JP4949036B2 - 自動車用空調アセンブリ - Google Patents

Description

本発明は、自動車用空調回路に関する。

従来の自動車では、空調回路の圧縮機は、エンジンによって駆動されているので、エンジンの動力の一部を消費する。圧縮機が作動しているとき、圧縮機が吸収する動力により、エンジンの効率は低下し、従って、燃費および自動車から発生する汚染物が増加する。外部制御装置が一般的に使用されている機械式圧縮機の場合、このような欠点は問題である。

更に現在の構造では、自動車の燃料噴射コンピュータは、圧縮機が吸収する実際の動力の瞬間的な値を考慮していないので、圧縮機を作動させるために、デフォルトによる燃料噴射パラメータを選択しており、このパラメータは、実際に到達することがほとんど稀である吸収動力の最大値に対応している。

従って、エンジンの効率を最適にするための２つの解決案は、圧縮機が実際に吸収するこの動力の瞬間的な値を推定することである。この情報が既知であれば、エンジンの燃料噴射パラメータを、実際の必要条件に適合させることが可能となる。

現在の構造のものでは、圧縮機が吸収する瞬間的な動力を計算するのに、冷却液の必要流量の推定値が使用されている。

準臨界冷却液を使用するこのような構造のものは、超臨界冷媒に対しては不適当である。

環境に対する冷媒の有害な影響を制限するために、自動車の空調回路に、超臨界冷媒、特にＣＯ₂冷媒Ｒ７４４を使用することが開発された。このＣＯ₂冷媒は、準臨界冷媒、例えばＲ１３４ａタイプのＨＦＣ冷媒よりも、地球温暖化作用がより小さい。

超臨界流体を使用する空調回路は、圧縮機と、ガス冷却器と、内部熱交換器と、膨張器と、蒸発器とを備え、これらを、上記の順で冷媒が通過するようになっている。かかる回路では、圧縮後の冷媒の冷却は相変化を生じさせない。冷媒は、膨張時にしか液相状態に変化しない。このような超臨界流体の特性は、超臨界冷媒流量および圧縮機が消費する動力を評価するのに、フランス国特許願第01/16568号に示されているアセンブリを使用できないことを意味する。

米国特許公開第2003/0115896A1号は、高圧の測定値および低圧の測定値に基づき、超臨界冷媒の質量流量を評価するための空調ユニットを提案している。しかし、質量流量の推定値を充分に正確にするには、膨張器を離間する冷媒のほとんど全体が液相状態となるように、空調回路を制御する必要がある。更に低圧を測定するためのセンサが必要であり、そのため、空調ユニットのコストは増加する。

フランス国特許願第03/03362号も、超臨界冷媒の質量流量を推定するための空調ユニットを提案している。この提案された空調ユニットは、ガス冷却器に関連する２つの温度差を使用する計算関数を含み、差のうちの少なくとも一方は、ガス冷却器上の選択された中間ポイントにおける冷媒の温度に基づくものである。この中間ポイントは、ガス冷却器の全長のうちの５％と３５％の間にあるガス冷却器の入口からｘ_iの距離に位置する。

しかし、このアセンブリは、多数のセンサ（例えば圧縮機の入口および出口における冷媒の圧力、ガス冷却器の入口における冷媒の温度、ガス冷却器が受ける空気の流れの温度、およびガス冷却器の選択された中間ポイントにおける冷媒の温度を測定するためのセンサ）を必要とするので、アセンブリのコストが増加する。

本発明の目的は、従来技術の上記した欠点を緩和した空調ユニットを提供することにある。

この目的のために、本発明は、圧縮機と、ガス冷却器と、冷媒の流れ面積を定める膨張器と、蒸発器とを備える超臨界冷媒回路が設けられた自動車用空調ユニットを提案するものであり、更にこのアセンブリは、前記冷媒回路と相互作用するようになっている電子制御デバイスを含んでいる。

電子制御デバイスは、膨張器の流れ面積の推定値、膨張器の入口における冷媒の密度および圧力を使って、膨張器における冷媒質量流量の推定値を計算する計算機能を有することが好ましい。

