JP4457792B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、吐出流量を変更可能な圧縮機、具体的には、吐出容量を変更可能な可変容量型圧縮機、回転数制御可能な電動圧縮機などを備える冷凍サイクル装置に関するものであり、特に、循環冷媒の流量が低流量のときにおける吐出流量の制御に関する。

従来、車室内前席側の領域を空調する前席側空調ユニットと車室内後席側の領域を空調する後席側空調ユニットとを備えるディアルタイプの車両用空調装置においては、前席側と後席側とでそれぞれ蒸発器を独立に設けるとともに、圧縮機と凝縮器は共通使用している。

ところで、後席用蒸発器は前席用蒸発器に比較して圧縮機から遠く離れた位置に配置され、冷媒配管経路が長いので、冷媒配管経路の圧力損失がどうしても大きくなる。そのため、後席用蒸発器では冷媒流量が低下して冷媒流速が前席用蒸発器に比較して低下しやすい。これに加え、後席用蒸発器の低圧配管は、通常車両の床下に配置され、圧縮機吸入配管よりも低い位置に配置されることが多い。

その結果、後席用蒸発器やその出口の低圧配管などに潤滑オイルが溜まって、圧縮機へのオイル戻り量が不足して圧縮機の耐久性に悪影響を与えるという不具合が発生する。そこで、車両用空調装置に使用される冷凍サイクル装置では、固定容量型圧縮機の作動を強制的に断続制御したり、あるいは可変容量型圧縮機の吐出容量を強制的に変化させることにより圧縮機へのオイル戻り量の不足を解消するようにしたものが知られている（例えば、特許文献１参照。）。

また、上記特許文献１の他に、本出願人の研究検討によると、圧縮機へのオイル戻り量の不足は冷凍サイクル内の循環冷媒の流量が各種サイクルごとに決まる所定の閾値以下に低下すると顕著になるとともに、さらに、循環冷媒の流量が所定の閾値以下に低下すると蒸発器の吹出空気温度の温度分布のばらつきが大きくなることを見出した。

ところが、上記特許文献１では、圧縮機の起動後における圧縮機の連続作動時間を測定し、この圧縮機連続作動時間が所定時間に到達すると、固定容量型圧縮機の作動を断続制御したり、あるいは可変容量型圧縮機の吐出容量を強制的に変化させるなどの圧縮機作動制御を行なっているだけである。

つまり、冷凍サイクル内の循環冷媒の流量低下に直接関連した制御を行なっていないので、圧縮機へのオイル戻り不足の解消、あるいは吹出空気温度のばらつきの向上を観点として、循環冷媒の流量が所定の閾値よりも大きいときは蒸発器の冷却度合いに応じて圧縮機の吐出流量を連続的に制御し、循環冷媒の流量が所定の閾値以下であるときは、圧縮機の吐出流量を所定の閾値近傍の中間流量と所定の閾値より小さい小流量とで断続的に変化させることを特徴とする装置を出願している（例えば、特願２００３−６００３７号参照。）。
特開２０００−２８３５７６号公報

しかしながら、その後の発明者の研究検討によると、上記出願した装置では、所定の閾値近傍の低流量で断続的にＯＮ−ＯＦＦ制御させた後に、その所定の閾値近傍の低流量で連続的に制御すると、断続的に変化させているときに圧縮機がＯＮした直後は蒸発器の蒸発温度がオーバーシュートした状態であり、そのときに連続制御に切り替えると蒸発器の温度変化が急激に低下する現象があることを見出した。

言い換えれば、吐出流量を変化させるための圧縮機を作動する制御電流は、蒸発温度によりフィードバックさせているため、蒸発温度がオーバーシュートしたときは制御電流を大きくし、蒸発温度が低下しておればその制御電流を小さくして対応しているが、その蒸発温度が急激に低下すると制御電流の追従が困難であることが分かった。

さらに、制御電流の追従が困難であると、蒸発温度が低下し続けてフロスト領域に到達したり、制御電流が所定の閾値を下回ることで断続的に変化させる制御に切り替わって圧力ハンチングが発生するとか蒸発器吹出空気温度が変動することが分かった。

そこで、本発明の目的は、上記点を鑑みたものであり、断続的な制御から連続制御に切り替えるときは、断続的に変化させている制御のときに蒸発温度が緩慢な状態を見極めたうえで連続的な制御に切り替える制御を行なうことで、オイル戻り性の確保および蒸発器吹出空気温度のばらつき低減が可能な冷凍サイクル装置を提供することにある。

上記目的を達成するために、下記に記載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、吐出流量を変更可能な圧縮機（１１）と、圧縮機（１１）の吸入側に設けられ、低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（９、２７）とを有する冷凍サイクル装置において、
サイクル内の循環冷媒の流量に関連する情報値に基づいて、循環冷媒の流量が所定の閾値より大きいか否か判定し、循環冷媒の流量が所定の閾値より大きいときは、蒸発器（９、２７）の冷却度合いに応じて圧縮機（１１）の吐出流量を制御し、
一方、循環冷媒の流量が所定の閾値以下であるときは、圧縮機（１１）の吐出流量を所定の閾値近傍の吐出流量とする状態と、吐出流量を実質上零流量とする状態とで断続的に変化させるように制御するとともに、圧縮機の吐出流量を断続的に変化させる制御のときの所定の閾値近傍の吐出流量とする状態での圧縮機（１１）の作動時間を測定し、その圧縮機作動時間が所定時間を超えて蒸発器（９、２７）における蒸発温度の変化が緩慢になったときに、所定の閾値近傍の吐出流量に応じて圧縮機（１１）を連続制御することを特徴としている。

請求項１に記載の発明によれば、吐出流量を断続的に変化させる制御において、圧縮機（１１）の作動時間を見極めることで、蒸発器（９、２７）における蒸発温度の変化が緩慢となるため、断続的な制御から連続制御への切り替えがスムーズにできる。これにより、蒸発器（９、２７）の冷却度合いに応じた吐出流量を追従できる。

また、循環冷媒の流量が所定の閾値以下となる圧縮機（１１）へのオイル戻りの不足が発生しやすい条件になると、所定の閾値近傍の吐出流量と吐出流量が実質上零流量とで断続的に変化させるように制御することから、所定の閾値以上の吐出流量が流れるときに、蒸発器（９、２７）やその蒸発器（９、２７）の出口配管に滞留する潤滑オイルを押し流すことで圧縮機（１１）へのオイル戻りの不足の解消ができる。

さらに、その所定の閾値近傍の吐出流量が流れることで、蒸発器（９、２７）内部の冷媒回路の特定部位に液相冷媒が集中することを抑制して蒸発器吹出空気温度のばらつき低減ができる。

請求項２に記載の発明では、循環冷媒の流量が所定の閾値以下であるときに、蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが所定の低温側域にある間は圧縮機（１１）の吐出流量を実質上零流量に維持し、蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが所定の低温側域よりも高温側に移行すると、所定の閾値近傍の吐出流量に応じて圧縮機（１１）の吐出流量を制御することを特徴としている。請求項２に記載の発明によれば、所定の閾値以下であるときに、オイル戻り不足の解消のために、断続的に変化させるように制御させても、蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いを所定の温度域に維持することができる。

請求項３に記載の発明では、圧縮機（１１）は、吐出容量の変更を制御する制御弁（１１０）を有し、この制御弁（１１０）により吐出流量が目標吐出流量となるように吐出容量を可変制御する流量制御タイプの可変容量型圧縮機であり、目標吐出流量は蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが目標冷却度合いとなるように決定され、目標吐出流量に対応した制御信号を指令する制御手段（４０）を有し、循環冷媒の流量に関連する情報値は制御信号の値であり、この制御信号の値に基づいて循環冷媒の流量が所定の閾値より大きいと判定したときは、制御信号を制御弁（１１０）に加えて吐出容量を制御し、
一方、制御信号の値に基づいて循環冷媒の流量が所定の閾値以下であると判定したときは、制御信号の値を所定の閾値近傍の吐出流量に対応する値と吐出流量が実質上零流量に対応する値とに切り替えて、吐出容量を変化されることを特徴としている。

