JP4196681B2 - Refrigeration cycle controller - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、少なくとも設定温度と内気温度との温度偏差によって設定される目標吹出温度に応じて、冷凍サイクルの運転モードが冷房モードまたは暖房モードまたは除湿モードのうちのいずれかに設定される冷凍サイクル制御装置およびそれを用いた空調装置に関するもので、特に二酸化炭素を冷媒として冷媒圧縮機より吐出される冷媒の高圧圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界蒸気圧縮式のヒートポンプサイクルを備えた空調装置に係わる。
【０００２】
【従来の技術】
従来、送風ダクトの内部に、空気を冷却する冷却用熱交換器としてのエバポレータと、空気を加熱する第１室内熱交換器としてのガスクーラとを配置し、ガスクーラとエバポレータとの間に、送風ダクトの外部に配置された室外熱交換器を接続した車両用空調装置が知られている。
【０００３】
この車両用空調装置は、冷凍サイクル（ヒートポンプサイクル）の運転モードとして暖房モードが選択されると、コンプレッサ（冷媒圧縮機）の吐出口より吐出された冷媒を、ガスクーラ→暖房用可変絞り弁（第１可変絞り弁）→室外熱交換器→アキュームレータ→コンプレッサの経路で循環させるようにしている。
【０００４】
そして、冷凍サイクルの運転モードとして暖房モードが選択されている時に、サイクル効率決定手段によって設定された目標のサイクル効率とサイクル効率検出手段によって検出された現在のサイクル効率との偏差に基づいて、第１可変絞り弁の弁開度を制御することにより、冷凍サイクルのサイクル効率を制御している（例えば、特許文献１参照）。
【０００５】
【特許文献１】
特願２００２−３１０９６５号
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来の車両用空調装置においては、例えば暖房モード時にコンプレッサ回転数が最低回転数となっても加熱能力が余っている、いわゆる暖房能力過多の状態においては、ガスクーラを通過する風量とバイパスする風量との風量割合をエアミックスドアによって調節して必要吹出温度を作っているが、コンプレッサは能力過多の状態で稼動しているため動力を無駄に消費しているという問題点がある。
【０００７】
本発明の目的は、上記従来技術の問題点に鑑みて成されたものであり、コンプレッサ回転数が最低回転数となっても加熱能力が余っている能力過多の状態において、コンプレッサ動力を低減することのできる冷凍サイクル制御装置を提供することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、下記の技術的手段を採用する。すなわち、請求項１に記載の発明では、能力過多検出手段は、加熱能力検出手段（４８）によって検出された加熱能力（ＴＧＣ）が加熱能力決定手段によって決定された目標加熱能力（ＴＧＣＯ）を上回っており、且つ、回転速度検出手段によって検出された前記回転速度（Ｎｃ）が最低回転速度である場合に、能力過多を検出し、能力過多が検出された際に、絞り弁制御手段は、回転速度（Ｎｃ）が最低回転速度に維持され続ける状態で、加熱能力（ＴＧＣ）が目標加熱能力（ＴＧＣＯ）よりも低くなるまで目標高圧圧力（ＳＰＯ）より低い高圧圧力となるように第２可変絞り弁（２６）を制御して、冷媒圧縮機（２１）の動力を低減させることを特徴とする。
【０００９】
これによる効果を、図１１を用いて説明する。通常時の暖房能力は冷媒圧縮機（コンプレッサ２１）の回転速度（Ｎｃ）によってコントロールするが、回転速度（Ｎｃ）が最低（Ｍｉｎ．）回転速度まで下がると暖房能力過多の状況でも従来制御ではこれ以下に能力を下げることができず、無駄な動力を消費していた。これに対し、本発明では暖房能力過多と判定され回転速度（Ｎｃ）が最低（Ｍｉｎ．）回転速度まで下がっている場合は高圧圧力を下げることにより暖房能力を減少することができ冷媒圧縮機（２１）の動力も低減することができる。
【００１２】
請求項２に記載の発明では、冷凍サイクル（３）は二酸化炭素を冷媒とし、冷媒圧縮機（２１）より吐出される冷媒の吐出圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界蒸気圧縮式のヒートポンプサイクルを使用していることを特徴とする。そして、送風ダクト（２）の内部に、送風ダクト（２）内を流れる空気を冷却または加熱する第２室内熱交換器（２７）、およびこの第２室内熱交換器（２７）を通過した空気を再加熱する第１室内熱交換器（２２）を配置した。
【００１３】
これにより、冷媒圧縮機（２１）より吐出される冷媒の吐出温度を所定値以上に高めることができ、送風ダクト（２）から車室内に吹き出す空調風の吹出温度を所定値以上に高めることができる。尚、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一例である。
【００１４】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
以下、本発明の実施形態を、図面に基づき説明する。図１ないし図１０は本発明の第１実施形態を示したもので、図１は車両用空調装置の全体構成を示した概略図であり、図２は車両用空調装置の空調制御装置を示したブロック図である。本実施形態の車両用空調装置は、自動車等の車両の車室内を空調する空調ユニット（エアコンユニット）１における各空調機器（アクチュエータ）を、空調制御装置（エアコン制御装置：以下ＥＣＵと言う）１０によって制御するように構成された車両用オートエアコンである。
【００１５】
空調ユニット１は、内部に車両の車室内に空調風を導く空気通路を形成する送風ダクト２と、この送風ダクト２内において車室内に向かう空気流を発生させる遠心式送風機５と、送風ダクト２内を流れる空気を冷却または加熱する第２室内熱交換器２７、およびこの第２室内熱交換器２７を通過した空気を再加熱する第１室内熱交換器２２を有する冷凍サイクル３とを備えている。
【００１６】
送風ダクト２は、車両の車室内の前方側に配設されている。その送風ダクト２の空気の流れ方向の上流側には、車室内空気（以下内気と言う）を取り入れる内気吸込口１１、および車室外空気（以下外気と言う）を取り入れる外気吸込口１２が形成されている。そして、内気吸込口１１および外気吸込口１２の空気通路側には、内外気切替ドア４が回転自在に支持されている。この内外気切替ドア４は、サーボモータ等のアクチェエータ１３により駆動されて、吸込ロモードを、外気導入（ＦＲＳ）モードまたは内気循環（ＲＥＣ）モード等に切り替える。
【００１７】
また、送風ダクト２の空気の流れ方向の下流側には、図示しない複数の吹出口が形成されている。複数の吹出口は、少なくとも、車両の窓ガラスの内面に向かって主に温風を吹き出すためのデフロスタ（ＤＥＦ）吹出口、乗員の上半身（頭胸部）に向かって主に冷風を吹き出すためのフェイス（ＦＡＣＥ）吹出口、および乗員の下半身（足元部）に向かって主に温風を吹き出すためのフット（ＦＯＯＴ）吹出口等を有している。
【００１８】
複数の吹出口は、図示しない複数のモード切替ドアによって選択的に開閉される。複数のモード切替ドアは、サーボモータ等のアクチェエータ１４により駆動されて、吹出口モード（ＭＯＤＥ）を、フェイス（ＦＡＣＥ）モード、ハイレベル（Ｂ／Ｌ）モード、フット（ＦＯＯＴ）モード、フットデフ（Ｆ／Ｄ）モード、デフロスタ（ＤＥＦ）モードに切り替える。
【００１９】
遠心式送風機５は、送風ダクト２の空気の流れ方向の上流側に一体的に形成されたスクロールケーシングに回転自在に収容された遠心式ファン５ａ、およびこの遠心式ファン５ａを回転駆動するブロワモータ１６等を有し、図示しないブロワ駆動回路を介して印加されるブロワモータ端子電圧（ブロワ制御電圧、ブロワレベル）に基づいてブロワモータ１６の回転速度が変更されることで、車室内へ向かう空調風の送風量が制御される。
【００２０】
冷凍サイクル３は、コンプレッサ２１、第１室内熱交換器２２、第１減圧部、四方弁３０、室外熱交換器２４、内部熱交換器２５、第２減圧部、第２室内熱交換器２７、アキュームレータ２８およびこれらを環状に接続する冷媒配管とで構成されている。
【００２１】
コンプレッサ２１は、内蔵する駆動モータ（図示せず）によって回転駆動されて、室外熱交換器２４もしくは第２室内熱交換器２７より吸入した冷媒を、一時的に使用条件において臨界圧力以上まで高温・高圧に圧縮して吐出する電動式の冷媒圧縮機である。このコンプレッサ２１は、通電（ＯＮ）されると稼働し、通電が停止（ＯＦＦ）されると停止する。そして、コンプレッサ２１は、ＥＣＵ１０が算出する目標回転速度となるようにインバータ２０により回転速度を制御される。
【００２２】
第１室内熱交換器２２は、送風ダクト２内において第２室内熱交換器２７よりも空気の流れ方向の下流側に配置されて、コンプレッサ２１より流入する冷媒ガスとの熱交換によって通過する空気を加熱する室内熱交換器である。この第１室内熱交換器２２の空気入口部および空気出口部には、第１室内熱交換器２２を通過する空気量と第１室内熱交換器２２を迂回する空気量とを調節して、車室内へ吹き出す空気の吹出温度を調整するエアミックス（Ａ／Ｍ）ドア６・７が回転自在に支持されている。これらのＡ／Ｍドア６・７は、サーボモータ等のアクチュエータ１５により駆動される。
【００２３】
第１減圧部は、第１室内熱交換器２２から冷媒ガスが流入する第１可変絞り弁２３であり、第１室内熱交換器２２から流出する冷媒を弁開度に応じて減圧する第１減圧装置で、ＥＣＵ１０によって弁開度が電気的に制御される電動式膨張弁が使用されている。この第１可変絞り弁２３は、第１室内熱交換器２２から流出する冷媒ガスを減圧せずに室外熱交換器２４へ送る場合は全開となる。
【００２４】
室外熱交換器２４は、送風ダクト２の外部、例えば車両が走行する際に生じる走行風を受け易い場所（具体的にはエンジンルームの前方部等）に設置され、内部を流れる冷媒と図示しない電動式ファンにより送風される室外空気（外気）とを熱交換する。尚、室外熱交換器２４は、冷房モードまたは除湿（空調負荷小）モード時には、外気へ放熱する放熱器として運転され、また、暖房モードまたは除湿（空調負荷大）モード時には、外気より吸熱する吸熱器として運転される。
【００２５】
内部熱交換器２５は、室外熱交換器２４の出口部より流出した高温側の冷媒とアキュームレータ２８の出口部より流出した低温側の冷媒とを熱交換させて室外熱交換器２４の出口部より流出した高圧冷媒を更に冷却させる冷媒−冷媒熱交換器である。この内部熱交換器２５は、高温側熱交換器２５ａの一端面に低温側熱交換器２５ｂの他端面が熱交換可能に密着するように配置された二層の熱交換構造となっている。
【００２６】
そして、内部熱交換器２５中の高温側熱交換器２５ａは、室外熱交換器２４の出口部より流入した冷媒が流れる冷媒流路管により構成されている。また、内部熱交換器２５中の低温側熱交換器２５ｂは、アキュームレータ２８の出口部より流入した冷媒が流れる冷媒流路管により構成されている。そして、低温側熱交換器２５ｂは、内部熱交換器２５中の高温側熱交換器２５ａの冷媒入口部から冷媒出口部に至る冷媒流路管の全長で冷媒と冷媒との熱交換を行なうように構成されている。
【００２７】
第２減圧部は、第２室内熱交換器２７から冷媒ガスが流入する第２可変絞り弁２６であり、第２室内熱交換器２７から流出する冷媒を弁開度に応じて減圧する第２減圧装置で、ＥＣＵ１０によって弁開度が電気的に制御される電動式膨張弁が使用されている。第２室内熱交換器２７は、冷媒と遠心式送風機５によって送風される空気とを熱交換する冷媒−空気熱交換器である。また、アキュームレータ２８は、室外熱交換器２４もしくは第２室内熱交換器２７より流入した冷媒を一時的に貯留するための貯留室を有する気液分離器である。
【００２８】
ここで、冷凍サイクル３の循環回路切替手段は、冷凍サイクル３の運転モード、つまり冷凍サイクル３中の冷媒の循環経路を、冷房モード用循環回路（冷房サイクル）、暖房モード用循環回路（暖房サイクル）、除湿モード用循環回路（除湿サイクル）のいずれかのサイクルに切り替えるもので、本実施形態では、四方弁３０が上記の循環回路切替手段に相当する。
【００２９】
具体的には、四方弁３０によって第１可変絞り弁２３から流入する冷媒を室外熱交換器２４へ流通させると共に第２室内熱交換器２７から流入する冷媒をアキュームレータ２８へ流通させることで、冷凍サイクル３の運転モードが冷房サイクル（冷房モード用循環回路）および除湿サイクル（除湿モード用循環回路）となる。
【００３０】
そして、第１可変絞り弁２３を全開して室外熱交換器２４を放熱器として機能させ第２可変絞り弁２６で減圧するか、更にエアミックスドア６・７で第１室内熱交換器２２を閉塞するか、第１可変絞り弁２３で減圧して室外熱交換器２４を吸熱器として機能させ第２可変絞り弁２６を全開とするかで冷房サイクル（冷房モード用循環回路）と除湿サイクル（除湿モード用循環回路）とが切り替えられる。
【００３１】
また、四方弁３０によって第１可変絞り弁２３から流入する冷媒を第２室内熱交換器２７へ流通させると共に室外熱交換器２４から流入する冷媒をアキュームレータ２８へ流通させることで、冷凍サイクル３の運転モードが暖房サイクル（暖房モード用循環回路）となる。これら、各運転モード時の循環回路構成は、詳細を後述する。
【００３２】
ここで、本実施形態の冷凍サイクル３は、例えば臨界温度の低い二酸化炭素（ＣＯ２）を主成分とする冷媒を使用し、コンプレッサ２１の吐出口から吐出される冷媒の高圧圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界蒸気圧縮式ヒートポンプサイクルにより構成されている。