本発明の１つの様相によれば、膨張器の流れ面積は、膨張器の入口における冷媒の圧力の値から推定される。

特に、電子制御デバイスは、
前記膨張器の入り口における冷媒の圧力（Ｐ ₂₀ ）の値が、第１の圧力値Ｐ１以下である場合には、前記膨張器の流れ面積Ｓは、第１定数Ｓ１となり、
前記圧力（Ｐ ₂₀ ）の値が、前記第１の圧力値Ｐ１よりも高く、第２の圧力値Ｐ２以下である場合には、前記膨張器の流れ面積Ｓは、前記膨張器の流れ面積Ｓを計算するための計算関数である次式を解くことにより求められ、
Ｓ＝Ｓ１＋（Ｓ２−Ｓ１）×（Ｐ ₂₀ −Ｐ１）／（Ｐ２−Ｐ１）
（ここで、Ｓ２は第２の定数である）
前記圧力（Ｐ ₂₀ ）の値が、前記第２の圧力値Ｐ２よりも高く、第３の圧力値Ｐ３以下である場合には、前記膨張器の流れ面積Ｓは、前記膨張器の流れ面積Ｓを計算するための計算関数である次式を解くことにより求められ、
Ｓ＝Ｓ２＋（Ｓ３−Ｓ２）×（Ｐ ₂₀ −Ｐ２）／（Ｐ３−Ｐ２）
（ここで、Ｓ３は第３の定数である）
前記圧力（Ｐ ₂₀ ）の値が、前記第３の圧力値Ｐ３以上である場合には、前記膨張器の流れ面積Ｓは、第３定数Ｓ４となる、
ように応答できる。

特定の実施例では、第１の圧力値Ｐ１は、概ね８０バールに等しく、第２の圧力値Ｐ２は、概ね１１０バールに等しく、第３の圧力値Ｐ３は、概ね１３５バールに等しく、第１定数Ｓ１は、概ね０.０７ｍｍ²に等しく、第２の定数Ｓ２は、概ね０.５ｍｍ²に等しく、第３の定数Ｓ３は、概ね０.７８ｍｍ²に等しく、第４の定数Ｓ４は、概ね３.１４ｍｍ²に等しい。

本発明の別の様相によれば、前記計算関数は、膨張器の入口における冷媒の温度、および膨張器の入口における冷媒の圧力から冷媒の密度を計算する上で固有である。

空調ユニットは、前記膨張器の入口における冷媒の温度を測定するよう、前記膨張器の入口に設置されたプローブを含むことができる。

空調ユニットは、前記膨張器の入口における冷媒の圧力を測定するよう、前記膨張器の入口に設置されたセンサも含むことができる。

捕捉的に、前記電子制御デバイスは、
前記計算関数によって提供される冷媒の質量流量、
前記圧縮機の仕事、および
前記圧縮機の回転速度から圧縮機が吸収する動力を推定できる動力推定関数を更に含むことができる。

前記電子制御デバイスは、前記膨張器の入口における冷媒の圧力、前記圧縮機の入口における冷媒の圧力および前記圧縮機に対する冷媒の温度から、前記圧縮機の仕事を推定できる。

前記圧縮機の入口における冷媒の圧力は、前記冷媒の質量流量と組み合わされた、前記圧縮機の入口または出口における圧力から推定することが好ましい。

更に、前記蒸発器の入口または出口における圧力は、前記蒸発器の入口または出口における冷媒の温度から決定され、前記温度は、前記蒸発器に対する温度、
前記蒸発器の効率、および
冷却すべき空気の温度から推定されるか、またはプローブによって測定される。

前記圧縮機に対する冷媒の温度は、前記圧縮機の入口における冷媒の温度でよい。

空調ユニットは、前記圧縮機の入口における冷媒の温度を測定するよう、前記圧縮機の入口に設置されたプローブを含むことがある。

変形例として、前記圧縮機に対する冷媒の温度は、前記圧縮機の出口における冷媒の温度でよい。

空調ユニットは、前記圧縮機の出口における冷媒の温度を測定するよう、前記圧縮機の出口に設置されたプローブを含むことがある。

本発明は、冷媒質量流量および圧縮機が消費する動力を推定するために使用される機能を含むよう定義できる製品プログラムもカバーするものである。

以下の詳細な説明および添付図面を読めば、本発明の上記以外の特徴および利点が明らかとなると思う。

付録Ａは、アセンブリを実現するために使用される主な数式を示す。

図面は、所定の特性を有する要素を基本的に含む。従って、これらの図面は、本発明の説明をより明瞭に理解できるようにするだけでなく、適当な場合に、本発明の定義のためにも働く。

図１Ａは、空調回路を示し、この空調回路を、超臨界冷媒が通過して流れる。以下、詳細な説明では非限定的な例として、超臨界冷媒ＣＯ₂について述べる。

この回路は、従来、
気相状態にある冷媒を受け、これを圧縮するようになっている圧縮機１４と、
圧縮機が圧縮したガスを冷却するようになっているガス冷却器１１と、
冷媒の圧力を低下させるようになっている膨張器１２と、
膨張器からの冷媒を液相状態から気相状態に変化させ、自動車の乗員コンパートメントへ送られる空調された空気流２１を発生するようになっている蒸発器１３とを備えている。

この回路は、更に内部熱交換器２３を含むことができ、この熱交換器は、ガス冷却器から膨張器に流れる冷媒が、蒸発器から圧縮機へ流れる冷媒に対して熱を放出できるように働く。この回路は、更に蒸発器の入口と圧縮機の入口との間に設置されたアキュムレータ１７を含むことがある。このアキュムレータは、液体のサージを防止するようになっている。