請求項３に記載の発明によれば、流量制御タイプの可変容量型圧縮機を用いる冷凍サイクル装置において、目標吐出流量に対応した制御信号に基づいて、所定の閾値近傍の吐出流量に対応する値と吐出流量が実質上零流量に対応する値とに切り替えて、吐出容量を変化させてオイル戻り不足の解消ができる。つまり、可変容量型圧縮機を用いて、請求項１および請求項２の作用効果を良好に発揮できる。

請求項４に記載の発明では、制御弁（１１０）は、サイクル高圧側圧力を用いて制御圧力を作り、この制御圧力により吐出容量の変更を制御するようになっており、制御弁（１１０）の制御信号に対応する循環冷媒の流量がサイクル高圧側圧力の上昇に応じて減少するようになっており、所定の閾値をサイクル高圧側圧力の上昇に応じて増大するように補正することを特徴としている。

請求項４に記載の発明によれば、サイクル高圧側圧力の上昇に応じて循環冷媒の流量が減少する圧力依存型の制御特性を制御弁（１１０）が有していても、所定の閾値をサイクル高圧側圧力の上昇に応じて増大するように補正することにより、循環冷媒の小流量時におけるオイル戻り不足の解消のための流量制御を支障なく行なうことができる。

請求項５に記載の発明では、圧縮機（１１）は、電動機（１１ｉ）の回転数制御により吐出流量が目標吐出流量となるように制御される電動圧縮機であり、目標吐出流量は蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが目標冷却度合いとなるように決定され、目標吐出流量に対応した回転数制御信号を指令する電動機制御手段（４０）を有し、循環冷媒の流量に関連する情報値は回転数制御信号の値であり、この回転数制御信号の値に基づいて循環冷媒の流量が所定の閾値より大きいと判定したときは、回転数制御信号を電動機（１１ｉ）に加えて電動機（１１ｉ）の回転数を制御し、
一方、回転数制御信号の値に基づいて循環冷媒の流量が所定の閾値以下であると判定したときは、回転数制御信号の値を所定の閾値近傍の吐出流量に応じた吐出流量に対応する値と吐出流量が実質上零流量に対応する値とに切り替えて、電動機（１１ｉ）の回転数を変化させることを特徴としている。

請求項５に記載の発明によれば、回転数制御可能な電動圧縮機を用いる冷凍サイクル装置において、電動機（１１ｉ）の回転数制御により上述した請求項３と同様の作用効果を発揮できる。

請求項６に記載の発明では、蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いは、蒸発器（９、２７）の実際の吹出空気温度（Ｔｅ）であり、目標冷却度合いは、冷房熱負荷条件に関係する情報値に基づいて算出される目標蒸発温度であることを特徴としている。請求項６に記載の発明によれば、冷房熱負荷条件に関係する情報値としては、具体的に、車室内吹出空気の目標吹出温度（ＴＡＯ）、外気温度（Ｔａｍ）などを用いることができる。

請求項７に記載の発明では、蒸発器（９、２７）は、互いに並列接続された複数の蒸発器（９、２７）であり、圧縮機（１１）は１個であり、１個の圧縮機（１１）により複数の蒸発器（９、２７）に冷媒を循環させることを特徴としている。

請求項７に記載の発明によれば、複数の蒸発器（９、２７）を並列接続した冷凍サイクル装置では、複数の蒸発器（９、２７）のうち、圧縮機（１１）から遠く離れたほうの蒸発器（９、２７）に、小流量時にオイルの滞留が発生しやすいが、このような冷凍サイクル装置においても、この装置に対応した閾値を選択することにより、小流量時のオイル戻り不足を良好に解消できる。

請求項８に記載の発明では、車両用の冷凍サイクル装置であって、車室内前席側を空調する前席側空調ユニット（１）に複数の蒸発器（９、２７）の一つが配置され、車室内後席側を空調する後席側空調ユニット（２６）に複数の蒸発器（９、２７）の他の一つが配置されていることを特徴としている。

請求項８に記載の発明によれば、このような車両用の冷凍サイクル装置であっても、この装置に対応した閾値を選択することにより、小流量時のオイル戻り不足を良好に解消できる。

請求項９に記載の発明では、所定の閾値は、蒸発器（９、２７）の吹出空気温度（Ｔｅ）のばらつき、圧縮機（１１）の圧力ハンチング、および冷凍サイクルのオイル戻りが良好となる最低の循環冷媒の流量であることを特徴としている。請求項９に記載の発明によれば、小流量のときは、オイル戻り不足の他に圧力ハンチング、吹出空気温度（Ｔｅ）のばらつきなどがあるが、上述した請求項１および請求項２示す断続的に変化させるように制御することにより、これらの特性が良好とすることができる。

なお、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態の具体的手段との対応関係を示すものである。

（第１実施形態）
以下、本発明の第１実施形態における冷凍冷凍サイクル装置を図１ないし図８に基づいて説明する。図１は本発明の冷凍サイクル装置を車両用空調装置に適用した一例であり、冷凍サイクル装置を含む車両用空調装置の全体構成を示す模式図である。

車両用空調装置は空調ユニットとして、前席側空調ユニット１と後席側空調ユニット２６とを備えている。前席側空調ユニット１は車両前方のインストルメントパネル内に配設されて車室内前席側の領域を空調する。前席側空調ユニット１はケース２を有し、このケース２内に車室内前席側に向けて空気が送風される空気通路を構成する。そして、このケース２の空気通路の最上流部に内気導入口３および外気導入口４を有する内外気切替箱５を配置している。

この内外気切替箱５内に内外気切替手段としての内外気切替ドア６を回転自在に配置している。この内外気切替ドア６はサーボモータ７により駆動されるものであり、内気導入口３より内気（車室内空気）を導入する内気モードと、外気導入口４より外気（車室外空気）を導入する外気モードとを切り替える。

そして、内外気切替箱５の下流側には車室内に向かう空気流れを発生させる電動式の前席側送風機８を配置している。この前席側送風機８は、遠心式の送風ファン８ａをモータ８ｂにより駆動するようになっている。前席側送風機８の下流側にはケース２内を流れる空気を冷却する前席側蒸発器９を配置している。この蒸発器９は送風機８の送風空気を冷却する冷房用熱交換器であり、冷凍サイクル装置１０を構成する要素の一つである。

また、冷凍サイクル装置１０は、圧縮機１１の吐出側から、凝縮器１２、受液器１３、および前席側減圧手段をなす前席側温度式膨張弁１４を介して前席側蒸発器９に冷媒が循環するように形成された周知のものである。また、受液器１３の出口側と圧縮機１１の吸入側との間に、前席側温度式膨張弁１４および前席側蒸発器９と並列に、後席側減圧手段をなす後席側温度式膨張弁２８および後席側蒸発器２７が設けられ、前席側蒸発器９と後席側蒸発器２７とに冷媒が並列に循環するようになっている。

また、冷凍サイクル装置１０においては、圧縮機１１により冷媒が高温高圧に圧縮され、この圧縮機１１から吐出された高圧ガス冷媒は凝縮器（放熱器）１２に導入され、この凝縮器１２にてガス冷媒が冷却用電動ファン１２ａにより送風される外気と熱交換して放熱し凝縮する。凝縮器１２を通過した冷媒を受液器１３にて液相冷媒と気相冷媒とに分離するとともに、液相冷媒を受液器１３内に貯留する。