【００３３】
この超臨界蒸気圧縮式ヒートポンプサイクルでは、高圧側の冷媒圧力の上昇により第１室内熱交換器２２の入口部の冷媒温度（冷媒の入口温度）、つまりコンプレッサ２１の吐出口より吐出される冷媒の吐出温度を、例えば１２０℃程度まで高めることができる。尚、第１室内熱交換器２２内に流入する冷媒は、コンプレッサ２１で臨界圧力以上に加圧されているので、第１室内熱交換器２２で放熱しても凝縮液化することはない。
【００３４】
ＥＣＵ１０は、制御処理や演算処理を行なうＣＰＵ、各種プログラムやデータを保存するメモリ（ＲＯＭ・ＲＡＭ）、Ｉ／Ｏポートおよびタイマ等の機能を含んで構成され、それ自体は周知の構造を持つマイクロコンピュータを内蔵している。
【００３５】
そして、ＥＣＵ１０は、イグニッションスイッチがオン（ＩＧ・ＯＮ）すると、ＥＣＵ電源の供給が成されて、図示しないエアコン操作パネル等からの操作信号、各種センサからのセンサ信号、およびメモリ内に格納された制御プログラムに基づいて、空調ユニット１の各アクチュエータ（サーボモータ１３〜１５、ブロワモータ１６、各可変絞り弁２３・２６、四方弁３０、インバータ２０等）を電気的に制御する。
【００３６】
エアコン操作パネルには、温度設定スイッチ３９、エアコン（Ａ／Ｃ）スイッチ、吸込口設定（ＦＲＳ／ＲＥＣ切替）スイッチ、吹出口モード設定（ＭＯＤＥ切替）スイッチ、デフロスタ（ＤＥＦ）スイッチ、風量設定スイッチ、オート（ＡＵＴＯ）スイッチ、オフ（ＯＦＦ）スイッチ等が配置されている。
【００３７】
そして、ＤＥＦスイッチは、吹出口モードをＤＥＦモードに固定するように指令するＤＥＦモード固定スイッチで、また、車両フロント窓ガラスの曇りの除去またはフロント窓ガラスの防曇を希望する防曇スイッチである。
【００３８】
尚、ＤＥＦスイッチの代わりに、吹出口モードをＤＥＦモードに固定するように指令することなく、ＯＮ状態の時に自動車の車室内の除湿または車両のフロント窓ガラスの防曇のみを希望する除湿または防曇スイッチやフロント窓ガラスの曇り状態を検出する防曇センサ等の除湿モード設定手段を設けても良い。
【００３９】
また、ＡＵＴＯスイッチは、少なくとも目標吹出温度（ＴＡＯ）に基づいて、冷凍サイクル３の運転モードを、冷房モード、暖房モード、除湿モードのいずれかに自動的に設定するように指令するスイッチである。また、ＡＵＴＯスイッチは、空調ユニット１の各アクチュエータを自動的に制御するように指令する自動制御スイッチで、ＭＯＤＥ切替スイッチまたは風量設定スイッチ等が操作された際に、例えば吹出口モード切替制御またはブロワモータ制御等の自動空調制御が解除される。
【００４０】
また、コンプレッサ２１の吐出口より吐出される冷媒の吐出圧力（ＳＰ）を検出する高圧圧力検出手段としての吐出圧力センサ４０、コンプレッサ２１の吐出口より吐出される冷媒の吐出温度（ＴＤ）を検出する吐出温度センサ４１、第１室内熱交換器２２の出口部より流出する第１室内熱交換器出口冷媒温度（ＴＣＯ）を検出する第１冷媒温度センサ（本発明の第１冷媒温度検出手段に相当する）４２、室外熱交換器２４の出口部より流出する室外熱交換器出口冷媒温度（ＴＨＯ）を検出する第２冷媒温度検出手段としての第２冷媒温度センサ４３、第２室内熱交換器２７より流出する冷媒の中間圧力を検出する中間圧力センサ４９、および第２室内熱交換器２７より流出する冷媒の温度を検出する冷媒温度センサ５０からのセンサ信号は、図示しない入力回路（Ａ／Ｄ変換回路）によってＡ／Ｄ変換された後に、マイクロコンピュータに入力されるように構成されている。
【００４１】
また、車室外の空気温度である外気温度（ＴＡＭ）を検出する外気温度センサ４４、第２室内熱交換器２７の下流直後の空気温度（ＴＥ：以下第２室内熱交換器後温度と言う）を検出する第２室内熱交換器後温度センサ４５、車室内の空気温度である内気温度（ＴＲ）を検出する内気温度センサ４６、車室内に入射する日射量（ＴＳ）を検出する日射センサ４７、および第１室内熱交換器２２の下流直後の空気温度（ＴＧＣ：以下第１室内熱交換器後温度と言う）を検出する加熱能力検出手段としての第１室内熱交換器後温度センサ４８からのセンサ信号は、Ａ／Ｄ変換回路によってＡ／Ｄ変換された後に、マイクロコンピュータに入力されるように構成されている。
【００４２】
次に、本実施形態のＥＣＵ１０による空調制御方法を、図１ないし図１０に基づいて簡単に説明する。ここで、図３〜５はメモリ内に格納された制御プログラムのメインルーチンを示したフローチャートである。また、図６は冷房時の、図７は暖房時の、図８は除湿暖房（空調負荷小）時の、そして図９は除湿暖房（空調負荷大）時の冷凍サイクルを示したモリエル線図である。
【００４３】
尚、本実施形態のフローチャートは、メモリ内に格納された制御プログラムのメインルーチンに相当するもので、イグニッションスイッチがＯＦＦ→ＯＮへと切り換わってＥＣＵ１０へＥＣＵ電源の供給が成された時点で起動されて所定時間毎に随時実行される。また、イグニッションスイッチがＯＮ→ＯＦＦへと切り換わってＥＣＵ１０へのＥＣＵ電源の供給が断たれた時には、強制的に終了されるものである。
【００４４】
先ず、車両の車室内を空調する空調ユニット１における各空調機器（アクチュエータ）の制御に必要な各種センサからセンサ信号を取り込む（サイクル効率検出手段、高圧圧力決定手段、第１冷媒温度検出手段、第２冷媒温度検出手段、加熱能力決定手段、回転速度検出手段＝ステップＳ１）。次に、エアコン操作パネルからの操作信号を取り込む（ステップＳ２）。次に、予めメモリ内に格納された下記の数１の演算式に基づいて、車両の車室内に吹き出す空調風の目標吹出温度（ＴＡＯ）を算出する（吹出温度決定手段：ステップＳ３）。
【００４５】
【数１】
ＴＡＯ＝ＫＳＥＴ×ＴＳＥＴ−ＫＲ×ＴＲ−ＫＡＭ×ＴＡＭ−ＫＳ×ＴＳ＋Ｃ
尚、ＴＳＥＴは温度設定スイッチ３９によって設定された設定温度で、ＴＲは内気温度センサ４６によって検出された内気温度で、ＴＡＭは外気温度センサ４４によって検出された外気温度で、ＴＳは日射センサ４７によって検出された日射量である。また、ＫＳＥＴ、ＫＲ、ＫＡＭ、ＫＳはゲインで、Ｃは補正用の定数である。
【００４６】
次に、コンプレッサ２１をＯＮ状態にするかＯＦＦにするかを判定するコンプレッサ作動判定を行なう。このコンプレッサ作動判定は、例えばエアコン（Ａ／Ｃ）スイッチがＯＮされているか否かで判定する（ステップＳ４）。この判定結果がＮＯの場合には、ステップＳ１以降の制御処理を繰り返す。
【００４７】
また、ステップＳ４の判定結果がＹＥＳの場合には、ステップＳ３で算出した目標吹出温度（ＴＡＯ）に基づいて、冷凍サイクル３の運転モードを判定する運転モード判定を行なう。先ず、目標吹出温度（ＴＡＯ）が所定値（α：例えば４５℃）よりも低温であるか否かを判定する（ステップＳ５）。この判定結果がＮＯの場合、つまりＴＡＯ≧αの場合には、冷凍サイクル３の運転モードとして暖房サイクル（暖房モード）を選択する（ステップＳ６）。その後に、ステップＳ１０の演算処理に進む。
【００４８】
また、ステップＳ５の判定結果がＹＥＳの場合には、目標吹出温度（ＴＡＯ）が所定値（β：例えば１５℃）よりも高温であるか否かを判定する（ステップＳ７）。この判定結果がＮＯの場合、つまりＴＡＯ≦βの場合には、冷凍サイクル３の運転モードとして冷房サイクル（冷房モード）を選択する（ステップＳ８）。また、ステップＳ７の判定結果がＹＥＳの場合、つまりβ＜ＴＡＯ＜αの場合には、冷凍サイクル３の運転モードとして除湿サイクル（除湿モード）を選択する（ステップＳ９）。
【００４９】
次に、予めメモリ内に格納された特性図（マップ）から、目標吹出温度（ＴＡＯ）に対応するブロワモータ１６に印加するブロワモータ端子電圧（ブロワ制御電圧、ブロワレベル）を算出する（ステップＳ１０）。次に、エアコン操作パネルに設置された吸込口設定（ＦＲＳ/ＲＥＣ切替）スイッチの操作状態（入力状態）に基づいて、吸込ロモード（内外気モード）を切り替える内外気切替ドア４の開度を算出する（ステップＳ１１）。
【００５０】
ここで、吸込口モードの決定においては、吸込口設定スイッチの入力状態によって外気導入（ＦＲＳ）モードまたは内気循環（ＲＥＣ）モードのいずれかの吸込口モードを選択しても良いし、目標吹出温度（ＴＡＯ）に基づいて外気導入（ＦＲＳ）モードまたは内気循環（ＲＥＣ）モードのいずれかの吸込口モードを選択しても良い。
【００５１】
次に、エアコン操作パネルに設置された吹出口モード設定（ＭＯＤＥ切替）スイッチまたはＤＥＦスイッチの操作状態（入力状態）に基づいて、吹出口モードを切り替える複数のモード切替ドアの開度を算出する（ステップＳ１２）。ここで、吹出口モードの決定においては、吹出口モード設定スイッチまたはＤＥＦスイッチの入力状態によってＦＡＣＥモード、Ｂ／Ｌモード、ＦＯＯＴモード、Ｆ／Ｄモード、ＤＥＦモードのいずれかの吹出口モードとなるように決定しても良いし、目標吹出温度（ＴＡＯ）が低い温度から高い温度に向かって、ＦＡＣＥモード、Ｂ／Ｌモード、ＦＯＯＴモードとなるように決定しても良い。
【００５２】
次に、冷凍サイクル３の運転モードとして冷房モードまたは除湿モードが選択されている時には、目標第２室内熱交換器後温度（ＴＥＯ）を算出する（ステップＳ１３）。尚、冷房モード時の目標第２室内熱交換器後温度（ＴＥＯ）は、ＴＥＯ＝ＴＡＯとする。また、車両の車室内に乗車する乗員の湿度感を低減し、車室内の空調環境の快適性を向上するために、除湿モード時の目標第２室内熱交換器後温度（ＴＥＯ）の決定には、例えばＴＥＯ=ｆ１（ＴＡＭ）のような演算式を用いる。
【００５３】
あるいは、除湿モード時のＴＥＯを、フロント窓ガラスの内面の防曇に必要な除湿量を確保するために、予めメモリ内に格納された図１０の特性図（マップ）に示したように、外気温度センサ４４によって検出された外気温度（ＴＡＭ）に対して決定するようにしても良い。また、冷凍サイクル３の運転モードとして暖房モードまたは除湿モードが選択されている時には、目標第１室内熱交換器後温度（ＴＧＣＯ）を算出する（ステップＳ１４）。
【００５４】
尚、暖房モード時には、目標第１室内熱交換器後温度（ＴＧＣＯ）は、ＴＧＣＯ＝ＴＡＯとする。また、中間期における空調フィーリングの向上のために、吹出口モードとしてＢ／Ｌモードが選択されている場合、目標第１室内熱交換器後温度（ＴＧＣＯ）を、ＴＧＣＯ＝ａ×ＴＡＯ＋ｂ×ＴＥ＋ｃとする。尚、ＴＥは第２室内熱交換器後温度センサ４５によって検出された第２室内熱交換器２７の下流直後の空気温度（第２室内熱交換器後温度）である。
【００５５】
ここで、ＴＧＣＯをＴＡＯより高い温度となるように定数ａ・ｂ・ｃを決定することで、次のステップＳ１５でのエアミックスドア開度が例えば５０％等の中間開度にコントロールされ、ＦＡＣＥ吹出口から低い吹出温度の空調風、ＦＯＯＴ吹出口から高い吹出温度の空調風を得ることができ、車両の車室内の空調環境として頭寒足熱の快適な空調環境を作り出すことができる。
【００５６】
次に、予めメモリ内に格納された下記の数２の演算式に基づいて、第１室内熱交換器２２を通過する空気量と第１室内熱交換器２２を迂回する空気量とを調節して実際の吹出温度を調整する２つのＡ／Ｍドア６・７の開度（Ａ／Ｍ開度）を算出する（ステップＳ１５）。
【００５７】
【数２】
ＳＷ＝［｛ＴＡＯ−（ＴＥ＋ａ）｝／｛ＴＧＣ−（ＴＥ＋ａ）｝］×１００（％）
尚、ＴＡＯは上記のステップＳ３で算出された目標吹出温度で、ＴＥは第２室内熱交換器後温度センサ４５によって検出された第２室内熱交換器２７の下流直後の空気温度（第２室内熱交換器後温度）で、ＴＧＣは第１室内熱交換器後温度センサ４８によって検出された第１室内熱交換器２２の下流直後の空気温度（第１室内熱交換器後温度）で、ａは補正係数である。
【００５８】
上記の数２の演算式からも分かるように、例えば冷房定常時は、上記目標第２室内熱交換器後温度（ＴＥＯ）の算出でＴＥＯ=ＴＡＯで算出されるため、Ａ／Ｍドア６・７は自動的に０％（ＭＡＸ・ＣＯＯＬ）に算出される。また、設定温度を高めに変更した際は、ＴＡＯが高く算出され、ＴＥＯが高めに更新される。設定温度の変更と同時に、Ａ／Ｍドア６・７が過渡的に開く方向に制御されるため、リヒート方式に有りがちな吹出温度の応答遅れも解消できる。
【００５９】
次に、予めメモリ内に格納された下記の数３の演算式に基づいて、コンプレッサ２１の回転速度の目標回転速度（ＩＶＯｎ）の増減量を算出する（ステップＳ１６）。尚、冷凍サイクル３の運転モードとして冷房モードが選択されている時には、第２室内熱交換器後温度センサ４５によって検出された第２室内熱交換器後温度（検出値：ＴＥ）が目標第２室内熱交換器後温度（目標値：ＴＥＯ）となるように、検出値と目標値との温度偏差と偏差変化率とからファジー演算によりコンプレッサ回転速度増減量（Δｆ）を算出する。
【００６０】
【数３】
ＩＶＯｎ＝ＩＶＯｎ−１＋Δｆ
尚、ＩＶＯｎは今回の制御タイミングにおいて算出される目標回転速度で、ＩＶＯｎ−１は前回の制御タイミングにおいて算出された目標回転速度で、Δｆはコンプレッサ回転速度増減量である。また、冷凍サイクル３の運転モードとして暖房モードが選択されている時には、第１室内熱交換器後温度センサ４８によって検出された第１室内熱交換器後温度（検出値：ＴＧＣ）が目標第１室内熱交換器後温度（目標値：ＴＧＣＯ）となるように、検出値と目標値との温度偏差と偏差変化率とからファジー演算によりコンプレッサ回転速度増減量（Δｆ）を算出する。
【００６１】
次に、これから行なう運転が暖房運転であるかどうかを判定する（ステップＳ１７）。この判定結果がＮＯの場合、つまり冷凍サイクル３の運転モードとして冷房モードが選択されている時には、目標高圧の算出を行なう（ステップＳ１８）。つまり、冷凍サイクル３のサイクル効率を最大となるように、冷凍サイクル３を最高効率（省動力、省電力）で作動させるために、第２冷媒温度センサ４３によって検出される室外熱交換器出口冷媒温度（ＴＨＯ）から目標高圧圧力（ＳＰＯ）を算出し、その後にステップＳ２３の演算処理に進む。