ガス冷却器１１は、乗員コンパートメントから取り込まれた熱を抽出するための外部空気流１６を受け、所定の作動条件下にある空気流は、モータ／ファンユニット１５によって吹き込まれる。

蒸発器１３は、空調された空気の流れ２１を発生するように、ブロアからの空気流を受ける。

膨張器１２は、流れ断面が可変な膨張器、例えば電子膨張器、サーモスタット膨張器、または高圧に応じて流れ断面が変化するその他の膨張器を含むことができる。この膨張器１２は、流れ断面が固定された膨張器、例えば較正されたオリフィスを有することもできる。

超臨界冷媒は、圧縮機１４によって気相状態で圧縮され、高圧とされる。次にガス冷却器１１は、空気の入力流れ１６により冷媒を冷却する。準臨界冷媒を用いて作動する空調回路とは異なり、圧縮後の冷媒の冷却は相変化を伴わない。冷媒は、膨張中に限り、低圧に依存する蒸気成分と共に、２つの相状態に変化する。内部熱交換器２３は冷媒を極めて強力に冷却できる。

次に図１Ｂを参照する。この図は、自動車に設置された、本発明にかかる空調ユニットを示す。

自動車は、エンジン４３により駆動され、エンジンは、燃料噴射コンピュータ４２によって制御できる。この燃料噴射コンピュータ４２は、種々のセンサからの情報を受信し、コンピュータは、燃料噴射パラメータを調節するために、情報を解読する。

燃料噴射コンピュータ４２は、自動車の内外の条件に関する情報（ソーラーセンサ、搭乗者数などが提供する情報）も提供できる。コンピュータは、自動車の作動に関する瞬間値、特に圧縮機の回転速度Ｎに関する情報を提供できる。

このユニットには、乗員コンパートメントレギュレータ４１と、空調ループレギュレータ４０２とを備える空調コンピュータ４０も設けられている。乗員コンパートメントレギュレータ４１は、蒸発器１３に吹き込まれる外部空気の温度設定ポイントを設定するようになっている。

エンジン燃料噴射コンピュータは、空調レギュレータ４０２を介して、空調ユニットに作用できる。このリンクは、エンジンにかかる負荷が高いときに空調ユニットの作動を防止できる。

本発明にかかる空調ユニットは、膨張器における冷媒質量流量の推定値ｍ_expを提供するように、膨張器のモデルに基づいている。

空調ユニットは、リンク３０／３１を介して、空調回路１０と相互作用すると共に、リンク３２／３３を介して、燃料噴射コンピュータ４２と相互作用するようになっている電子制御デバイス、例えば電子カード４０１を含んでいる。

この電子カード４０１は、自動車の空調コンピュータ４０の一体的部分と見なすことができる。

この電子回路４０１は、空調回路１０に取り付けられたセンサからの情報３０を受信できる。このカードは、リンク３３を介して、エンジン燃料噴射コンピュータ４２からの情報、特に圧縮機の回転速度Ｎ、または自動車の走行速度Ｖも受信できる。

本願出願人は、付録Ａの式Ａ１０によって、膨張器をモデル化できることを発見した。この式において、Ｋは、膨張器の特性を定める係数、特に圧力低下値である。

このモデルから計算関数は、
膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀
ＣＯ₂冷媒の密度ρ、および
膨張器の流れ断面Ｓ（単位ｍｍ²）から、
膨張器における冷媒の質量流量ｍ_expの推定値を計算できる。

本願出願人は、膨張器の入口における温度Ｔ₃₀、および膨張器の入口における圧力Ｐ₂₀から付録Ａの式Ａ１１に従い、ＣＯ₂冷媒の密度ρも推定できることを発見した。

出願人は、更に流れ断面を有する膨張器の流れ断面Ｓ（単位ｍｍ²）が、膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀によって決まることも発見した。

従って、膨張器における冷媒の質量流量ｍ_expの推定値は、膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀および膨張器の入口における温度Ｔ₃₀から得られる。

膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀、および膨張器の入口における冷媒の温度Ｔ₃₀は、推定または測定することが可能である。

空調回路は、膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀、および膨張器の入口における冷媒の温度Ｔ₃₀を、それぞれ測定するための２つの別個のセンサを含むことができる。

変形例として、空調回路は、これら２つの値を測定するために膨張器の入口に設置された単一のセンサを含むこともできる。

図２は、膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀（単位バール）の関数として流れ断面Ｓ（単位ｍｍ²）の変化を示すグラフである。このグラフに示された曲線は、付録Ａの式Ａ２〜Ａ５に対応するものである。

膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀が、第１圧力の値Ｐ１以下である限り、面積Ｓは、付録Ａの式Ａ２に従って第１の定数Ｓ１と等しくなる。

圧力Ｐ₂₀が、第１圧力の値Ｐ１よりも高く、第２圧力の値Ｐ２以下であると、面積Ｓは、付録Ａの式Ａ２に従い、Ｓ１、Ｐ１、Ｐ２および第２の定数Ｓ２の値から準線が決定される直線に従う。Ｓ２の値は、Ｐ₂₀が値Ｐ２に等しいときの面積Ｓの値に対応する。

圧力Ｐ₂₀が、第２の圧力値Ｐ２よりも高く、第３の圧力の値Ｐ３以下であると、Ｓ２は、付録Ａの式Ａ４に従い、Ｓ２、Ｐ２、Ｐ３および第３の定数Ｓ３の値から準線が決定される直線に従う。

圧力Ｐ₂₀が、第３の圧力の値Ｐ３以上であると、面積Ｓは、付録Ａの式Ａ５に従い、第３の定数Ｓ３よりも大きい第４の定数Ｓ４と等しくなる。

特に第１圧力の値Ｐ１は、約８０バールに等しく、第２圧力の値Ｐ２は、約１１０バールに等しく、第３圧力の値Ｐ３は、約１３５バールに等しく、第１の定数Ｓ１は、約０.０７ｍｍ²に等しく、第２の定数Ｓ２は、約０.５ｍｍ²に等しく、第３の定数Ｓ３は、０.７８ｍｍ²に等しく、第４の定数Ｓ４は、約３.１４ｍｍ²に等しくてよい。

補足として、電子カードの計算機能によって提供される冷媒の質量流量の推定値を使って、吸収される機械的動力を計算できる。これを行うために、電子カードは、冷媒の質量流量ｍ_expから圧縮機によって吸収される動力Ｐ_absを推定できる動力推定関数を含んでいる。

この動力推定関数は、付録Ａの式Ａ６に従い、圧縮機の圧縮の等エントロピー仕事Ｗ_iseおよび回転速度Ｎから圧縮機が吸収する動力Ｐ_absを推定できる。係数ａおよびｂは、空調回路の作動パラメータに関連している。係数ａは、圧縮機の等エントロピー圧縮に対する機械的効率に対応し、約１.３８であり、係数ｂは、圧縮機の効率の表示であり、圧縮機の摩擦係数に対応している。

付録Ａの式Ａ７によれば、等エントロピー圧縮動力Ｗ_iseは、
冷媒の質量流量ｍ_exp（この推定値は上記計算関数によって計算される）、および
圧縮機の等エントロピー仕事ΔＨ_iseに関連している。

本願出願人は、付録Ａの式Ａ８０に従い、
膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀、
圧縮機の入口における冷媒の圧力Ｐ₃₅および圧縮機に対する冷媒の温度Ｔ_compから、圧縮機の仕事の推定値ΔＨ_iseを計算できることを発見した。

圧縮機の入口における冷媒の圧力Ｐ₃₅、および圧縮機に対する冷媒の温度Ｔ_compを、推定または測定できる。

圧縮機の入口における冷媒の圧力は、上記のように計算された冷媒の質量流量ｍ_expを使い、蒸発器１３の入口と圧縮機１４の入口との間の圧力の低下分Δｐから推定される。

変形例として、圧縮機の入口における冷媒の圧力のこの推定値は、上記のように計算された冷媒の質量流量ｍ_expを使用し、蒸発器１３の出口と圧縮機１４の入口との間の圧力低下分Δｐから決定できる。

蒸発器１３の入口圧力に関連して、次の例について説明するが、この例は、蒸発器１３の出口における圧力を使用し、同じように転換することもできる。

この圧力低下分Δｐは、
Ｐ₅₀を蒸発器の入口における圧力の推定値とし、
Ｐ₃₅を圧縮機の入口における冷媒の圧力の推定値とする、
付録Ａの式Ａ９０から計算される。

この圧力低下分Δｐは、
Ｋを圧力低下係数とし、
ρを冷媒の密度とし、
Ｖ_CO2を冷媒の速度とする、
式Ａ１００から決定できることも知られている。

付録Ａの式Ａ１０１によれば、冷媒の速度Ｖ_CO2は、
式Ａ１０によって決定された冷媒の質量流量ｍ_exp、
冷媒の密度ρ、および
冷媒が受けるリニア圧力低下分と単一圧力低下分の双方を組み合わせる、平均流れ断面および平均流れ長さに対応する定数Ｓから決定できる。これら２つの式Ａ９０およびＡ１００から、式Ａ９によって示されるような圧縮機の入口における冷媒の圧力を推定することが可能である。