そして、受液器１３からの高圧液冷媒を前席側温度式膨張弁１４にて低圧の気液２相状態に減圧し、この減圧後の低圧冷媒を上記の前席側蒸発器９において空調空気から吸熱して蒸発させるようにしている。同様に、受液器１３からの高圧液冷媒は、後席側温度式膨張弁２８にて低圧の気液２相状態に減圧されて後席側蒸発器２７に流入し、この低圧冷媒が後席側蒸発器２７にて空調空気から吸熱して蒸発する。前後の蒸発器９、２７において蒸発した後のガス冷媒は再度圧縮機１１に吸入され、圧縮される。

なお、前後の温度式膨張弁１４、２８は周知の如く蒸発器９、２７の出口の冷媒過熱度が所定値に維持されるように弁開度を自動調節するものである。なお、冷凍サイクル装置１０のうち、圧縮機１１、凝縮器１２、受液器１３などの機器はエンジンルーム（図示せず）内に配置している。

一方、前席側空調ユニット１において、前席側蒸発器９の下流側には、ケース２内を流れる空気を加熱する前席側ヒータコア１５を配置している。このヒータコア１５は車両エンジンの温水（エンジン冷却水）を熱源として、蒸発器９通過後の空気（冷風）を加熱する暖房用熱交換器であり、その側方にはヒータコア１５バイパスして空気が流れるバイパス通路１６が形成してある。

また、前席側蒸発器９とヒータコア１５との間にエアミックスドア１７を回転自在に配置してある。このエアミックスドア１７はサーボモータ１８により駆動されて、その回転位置（開度）が連続的に調節可能になっている。エアミックスドア１７の開度によりヒータコア１５を通る空気量（温風量）と、バイパス通路１６を通過してヒータコア１５を迂回する空気量（冷風量）とを調節している。これにより、車室内前席側に吹き出す空気の吹出温度を調節している。

ケース２の空気通路の最下流部には車両の前面窓ガラスＷに向けて空調風を吹き出すデフロスタ吹出口１９、前席乗員の上半身に向けて吹き出す前席側フェイス吹出口２０、および前席乗員の足元に向けて空調風を吹き出す前席側フット吹出口２１の計３種類の吹出口が設けられている。

そして、各吹出口１９、２０、２１の上流部には、デフロスタドア２２、前席用フェイスドア２３、および前席用フットドア２４が回転自在に配置されている。また、これらのドア２２、２３、２４は図示しないリンク機構を介して共通のサーボモータ２５によって開閉操作される。

次に、後席側空調ユニット２６について説明する。この後席側空調ユニット２６は、車室内の後席側の領域を空調するように車室内の後部側に配置される。後席側空調ユニット２６は空気通路を形成するケース２６ａを有し、このケース２６ａの上流側に、内気（車室内空気）を吸入して送風する後席側送風機２９が配置されている。この後席側送風機２９は遠心式の送風ファン２９ａをモータ２９ｂにより駆動するようになっている。また、後席側送風機２９の下流側に後席側蒸発器２７を配置してケース２６ａ内を流れる空気を冷却する。

また、後席側蒸発器２７の下流側に車両エンジンの温水を熱源として空気を加熱する後席側ヒータコア３０を配置し、この後席側ヒータコア３０の下流側に、後席乗員の上半身に向けて吹き出すための後席側フェイス吹出口３１と、後席乗員の足元に向けて空調風を吹き出すための後席側フット吹出口３２とを設けている。

そして、後席側フェイス吹出口３１を開閉する後席側フェイスドア３３および後席側フット吹出口３２を開閉する後席側フットドア３４が回転自在に配置され、この両ドア３３、３４を図示しないリンク機構を介して共通のサーボモータ３５により開閉操作される。

次に、圧縮機１１について説明する。圧縮機１１は、プーリー１１ａ、ベルト（図示せず）などを介して車両用エンジン（図示せず）の回転動力が伝達されて回転駆動される。本実施形態の圧縮機１１は、外部からの制御信号により吐出容量を連続的に可変制御できる可変容量型圧縮機である。具体的には、斜板式の圧縮機において吐出圧と吸入圧を利用して斜板室の圧力を制御することにより、斜板の傾斜角度を可変してピストンのストロークを変化させ、これにより、圧縮機吐出容量を略０％から１００％の範囲で連続的に変化させることができる。

このような斜板式の可変容量型圧縮機は周知である。本実施形態では、斜板式の可変容量型圧縮機の中でも、特に特開２００１−１０７８５４号公報などにより、公知になっている流量制御タイプの可変容量型圧縮機の圧縮機１１として用いている。

流量制御タイプの可変容量型圧縮機１１を図２に基づいて説明する。図２は可変容量型圧縮機１１の吐出側流路部分と斜板室の圧力制御弁の制御弁１１０部分との概略構成を示す模式図であり、圧縮機１１の吐出室１１ｂは図示しない複数のピストン作動室（シリンダ）から吐出される冷媒を集合するとともに吐出脈動を平滑化する部分である。

この吐出室１１ｂの出口側流路１１ｃに絞り部１１ｄを設けて、圧縮機１１の吐出冷媒がこの絞り部１１ｄを通過することにより、この絞り部１１ｄの前後間に所定の差圧Ｐが発生するようにしてある。ここで、差圧Ｐ＝ＰｄＨ−ＰｄＬである。ここで、ＰｄＨは絞り部１１ｄの上流部の冷媒圧力であり、ＰｄＬは、絞り部１１ｄの下流部の冷媒圧力である。

因みに、差圧Ｐはベルヌーイの定理により、圧縮機１１の吐出冷媒流量と比例関係にあることから、差圧Ｐを制御することにより圧縮機１１の吐出冷媒流量を制御できることになる。一方、制御弁１１０は、上記差圧Ｐに応じた力Ｆ１を発生する差圧応動機構１１１と、この差圧応動機構１１１の力Ｆ１に対抗する電磁力Ｆ２を発生する電磁機構とを備え、この差圧Ｐに応じた力Ｆ１と電磁力Ｆ２との釣り合いにより弁体１１３の位置（図２で左右方向）を変化させるようにしている。

また、差圧応動機構１１１はケース１１１ａ内に弁体１１３の移動方向（図２で左右方向）に弾性的に伸縮可能なベローズ１１１ｂを収容し、このベローズ１１１ｂの内部に絞り部１１ｄの上流部の冷媒圧力ＰｄＨを導入する。一方、ケース１１１ａ内には、絞り部１１ｄの下流部の冷媒圧力ＰｄＬを導入する。

そして、ベローズ１１１ｂの図２に示す右端部がケース１１１ａに固定される固定端を構成し、ベローズ１１１ｂの図２に示す左端部が弾性的な伸縮作用により図２の左右方向に変位する可動端１１１ｃを構成する。また、ベローズ１１１ｂの内部にはベローズ１１１ｂを伸張方向（図２の左側方向）に押圧するばね１１１ｄが設けられている。

さらに、ベローズ１１１ｂの可動端１１１ｃにプッシュロッド１１１ｅが一体に連結されている。このプッシュロッド１１１ｅは、ケース１１１ａの嵌合穴１１１ｆに対して摺動可能に、かつ、図示しないシール機構により気密に嵌合し、ケース１１１ａの外部へ突出している。

一方、電磁機構１１２は電磁コイル１１２ａを有し、この電磁コイル１１２ａの内周部にプランジャ１１２ｂがその軸方向（図２の左側方向）に変位可能に配置されている。また、プランジャ１１２ｂの端部には可動鉄心１１２ｃが一体に構成され、この可動鉄心１１２ｃに固定鉄心１１２ｄが対向配置され、この可動鉄心１１２ｃと固定鉄心１１２ｄとの間に、電磁コイル１１２ａに供給される制御電流Ｉｎに応じた電磁力（吸引力）Ｆ２を発生するようになっている。