【００６２】
また、ステップＳ１７の判定結果がＹＥＳの場合、つまり暖房を使う運転である場合には、次に、第１室内熱交換器後温度センサ４８によって検出される第１室内熱交換器２２の下流直後の空気温度（第１室内熱交換器後温度）ＴＧＣが、目標第１室内熱交換器後温度ＴＧＣＯを超えていないかどうかを判定する（ステップＳ１９）。
【００６３】
この判定結果がＮＯの場合、つまり第１室内熱交換器後温度ＴＧＣが目標第１室内熱交換器後温度ＴＧＣＯにまで達していない時には、冷凍サイクル３のサイクル効率を最大となるよう冷媒温度センサ５０によって検出される第２室内熱交換器出口冷媒温度から目標高圧圧力（ＳＰＯ）を算出し（ステップＳ１８）、その後にステップＳ２３の演算処理に進む。
【００６４】
また、ステップＳ１９の判定結果がＹＥＳの場合、つまり第１室内熱交換器後温度ＴＧＣが目標第１室内熱交換器後温度ＴＧＣＯを超えており、暖房能力過多の可能性がある場合には、次に、コンプレッサ２１の回転速度Ｎｃが最低回転速度（Ｍｉｎ．）であるか否かを判定する（ステップＳ２０）。
【００６５】
この判定結果がＮＯの場合、つまり暖房能力過多の可能性があるがコンプレッサ２１の回転速度Ｎｃが最低回転速度（Ｍｉｎ．）ではなく、回転速度Ｎｃを下げて暖房能力を減少させることができる時には、冷凍サイクル３のサイクル効率を最大となるよう冷媒温度センサ５０によって検出される第２室内熱交換器出口冷媒温度から目標高圧圧力（ＳＰＯ）を算出し（ステップＳ１８）、その後にステップＳ２３の演算処理に進む。
【００６６】
また、ステップＳ２０の判定結果がＹＥＳの場合、つまりコンプレッサ２１の回転速度Ｎｃが最低回転速度（Ｍｉｎ．）であるにも係わらず第１室内熱交換器後温度ＴＧＣが目標第１室内熱交換器後温度ＴＧＣＯを超えている状況は暖房能力過多と判断すると共に、第２冷媒温度センサ４３によって検出される第２室内熱交換器出口冷媒温度から目標高圧圧力（ＳＰＯ）を算出し（ステップＳ２１）、次にその目標高圧圧力（ＳＰＯ）から一定量ａを引いて（ステップＳ２２）、その後にステップＳ２３の演算処理に進む。
【００６７】
次に、ステップＳ１７およびステップＳ２２で算出された目標高圧圧力（ＳＰＯ）になるように、第２可変絞り弁２６の開度の増減量を算出する（ステップＳ２３）。冷房運転の場合はここで算出された可変絞り弁の開度増減量をもち、上記の各ステップにて算出された目標値となるように、空調ユニット１の各空調機器（アクチュエータ）へ制御信号を出力する（ステップＳ２５）。
【００６８】
しかし、暖房運転の場合、ステップＳ２１で目標高圧圧力（ＳＰＯ）を一定量ａだけ下げた結果で第１室内熱交換器後温度ＴＧＣが目標第１室内熱交換器後温度ＴＧＣＯより下がったか否か（暖房能力過多の状況が解消されたか否か）を判定する。この判定結果がＮＯの場合には、ステップＳ２２以降の制御処理を繰り返す。
【００６９】
そしてステップＳ２４の判定結果がＹＥＳとなり、第１室内熱交換器後温度ＴＧＣが目標第１室内熱交換器後温度ＴＧＣＯより下がって暖房能力過多の状況が解消されたと判定した場合、上記の各ステップにて算出された目標値となるように、空調ユニット１の各空調機器（アクチュエータ）へ制御信号を出力する（ステップＳ２５）。
【００７０】
次に、本実施形態の車両用空調装置の作動を図６ないし図９に基づいて簡単に説明する。まず、図６は本実施形態に係る冷房時の冷凍サイクルを示した図である。冷凍サイクル３の運転モードとして冷房モードが選択された時には、コンプレッサ２１の吐出口から吐出された冷媒が、第１室内熱交換器２２→第１可変絞り弁２３（全開）→四方弁３０→室外熱交換器２４→高温側熱交換器２５ａ→第２可変絞り弁２６（開度：小）→第２室内熱交換器２７→四方弁３０→アキュームレータ２８→低温側熱交換器２５ｂ→コンプレッサ２１の経路で循環する（冷房モード用循環回路、冷房サイクル）。
【００７１】
冷房モードが選択された時には、第１室内熱交換器２２の空気入口部および空気出口部に取り付けられたＡ／Ｍドア６・７の開度が、全閉（ＭＡＸ・ＣＯＯＬ）となるように制御され、コンプレッサ２１の吐出口から吐出された高温高圧の冷媒は第１室内熱交換器２２を通過する際に放熱することはない。よって、第２室内熱交換器２７を通過する際に冷却された空気は、第１室内熱交換器２２を迂回するように送風ダクト２内を流れ、例えばＦＡＣＥ吹出口から車両の車室内に吹き出されて、車室内の温度が所望の温度（設定温度）となるように車室内が冷房される。
【００７２】
また、内部熱交換器２５では、高温側熱交換器２５ａ内を流れる、室外熱交換器２４から流出した高温高圧の冷媒と、低温側熱交換器２５ｂ内を流れる、アキュームレータ２８から流出した低温低圧の冷媒とを熱交換させることにより、室外熱交換器２４から流出した高温高圧の冷媒を冷却する。これにより、第２室内熱交換器エンタルピが増大することによって、省動力または省電力で冷凍サイクル３のサイクル効率を向上できる。
【００７３】
また、図７は本実施形態に係る暖房時の冷凍サイクルを示した図である。冷凍サイクル３の運転モードとして暖房モードが選択された時には、コンプレッサ２１の吐出口から吐出された冷媒が、第１室内熱交換器２２→第１可変絞り弁２３（全開）→四方弁３０→第２室内熱交換器２７→第２可変絞り弁２６（開度：小）→高温側熱交換器２５ａ→室外熱交換器２４→四方弁３０→アキュームレータ２８→低温側熱交換器２５ｂ→コンプレッサ２１の経路で循環する（暖房モード用循環回路、暖房サイクル）。
【００７４】
ここで、上記のＡ／Ｍドア６・７の開度が、全開（ＭＡＸ・ＨＯＴ）となるように制御され、コンプレッサ２１の吐出口から吐出された高温高圧の冷媒は第１室内熱交換器２２と第２室内熱交換器２７を通過する際に送風ダクト２内を流れる空気と熱交換して放熱し、例えばＦＯＯＴ吹出口から車両の車室内に吹き出されて、車室内の温度が所望の温度（設定温度）となるように車室内が暖房される。また、内部熱交換器２５では、低温低圧の冷媒がそれぞれの高温側熱交換器２５ａ・低温側熱交換器２５ｂを通過するため熱交換しない。
【００７５】
また、図８は本実施形態に係る除湿暖房（空調負荷小）時の冷凍サイクルを示した図である。冷凍サイクル３の運転モードとして除湿モードが選択され比較的空調負荷が低く、必要な吹出温度が低い時には、コンプレッサ２１の吐出口から吐出された冷媒が、第１室内熱交換器２２→第１可変絞り弁２３→四方弁３０→室外熱交換器２４→高温側熱交換器２５ａ→第２可変絞り弁２６（開度：小）→第２室内熱交換器２７→四方弁３０→アキュームレータ２８→低温側熱交換器２５ｂ→コンプレッサ２１の経路で循環する（第１除湿モード用循環回路、第１除湿サイクル）。
【００７６】
冷房サイクルと同様な冷媒流れとなるが、第１可変絞り弁２３の絞り量をコントロールすることで室外熱交換器２４の圧力を制御し、室外熱交換器２４での放熱量をコントロールすることで第１室内熱交換器２２の放熱量を調整し、リヒート量を制御する。また室外熱交換器２４を出た冷媒は、第２可変絞り弁２６にて減圧され低温低圧の冷媒となり第２室内熱交換器２７に流れ、ここで車室内の空気を冷やして蒸発し、四方弁３０を通りアキュームレータ２８、低温側熱交換器２５ｂを経てコンプレッサ２１へ戻る。
【００７７】
ここで、第２室内熱交換器２７を通過する際に冷却除湿された空気は、第１室内熱交換器２２を通過する際に再加熱され、例えばＤＥＦ吹出口またはＦＯＯＴ吹出口から車両の車室内に吹き出されて、車室内の温度が所望の温度（設定温度）となるように、しかもフロント窓ガラスの曇りを除去または防曇するように車室内が除湿暖房される。
【００７８】
また、図９は本実施形態に係る除湿暖房（空調負荷大）時の冷凍サイクルを示した図である。冷凍サイクル３の運転モードとして除湿モードが選択され比較的空調負荷が高く、必要な吹出温度が高い時には、コンプレッサ２１の吐出口から吐出された冷媒が、第１室内熱交換器２２→第１可変絞り弁２３（開度：小）→四方弁３０→室外熱交換器２４→高温側熱交換器２５ａ→第２可変絞り弁２６→第２室内熱交換器２７→四方弁３０→アキュームレータ２８→低温側熱交換器２５ｂ→コンプレッサ２１の経路で循環する（第２除湿モード用循環回路、第２除湿サイクル）。
【００７９】
暖房サイクルと同様な冷媒流れとなるが、両可変絞り弁２３・２６の２段絞りにより第２室内熱交換器２７の蒸発温度を制御する。この冷媒流れでは、室外熱交換器２４と第２室内熱交換器２７を低圧側でバランスさせ吸熱器として作動するため前述の第１除湿サイクルよりも高い吹出温度が作れる。
【００８０】
ここで、第２室内熱交換器２７を通過する際に冷却除湿された空気は、第１室内熱交換器２２を通過する際に再加熱され、例えばＤＥＦ吹出口またはＦＯＯＴ吹出口から車両の車室内に吹き出されて、車室内の温度が所望の温度（設定温度）となるように、しかもフロント窓ガラスの曇りを除去または防曇するように車室内が除湿暖房される。
【００８１】
このように、第１可変絞り弁２３と第２可変絞り弁２６との弁開度の絞り度合いによって、コンプレッサ２１から吐出される冷媒の吐出圧力および室外熱交換器２４の冷媒圧力が可変されるため、第１室内熱交換器２２の加熱能力（第１室内熱交換器後温度、吹出温度）または第２室内熱交換器２７の除湿能力（第２室内熱交換器後温度）が目標値となるようにコントロールされる。
【００８２】
具体的には、室外熱交換器２４の冷媒圧力が低く設定されるようにコントロールされた場合（第１可変絞り弁２３の開度：小、第２可変絞り弁２６の開度：大）には、室外熱交換器２４が吸熱器として機能（作動）するため、第１室内熱交換器２２で放熱される熱量が増大し、車両の車室内に吹き出される空調風の吹出温度が比較的に高温となる。
【００８３】
逆に、室外熱交換器２４の冷媒圧力が高く設定されるようにコントロールされた場合（第１可変絞り弁２３の開度：大、第２可変絞り弁２６の開度：小）には、室外熱交換器２４が放熱器として機能（作動）するため、第１室内熱交換器２２で放熱される熱量が減少し、車両の車室内に吹き出される空調風の吹出温度が比較的に低温となる。
【００８４】
次に、本実施形態での特徴を説明する。能力過多検出手段によって第１室内熱交換器２２の暖房能力過多が検出された場合、絞り弁制御手段は第２可変絞り弁２６の弁開度を制御して冷凍サイクル３の高圧圧力を下げるようにしている。これにより、通常時の暖房能力はコンプレッサ２１の回転速度Ｎｃによってコントロールするが、暖房能力過多と判定され回転速度Ｎｃが最低回転速度まで下がっている場合は高圧圧力を下げることにより暖房能力を減少することができコンプレッサ２１の動力も低減することができる。
【００８５】
また、加熱能力検出手段としての第１室内熱交換器後温度センサ４８によって検出された加熱能力ＴＧＣが、加熱能力決定手段によって決定された目標加熱能力ＴＧＣＯを上回っており、且つ回転速度検出手段によって検出された回転速度Ｎｃが最低回転速度である場合、第１室内熱交換器２２が能力過多であると判断する。これにより、コンプレッサ２１の回転速度Ｎｃが最低回転速度となっても加熱能力が余っている、いわゆる暖房能力過多の状態と判定することができる。
【００８６】
また、冷凍サイクル３は二酸化炭素を冷媒とし、コンプレッサ２１より吐出される冷媒の吐出圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界蒸気圧縮式のヒートポンプサイクルを使用している。そして、送風ダクト２の内部に、送風ダクト２内を流れる空気を冷却または加熱する第２室内熱交換器２７、およびこの第２室内熱交換器２７を通過した空気を再加熱する第１室内熱交換器２２を配置した。これにより、コンプレッサ２１より吐出される冷媒の吐出温度を所定値以上に高めることができ、送風ダクト２から車室内に吹き出す空調風の吹出温度を所定値以上に高めることができる。
【００８７】
（第２実施形態）
図１２は本発明の第２実施形態における車両用空調装置の全体構成を示した概略図である。第１実施形態では、第１室内熱交換器２２として車室内の空気を直接加熱する熱交換器を設定したが、燃料電池車等の低熱源車の補助暖房装置として水を加熱する水−冷媒熱交換器３１をコンプレッサ２１吐出部に設定しても良い。
【００８８】
具体的に、図１２中の５２は燃料電池ユニットであり、燃料電池と冷却手段で構成され、図示しない水素貯蔵ユニットに貯蔵された水素と空気中の酸素とを反応させて車両を駆動するための電気を発生させる。５４は、その燃料電池ユニット５２が発電する際に発生する熱を冷却するための冷却水を循環させるウォータポンプである。５３は、その冷却水の熱を車外に放出する放熱器としてのラジエータであり、図示しない電動ファンで送風される車室外空気との間で熱交換して冷却水を冷却する。
【００８９】
そして５１は、これら燃料電池ユニット５２と、ラジエータ５３と、ウォータポンプ５４を環状に接続した冷却水循環路である。また、上記の燃料電池ユニット５２で加熱された冷却水を利用して、加熱用熱交換器としてのヒータコア５５に供給して、車室内の暖房を行なうようになっている。尚、その他の符号のものは第１実施形態と同様であるため、説明を省略する。
【００９０】
水−冷媒熱交換器３１中の冷媒側熱交換器３１ａは、コンプレッサ２１の吐出部より流出した冷媒が流れる位置に配置され、冷媒流路管により構成されている。また、水−冷媒熱交換器３１中の水側熱交換器３１ｂは、上記燃料電池ユニット５２の出口部より流出した水（冷却水）が流れる位置に配置され、水流路管により構成されている。そして、水側熱交換器３１ｂは、水−冷媒熱交換器３１中の冷媒側熱交換器３１ａの冷媒入口部から冷媒出口部に至る冷媒流路管の全長で冷媒と水との熱交換を行なうように構成されている。