従って、この式における未知のものは、蒸発器の入口における圧力の推定値Ｐ₅₀だけである。
流体の状態法則として知られる流体の飽和法則から、蒸発器の入口における圧力Ｐ₅₀は、蒸発器の入口における飽和温度Ｔ₅₀に直接依存することが分かっている。我々に関心のある作動領域にわたり、この式は、二次の多項式として示すことができる。

圧力冷媒の飽和温度Ｔ₅₀を、測定または推定できる。

推定する場合、付録Ａの式Ａ９１を使用する。ここで、
Ｔ₄₀は、多数の空調ユニットで利用できる蒸発器の温度に関連するデータであり、これは、蒸発器に設置されたＣＴＮまたはＣＴＰプローブを使用するものであり、従来技術におけるこのプローブの主な目的は、圧縮機が停止したときに蒸発器に氷が付着することを防止することにある。この温度Ｔ₄₀は、（例えば図１２に示されるようなインサートのリセスにある）蒸発器１３の壁の１つの表面温度または蒸発器の出口における空気温度に対応する。

η_evapは、蒸発器の効率の表示であり、この表示は、付録Ａの式Ａ９１０に示されているように、乗員コンパートメント内の蒸発器の空気ブロアに対する電圧Ｕおよび自動車の走行速度Ｖの関数に容易に関連付けできる。

Ｔ₆₀は、空調ユニットによって冷却すべき空気の温度である。この温度は、乗員コンパートメント内部の温度、乗員コンパートメントの外の温度、ブロアの電圧Ｕ、空調ユニットのリサイクルフラップの位置、および自動車の走行速度Ｖに従って推定される。この関数は、付録Ａの式Ａ９２０に示されている。

図８および図９は、侵襲的、すなわち直接温度プローブ５１、すなわち冷媒に直接浸漬されたプローブ１７により、または冷媒をトランスポートするチューブの温度に基づいて冷媒の温度を測定する非侵襲的、すなわち間接プローブ５２のいずれかにより、蒸発器１３の入口における冷媒の飽和温度Ｔ₅₀を測定できる可能性を示す。

図１０および１１は、蒸発器１３の入口で考えられる温度測定と同一の手段を使用する蒸発器１３の出口における冷媒の飽和温度Ｔ５０を測定できる可能性を示す。

圧縮機の入口における冷媒の圧力を測定するこの方法は、ブロックダイヤグラムの形態をした図１３に要約される。
蒸発器の入口または出口における温度Ｔ₅₀を推定する場合、次のパラメータ、すなわち自動車に関して入手できる情報、例えばブロアの電圧Ｕおよび自動車の走行速度Ｖから決定できる蒸発器の効率η_evapを使用する。
これら２つの情報アイテムを使用し、乗員コンパートメント内部の温度と外部温度とを組み合わせた冷却すべき空気の温度Ｔ₆₀を決定する。
蒸発器の効率η_evap、冷却すべき空気の温度Ｔ₆₀および蒸発器の表面温度Ｔ₄₀とを組み合わせ、蒸発器１３の入口における温度Ｔ₅₀を推定する。
温度Ｔ₅₀を測定する場合、温度プローブ５１または５２は予想値を発生する。
冷媒飽和法則に従い、圧力Ｐ₅₀を決定するのに推定または測定温度Ｔ₅₀を使用する。
膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀、ＣＯ₂冷媒の密度ρおよび膨張器の流れ断面Ｓ（単位ｍｍ²）と組み合わせた、蒸発器１３の入口または電圧におけるこの圧力Ｐ₅₀により、冷媒の質量流量を決定できる。
最後に、この質量流量情報と蒸発器の入口における圧力Ｔ₅₀の推定値とを組み合わせることにより、センサを使用することなく、従って空調ユニットのコストを増すことなく、圧縮機の入口における冷媒の圧力Ｐ₃₅を決定することが可能となる。

図１４は、冷媒の質量流量と圧縮機の入口における冷媒の圧力Ｐ₃₅との関係を示す。この曲線のｘ軸は、質量流量ｍ_exp（１時間当たりのキログラム）を示し、この曲線のｙ軸は、蒸発器１３の入口または出口と圧縮機１４の入口との間の圧力低下分Δｐ（単位バール）を示す。質量流量の推定値における約３０ｋｇの誤差の結果、Ｐ₃₅の決定において、約２バールの誤差が生じ得る。この誤差は、絶対作動圧力値（この値は３５バールよりも大きいことが多い）と比較してわずかである。

圧縮機に対する冷媒の温度は、付録Ａの式Ａ８１に従い、圧縮機の入口における冷媒の温度Ｔ₃₅となり得る。Ｒは、完全ガス定数であり、Ｍは、冷媒の分子質量に対応する。Ｒ／Ｍの比は、特に１８８.７に等しくすることができる。