また、可動鉄心１１２ｃと固定鉄心１１２ｄとの間には電磁力（吸引力）Ｆ２と逆方向のばね力を発生するばね１１２ｅが配置されている。プランジャ１１２ｂのうち、可動鉄心１１２ｃと反対側の端部（図２の右端部）に上述した弁体１１３が一体に形成されている。

さらに、弁体１１３はその弁体１１３よりも十分小径の連結軸部１１３ａ介してプッシュロッド１１１ｅに一体に連結されている。従って、プランジャ１１２ｂと弁体１１３とプッシュロッド１１１ｅは一体物を構成し、プランジャ１１２ｂの軸方向（図２の左側方向）に一体に変位する。

弁体１１３は制御圧通路１１４に配置され、制御圧通路１１４の通路面積を増減する。この制御圧通路１１４の一端部は、連通路１１５を介して圧縮機１１の吐出室１１ｂに連通するので制御圧通路１１４の一端部には絞り部１１ｄの上流部の冷媒圧力ＰｄＨが導入される。一方、制御圧通路１１４の他端部は連通路１１５を介して圧縮機１１の斜板室１１ｅに連通する。

そして、斜板室１１ｅは絞り１１ｆを有する連通路１１ｇを介して圧縮機１１の吸入室１１ｈに連通する。弁体１１３は図２の右方向に変位すると制御圧通路１１４通路面積を減少し、図２の左方向に変位すると制御圧通路１１４通路面積を増加させる。従って、電磁力Ｆ２は弁体１１３を図２の右方向に変位させる閉弁方向の力であり、逆に、差圧Ｐに応じた力Ｆ１は弁体１１３を図２の左方向に変位させる開弁方向の力である。

そして、制御圧通路１１４の通路面積が減少すると、圧縮機１１の吐出室１１ｂから連通路１１５→制御圧通路１１４→連通路１１６を経て斜板室１１ｅに流入する吐出冷媒量が減少して、斜板室１１ｅの圧力が、すなわち、制御圧Ｐｃが低下し、逆に、制御圧通路１１４の通路面積が増加すると、斜板室１１ｅに流入する吐出冷媒量が増加して、斜板室１１ｅの制御圧Ｐｃが上昇する。

なお、斜板式の可変容量型圧縮機１１においては、周知のように制御圧Ｐｃの低下→斜板の傾斜角度の増加→ピストンストロークの増加→吐出容量の増加となり、逆に、制御圧Ｐｃの上昇→斜板の傾斜角度の 減少→ピストンストロークの減少→吐出容量の減少となるように吐出容量変更機構が構成されている。

ところで、電磁力Ｆ２は、差圧Ｐに応じた力Ｆ１に対抗する力であるから、電磁力Ｆ２を増減することにより目標差圧を決定することになり、現実の差圧Ｐがこの電磁力Ｆ２により決定される目標差圧Ｐとなるように斜板室１１ｅの制御圧Ｐｃが制御され、吐出容量が変化することになる。さらに、差圧Ｐと吐出冷媒流量は上述したように比例関係にあるから目標差圧を決定することは目標吐出冷媒流量を決定することになる。

そして、電磁力Ｆ２は、電磁コイル１１２ａに供給される制御電流Ｉｎに応じて決定されるから、図３に示すように、制御電流Ｉｎの増加に応じて目標差圧および目標吐出冷媒流量が増加する関係となる。なお、制御電流Ｉｎは具体的には電流制御回路の構成上、デーュティ制御により変化させる方式とするのが通常だが、制御電流Ｉｎの値をデーュティ制御によらず、直接、連続的（アナログ的）に変化させても良い。

また、斜板式の可変容量型圧縮機１１においては制御圧Ｐｃの調節により吐出容量を１００％から略０％近傍まで連続的に変化させることができる。そして、吐出容量を略０％近傍に減少することにより圧縮機１１が実質的に作動停止状態となる。従って、圧縮機１１の回転軸をプーリー１１ａ、ベルト（図示せず）を介して車両用エンジン側のプーリーに常時連結するクラッチレスの構成とすることができる。ただし、圧縮機１１の回転軸に必要に応じて電磁クラッチ（図示せず）を装着して電磁クラッチにより圧縮機１１への動力伝達を断続する構成としても良い。

次に、本実施形態の制御手段である空調制御装置４０を図４に基づいて説明する。まず、図４に示すように、空調制御装置４０はＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭなどを含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成され、かつそのＲＯＭ内に空調制御のための制御プログラムが設けられており、その制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行なう電気制御部である。

空調制御装置４０の入力側には、センサ群４１からのセンサ検出信号、前席側空調パネル４２からの操作信号、および後席側空調パネル４３からの操作信号が入力される。センサ群４１には、前席側蒸発器９の空気吹出部に配置されて前席側蒸発器吹出空気温度Ｔｅを検出する前席側蒸発器温度センサ４１ａが設けられており、この前席側蒸発器温度センサ４１ａの他に、外気温Ｔａｍ、内気温Ｔｒ、日射量Ｔｓ、温水温度Ｔｗなどを検出する各種センサ４１ｂ〜４１ｅなどが備えられている。

前席側空調パネル４２は、車室内の運転席前方のインストルメントパネル（図示せず）近傍に配置されるものであり、乗員により操作される以下のスイッチ４２ａ〜４２ｅを有している。温度設定スイッチ４２ａは車室内前席側の設定温度の信号を出力するスイッチであり、内外気切替スイッチ４２ｂは内外気切替ドア６による内気モードと外気モードとをマニュアル設定する信号を出力する。

吹出モードスイッチ４２ｃは前席側吹出モードとして周知のフェイスモード、バイレベルモード、フットモード、フットデフロスタモード、およびデフロスタモードをマニュアル設定する信号を出力する。風量切替スイッチ４２ｄは、前席側送風機８のオンオフおよび前席側送風機８の風量切替をマニュアル設定する信号を出力する。

エアコンスイッチ４２ｅは圧縮機１１の作動状態と停止状態を切り替えるスイッチであり、エアコンスイッチ４２ｅをオフ状態にすると、制御弁１１０の制御電流Ｉｎを強制的に零にして、圧縮機１１の吐出容量を略零容量にし、圧縮機１２が実質的に停止状態となる。エアコンスイッチ４２ｅをオン状態にすると、制御弁１１０に空調制御装置４０で演算された所定の制御電流Ｉｎが出力される状態となる。

一方、後席側空調パネル４３は、車室内の後席側領域などに配置されるもので、後席側風量切替スイッチ４３ａおよび後席側吹出モードスイッチ４３ｂを備えている。後席側風量切替スイッチ４３ａは後席側送風機２９のオンオフおよび後席側送風機２９の風量切替をマニュアル設定する信号を出力する。後席側吹出モードスイッチ４３ｂは後席側吹出モードとして周知のフェイスモード、バイレベルモード、およびフットモードをマニュアル設定する信号を出力する。

そして、空調制御装置４０の出力側には、圧縮機１１の容量制御弁１１０の電磁コイル１１２ａ、各機器の電気駆動手段をなすサーボモータ７、１８、２５、前席側送風機８のモータ８ｂ、および後席側送風機２９のモータ２９ｂなどが接続され、これらの機器の作動が空調制御装置４０の出力信号により制御される。

次に、以上の構成による本実施形態の冷凍サイクル装置１０の作動を説明する。まず、前席側空調ユニット１および後席側空調ユニット２６をともに作動させるときは、前席側空調パネル４２の風量切替スイッチ４２ｄおよび後席側空調パネル４３の後席側風量切替スイッチ４３ａを投入して、前後両方の送風機８、２９を作動させ、両空調ユニット１、２６に送風する。

そして、前席側空調パネル４２の圧縮機作動スイッチであるエアコンスイッチ４２ｅを投入すると、圧縮機１１の制御弁１１０に空調制御装置４０で演算された所定の制御電流Ｉｎが出力される状態となって、圧縮機１１が所定の吐出容量の状態にて、車両エンジンにより回転駆動され、圧縮機１１が作動状態となる。なお、制御電流Ｉｎの演算については後述する図６のフローチャートに基づいて詳細を記述する。