【００９１】
このサイクルの各運転モードでの冷媒流れは第１実施形態と同様である。このように、冷媒で一旦水を加熱し、その加熱された温水を用いて車室内空気の加熱（暖房）を行なっても良い。このような水加熱は、燃料電池車の他に電気自動車やハイブリッド車のように車両排熱が無いもしくは少ない低熱源車の補助暖房装置として用いても良いし、燃料電池車であれば燃料電池ユニット５２を低温始動時に確実に始動する温度まで冷却水を予加熱できると共に、燃料電池ユニット５２を発電効率の良い温度に早く昇温することができる。
【００９２】
（その他の実施形態）
上述の実施形態では車両用空調装置に適用しているが、本発明はこれに限定されるものではなく、定置式の空調装置に適用しても良い。また、上述の実施形態ではモータにより駆動される電動式の冷媒圧縮機で構成しているが、回転数を制御するものであればエンジンにより駆動されるエンジン駆動式の冷媒圧縮機で構成しても良い。また、上述の実施形態ではＣＯ２を冷媒とする超臨界ヒートポンプサイクル装置に適用しているが、フロン等を冷媒とした通常のヒートポンプサイクルに適用しても良い。尚、内部熱交換器２５は必ずしも接続しなくても良い。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態における車両用空調装置の全体構成を示した概略図である。
【図２】空調制御装置を示したブロック図である。
【図３】メモリ内に格納された制御プログラムのメインルーチンを示したフローチャートである。
【図４】メモリ内に格納された制御プログラムのメインルーチンを示したフローチャートである。
【図５】メモリ内に格納された制御プログラムのメインルーチンを示したフローチャートである。
【図６】本発明の実施例に係る冷房時の冷凍サイクルを示した図である。
【図７】本発明の実施例に係る暖房時の冷凍サイクルを示した図である。
【図８】本発明の実施例に係る除湿暖房（空調負荷小）時の冷凍サイクルを示した図である。
【図９】本発明の実施例に係る除湿暖房（空調負荷大）時の冷凍サイクルを示した図である。
【図１０】目標第２室内熱交換器後温度と外気温度との関係を示した特性図である。
【図１１】暖房能力とコンプレッサ回転数と高圧圧力との関係を示した特性図である。
【図１２】本発明の第２実施形態における車両用空調装置の全体構成を示した概略図である。
【符号の説明】
２ 送風ダクト
３ 冷凍サイクル
１０ ＥＣＵ（サイクル効率検出手段、サイクル効率決定手段、絞り弁制御手段、能力過多検出手段、高圧圧力決定手段、加熱能力決定手段、回転速度検出手段）
２１ コンプレッサ（冷媒圧縮機）
２２ 第１室内熱交換器
２３ 第１可変絞り弁
２４ 室外熱交換器
２６ 第２可変絞り弁
２７ 第２室内熱交換器
４２ 第１冷媒温度センサ（第１冷媒温度検出手段）
４４ 外気温度センサ
４８ 第１室内熱交換器後温度センサ（加熱能力検出手段）
４９ 中間圧力センサ（高圧圧力検出手段）
５０ 冷媒温度センサ（冷媒温度検出手段）
Ｎｃ 回転速度
ＳＰ 高圧圧力
ＳＰＯ 目標高圧圧力
ＴＧＣ 加熱能力
ＴＧＣＯ 目標加熱能力
ＴＨＯ 冷媒温度[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a refrigeration cycle in which the operation mode of the refrigeration cycle is set to any one of the cooling mode, the heating mode, and the dehumidification mode according to at least a target blowing temperature set by a temperature deviation between the set temperature and the inside air temperature The present invention relates to a control device and an air conditioner using the same, and in particular, an air conditioner equipped with a supercritical vapor compression heat pump cycle in which the high pressure of refrigerant discharged from a refrigerant compressor using carbon dioxide as a refrigerant is equal to or higher than the critical pressure of the refrigerant. Related to the device.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, an evaporator as a cooling heat exchanger that cools air and a gas cooler as a first indoor heat exchanger that heats air are arranged inside the air duct, and the air duct is placed between the gas cooler and the evaporator. There is known a vehicle air conditioner to which an outdoor heat exchanger arranged outside the vehicle is connected.
[0003]
In this vehicle air conditioner, when the heating mode is selected as the operation mode of the refrigeration cycle (heat pump cycle), the refrigerant discharged from the discharge port of the compressor (refrigerant compressor) 1 variable throttle valve) → outdoor heat exchanger → accumulator → compressor.
[0004]
Then, when the heating mode is selected as the operation mode of the refrigeration cycle, based on the deviation between the target cycle efficiency set by the cycle efficiency determination means and the current cycle efficiency detected by the cycle efficiency detection means, The cycle efficiency of the refrigeration cycle is controlled by controlling the valve opening of one variable throttle valve (see, for example, Patent Document 1).
[0005]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Application No. 2002-310965
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the above-described conventional vehicle air conditioner, for example, in the so-called heating capacity excessive state even when the compressor rotation speed becomes the minimum rotation speed in the heating mode, the amount of air passing through the gas cooler and the bypass The required air temperature is adjusted by adjusting the air flow rate with the air mix door, but there is a problem that the compressor wastes power because it is operating with excessive capacity.
[0007]
The object of the present invention is made in view of the above-mentioned problems of the prior art, and reduces the compressor power in a state where the heating capacity is excessive even when the compressor speed reaches the minimum speed. An object of the present invention is to provide a refrigeration cycle control device that can perform the above-described operation.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, the following technical means are adopted. That is, in the invention according to claim 1, the overcapacity detection means Is The heating capacity (TGC) detected by the heating capacity detecting means (48) exceeds the target heating capacity (TGCO) determined by the heating capacity determining means, and , When the rotation speed (Nc) detected by the rotation speed detection means is the minimum rotation speed, When overcapacity is detected and overcapacity is detected, Throttle valve control means Until the heating speed (TGC) becomes lower than the target heating capacity (TGCO) with the rotation speed (Nc) kept at the minimum rotation speed Control the second variable throttle valve (26) so that the high pressure is lower than the target high pressure (SPO). To reduce the power of the refrigerant compressor (21) It is characterized by that.
[0009]
The effect of this will be described with reference to FIG. The heating capacity during normal operation is controlled by the rotational speed (Nc) of the refrigerant compressor (compressor 21). However, when the rotational speed (Nc) is reduced to the minimum (Min.) Rotational speed, this is not possible in the conventional control even when the heating capacity is excessive. The ability could not be reduced to the following, and wasteful power was consumed. On the other hand, in the present invention, when it is determined that the heating capacity is excessive and the rotation speed (Nc) is reduced to the minimum (Min.) Rotation speed, the heating capacity can be reduced by lowering the high-pressure pressure. The power of 21) can also be reduced.