変形例として、圧縮機に対する冷媒の温度は付録Ａの式Ａ８２に従い、圧縮機の出口における冷媒の温度Ｔ₃₆とすることができる。

図３は、冷媒の質量流量ｍ_expおよび圧縮機が消費する動力を推定するために、電子カードが実施するステップを示すフローチャートである。

ステップ１００では、膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀を推定／測定する。図１Ｂ、図６および図７を参照すると、膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀は、膨張器の出口に設置したセンサ２０によって測定できる。変形例として、膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀を推定してもよい。

ステップ１０２において、電子カード４０１は、付録Ａの式Ａ４およびＡ５に従い、膨張器の入口における測定された、または推定された冷媒の圧力値Ｐ₂₀から、膨張器１２の流れ断面Ｓを推定する。

図４のフローチャートには、ステップ１０２が詳細に示されている。電子カードは膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀の測定された値が、
第１圧力値Ｐ１以下であるか（この場合、膨張器の流れ面積は、Ｓ１に等しい）、
第１定数Ｐ１よりも大であり、かつ第２圧力値Ｐ２以下であるか（ステップ１０２１）（この場合、膨張器の流れ面積は付録Ａの式Ａ３により、ステップ１００で得られる圧力Ｐ₂₀の関数として示される）、
第２圧力値Ｐ２よりも大であり、かつ第３圧力値Ｐ３以下であるか（ステップ１０２２）（この場合、膨張器の流れ面積は付録Ａの式Ａ４によりステップ１００で得られる圧力Ｐ₂₀の関数として示される）、および
第３圧力値Ｐ３以上であるか（ステップ１０２３）（この場合、膨張器の流れ面積はＳ４に等しい）を判断する。

ステップ１０３において、電子カードは、膨張器の入口における温度Ｔ₃₀の推定値／測定値を発生する。このユニットは、図１Ｂ、図６および図７に示されるように、膨張器の入口における冷媒の温度Ｔ₃₀を測定するための温度センサ３０を含むことができる。

変形例として、ユニットは、膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀、および温度Ｔ₃₀の双方を測定するための単一センサ２０を含んでいてもよい。膨張器の入口における冷媒の温度Ｔ₃₀を推定することもできる。

ステップ１０４において、電子カード４０１はＣＯ₂冷媒の密度ρを推定する。ＣＯ₂冷媒の密度ρは、ステップ１００で得られる膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀、およびステップ１０３で得られる膨張器の入口における冷媒の温度Ｔ₃₀から、付録Ａの式Ａ１１に従い、ＣＯ₂冷媒の密度ρを計算できる。

図３のステップ１０５において、電子カード４０１は、
ステップ１００で推定／測定された膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀、
ステップ１０２で推定された膨張器の流れ面積Ｓ（単位ｍｍ²）、およびステップ１０４で推定されたＣＯ₂冷媒の密度ρから、付録Ａの式Ａ３に従い、冷媒の質量流量ｍ_expを計算する。

補足として、圧縮機が消費する動力Ｐ_absを計算するのに、膨張器における冷媒の質量流量ｍ_expの推定値を使用してもよい。

図５は、膨張器における冷媒質量流量ｍ_expの推定値から、圧縮機が消費する動力Ｐ_absを計算するのに、電子カードが実施するステップを示すフローチャートである。圧縮機によって吸収される動力の推定値は、付録Ａの式Ａ６およびＡ７に従い、圧縮機の仕事の前の推定値ΔＨ_iseを必要とし得る。

ステップ２００において、電子カードは、
膨張器の入口における冷媒の圧力Ｐ₂₀、
圧縮機の入口における冷媒の圧力Ｐ₃₅、および
圧縮機に対する冷媒の温度Ｔ_compから、付録Ａの式Ａ８に従い、圧縮機の仕事ΔＨ_iseを計算する。

圧縮機に対する冷媒の温度が（付録Ａの式Ａ８１に従い）圧縮機の入口における冷媒の温度Ｔ₃₅であるとき、この温度は、図１Ｂおよび図６に示されるように、圧縮機の入口に設置されたプローブ３５によって測定できる。

圧縮機に対する冷媒の温度が（付録Ａの式Ａ８２に従い）圧縮機のであるとにおける冷媒の温度Ｔ₃₆であるとき、図７に示されるように、この温度は、圧縮機の出口に設置されたプローブ３６によって測定できる。

圧縮機の入口における冷媒の圧力Ｐ₃₅を、推定または測定できる。

ステップ２０２において、電子カードは、付録Ａの式Ａ７に従い、ステップ１０５で得られた冷媒の質量流量ｍ_exp、およびステップ２００で得られた圧縮機の仕事ΔＨ_iseから、等エントロピー動力Ｗ_iseを計算する。