そして、圧縮機１１の作動により冷凍サイクル装置１０において前後の蒸発器９、２７に冷媒が並列に循環する。そのため、前席側空調ユニット１では送風空気を前席側蒸発器９により冷却、除湿して、車室内の前席側空間へ空調空気を吹き出すことができる。同様に、後席側空調ユニット２６においても、送風空気を後席側蒸発器２７により冷却、除湿して、車室内の後席側空間へ空調空気を吹き出すことができる。

前後両方の空調ユニット１、２６を上述のように同時運転をしているときは、前後の温度式膨張弁１４、２８がそれぞれ前後の蒸発器９、２７の冷房熱負荷に対応した弁開度に調節され、その冷房熱負荷に対応した流量の冷媒が常時、各蒸発器９、２７の流路を通過する。これにより、各蒸発器９、２７の出口冷媒の過熱度を所定値に調節する。

次に、後席側空調ユニット２６を停止して、前席側空調ユニット１のみを単独運転するときは、前席側風量切替スイッチ４２ｄのみを投入し、後席側風量切替スイッチ４３ａを停止状態にする。これにより、後席側送風機２９が停止し、後席側蒸発器２７に空気が送風されないので、後席側蒸発器２７の出口冷媒がその雰囲気温度に対応する飽和状態となり、過熱度を持たない。

その結果、後席側温度式膨張弁２８が閉弁状態、もしくは閉弁に近い状態となるので、冷凍サイクル装置１０において後席側蒸発器２７への冷媒の循環が停止され、前席側蒸発器９のみに冷媒が循環する。

次に、空調制御装置４０により実行される容量制御について、図５および図６に基づいて説明する。まず、図５に示すように、ステップ１００にて、センサ群４１の検出信号、操作パネル４２、４３の操作信号などを読み込む。そして、ステップ１１０にて車室内前席側への吹出空気の目標吹出温度ＴＡＯを算出する。

この目標吹出温度ＴＡＯは、空調熱負荷変動にかかわらず前席側操作パネル４２の温度設定スイッチ４２ａにより乗員が設定した設定温度Ｔｓｅｔに車室内温度前席側を維持するために必要な車室内前席側への吹出空気温度であって、ＴＡＯは公知の如く設定温度Ｔｓｅｔ、外気温Ｔａｍ、内気温Ｔｒ、日射量Ｔｓに基づいて算出する。

次に、ステップ１２０にて前席側蒸発器９の目標蒸発器温度ＴＥＯを算出する。この目標蒸発器温度ＴＥＯは、前席側蒸発器吹出空気の目標温度であり、上記ＴＡＯにより車室内温度制御のために決定される第１目標蒸発器温度ＴＥＯ１と、外気温Ｔａｍに基づいて決定される第２目標蒸発器温度ＴＥＯ２とのうち、低いほうの温度を最終的にＴＥＯとして算出する。すなわち、ＴＥＯ＝ＭＩＮ（ＴＥＯ１、ＴＥＯ２）である。

第１目標蒸発器温度ＴＥＯ１は、具体的には上記ＴＡＯの上昇につれて上昇するように決定される。また、第２目標蒸発器温度ＴＥＯ２は外気温Ｔａｍが中間温度域（例えば、２０℃付近）以上になると、窓ガラスの防曇性能確保のための除湿作用の必要性が低下するので第２目標蒸発器温度ＴＥＯ２を高くして圧縮機１１の駆動動力を低減することで車両用エンジンの省動力を図る。一方、外気温Ｔａｍが中間温度域より低温となる低温域では第２目標蒸発器温度ＴＥＯ２を低くして蒸発器９、２７の除湿作用により窓ガラスの防曇性能を確保する。

次に、ステップ１３０にて、圧縮機容量制御のための制御電流Ｉｎを算出する。この制御電流Ｉｎは上述の図３に示すように、圧縮機１１の容量制御弁１１０における目標差圧（目標流量）Ｐを決定するものであって、この制御電流Ｉｎは基本的には、蒸発器吹出温度センサ４１ａにより検出される実際の前席側蒸発器吹出空気温度Ｔｅが目標蒸発器温度ＴＥＯとなるように決定されるが、制御電流Ｉｎの具体的算出方法は図６により後述する。そして、ステップ１４０にて、上記の制御電流Ｉｎが容量制御弁１１０のコイル１１２ａに出力され、圧縮機１１の容量制御が実行される。

次に、図６は、図５の基本制御ルーチンにおける制御電流Ｉｎの算出ステップ１３０の具体例を示す制御処理である。まず、図６に示すように、ステップ１３１０にて、仮の制御電流値Ｉｎ−０を実際の蒸発器吹出空気空気温度Ｔｅと目標蒸発器温度ＴＥＯとの偏差Ｅｎに基づいて算出する。より具体的には、偏差Ｅｎ（Ｅｎ＝Ｔｅ−ＴＥＯ）を算出し、この偏差Ｅｎに基づいて、ＴｅをＴＥＯに近づけるための仮の制御電流値Ｉｎ−０を比例積分制御（ＰＩ制御）によるフィードバック制御の手法で算出する。

そして、ステップ１３２０にて、算出した仮の制御電流値Ｉｎ−０が所定の閾値Ｉｎ−ｓより小さいか否かを判定する。そして、仮の制御電流値Ｉｎ−０が所定の閾値Ｉｎ−ｓより小さいときは、ステップ１３３０にて、フラグをＯＮとする。つまり、フラグがＯＦＦであれば、現在が連続制御をしていることを意味しており、この場合にはフラグをＯＮとしてＯＮ／ＯＦＦ制御に切り替える。そして、フラグがＯＮであれば、現在がＯＮ／ＯＦＦ制御をしていることを意味しており、この場合にはＯＮ／ＯＦＦ制御を継続させる。

一方、仮の制御電流値Ｉｎ−０が所定の閾値Ｉｎ−ｓより大きいときは、ステップ１３４０にてフラグがＯＮの状態か否かを判定し、フラグがＯＮの状態であればステップ１３５０に移行し、フラグがＯＮの状態でなければステップ１３７０に移行する。このステップ１３４０で、フラグＯＮのときは、現在、ＯＮ／ＯＦＦ制御が作動していることを意味しており、このときは、現状の現在ＯＮ／ＯＦＦ制御を継続させる。そして、フラグがＯＦＦのときは、現在、連続制御が作動していることを意味しており、このときは現状の連続制御を継続させる。

なお、以上のステップ１３２０ないしステップ１３３０までの制御処理は、算出した仮の制御電流値Ｉｎ−０が所定の閾値Ｉｎ−ｓよりも低流量であるか否かを判定し、低流量であればフラグを０ＮにしてＯＮ／ＯＦＦ制御させ、低流量でなければ連続制御させるようにする低流量判定手段である。

ところで、ステップ１３２０の判定値である所定の閾値Ｉｎ−ｓは、圧縮機へのオイル戻り量の不足が顕著なる流量の閾値であって、図３に示す特性を有している。つまり、制御電流Ｉｎが増加するとそれに比例する目標差圧（目標流量）が増加する特性と、サイクル側の高圧圧力Ｐｄに基づいて求められる。つまり、所定の閾値Ｉｎ−ｓが同一であっても、サイクル側の高圧圧力Ｐｄが上昇すると、目標差圧（目標流量）が減少する特性を有している。