[0012]
Claim 2 In the invention described in the above, the refrigeration cycle (3) uses carbon dioxide as a refrigerant, and uses a supercritical vapor compression heat pump cycle in which the discharge pressure of the refrigerant discharged from the refrigerant compressor (21) is equal to or higher than the critical pressure of the refrigerant. It is characterized by that. And inside the ventilation duct (2), the 2nd indoor heat exchanger (27) which cools or heats the air which flows through the ventilation duct (2), and the air which passed this 2nd indoor heat exchanger (27) The 1st indoor heat exchanger (22) which reheats was arrange | positioned.
[0013]
Thereby, the discharge temperature of the refrigerant | coolant discharged from a refrigerant compressor (21) can be raised more than predetermined value, and the blowing temperature of the air-conditioning wind which blows off into a vehicle interior from a ventilation duct (2) can be raised more than predetermined value. it can. In addition, the code | symbol in the bracket | parenthesis of each said means is an example which shows a corresponding relationship with the specific means as described in embodiment mentioned later.
[0014]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
(First embodiment)
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 to FIG. 10 show a first embodiment of the present invention. FIG. 1 is a schematic diagram showing the overall configuration of a vehicle air conditioner. FIG. 2 shows an air conditioning control device of the vehicle air conditioner. FIG. In the vehicle air conditioner of this embodiment, each air conditioner (actuator) in an air conditioner unit (air conditioner unit) 1 that air-conditions the interior of a vehicle such as an automobile is an air conditioner controller (air conditioner controller: hereinafter referred to as ECU) 10 It is the auto air conditioner for vehicles comprised so that it might control by.
[0015]
The air conditioning unit 1 includes an air duct 2 that forms an air passage for guiding conditioned air into the vehicle interior of the vehicle, a centrifugal blower 5 that generates an air flow toward the vehicle interior in the air duct 2, and an air duct 2. A refrigeration cycle 3 having a second indoor heat exchanger 27 that cools or heats the air flowing inside, and a first indoor heat exchanger 22 that reheats the air that has passed through the second indoor heat exchanger 27. Yes.
[0016]
The air duct 2 is disposed on the front side of the vehicle interior of the vehicle. On the upstream side of the air duct 2 in the air flow direction, an interior air intake port 11 for taking in vehicle interior air (hereinafter referred to as “inside air”) and an outside air intake port 12 for taking in air outside the vehicle interior (hereinafter referred to as “outside air”) are formed. ing. An inside / outside air switching door 4 is rotatably supported on the air passage side of the inside air suction port 11 and the outside air suction port 12. The inside / outside air switching door 4 is driven by an actuator 13 such as a servo motor to switch the suction low mode to an outside air introduction (FRS) mode, an inside air circulation (REC) mode, or the like.
[0017]
A plurality of air outlets (not shown) are formed on the downstream side of the air duct 2 in the air flow direction. The plurality of outlets are at least a defroster (DEF) outlet for blowing hot air mainly toward the inner surface of the window glass of the vehicle, and a face for mainly blowing cold air toward the upper body (head and chest) of the passenger (FACE) A blowout port and a foot (FOOT) blowout port for mainly blowing warm air toward the lower body (foot portion) of the occupant are provided.
[0018]
The plurality of air outlets are selectively opened and closed by a plurality of mode switching doors (not shown). The plurality of mode switching doors are driven by an actuator 14 such as a servo motor, and the outlet mode (MODE) is changed to a face (FACE) mode, a high level (B / L) mode, a foot (FOOT) mode, and a foot differential (F / D) Switch to mode and defroster (DEF) mode.
[0019]
The centrifugal fan 5 includes a centrifugal fan 5a that is rotatably accommodated in a scroll casing that is integrally formed on the upstream side of the air flow direction of the blower duct 2, and a blower motor 16 that rotationally drives the centrifugal fan 5a. The rotational speed of the blower motor 16 is changed on the basis of a blower motor terminal voltage (blower control voltage, blower level) applied via a blower drive circuit (not shown). The air volume is controlled.
[0020]
The refrigeration cycle 3 includes a compressor 21, a first indoor heat exchanger 22, a first decompression unit, a four-way valve 30, an outdoor heat exchanger 24, an internal heat exchanger 25, a second decompression unit, a second indoor heat exchanger 27, The accumulator 28 and a refrigerant pipe connecting these in an annular shape.
[0021]
The compressor 21 is rotationally driven by a built-in drive motor (not shown), and the refrigerant sucked from the outdoor heat exchanger 24 or the second indoor heat exchanger 27 is temporarily heated to a critical pressure or higher under use conditions. It is an electric refrigerant compressor that compresses and discharges to a high pressure. The compressor 21 operates when energized (ON) and stops when energization is stopped (OFF). The rotation speed of the compressor 21 is controlled by the inverter 20 so that the target rotation speed calculated by the ECU 10 is obtained.
[0022]
The first indoor heat exchanger 22 is arranged downstream of the second indoor heat exchanger 27 in the air flow direction in the air duct 2 and passes through the heat exchange with the refrigerant gas flowing in from the compressor 21. It is an indoor heat exchanger which heats. In the air inlet portion and the air outlet portion of the first indoor heat exchanger 22, the amount of air passing through the first indoor heat exchanger 22 and the amount of air bypassing the first indoor heat exchanger 22 are adjusted, Air mix (A / M) doors 6 and 7 for adjusting the temperature of air blown into the passenger compartment are rotatably supported. These A / M doors 6 and 7 are driven by an actuator 15 such as a servo motor.
[0023]
The first decompression unit is a first variable throttle valve 23 into which refrigerant gas flows from the first indoor heat exchanger 22, and first decompresses the refrigerant flowing out of the first indoor heat exchanger 22 in accordance with the valve opening degree. An electric expansion valve whose valve opening is electrically controlled by the ECU 10 is used in the decompression device. The first variable throttle valve 23 is fully opened when the refrigerant gas flowing out from the first indoor heat exchanger 22 is sent to the outdoor heat exchanger 24 without being depressurized.
[0024]
The outdoor heat exchanger 24 is installed outside the air duct 2, for example, in a place where it is easy to receive traveling wind generated when the vehicle travels (specifically, a front portion of the engine room, etc.), and the refrigerant flowing inside is not shown. Heat is exchanged with outdoor air (outside air) blown by an electric fan. The outdoor heat exchanger 24 is operated as a radiator that radiates heat to the outside air in the cooling mode or dehumidification (low air conditioning load) mode, and absorbs heat from the outside air in the heating mode or dehumidification (high air conditioning load) mode. It is operated as a vessel.
[0025]
The internal heat exchanger 25 exchanges heat between the high-temperature side refrigerant flowing out from the outlet of the outdoor heat exchanger 24 and the low-temperature side refrigerant flowing out from the outlet of the accumulator 28, and from the outlet of the outdoor heat exchanger 24. The refrigerant-refrigerant heat exchanger further cools the high-pressure refrigerant that has flowed out. The internal heat exchanger 25 has a two-layer heat exchange structure in which the other end surface of the low temperature side heat exchanger 25b is disposed in close contact with the one end surface of the high temperature side heat exchanger 25a so that heat exchange is possible.
[0026]
And the high temperature side heat exchanger 25a in the internal heat exchanger 25 is comprised by the refrigerant | coolant flow path tube into which the refrigerant | coolant which flowed in from the exit part of the outdoor heat exchanger 24 flows. Further, the low temperature side heat exchanger 25 b in the internal heat exchanger 25 is constituted by a refrigerant channel tube through which the refrigerant flowing from the outlet of the accumulator 28 flows. Then, the low temperature side heat exchanger 25b performs heat exchange between the refrigerant and the refrigerant over the entire length of the refrigerant channel pipe extending from the refrigerant inlet portion to the refrigerant outlet portion of the high temperature side heat exchanger 25a in the internal heat exchanger 25. It is configured.
[0027]
The second decompression unit is the second variable throttle valve 26 into which the refrigerant gas flows from the second indoor heat exchanger 27, and the second decompression unit depressurizes the refrigerant flowing out from the second indoor heat exchanger 27 according to the valve opening degree. An electric expansion valve whose valve opening is electrically controlled by the ECU 10 is used in the decompression device. The second indoor heat exchanger 27 is a refrigerant-air heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant and the air blown by the centrifugal blower 5. The accumulator 28 is a gas-liquid separator having a storage chamber for temporarily storing the refrigerant flowing from the outdoor heat exchanger 24 or the second indoor heat exchanger 27.
[0028]
Here, the circulation circuit switching means of the refrigeration cycle 3 includes an operation mode of the refrigeration cycle 3, that is, a circulation path of the refrigerant in the refrigeration cycle 3, a cooling mode circulation circuit (cooling cycle), and a heating mode circulation circuit (heating cycle). ), Switching to any cycle of the dehumidification mode circulation circuit (dehumidification cycle). In the present embodiment, the four-way valve 30 corresponds to the circulation circuit switching means.
[0029]
Specifically, the refrigerant flowing from the first variable throttle valve 23 is circulated to the outdoor heat exchanger 24 by the four-way valve 30, and the refrigerant flowing from the second indoor heat exchanger 27 is circulated to the accumulator 28, thereby The operation mode of cycle 3 is a cooling cycle (cooling mode circulation circuit) and a dehumidification cycle (dehumidification mode circulation circuit).
[0030]
Then, the first variable throttle valve 23 is fully opened and the outdoor heat exchanger 24 functions as a radiator and the pressure is reduced by the second variable throttle valve 26, or the first indoor heat exchanger 22 is connected by the air mix doors 6 and 7. The cooling cycle (cooling mode circulation circuit) and dehumidification cycle (depending on whether the first variable throttle valve 23 is depressurized and the outdoor heat exchanger 24 functions as a heat absorber and the second variable throttle valve 26 is fully opened) The dehumidifying mode circulation circuit).
[0031]
Further, the refrigerant flowing from the first variable throttle valve 23 is circulated to the second indoor heat exchanger 27 and the refrigerant flowing from the outdoor heat exchanger 24 is circulated to the accumulator 28 by the four-way valve 30, thereby The operation mode is a heating cycle (heating mode circulation circuit). The details of the circuit configuration in each operation mode will be described later.
[0032]
Here, the refrigeration cycle 3 of the present embodiment is, for example, carbon dioxide (CO 2 ) And a supercritical vapor compression heat pump cycle in which the high pressure of the refrigerant discharged from the discharge port of the compressor 21 is equal to or higher than the critical pressure of the refrigerant.
[0033]
In this supercritical vapor compression heat pump cycle, the refrigerant temperature at the inlet of the first indoor heat exchanger 22 (refrigerant inlet temperature), that is, the refrigerant discharged from the outlet of the compressor 21 due to an increase in the refrigerant pressure on the high pressure side. For example, the discharge temperature can be increased to about 120 ° C. In addition, since the refrigerant | coolant which flows in in the 1st indoor heat exchanger 22 is pressurized more than the critical pressure with the compressor 21, even if it thermally radiates with the 1st indoor heat exchanger 22, it does not liquefy.
[0034]
The ECU 10 is configured to include functions such as a CPU that performs control processing and arithmetic processing, a memory (ROM / RAM) that stores various programs and data, an I / O port, a timer, and the like. Has a built-in computer.
[0035]
When the ignition switch is turned on (IG / ON), the ECU 10 is supplied with ECU power and stored in an operation signal from an air conditioner operation panel (not shown), sensor signals from various sensors, and a memory. Based on the control program, each actuator (servo motors 13 to 15, blower motor 16, variable throttle valves 23 and 26, four-way valve 30, inverter 20, etc.) of the air conditioning unit 1 is electrically controlled.
[0036]
The air conditioner operation panel includes a temperature setting switch 39, an air conditioner (A / C) switch, a suction port setting (FRS / REC switching) switch, an outlet mode setting (MODE switching) switch, a defroster (DEF) switch, an air volume setting switch, An auto switch, an off switch, etc. are arranged.
[0037]
The DEF switch is a DEF mode fixing switch that instructs to fix the air outlet mode to the DEF mode, and is a defogging switch that desires to remove the fog on the vehicle front window glass or to prevent the front window glass from being fogged. .
[0038]
In place of the DEF switch, a dehumidification or anti-fogging system that only desires to dehumidify the interior of the vehicle interior or to defrost the front windshield of the vehicle when in the ON state without commanding the outlet mode to be fixed to the DEF mode. A dehumidifying mode setting means such as a fogging switch or a fogging sensor for detecting the fogged state of the front window glass may be provided.
[0039]
The AUTO switch is a switch that instructs to automatically set the operation mode of the refrigeration cycle 3 to any one of the cooling mode, the heating mode, and the dehumidifying mode based on at least the target outlet temperature (TAO). The AUTO switch is an automatic control switch for instructing to automatically control each actuator of the air conditioning unit 1. When the MODE switch or the air volume setting switch is operated, for example, the outlet mode switching control or the blower motor is operated. Automatic air conditioning control such as control is released.