ステップ２０４では、電子回路は付録Ａの式Ａ６に従い、ステップ２０２で得られた等エントロピー動力Ｗ_ise、および圧縮機の回転速度Ｎから、圧縮機が吸収する動力Ｐ_absの推定値を計算する。

圧縮機の回転速度Ｎは図１Ｂを参照し、リンク３３を介し、エンジンの燃料噴射コンピュータ４２により、電子カードへ供給される。

コンピュータは、燃料噴射パラメータを調整するように、圧縮機が消費する実際の動力の推定値を使用し、よって燃費を下げることができる。

本発明にかかわる空調ユニットにより、膨張器において、冷媒質量流量の満足できる推定値を得ることが可能となる。更に、このユニットは、膨張器における冷媒の質量流量を推定するのに低圧センサを使用せず、ユニットの全体のコストを低減できる。

当然ながら、本発明は、これまでに説明した実施例だけに限定されるものではなく、当業者が想到できる別の実施例すべても含むものである。

本発明は、特にコンピュータが読み取りできる媒体でソフトウェアコードを利用できるときに、本発明が使用するソフトウェアコードもカバーするものである。「コンピュータが読み取りできる媒体」なる表現は、記憶媒体、例えば磁気または光記憶媒体、更にデジタルまたはアナログ信号などの伝送手段もカバーするものである。

超臨界冷媒により作動する自動車用空調回路の図である。 本発明にかかる空調ユニットの図である。 膨張器の流れ面積の変化を、膨張器の入口における冷媒の圧力の関数として示すグラフである。 膨張器における冷媒の質量流量を推定するよう、制御デバイスが実施するステップを示すフローチャートである。 膨張器の流れ面積を推定するよう、制御デバイスが実施するステップを示すフローチャートである。 本発明に従い、圧縮機が消費する動力を推定するよう、制御デバイスが実施するステップを示すフローチャートである。 本発明の別の実施例の空調回路の図である。 本発明のさらに別の実施例の空調回路の図である。 蒸発器の入口または出口における圧力を測定するのに使用される温度プローブの位置を示す略図である。 蒸発器の入口または出口における圧力を測定するのに使用される温度プローブの位置を示す略図である。 蒸発器の入口または出口における圧力を測定するのに使用される温度プローブの位置を示す略図である。 蒸発器の入口または出口における圧力を測定するのに使用される温度プローブの位置を示す略図である。 蒸発器の入口または出口における圧力を測定するのに使用される温度プローブの位置を示す略図である。 圧縮機の入口における冷媒の圧力を決定するための方法を示す図である。 圧縮機の入口における冷媒の質量流量と冷媒の圧力との関係を示す図である。

符号の説明

１０ 空調回路
１１ ガス冷却器
１２ 膨張器
１３ 蒸発器
１４ 圧縮機
１６ 外部空気流
１７ アキュムレータ
２１ 空気流
２３ 熱交換器
３０、３１、３２、３３ リンク
４０ 空調コンピュータ
４１ レギュレータ
４２ 燃料噴射コンピュータ
４３ エンジン
４０１ 電子カード
４０２ 空調ループレギュレータ

Claims (14)