因みに、目標差圧（目標流量）を所定の閾値ΔＰ−ｓかまたはＧ−ｓを維持するためには高圧圧力Ｐｄの上昇に応じて制御電流Ｉｎの所定の閾値Ｉｎ−ｓを増加させる必要がある。また、図３に示す特性図から分かるように、所定の目標差圧ΔＰ−ｓひいては所定の目標流量Ｇ−ｓを決定するものであるから、仮の制御電流値Ｉｎ−０が所定の閾値Ｉｎ−ｓよりも大きい流量のときは圧縮機吐出冷媒流量（質量流量）が所定の閾値Ｉｎ−ｓよりも大きい状態を意味することになる。

ところで、本実施形態では所定の閾値Ｇ−ｓは、各蒸発器９、２７の吹出空気空気温度Ｔｅのばらつき、圧縮機１１の圧力ハンチング、および冷凍サイクルのオイル戻りが良好となる最低の循環冷媒の流量に基づいて設定されている。

また、仮の制御電流値Ｉｎ−０が所定の閾値Ｉｎ−ｓよりも小さい低流量のときは圧縮機吐出冷媒流量（質量流量）が所定の閾値Ｉｎ−ｓよりも小さい状態を意味することになり、顕著にオイル戻りの不足が生ずる低流量である。因みに、この閾値Ｉｎ−ｓは冷凍サイクル装置１０の仕様により変化する値であるが、本実施形態のような車両用空調装置によれば、例えば、２０〜６０ｋｇ／ｈ程度の流量が該当する。

そして、ステップ１３４０でフラグがＯＦＦであれば、ステップ１３５０に移行して最終決定の制御電流値Ｉｎを仮の制御電流値Ｉｎ−０と決定するとともに、ステップ１３６０にてタイマを「０」にリセットする。これにより、仮の制御電流値Ｉｎ−０が容量制御弁１１０のコイル１１２ａに出力され、仮の制御電流値Ｉｎ−０により、目標差圧、ひいては目標流量が決定される。

この結果、実際の差圧Ｐ（ＰｄＨ−ＰｄＬ）が仮の制御電流値Ｉｎ−０により決定された目標差圧となるように圧縮機１１の吐出容量が可変制御される。これを言い換えると、実際の圧縮機吐出流量がＩｎ−０により決定された目標流量となるように圧縮機１１の吐出容量が制御されることになる。そして、このように圧縮機吐出流量が容量制御弁１１０の制御電流値により制御されることで前席側蒸発器９の冷却能力が増減されて前席側蒸発器９の実際の吹出空気温度Ｔｅが目標吹出温度ＴＥＯに維持される。

また、後席側蒸発器２７においても、圧縮機吐出流量が容量制御弁１１０の制御電流値により制御されることで前席側蒸発器９と同じように、冷却能力が増減されるので、後席側蒸発器２７の実際の吹出空気温度も前席側蒸発器９の吹出空気温度Ｔｅに準じた制御を行なうことができる。なお、ステップ１３５０およびステップ１３６０を連続制御と称する。

一方、ステップ１３２０ないしステップ１３４０で、ＯＮ／ＯＦＦ制御が作動しているときは、ステップ１３７０にて、前席側蒸発器９の実際の吹出空気温度Ｔｅが目標吹出温度ＴＥＯより高いか否かを判定する。この判定手段は、具体的には、図７に示すように、判定閾値に所定のヒステリシス幅（例えば、１℃程度）を持たせて行なうようになっており、実際の吹出空気温度ＴｅがＴＥＯ＋１℃より高くなると、判定結果を「１」とし、ＴｅがＴＥＯより低くなると、判定結果を「０」とする。従って、判定結果の「１」はＴｅがＴＥＯより高温側であることを示し、判定結果の「０」はＴｅがＴＥＯより低温側であることを示す。

そして、判定結果が「１」であるときは、ステップ１３８０に移行して、最終決定の制御電流値Ｉｎを閾値Ｉｎ−ｓとする。そして、ステップ１３９０にて、図示しないタイマを作動させて圧縮機の作動時間の測定を開始する。一方、判定結果が「０」であれば、ステップ１４００に移行し、最終決定の制御電流値Ｉｎを実質零とする。そして、ステップ１４１０では、タイマを作動させず圧縮機の作動時間は０のままである。なお、本実施形態ではステップ１３８０で最終決定の制御電流値Ｉｎを閾値Ｉｎ−ｓとしたが、これに限らず閾値Ｉｎ−ｓ近傍の値であっても良い。

そして、ステップ１４２０にて、カウントした作動時間Ｔｎが所定時間Ｔ１（例えば、６０秒程度）を経過するまで所定の閾値Ｇ−ｓと実質零の間で断続的に制御され、カウントした作動時間Ｔｎが所定時間Ｔ１（例えば、６０秒程度）に到達したら、ステップ１４３０にて、フラグＯＮからフラグをＯＦＦさせる。つまり、ＯＮ／ＯＦＦ制御から連続制御に切り替える。なお、このときの制御電流値Ｉｎは閾値Ｉｎ−ｓとする。

なお、以上のステップのうち、ステップ１３７０ないしステップ１４１０が最終決定の制御電流値Ｉｎを閾値Ｉｎ−ｓと実質零との間で繰り返すＯＮ／ＯＦＦ制御であり、ステップ１４２０およびステップ１４３０がＯＮ／ＯＦＦ制御から連続制御に切り替えるための判定手段である。

これにより、仮の制御電流値Ｉｎ−０が所定の閾値Ｉｎ−ｓより小さい低流量のときには、圧縮機１１の作動を所定時間Ｔ１が経過するまでは、図８に示すように、（ａ）に示す実際の吹出空気温度Ｔｅと目標吹出温度ＴＥＯに基づいて、（ｂ）に示す最終決定の制御電流値Ｉｎを閾値Ｉｎ−ｓと実質零との間で繰り返すＯＮ／ＯＦＦ制御している。つまり、制御電流値Ｉｎの変化に基づいて圧縮機１１の吐出容量が変化し、この結果、（ｃ）に示す圧縮機吐出流量が所定の閾値Ｇ−ｓと実質零の間で断続的にＯＮ／ＯＦＦ制御している。

因みに、所定の閾値Ｇ−ｓの流量を断続的に制御することにより、後席側蒸発器２７およびその蒸発器２７の出口側の冷媒配管に停滞しようとするオイルを押し戻して、圧縮機１１に還流できる。従って、圧縮機吐出流量、つまり、サイクル内循環冷媒の小流量時においても、圧縮機１１へのオイル戻り量を確保することができる。

一方、実際の吹出空気温度Ｔｅと目標吹出温度ＴＥＯとの高低判定に基づいて圧縮機吐出流量を所定の閾値Ｇ−ｓの流量にて断続することにより、平均流量が低下して、前席側蒸発器９の吹出空気温度Ｔｅを目標吹出温度ＴＥＯに維持でき、前席側蒸発器９の吹出空気温度Ｔｅの制御性も確保できる。また、後席側蒸発器２７の吹出空気温度Ｔｅも前席側蒸発器９の吹出空気温度Ｔｅに準じた制御ができる。

また、ＯＮ／ＯＦＦ制御において、圧縮機１１の作動時間を測定し、この作動時間が所定時間Ｔ１（例えば、６０秒程度）を超えたときに連続制御に切り替えるように制御することにより、実際の吹出空気温度Ｔｅの変動が安定してくると、ＯＮ／ＯＦＦ制御の切替タイミングが頻繁から緩慢に変化している。

そこで、本発明では所定時間Ｔ１（例えば、６０秒程度）に到達するまでは、前席側蒸発器９の温度変動が大きいと判断をし、この場合にはＯＮ／ＯＦＦ制御を継続させている。従って、前席側蒸発器９の温度変動が小さくなるのを見届けて連続制御に切り替えることでその切替がスムーズに行なうことができる。これにより、前席側蒸発器９の冷却度合いに応じた吐出流量を追従できる。所定時間Ｔ１は、因みに、冷凍サイクルにおいて、例えば、前席側温度式膨張弁１４が開度を変更したときに、その作動がサイクル内を一巡するのに要する所要時間を用いても良い。