[0040]
Further, the discharge pressure sensor 40 as a high pressure detecting means for detecting the discharge pressure (SP) of the refrigerant discharged from the discharge port of the compressor 21 and the discharge temperature (TD) of the refrigerant discharged from the discharge port of the compressor 21 are detected. Discharge temperature sensor 41, a first refrigerant temperature sensor for detecting a refrigerant temperature (TCO) at the outlet of the first indoor heat exchanger 22 flowing out from the outlet of the first indoor heat exchanger 22 (in the first refrigerant temperature detecting means of the present invention). 42), a second refrigerant temperature sensor 43 as a second refrigerant temperature detecting means for detecting an outdoor heat exchanger outlet refrigerant temperature (THO) flowing out from the outlet of the outdoor heat exchanger 24, a second indoor heat exchanger The sensor signals from the intermediate pressure sensor 49 for detecting the intermediate pressure of the refrigerant flowing out of the refrigerant 27 and the refrigerant temperature sensor 50 for detecting the temperature of the refrigerant flowing out of the second indoor heat exchanger 27 are: After A / D conversion by an unillustrated input circuit (A / D conversion circuit), and is configured to be inputted to the microcomputer.
[0041]
In addition, the outside air temperature sensor 44 that detects the outside air temperature (TAM) that is the air temperature outside the passenger compartment, the air temperature immediately after the second indoor heat exchanger 27 (TE: hereinafter referred to as the temperature after the second indoor heat exchanger) The second indoor heat exchanger post-temperature sensor 45 for detecting the inside air, the inside air temperature sensor 46 for detecting the inside air temperature (TR) which is the air temperature in the vehicle interior, and the solar radiation sensor 47 for detecting the amount of solar radiation (TS) incident on the vehicle interior. And a temperature sensor 48 after the first indoor heat exchanger as a heating capacity detecting means for detecting an air temperature immediately after the downstream of the first indoor heat exchanger 22 (TGC: hereinafter referred to as a temperature after the first indoor heat exchanger). These sensor signals are A / D converted by an A / D conversion circuit and then input to a microcomputer.
[0042]
Next, an air conditioning control method by the ECU 10 of the present embodiment will be briefly described with reference to FIGS. Here, FIGS. 3 to 5 are flowcharts showing the main routine of the control program stored in the memory. 6 is a Mollier diagram showing a refrigeration cycle during cooling, FIG. 7 during heating, FIG. 8 during dehumidification heating (low air conditioning load), and FIG. 9 showing a refrigeration cycle during dehumidification heating (large air conditioning load). It is.
[0043]
The flowchart of this embodiment corresponds to the main routine of the control program stored in the memory, and is activated when the ignition switch is switched from OFF to ON and the ECU 10 is supplied with ECU power. And executed as needed every predetermined time. Further, when the ignition switch is switched from ON to OFF and the supply of ECU power to the ECU 10 is cut off, it is forcibly terminated.
[0044]
First, sensor signals are taken from various sensors necessary for controlling each air conditioner (actuator) in the air conditioning unit 1 that air-conditions the interior of the vehicle (cycle efficiency detection means, high pressure determination means, first refrigerant temperature detection means, 2 refrigerant temperature detection means, heating capacity determination means, rotation speed detection means = step S1). Next, an operation signal from the air conditioner operation panel is fetched (step S2). Next, a target blowing temperature (TAO) of the conditioned air blown into the vehicle interior of the vehicle is calculated based on the following equation 1 stored in advance in the memory (blowing temperature determining means: step S3).
[0045]
[Expression 1]
TAO = KSET × TSET-KR × TR-KAM × TAM-KS × TS + C
TSET is the set temperature set by the temperature setting switch 39, TR is the inside air temperature detected by the inside air temperature sensor 46, TAM is the outside air temperature detected by the outside air temperature sensor 44, and TS is the solar radiation sensor 47. The amount of solar radiation detected. KSET, KR, KAM, and KS are gains, and C is a correction constant.
[0046]
Next, compressor operation determination is performed to determine whether the compressor 21 is turned on or off. This compressor operation determination is made based on, for example, whether or not the air conditioner (A / C) switch is turned on (step S4). When this determination result is NO, the control processing after step S1 is repeated.
[0047]
Moreover, when the determination result of step S4 is YES, the operation mode determination which determines the operation mode of the refrigerating cycle 3 is performed based on the target blowing temperature (TAO) calculated by step S3. First, it is determined whether or not the target blowing temperature (TAO) is lower than a predetermined value (α: 45 ° C., for example) (step S5). If the determination result is NO, that is, if TAO ≧ α, the heating cycle (heating mode) is selected as the operation mode of the refrigeration cycle 3 (step S6). After that, the process proceeds to step S10.
[0048]
Moreover, when the determination result of step S5 is YES, it is determined whether the target blowing temperature (TAO) is higher than a predetermined value (β: for example, 15 ° C.) (step S7). When the determination result is NO, that is, when TAO ≦ β, the cooling cycle (cooling mode) is selected as the operation mode of the refrigeration cycle 3 (step S8). If the determination result in step S7 is YES, that is, if β <TAO <α, a dehumidification cycle (dehumidification mode) is selected as the operation mode of the refrigeration cycle 3 (step S9).
[0049]
Next, a blower motor terminal voltage (blower control voltage, blower level) to be applied to the blower motor 16 corresponding to the target blowing temperature (TAO) is calculated from a characteristic diagram (map) stored in advance in the memory (step S10). Next, the opening degree of the inside / outside air switching door 4 for switching the suction low mode (inside / outside air mode) is calculated based on the operation state (input state) of the suction port setting (FRS / REC switching) switch installed on the air conditioner operation panel. (Step S11).
[0050]
Here, in the determination of the suction port mode, either the outside air introduction (FRS) mode or the inside air circulation (REC) mode may be selected according to the input state of the suction port setting switch, or the target outlet temperature. Based on (TAO), either the outside air introduction (FRS) mode or the inside air circulation (REC) mode may be selected.
[0051]
Next, based on the operation state (input state) of the air outlet mode setting (MODE switching) switch or DEF switch installed on the air conditioner operation panel, the openings of the plurality of mode switching doors for switching the air outlet mode are calculated ( Step S12). Here, in the determination of the outlet mode, the outlet mode is selected from the FACE mode, the B / L mode, the FOOT mode, the F / D mode, and the DEF mode depending on the input state of the outlet mode setting switch or the DEF switch. Alternatively, the target blowout temperature (TAO) may be determined so that the FACE mode, the B / L mode, and the FOOT mode are changed from a low temperature to a high temperature.
[0052]
Next, when the cooling mode or the dehumidifying mode is selected as the operation mode of the refrigeration cycle 3, the target second indoor heat exchanger post-temperature (TEO) is calculated (step S13). Note that the target second indoor heat exchanger temperature (TEO) in the cooling mode is TEO = TAO. In addition, in order to reduce the humidity perception of the passengers in the vehicle cabin and improve the comfort of the air-conditioning environment in the vehicle cabin, the target second indoor heat exchanger post-temperature (TEO) is determined in the dehumidifying mode. For example, an arithmetic expression such as TEO = f1 (TAM) is used.
[0053]
Alternatively, as shown in the characteristic diagram (map) of FIG. 10 stored in the memory in advance in order to ensure the dehumidification amount necessary for anti-fogging of the inner surface of the windshield, the TEO in the dehumidifying mode You may make it determine with respect to the external temperature (TAM) detected by the temperature sensor 44. FIG. Further, when the heating mode or the dehumidifying mode is selected as the operation mode of the refrigeration cycle 3, a target first indoor heat exchanger post-temperature (TGCO) is calculated (step S14).
[0054]
In the heating mode, the target first indoor heat exchanger temperature (TGCO) is TGCO = TAO. In addition, when the B / L mode is selected as the outlet mode in order to improve the air conditioning feeling in the intermediate period, the target first indoor heat exchanger temperature (TGCO) is set to TGCO = a × TAO + b × TE + c. And TE is the air temperature (second indoor heat exchanger post-temperature) immediately after the second indoor heat exchanger 27 detected by the second indoor heat exchanger post-temperature sensor 45.
[0055]
Here, by determining the constants a, b, and c so that the temperature of TGCO is higher than TAO, the air mix door opening in the next step S15 is controlled to an intermediate opening such as 50%, for example. Air-conditioning air having a low blowing temperature can be obtained from the air outlet, and air-conditioning air having a high air-blowing temperature can be obtained from the FOOT air outlet, so that a comfortable air-conditioning environment can be created.
[0056]
Next, the amount of air that passes through the first indoor heat exchanger 22 and the amount of air that bypasses the first indoor heat exchanger 22 are adjusted based on the following expression 2 stored in the memory in advance. Then, the opening degree (A / M opening degree) of the two A / M doors 6 and 7 for adjusting the actual blowing temperature is calculated (step S15).
[0057]
[Expression 2]
SW = [{TAO− (TE + a)} / {TGC− (TE + a)}] × 100 (%)
TAO is the target outlet temperature calculated in step S3, and TE is the air temperature immediately after the second indoor heat exchanger 27 detected by the second indoor heat exchanger temperature sensor 45 (second indoor temperature). TGC is the air temperature immediately after the first indoor heat exchanger 22 detected by the first indoor heat exchanger temperature sensor 48 (temperature after the first indoor heat exchanger), and a Is a correction coefficient.
[0058]
As can be seen from the equation (2) above, for example, during normal cooling, the target second indoor heat exchanger temperature (TEO) is calculated as TEO = TAO, so the A / M door 6. 7 is automatically calculated to 0% (MAX · COOL). When the set temperature is changed to a higher value, the TAO is calculated to be higher and the TEO is updated to a higher value. Simultaneously with the change of the set temperature, the A / M doors 6 and 7 are controlled so as to open in a transitional manner, so that it is possible to eliminate the response delay of the blowout temperature that is common in the reheat system.
[0059]
Next, an increase / decrease amount of the target rotational speed (IVOn) of the rotational speed of the compressor 21 is calculated based on the following equation 3 stored in the memory in advance (step S16). When the cooling mode is selected as the operation mode of the refrigeration cycle 3, the second indoor heat exchanger post-temperature (detected value: TE) detected by the second indoor heat exchanger post-temperature sensor 45 is the target second. The compressor rotational speed increase / decrease amount (Δf) is calculated by fuzzy calculation from the temperature deviation between the detected value and the target value and the deviation change rate so that the temperature after the indoor heat exchanger (target value: TEO) is obtained.
[0060]
[Equation 3]
IVOn = IVOn−1 + Δf
IVOn is the target rotational speed calculated at the current control timing, IVOn-1 is the target rotational speed calculated at the previous control timing, and Δf is the compressor rotational speed increase / decrease amount. Further, when the heating mode is selected as the operation mode of the refrigeration cycle 3, the first indoor heat exchanger post-temperature detected by the first indoor heat exchanger post-temperature sensor 48 (detected value: TGC) is the target first. The compressor rotation speed increase / decrease amount (Δf) is calculated by fuzzy calculation from the temperature deviation between the detected value and the target value and the deviation change rate so that the temperature after the indoor heat exchanger (target value: TGCO) is obtained.
[0061]
Next, it is determined whether the operation to be performed is a heating operation (step S17). When the determination result is NO, that is, when the cooling mode is selected as the operation mode of the refrigeration cycle 3, the target high pressure is calculated (step S18). That is, the refrigerant at the outlet of the outdoor heat exchanger detected by the second refrigerant temperature sensor 43 in order to operate the refrigeration cycle 3 at the highest efficiency (power saving and power saving) so as to maximize the cycle efficiency of the refrigeration cycle 3. The target high pressure (SPO) is calculated from the temperature (THO), and then the process proceeds to step S23.
[0062]
If the determination result in step S17 is YES, that is, if the operation is to use heating, then immediately after the downstream of the first indoor heat exchanger 22 detected by the first indoor heat exchanger post-temperature sensor 48. It is determined whether or not the air temperature (post-first indoor heat exchanger temperature) TGC exceeds the target first indoor heat exchanger post-temperature TGCO (step S19).
[0063]
When the determination result is NO, that is, when the first indoor heat exchanger post-temperature TGC has not reached the target first indoor heat exchanger post-temperature TGCO, the refrigerant temperature sensor is configured to maximize the cycle efficiency of the refrigeration cycle 3. The target high pressure (SPO) is calculated from the refrigerant temperature at the outlet of the second indoor heat exchanger detected by 50 (step S18), and then the process proceeds to the calculation process of step S23.
[0064]
If the determination result in step S19 is YES, that is, if the first indoor heat exchanger post-temperature TGC exceeds the target first indoor heat exchanger post-temperature TGCO, there is a possibility that the heating capacity is excessive. Next, it is determined whether or not the rotational speed Nc of the compressor 21 is the minimum rotational speed (Min.) (Step S20).