1. 圧縮機（１４）と、ガス冷却器（１１）と、冷媒の流れ面積を定める膨張器（１２）と、蒸発器（１３）とを備えた超臨界冷媒回路（１０）が設けられ、更に前記冷媒回路と相互作用するようになっている電子制御デバイスを含む自動車用空調ユニットにおいて、
   前記電子制御デバイスは、前記膨張器の流れ面積の推定値、前記膨張器の入口における冷媒の密度（ρ）および圧力（Ｐ₂₀）を使って、前記膨張器における冷媒質量流量（ｍ_exp）の推定値を計算する計算機能を有し、
   前記膨張器の流れ面積は、前記膨張器の入口における冷媒の前記圧力（Ｐ₂₀）の値から推定されることを特徴とする、自動車用空調ユニット。
2. 前記電子制御デバイスは、
   前記膨張器の入り口における冷媒の圧力（Ｐ₂₀）の値が、第１の圧力値Ｐ１以下である場合には、前記膨張器の流れ面積Ｓは、第１定数Ｓ１となり、
   前記圧力（Ｐ₂₀）の値が、前記第１の圧力値Ｐ１よりも高く、第２の圧力値Ｐ２以下である場合には、前記膨張器の流れ面積Ｓは、前記膨張器の流れ面積Ｓを計算するための計算関数である次式を解くことにより求められ、
   Ｓ＝Ｓ１＋（Ｓ２−Ｓ１）×（Ｐ₂₀−Ｐ１）／（Ｐ２−Ｐ１）
   （ここで、Ｓ２は第２の定数である）
   前記圧力（Ｐ₂₀）の値が、前記第２の圧力値Ｐ２よりも高く、第３の圧力値Ｐ３以下である場合には、前記膨張器の流れ面積Ｓは、前記膨張器の流れ面積Ｓを計算するための計算関数である次式を解くことにより求められ、
   Ｓ＝Ｓ２＋（Ｓ３−Ｓ２）×（Ｐ₂₀−Ｐ２）／（Ｐ３−Ｐ２）
   （ここで、Ｓ３は第３の定数である）
   前記圧力（Ｐ₂₀）の値が、前記第３の圧力値Ｐ３以上である場合には、前記膨張器の流れ面積Ｓは、第３定数Ｓ４となる、
   ように応答でき、
   Ｓ１〜Ｓ４の間の大小関係は、Ｓ４＞Ｓ３＞Ｓ２＞Ｓ１であることを特徴とする、請求項１記載の空調ユニット。
3. 前記第１の圧力値Ｐ１は、概ね８０バールに等しく、前記第２の圧力値Ｐ２は、概ね１１０バールに等しく、前記第３の圧力値Ｐ３は、概ね１３５バールに等しく、前記第１定数Ｓ１は、概ね０.０７ｍｍ²に等しく、前記第２の定数Ｓ２は、概ね０.５ｍｍ²に等しく、前記第３の定数Ｓ３は、概ね０.７８ｍｍ²に等しく、前記第４の定数Ｓ４は、概ね３.１４ｍｍ²に等しいことを特徴とする、請求項２記載の空調ユニット。
4. 前記計算関数は、前記膨張器の入口における冷媒の温度（Ｔ₃₀）、および前記膨張器の入口における冷媒の圧力（Ｐ₂₀）から冷媒の密度（ρ）を計算する上で固有であることを特徴とする、請求項１〜３のうちのいずれか１つに記載の空調ユニット。
5. 前記膨張器の入口における冷媒の温度（Ｔ₃₀）を測定するよう、前記膨張器（１２）の入口に設置されたプローブ（３０）を含むことを特徴とする、請求項４記載の空調ユニット。
6. 前記膨張器の入口における冷媒の圧力（Ｐ₂₀）を測定するよう、前記膨張器（１２）の入口に設置されたセンサ（２０）を含むことを特徴とする、請求項１〜５のうちのいずれか１つに記載の空調ユニット。
7. 前記電子制御デバイスは、
   前記計算関数によって提供される冷媒の質量流量（ｍ_exp）、
   前記圧縮機の仕事（ΔＨ_ise）、および
   前記圧縮機の回転速度（Ｎ）から前記圧縮機が吸収する動力を推定できる動力推定関数を更に含むことを特徴とする、請求項１〜６のうちのいずれか１つに記載の空調ユニット。
8. 前記電子制御デバイスは、前記膨張器の入口における冷媒の圧力（Ｐ₂₀）、前記圧縮機の入口における冷媒の圧力（Ｐ₃₅）および前記圧縮機に対する冷媒の温度（Ｔ_comp）から、前記圧縮機の仕事（ΔＨ_ise）を推定できるようになっていることを特徴とする、請求項７記載の空調ユニット。
9. 前記圧縮機の入口における冷媒の圧力（Ｐ₃₅）は、前記冷媒の質量流量（ｍｅｘｐ）と組み合わされた、前記圧縮機（１３）の入口または出口における圧力（Ｐ₅₀）から推定されるようになっていることを特徴とする、請求項８記載の空調ユニット。
10. 前記蒸発器（１３）の入口または出口における圧力（Ｐ₅₀）は、前記蒸発器（１３）の入口または出口における冷媒の温度（Ｔ₅₀）から決定され、前記温度は、
    前記蒸発器（１３）に対する温度（Ｔ₄₀）、
    前記蒸発器（１３）の効率（η_evap）および
    冷却すべき空気の温度（Ｔ₆₀）から推定されるかまたはプローブによって測定されるようになっていることを特徴とする、請求項９記載の空調ユニット。
11. 前記圧縮機（１０）に対する冷媒の温度は、前記圧縮機の入口における冷媒の温度（Ｔ₃₅）であることを特徴とする、請求項８〜１０のうちのいずれか１つに記載の空調ユニット。
12. 前記圧縮機の入口における冷媒の温度（Ｔ₃₅）を測定するよう、前記圧縮機（１４）の入口に設置されたプローブ（３５）を含むことを特徴とする、請求項１１記載の空調ユニット。
13. 前記圧縮機（１４）に対する冷媒の温度は、前記圧縮機の出口における冷媒の温度（Ｔ₃₆）であることを特徴とする、請求項８〜１０のうちのいずれか１つに記載の空調ユニット。
14. 前記圧縮機の出口における冷媒の温度（Ｔ₃₆）を測定するよう、前記圧縮機（１４）の出口に設置されたプローブ（３５）を含むことを特徴とする、請求項１３記載の空調ユニット。

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