以上の第１実施形態による冷凍サイクル装置によれば、循環冷媒の流量が所定の閾値Ｇ−ｓ以下であるときは、圧縮機１１の吐出流量を所定の閾値Ｇ−ｓ近傍の吐出流量と吐出流量が実質上零流量とで断続的に変化させるように制御するとともに、その制御のときの圧縮機１１の作動時間を測定し、その圧縮機作動時間が所定時間Ｔ１を超えたときに、所定の閾値Ｇ−ｓ近傍の吐出流量に応じて圧縮機１１を連続制御することにより、吐出流量を断続的に変化させるＯＮＯ／ＦＦ制御において、圧縮機１１の作動時間を見極めることで、前席側蒸発器９における蒸発温度の変化が緩慢となるため、断続的な制御から連続制御への切り替えがスムーズにできる。これにより、前席側蒸発器９および後席側蒸発器２７の冷却度合いに応じた吐出流量を追従できる。

また、循環冷媒の流量が所定の閾値Ｇ−ｓ以下となると圧縮機１１へのオイル戻りの不足が発生しやすい条件になる。従って、所定の閾値Ｇ−ｓ近傍の吐出流量と吐出流量が実質上零流量とで断続的に変化させるように制御することから、所定の閾値Ｇ−ｓ以上の吐出流量が流れるときに、前席側蒸発器９および後席側蒸発器２７やその蒸発器９、２７の出口配管に滞留する潤滑オイルを押し流すことで圧縮機１１へのオイル戻りの不足の解消ができる。さらに、その所定の閾値Ｇ−ｓ近傍の吐出流量が流れることで、各蒸発器９、２７内部の冷媒回路の特定部位に液相冷媒が集中することを抑制して蒸発器吹出空気温度Ｔｅのばらつき低減ができる。

また、循環冷媒の流量が所定の閾値Ｇ−ｓ以下であるときに、各蒸発器９、２７の実際の冷却度合いが所定の低温側域にある間は圧縮機１１の吐出流量を実質上零流量に維持し、蒸発器９、２７の実際の冷却度合いが所定の低温側域よりも高温側に移行すると、所定の閾値Ｇ−ｓ近傍の吐出流量に応じて圧縮機１１の吐出流量を制御することにより、所定の閾値Ｇ−ｓ以下であるときに、オイル戻り不足の解消のために、断続的に変化させるように制御させても、蒸発器９、２７の実際の冷却度合いを所定の温度域に維持することができる。

また、圧縮機１１は、吐出容量の変更を制御する制御弁１１０を有し、この制御弁１１０により吐出流量が目標吐出流量となるように吐出容量を可変制御する流量制御タイプの可変容量型圧縮機であり、目標吐出流量は各蒸発器９、２７の実際の冷却度合いが目標冷却度合いとなるように決定され、目標吐出流量に対応した制御信号を指令する空調制御装置４０を有し、循環冷媒の流量に関連する情報値は制御信号の値であり、この制御信号の値に基づいて循環冷媒の流量が所定の閾値Ｇ−ｓより大きいと判定したときは、制御信号を制御弁１１０に加えて吐出容量を制御し、一方、制御信号の値に基づいて循環冷媒の流量が所定の閾値Ｇ−ｓ以下であると判定したときは、制御信号の値を所定の閾値Ｇ−ｓ近傍の吐出流量に対応する値と吐出流量が実質上零流量に対応する値とに切り替えて、吐出容量を変化させることにより、流量制御タイプの可変容量型圧縮機を用いる冷凍サイクル装置において、目標吐出流量に対応した制御信号に基づいて、所定の閾値Ｇ−ｓ近傍の吐出流量に対応する値と吐出流量が実質上零流量に対応する値とに切り替えて、吐出容量を変化させてオイル戻り不足の解消ができる。

また、制御弁１１０は、サイクル高圧側圧力Ｐｄを用いて制御圧力を作り、この制御圧力により吐出容量の変更を制御するようになっており、制御弁１１０の制御信号に対応する循環冷媒の流量がサイクル高圧側圧力の上昇に応じて減少するようになっており、所定の閾値Ｇ−ｓをサイクル高圧側圧力の上昇に応じて増大するように補正することにより、サイクル高圧側圧力の上昇に応じて循環冷媒の流量が減少する圧力依存型の制御特性を制御弁１１０が有していても、循環冷媒の小流量時におけるオイル戻り不足の解消のための流量制御を支障なく可変することができる。

また、各蒸発器９、２７の実際の冷却度合いは、その各蒸発器９、２７の実際の吹出空気温度Ｔｅであり、目標冷却度合いは、冷房熱負荷条件に関係する情報値に基づいて算出される目標蒸発温度であることにより、冷房熱負荷条件に関係する情報値としては、具体的に、車室内吹出空気の目標吹出温度ＴＥＯ、外気温度Ｔａｍなどを用いることができる。

さらに、各蒸発器９、２７は、互いに並列接続された複数の蒸発器９、２７であり、圧縮機１１は１個であり、１個の圧縮機１１により複数の蒸発器９、２７に冷媒を循環させることにより、複数の蒸発器９、２７を並列接続した冷凍サイクル装置１０では、複数の蒸発器９、２７のうち、圧縮機１１から遠く離れたほうの蒸発器９、２７に、小流量時にオイルの滞留が発生しやすいが、このような冷凍サイクル装置においても、この装置に対応した所定の閾値を選択することにより、小流量時のオイル戻り不足を良好に解消できる。

また、車室内前席側を空調する前席側空調ユニット１に複数の蒸発器９、２７の一つが配置され、車室内後席側を空調する後席側空調ユニット２６に複数の蒸発器９、２７の他の一つが配置されていることにより、このような車両用の冷凍サイクル装置であっても、この装置に対応した所定の閾値Ｇ−ｓを選択することにより、小流量時のオイル戻り不足を良好に解消できる。

さらに、所定の閾値Ｇ−ｓは、蒸発器９、２７の吹出空気温度Ｔｅのばらつき、圧縮機１１の圧力ハンチング、および冷凍サイクルのオイル戻りが良好となる最低の循環冷媒の流量であることにより、小流量のときは、オイル戻り不足の他に圧力ハンチング、吹出空気温度Ｔｅのばらつきなどがあるが、上述したように、断続的に変化させるように制御することにより、これらの特性を良好とすることができる。

（第２実施形態）
以上の第１実施形態では、本発明を外部からの制御信号により吐出容量を連続的に可変制御できる可変容量型圧縮機に適用させたが、これに限らず、具体的には、図９に示すように、圧縮機１１として、電動圧縮機１１を用いている。この電動圧縮機１１は、電動機１１ｉと、この電動機１１ｉにより駆動される圧縮部１１ｊとを一体化したものである。電動機１１ｉは具体的には３相交流モータであり、また、圧縮部１１ｊは、例えば周知のスクロール式圧縮部である。

また、電動機１１ｉに付与される３相交流電源の周波数をインバータ１１ｋにより可変制御することにより、電動機１１ｉの回転数を制御し、その回転数の高低に応じて電動圧縮機１１の冷媒吐出流量を増減できる。また、インバータ１１ｋは電動機制御手段である空調制御装置４０の制御出力により制御される。つまり、冷媒吐出流量の増減を回転数制御信号に置き換えて第１実施形態と同じように制御させても良い。

以上の構成による電動機１１ｉの回転数制御により吐出流量が目標吐出流量となるように制御される電動圧縮機１１であっても、第１実施形態と同じように、循環冷媒の流量が所定の閾値Ｇ−ｓ以下であると判定したときは、回転数制御信号の値を所定の閾値Ｇ−ｓ近傍の吐出流量に応じた吐出流量に対応する値と吐出流量が実質上零流量に対応する値とに切り替えて、電動機１１ｉの回転数を断続的に変化させる制御を行なうことで同じ効果が得られる。