[0065]
When this determination result is NO, that is, there is a possibility that the heating capacity is excessive, but when the rotation speed Nc of the compressor 21 is not the minimum rotation speed (Min.), The heating speed can be decreased by decreasing the rotation speed Nc. The target high pressure (SPO) is calculated from the refrigerant temperature at the outlet of the second indoor heat exchanger detected by the refrigerant temperature sensor 50 so as to maximize the cycle efficiency of the refrigeration cycle 3 (step S18), and then the calculation of step S23 is performed. Proceed to processing.
[0066]
If the determination result in step S20 is YES, that is, the post-first indoor heat exchanger temperature TGC is equal to the target first indoor heat exchanger although the rotational speed Nc of the compressor 21 is the minimum rotational speed (Min.). When the post-temperature TGCO is exceeded, it is determined that the heating capacity is excessive, and the target high pressure (SPO) is calculated from the second indoor heat exchanger outlet refrigerant temperature detected by the second refrigerant temperature sensor 43 (step S21). Next, a certain amount a is subtracted from the target high pressure (SPO) (step S22), and then the process proceeds to the calculation process of step S23.
[0067]
Next, an increase / decrease amount of the opening of the second variable throttle valve 26 is calculated so as to be the target high pressure (SPO) calculated in step S17 and step S22 (step S23). In the case of the cooling operation, the control signal is sent to each air conditioner (actuator) of the air conditioning unit 1 so that the variable throttle valve opening degree increase / decrease amount calculated here becomes the target value calculated in each of the above steps. Is output (step S25).
[0068]
However, in the case of heating operation, whether or not the first indoor heat exchanger post-temperature TGC has fallen below the target first indoor heat exchanger post-temperature TGCO as a result of lowering the target high pressure (SPO) by a fixed amount a in step S21. (Whether the situation of excessive heating capacity has been resolved) is determined. When this determination result is NO, the control processing after step S22 is repeated.
[0069]
When the determination result in step S24 is YES and it is determined that the first indoor heat exchanger post-temperature TGC is lower than the target first indoor heat exchanger post-temperature TGCO and the situation of excessive heating capacity is resolved, the above steps A control signal is output to each air-conditioning device (actuator) of the air-conditioning unit 1 so as to be the target value calculated in (Step S25).
[0070]
Next, the operation of the vehicle air conditioner according to the present embodiment will be briefly described with reference to FIGS. First, FIG. 6 is a diagram showing a refrigeration cycle during cooling according to the present embodiment. When the cooling mode is selected as the operation mode of the refrigeration cycle 3, the refrigerant discharged from the discharge port of the compressor 21 is changed from the first indoor heat exchanger 22 → the first variable throttle valve 23 (fully open) → the four-way valve 30 → outdoor. Heat exchanger 24 → high temperature side heat exchanger 25a → second variable throttle valve 26 (opening: small) → second indoor heat exchanger 27 → four-way valve 30 → accumulator 28 → low temperature side heat exchanger 25b → compressor 21 It circulates by the route (circulation circuit for cooling mode, cooling cycle).
[0071]
When the cooling mode is selected, the openings of the A / M doors 6 and 7 attached to the air inlet and the air outlet of the first indoor heat exchanger 22 are fully closed (MAX / COOL). The high-temperature and high-pressure refrigerant that is controlled and discharged from the discharge port of the compressor 21 does not radiate heat when passing through the first indoor heat exchanger 22. Therefore, the air cooled when passing through the second indoor heat exchanger 27 flows through the air duct 2 so as to bypass the first indoor heat exchanger 22, and blows out from the FACE outlet to the vehicle interior of the vehicle, for example. Thus, the vehicle interior is cooled so that the temperature in the vehicle interior becomes a desired temperature (set temperature).
[0072]
In the internal heat exchanger 25, the high-temperature and high-pressure refrigerant flowing in the high-temperature side heat exchanger 25a and flowing out from the outdoor heat exchanger 24, and the low-temperature and low-pressure flowing in the low-temperature side heat exchanger 25b and flowing out from the accumulator 28. The high-temperature and high-pressure refrigerant that has flowed out of the outdoor heat exchanger 24 is cooled by exchanging heat with the other refrigerant. Thereby, by increasing the second indoor heat exchanger enthalpy, the cycle efficiency of the refrigeration cycle 3 can be improved with power saving or power saving.
[0073]
FIG. 7 is a diagram showing a refrigeration cycle during heating according to the present embodiment. When the heating mode is selected as the operation mode of the refrigeration cycle 3, the refrigerant discharged from the discharge port of the compressor 21 is changed from the first indoor heat exchanger 22 → the first variable throttle valve 23 (fully open) → the four-way valve 30 → the first 2 indoor heat exchanger 27 → second variable throttle valve 26 (opening: small) → high temperature side heat exchanger 25a → outdoor heat exchanger 24 → four-way valve 30 → accumulator 28 → low temperature side heat exchanger 25b → compressor 21 It circulates in the route (circulation circuit for heating mode, heating cycle).
[0074]
Here, the opening degree of the A / M doors 6 and 7 is controlled to be fully opened (MAX / HOT), and the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the discharge port of the compressor 21 is the first indoor heat exchanger. 22 and the second indoor heat exchanger 27, heat is exchanged with the air flowing through the air duct 2 to dissipate heat, and the air is blown into, for example, the vehicle interior of the vehicle from the FOOT outlet, so that the temperature in the vehicle interior is desired. The vehicle interior is heated so that the temperature (set temperature) is reached. Further, in the internal heat exchanger 25, the low-temperature and low-pressure refrigerant passes through the high-temperature side heat exchanger 25a and the low-temperature side heat exchanger 25b, so that heat is not exchanged.
[0075]
FIG. 8 is a view showing a refrigeration cycle at the time of dehumidifying heating (low air conditioning load) according to the present embodiment. When the dehumidifying mode is selected as the operation mode of the refrigeration cycle 3 and the air conditioning load is relatively low and the necessary blowout temperature is low, the refrigerant discharged from the discharge port of the compressor 21 is changed from the first indoor heat exchanger 22 to the first variable. Throttle valve 23 → four-way valve 30 → outdoor heat exchanger 24 → high temperature side heat exchanger 25a → second variable throttle valve 26 (opening: small) → second indoor heat exchanger 27 → four-way valve 30 → accumulator 28 → low temperature It circulates in the path | route of the side heat exchanger 25b-> compressor 21 (1st dehumidification mode circulation circuit, 1st dehumidification cycle).
[0076]
Although the refrigerant flow is the same as that in the cooling cycle, the pressure of the outdoor heat exchanger 24 is controlled by controlling the throttle amount of the first variable throttle valve 23, and the heat radiation amount in the outdoor heat exchanger 24 is controlled. The amount of heat released from the first indoor heat exchanger 22 is adjusted to control the amount of reheat. The refrigerant that has exited the outdoor heat exchanger 24 is depressurized by the second variable throttle valve 26, becomes a low-temperature and low-pressure refrigerant, and flows to the second indoor heat exchanger 27, where the air in the vehicle compartment is cooled and evaporated. It returns to the compressor 21 through the valve 30 and the accumulator 28 and the low temperature side heat exchanger 25b.
[0077]
Here, the air that has been cooled and dehumidified when passing through the second indoor heat exchanger 27 is reheated when passing through the first indoor heat exchanger 22, for example, from the DEF outlet or the FOOT outlet. The vehicle interior is dehumidified and heated so that the temperature inside the vehicle interior is blown into the room to a desired temperature (set temperature), and the fog on the front window glass is removed or defogged.
[0078]
FIG. 9 is a diagram showing a refrigeration cycle during dehumidifying heating (large air conditioning load) according to the present embodiment. When the dehumidification mode is selected as the operation mode of the refrigeration cycle 3, the air conditioning load is relatively high, and the necessary blowout temperature is high, the refrigerant discharged from the discharge port of the compressor 21 is changed from the first indoor heat exchanger 22 to the first variable. Throttle valve 23 (opening: small) → four-way valve 30 → outdoor heat exchanger 24 → high temperature side heat exchanger 25a → second variable throttle valve 26 → second indoor heat exchanger 27 → four-way valve 30 → accumulator 28 → low temperature It circulates in the path | route of the side heat exchanger 25b-> compressor 21 (2nd dehumidification mode circulation circuit, 2nd dehumidification cycle).
[0079]
Although the refrigerant flow is similar to that in the heating cycle, the evaporation temperature of the second indoor heat exchanger 27 is controlled by the two-stage throttle of both variable throttle valves 23 and 26. In this refrigerant flow, the outdoor heat exchanger 24 and the second indoor heat exchanger 27 are balanced on the low pressure side and operate as a heat absorber, so that a higher blowing temperature than the first dehumidification cycle can be created.
[0080]
Here, the air that has been cooled and dehumidified when passing through the second indoor heat exchanger 27 is reheated when passing through the first indoor heat exchanger 22, for example, from the DEF outlet or the FOOT outlet. The vehicle interior is dehumidified and heated so that the temperature inside the vehicle interior is blown into the room to a desired temperature (set temperature), and the fog on the front window glass is removed or defogged.
[0081]
As described above, the discharge pressure of the refrigerant discharged from the compressor 21 and the refrigerant pressure of the outdoor heat exchanger 24 are varied depending on the degree of throttle of the valve opening degrees of the first variable throttle valve 23 and the second variable throttle valve 26. Therefore, the heating capacity of the first indoor heat exchanger 22 (the temperature after the first indoor heat exchanger, the blowing temperature) or the dehumidifying capacity of the second indoor heat exchanger 27 (the temperature after the second indoor heat exchanger) is the target value. It is controlled to become.
[0082]
Specifically, when the refrigerant pressure of the outdoor heat exchanger 24 is controlled to be set low (the opening degree of the first variable throttle valve 23 is small, the opening degree of the second variable throttle valve 26 is large). Since the outdoor heat exchanger 24 functions (acts) as a heat absorber, the amount of heat dissipated in the first indoor heat exchanger 22 increases, and the temperature of the conditioned air blown into the vehicle interior of the vehicle is relatively high. It becomes very hot.
[0083]
Conversely, when the refrigerant pressure of the outdoor heat exchanger 24 is controlled to be set high (the opening degree of the first variable throttle valve 23 is large, the opening degree of the second variable throttle valve 26 is small), Since the outdoor heat exchanger 24 functions (acts) as a radiator, the amount of heat radiated by the first indoor heat exchanger 22 is reduced, and the temperature of the conditioned air blown into the vehicle interior of the vehicle is relatively low. It becomes.
[0084]
Next, features in the present embodiment will be described. When the excessive capacity detection means detects the excessive heating capacity of the first indoor heat exchanger 22, the throttle valve control means controls the valve opening degree of the second variable throttle valve 26 so as to lower the high pressure of the refrigeration cycle 3. I have to. Thereby, the heating capacity in the normal time is controlled by the rotation speed Nc of the compressor 21, but when it is determined that the heating capacity is excessive and the rotation speed Nc is lowered to the minimum rotation speed, the heating capacity is reduced by lowering the high pressure. The power of the compressor 21 can also be reduced.
[0085]
Further, the heating capacity TGC detected by the temperature sensor 48 after the first indoor heat exchanger as the heating capacity detecting means exceeds the target heating capacity TGCO determined by the heating capacity determining means, and the rotational speed detecting means When the detected rotation speed Nc is the minimum rotation speed, it is determined that the first indoor heat exchanger 22 has excessive capacity. Thereby, even if the rotational speed Nc of the compressor 21 becomes the minimum rotational speed, it can be determined that the heating capacity is surplus, that is, a so-called excessive heating capacity state.
[0086]
The refrigeration cycle 3 uses carbon dioxide as the refrigerant, and uses a supercritical vapor compression heat pump cycle in which the discharge pressure of the refrigerant discharged from the compressor 21 is equal to or higher than the critical pressure of the refrigerant. And in the inside of the ventilation duct 2, the 2nd indoor heat exchanger 27 which cools or heats the air which flows through the ventilation duct 2, and the 1st indoor heat which reheats the air which passed this 2nd indoor heat exchanger 27 An exchanger 22 was placed. Thereby, the discharge temperature of the refrigerant | coolant discharged from the compressor 21 can be raised more than predetermined value, and the blowing temperature of the conditioned air which blows off from the ventilation duct 2 into a vehicle interior can be raised more than predetermined value.
[0087]
(Second Embodiment)
FIG. 12 is a schematic diagram showing the overall configuration of a vehicle air conditioner according to a second embodiment of the present invention. In the first embodiment, a heat exchanger that directly heats the air in the passenger compartment is set as the first indoor heat exchanger 22, but a water-refrigerant that heats water as an auxiliary heating device for a low heat source vehicle such as a fuel cell vehicle. The heat exchanger 31 may be set as the compressor 21 discharge section.
[0088]
Specifically, 52 in FIG. 12 is a fuel cell unit, which is composed of a fuel cell and a cooling means, and drives the vehicle by reacting hydrogen stored in a hydrogen storage unit (not shown) with oxygen in the air. To generate electricity. Reference numeral 54 denotes a water pump that circulates cooling water for cooling the heat generated when the fuel cell unit 52 generates power. 53 is a radiator as a radiator that releases the heat of the cooling water to the outside of the vehicle, and cools the cooling water by exchanging heat with outside air that is blown by an electric fan (not shown).
[0089]
Reference numeral 51 denotes a cooling water circulation path in which the fuel cell unit 52, the radiator 53, and the water pump 54 are connected in an annular shape. Further, the cooling water heated by the fuel cell unit 52 is used and supplied to a heater core 55 as a heat exchanger for heating to heat the passenger compartment. The other reference numerals are the same as those in the first embodiment, and a description thereof will be omitted.
[0090]
The refrigerant side heat exchanger 31a in the water-refrigerant heat exchanger 31 is disposed at a position where the refrigerant flowing out from the discharge portion of the compressor 21 flows, and is configured by a refrigerant flow channel pipe. Further, the water-side heat exchanger 31b in the water-refrigerant heat exchanger 31 is arranged at a position where water (cooling water) flowing out from the outlet of the fuel cell unit 52 flows, and is constituted by a water channel tube. . The water-side heat exchanger 31b exchanges heat between the refrigerant and the water over the entire length of the refrigerant channel tube from the refrigerant inlet to the refrigerant outlet of the refrigerant-side heat exchanger 31a in the water-refrigerant heat exchanger 31. Configured to do.
[0091]
The refrigerant flow in each operation mode of this cycle is the same as in the first embodiment. As described above, the vehicle interior air may be heated (heated) by once heating the water with the refrigerant and using the heated hot water. Such water heating may be used as an auxiliary heating device for a low heat source vehicle having no or little vehicle exhaust heat, such as an electric vehicle or a hybrid vehicle, in addition to a fuel cell vehicle. The cooling water can be preheated to a temperature at which the unit 52 is reliably started at a low temperature start, and the fuel cell unit 52 can be quickly raised to a temperature with good power generation efficiency.
[0092]
(Other embodiments)
Although applied to the vehicle air conditioner in the above-described embodiment, the present invention is not limited to this and may be applied to a stationary air conditioner. In the above-described embodiment, an electric refrigerant compressor driven by a motor is used. However, an engine-driven refrigerant compressor driven by an engine may be used as long as the number of revolutions is controlled. Also good. In the above-described embodiment, the present invention is applied to a supercritical heat pump cycle apparatus using CO2 as a refrigerant, but may be applied to a normal heat pump cycle using CFC as a refrigerant. The internal heat exchanger 25 does not necessarily have to be connected.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing an overall configuration of a vehicle air conditioner according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a block diagram showing an air conditioning control device.
FIG. 3 is a flowchart showing a main routine of a control program stored in a memory.
FIG. 4 is a flowchart showing a main routine of a control program stored in a memory.
FIG. 5 is a flowchart showing a main routine of a control program stored in a memory.
FIG. 6 is a diagram showing a refrigeration cycle during cooling according to an embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a diagram showing a refrigeration cycle during heating according to an embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a diagram showing a refrigeration cycle during dehumidifying heating (low air conditioning load) according to an embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a diagram showing a refrigeration cycle during dehumidifying heating (large air conditioning load) according to an embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a characteristic diagram showing the relationship between the target second indoor heat exchanger post-temperature and the outside air temperature.
FIG. 11 is a characteristic diagram showing the relationship among heating capacity, compressor speed, and high pressure.
FIG. 12 is a schematic diagram showing an overall configuration of a vehicle air conditioner according to a second embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
2 Air duct
3 Refrigeration cycle
10 ECU (cycle efficiency detection means, cycle efficiency determination means, throttle valve control means, excess capacity detection means, high pressure determination means, heating capacity determination means, rotation speed detection means)
21 Compressor (refrigerant compressor)
22 1st indoor heat exchanger
23 First variable throttle valve
24 outdoor heat exchanger
26 Second variable throttle valve
27 Second indoor heat exchanger
42 1st refrigerant | coolant temperature sensor (1st refrigerant | coolant temperature detection means)
44 Outside temperature sensor
48 Temperature sensor after the first indoor heat exchanger (heating capacity detecting means)
49 Intermediate pressure sensor (High pressure detection means)
50 Refrigerant temperature sensor (refrigerant temperature detection means)
Nc rotation speed
SP high pressure
SPO target high pressure
TGC heating capacity
TGCO target heating capacity
THO Refrigerant temperature

Claims (2)

（ａ）室内に空調風を導くための送風ダクト（２）と、
（ｂ）前記送風ダクト（２）の内部に配置され除湿モード時に吸熱器として機能する第２室内熱交換器（２７）、
前記送風ダクト（２）の内部にて前記第２室内熱交換器（２７）より空気流れ下流側に配置され除湿モード時に放熱器として機能する第１室内熱交換器（２２）、
前記送風ダクト（２）の外部に配置され除湿モード時に吸熱器または放熱器として機能する室外熱交換器（２４）、
前記第１室内熱交換器（２２）と前記室外熱交換器（２４）との間に接続され前記第１室内熱交換器（２２）より流入した冷媒を減圧させると共に弁開度を変更可能な第１可変絞り弁（２３）、
前記室外熱交換器（２４）と前記第２室内熱交換器（２７）との間に接続され前記室外熱交換器（２４）もしくは前記第２室内熱交換器（２７）より流入した冷媒を減圧させると共に弁開度を変更可能な第２可変絞り弁（２６）、
および、冷媒を圧縮すると共に回転速度（Ｎｃ）を可変して冷媒流量を可変する冷媒圧縮器（２１）を有し、
前記冷媒圧縮機（２１）より吐出された冷媒を前記第１室内熱交換器（２２）・前記第１可変絞り弁（２３）・前記室外熱交換器（２４）・前記第２可変絞り弁（２６）・前記第２室内熱交換器（２７）・前記冷媒圧縮機（２１）の経路で循環させる除湿モードの循環回路、および、前記冷媒圧縮機（２１）より吐出された冷媒を前記第１室内熱交換器（２２）・前記第１可変絞り弁（２３）・前記第２室内熱交換器（２７）・前記第２可変絞り弁（２６）・前記室外熱交換器（２４）・前記冷媒圧縮機（２１）の経路で循環させる暖房モードの循環回路を切替可能に構成された冷凍サイクル（３）と、
（ｃ）前記冷凍サイクル（３）の高圧圧力を検出する高圧圧力検出手段（４９）と、
（ｄ）前記第２室内熱交換器（２７）出口側の冷媒温度を検出する冷媒温度検出手段（５０）を有し、前記冷媒温度検出手段（５０）によって検出された前記冷媒温度からサイクル効率が最大となる目標高圧圧力（ＳＰＯ）を算出する高圧圧力決定手段と、
（ｅ）前記暖房モード時に、前記高圧圧力検出手段（４９）によって検出された現在の高圧圧力（ＳＰ）と前記高圧圧力決定手段によって設定された前記目標高圧圧力（ＳＰＯ）との圧力偏差に基づいて前記第２可変絞り弁（２６）の弁開度を制御するとともに、前記第１室内熱交換器（２２）の能力過多が検出された場合には前記目標高圧圧力（ＳＰＯ）より低い高圧圧力となるように前記第２可変絞り弁（２６）を制御する絞り弁制御手段と、
（ｆ）前記第１室内熱交換器（２２）の加熱能力（ＴＧＣ）を検出する加熱能力検出手段（４８）、前記第１室内熱交換器（２２）の目標加熱能力（ＴＧＣＯ）を算出する加熱能力決定手段、および、前記冷媒圧縮機（２１）の回転速度（Ｎｃ）を検出する回転速度検出手段を有して前記第１室内熱交換器（２２）の能力過多を検出する能力過多検出手段とを備え、
（ｇ）前記能力過多検出手段は、前記加熱能力検出手段（４８）によって検出された前記加熱能力（ＴＧＣ）が前記加熱能力決定手段によって決定された前記目標加熱能力（ＴＧＣＯ）を上回っており、且つ、前記回転速度検出手段によって検出された前記回転速度（Ｎｃ）が最低回転速度である場合に、前記能力過多を検出し、
（ｈ）前記能力過多が検出された際に、前記絞り弁制御手段は、前記回転速度（Ｎｃ）が前記最低回転速度に維持され続ける状態で、前記加熱能力（ＴＧＣ）が前記目標加熱能力（ＴＧＣＯ）よりも低くなるまで前記目標高圧圧力（ＳＰＯ）より低い高圧圧力となるように前記第２可変絞り弁（２６）を制御して、前記冷媒圧縮機（２１）の動力を低減させることを特徴とする冷凍サイクル制御装置。(A) a blower duct (2) for guiding conditioned air into the room;
(B) a second indoor heat exchanger (27) which is disposed inside the air duct (2) and functions as a heat absorber in the dehumidifying mode;
A first indoor heat exchanger (22) that is disposed in the air flow downstream of the second indoor heat exchanger (27) inside the air duct (2) and functions as a radiator in the dehumidifying mode;
An outdoor heat exchanger (24) which is arranged outside the air duct (2) and functions as a heat absorber or a radiator in the dehumidifying mode;
Connected between the first indoor heat exchanger (22) and the outdoor heat exchanger (24), the refrigerant flowing from the first indoor heat exchanger (22) can be decompressed and the valve opening can be changed. First variable throttle valve (23),
The refrigerant which is connected between the outdoor heat exchanger (24) and the second indoor heat exchanger (27) and depressurizes the refrigerant flowing from the outdoor heat exchanger (24) or the second indoor heat exchanger (27). And a second variable throttle valve (26) capable of changing the valve opening degree,
And a refrigerant compressor (21) that compresses the refrigerant and varies the rotation speed (Nc) to vary the refrigerant flow rate,
Before Symbol refrigerant compressor (21) from the discharged refrigerant the first indoor heat exchanger (22), said first variable throttle valve (23), the outdoor heat exchanger (24), the second variable throttle valve (26) the second indoor heat exchanger (27) and circulation circuit of the dehumidification mode circulating in the path of the refrigerant compressor (21), and wherein the discharged refrigerant from the refrigerant compressor (21) a 1 indoor heat exchanger (22), the first variable throttle valve (23), the second indoor heat exchanger (27), the second variable throttle valve (26), the outdoor heat exchanger (24), A refrigeration cycle (3) configured to be capable of switching a circulation circuit in a heating mode to be circulated through a path of the refrigerant compressor (21) ;
(C) high pressure detection means (49) for detecting the high pressure of the refrigeration cycle (3);
(D) The second indoor heat exchanger (27) has a refrigerant temperature detecting means (50) for detecting the refrigerant temperature on the outlet side, and the cycle efficiency is determined from the refrigerant temperature detected by the refrigerant temperature detecting means (50). High pressure determination means for calculating a target high pressure (SPO) that maximizes
(E) in the heating mode, based on a pressure deviation between said high pressure detecting means (49) the current high pressure detected by the (SP) and the high pressure set by the determining means has been the target high pressure (SPO) And controlling the valve opening degree of the second variable throttle valve (26) and, when an excessive capacity of the first indoor heat exchanger (22) is detected, a high pressure lower than the target high pressure (SPO). Throttle valve control means for controlling the second variable throttle valve (26) so that
(F) Heating capacity detecting means (48) for detecting the heating capacity (TGC) of the first indoor heat exchanger (22), and calculating the target heating capacity (TGCO) of the first indoor heat exchanger (22). Excessive capacity detection having heating capacity determining means and rotational speed detection means for detecting the rotational speed (Nc) of the refrigerant compressor (21) to detect excessive capacity of the first indoor heat exchanger (22). Means and
(G) In the overcapacity detection means , the heating capacity (TGC) detected by the heating capacity detection means (48) exceeds the target heating capacity (TGCO) determined by the heating capacity determination means, and, wherein when detected by the rotation speed detection means that said rotational speed (Nc) is the lowest rotational speed, to detect the capacity excessive,
(H) When the excessive capacity is detected, the throttle valve control means keeps the rotation speed (Nc) at the minimum rotation speed, and the heating capacity (TGC) is equal to the target heating capacity (TGC). Reducing the power of the refrigerant compressor (21) by controlling the second variable throttle valve (26) so that the high pressure is lower than the target high pressure (SPO) until it becomes lower than TGCO). A refrigeration cycle control device. 前記冷凍サイクル（３）は二酸化炭素を冷媒とし、
前記冷媒圧縮機（２１）より吐出される冷媒の吐出圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界蒸気圧縮式のヒートポンプサイクルを使用していることを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル制御装置。The refrigeration cycle (3) uses carbon dioxide as a refrigerant,
The refrigeration cycle control according to claim 1, wherein a supercritical vapor compression heat pump cycle in which a discharge pressure of the refrigerant discharged from the refrigerant compressor (21) is equal to or higher than a critical pressure of the refrigerant is used. apparatus.
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