（他の実施形態）
以上の実施形態では、本発明を１個の圧縮機１１により複数の蒸発器９、２７に冷媒を循環させるディアルエアコンタイプの冷凍サイクル装置１０に適用させたが、これに限らず、１個の圧縮機１１と１個の蒸発器９とから構成されるシングルエアコンタイプの冷凍サイクル装置１０に適用しても良い。

なお、この場合には、図６に示すステップ１３２０の所定の閾値Ｉｎ−ｓは、ディアルエアコンタイプの閾値Ｉｎ−ｓよりも小さくてよい。因みに、ディアルエアコンタイプの閾値Ｉｎ−ｓが、例えば、冷媒流量６０ｋｇ／ｈであれば、シングルエアコンタイプでは、冷媒流量５０ｋｇ／ｈ程度でよい。

以上の実施形態では、図６に示すステップ１３７０にて、蒸発器９の吹出空気温度Ｔｅに基づいて判定したが、これに限らず、吹出空気温度Ｔｅを時間変化率（微分）を算出してこの時間変化率（微分）に基づいて蒸発器９の温度勾配で判定させても良い。また、吹出空気温度Ｔｅの代わりに、蒸発器９のフィンやチューブの表面温度を検出して蒸発器９の冷却度合いを検出するようにしても良い。

本発明の第１実施形態における冷凍サイクル装置を含む車両用空調装置の全体構成を示す模式図である。 本発明の第１実施形態における可変容量型圧縮機の吐出側流路部分と斜板室の圧力制御弁の制御弁部分との概略構成を示す模式図である。 本発明の第１実施形態における可変容量型圧縮機の目標差圧と制御電流との関係を示す特性図である。 本発明の第１実施形態における電気制御部の概略構成を示すブロック図である。 本発明の第１実施形態における空調制御装置の容量制御全体の制御処理を示すフローチャートである。 図５に示す圧縮機制御電流Ｉｎの算出の制御処理を示すフローチャートである。 図６に示す蒸発器の吹出空気温度Ｔｅの判定ステップを示す特性図である。 （ａ）、（ｂ）、（ｃ）は図６に示す容量制御の作動状態を示すタイムチャートである。 本発明の第２実施形態における電動圧縮機１１の制御関係を示すブロック図である。

符号の説明

１…前席側空調ユニット
９…前席側蒸発器（蒸発器）
１１…圧縮機
１１ｉ…電動機
２６…後席側空調ユニット
２７…後席側蒸発器（蒸発器）
４０…空調制御装置、電動機制御装置（制御手段、電動機制御手段）
１１０…容量制御弁（制御弁）
Ｔｅ…吹出空気温度

Claims (9)

1. 吐出流量を変更可能な圧縮機（１１）と、前記圧縮機（１１）の吸入側に設けられ、低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（９、２７）とを有する冷凍サイクル装置において、
   サイクル内の循環冷媒の流量に関連する情報値に基づいて、前記循環冷媒の流量が所定の閾値より大きいか否か判定し、
   前記循環冷媒の流量が前記所定の閾値より大きいときは、前記蒸発器（９、２７）の冷却度合いに応じて前記圧縮機（１１）の吐出流量を制御し、
   一方、前記循環冷媒の流量が前記所定の閾値以下であるときは、前記圧縮機（１１）の吐出流量を前記所定の閾値近傍の吐出流量とする状態と、前記吐出流量を実質上零流量とする状態とで断続的に変化させるように制御するとともに、前記圧縮機の吐出流量を断続的に変化させる前記制御のときの前記所定の閾値近傍の吐出流量とする状態での前記圧縮機（１１）の作動時間を測定し、その圧縮機作動時間が所定時間を超えて前記蒸発器（９、２７）における蒸発温度の変化が緩慢になったときに、前記所定の閾値近傍の吐出流量に応じて前記圧縮機（１１）を連続制御することを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記循環冷媒の流量が前記所定の閾値以下であるときに、前記蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが所定の低温側域にある間は前記圧縮機（１１）の吐出流量を実質上零流量に維持し、前記蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが前記所定の低温側域よりも高温側に移行すると、前記所定の閾値近傍の吐出流量に応じて前記圧縮機（１１）の吐出流量を制御することを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記圧縮機（１１）は、吐出容量の変更を制御する制御弁（１１０）を有し、前記制御弁（１１０）により前記吐出流量が目標吐出流量となるように吐出容量を可変制御する流量制御タイプの可変容量型圧縮機であり、
   前記目標吐出流量は前記蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが目標冷却度合いとなるように決定され、前記目標吐出流量に対応した制御信号を指令する制御手段（４０）を有し、
   前記循環冷媒の流量に関連する情報値は前記制御信号の値であり、前記制御信号の値に基づいて前記循環冷媒の流量が前記所定の閾値より大きいと判定したときは、前記制御信号を前記制御弁（１１０）に加えて前記吐出容量を制御し、
   一方、前記制御信号の値に基づいて前記循環冷媒の流量が前記所定の閾値以下であると判定したときは、前記制御信号の値を前記所定の閾値近傍の吐出流量に対応する値と吐出流量が実質上零流量に対応する値とに切り替えて、前記吐出容量を変化されることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記制御弁（１１０）は、サイクル高圧側圧力を用いて制御圧力を作り、この制御圧力により前記吐出容量の変更を制御するようになっており、
   前記制御弁（１１０）の前記制御信号に対応する前記循環冷媒の流量が前記サイクル高圧側圧力の上昇に応じて減少するようになっており、
   前記所定の閾値を前記サイクル高圧側圧力の上昇に応じて増大するように補正することを特徴とする請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記圧縮機（１１）は、電動機（１１ｉ）の回転数制御により前記吐出流量が目標吐出流量となるように制御される電動圧縮機であり、
   前記目標吐出流量は前記蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが目標冷却度合いとなるように決定され、前記目標吐出流量に対応した回転数制御信号を指令する電動機制御手段（４０）を有し、
   前記循環冷媒の流量に関連する情報値は前記回転数制御信号の値であり、前記回転数制御信号の値に基づいて前記循環冷媒の流量が前記所定の閾値より大きいと判定したときは、前記回転数制御信号を前記電動機（１１ｉ）に加えて前記電動機（１１ｉ）の回転数を制御し、
   一方、前記回転数制御信号の値に基づいて前記循環冷媒の流量が前記所定の閾値以下であると判定したときは、前記回転数制御信号の値を前記所定の閾値近傍の吐出流量に対応する値と吐出流量が実質上零流量に対応する値とに切り替えて、前記電動機（１１ｉ）の回転数を変化させることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いは、前記蒸発器（９、２７）の実際の吹出空気温度（Ｔｅ）であり、前記目標冷却度合いは、冷房熱負荷条件に関係する情報値に基づいて算出される目標蒸発温度であることを特徴とする請求項３または請求項５に記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記蒸発器（９、２７）は、互いに並列接続された複数の蒸発器（９、２７）であり、前記圧縮機（１１）は１個であり、前記１個の圧縮機（１１）により前記複数の蒸発器（９、２７）に冷媒を循環させることを特徴とする請求項１ないし請求項６のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
8. 車両用の冷凍サイクル装置であって、車室内前席側を空調する前席側空調ユニット（１）に前記複数の蒸発器（９、２７）の一つが配置され、車室内後席側を空調する後席側空調ユニット（２６）に前記複数の蒸発器（９、２７）の他の一つが配置されていることを特徴とする請求項７に記載の冷凍サイクル装置。
9. 前記所定の閾値は、前記蒸発器（９、２７）の吹出空気温度（Ｔｅ）のばらつき、前記圧縮機（１１）の圧力ハンチング、および冷凍サイクルのオイル戻りが良好となる最低の循環冷媒の流量であることを特徴とする請求項１ないし請求項８のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。

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