WO2019244764A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents
冷凍サイクル装置 Download PDFInfo
- Publication number
- WO2019244764A1 WO2019244764A1 PCT/JP2019/023460 JP2019023460W WO2019244764A1 WO 2019244764 A1 WO2019244764 A1 WO 2019244764A1 JP 2019023460 W JP2019023460 W JP 2019023460W WO 2019244764 A1 WO2019244764 A1 WO 2019244764A1
- Authority
- WO
- WIPO (PCT)
- Prior art keywords
- refrigerant
- cooling
- expansion valve
- temperature
- heating
- Prior art date
Links
Images
Classifications
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60H—ARRANGEMENTS OF HEATING, COOLING, VENTILATING OR OTHER AIR-TREATING DEVICES SPECIALLY ADAPTED FOR PASSENGER OR GOODS SPACES OF VEHICLES
- B60H1/00—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices
- B60H1/22—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices the heat being derived otherwise than from the propulsion plant
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60H—ARRANGEMENTS OF HEATING, COOLING, VENTILATING OR OTHER AIR-TREATING DEVICES SPECIALLY ADAPTED FOR PASSENGER OR GOODS SPACES OF VEHICLES
- B60H1/00—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices
- B60H1/32—Cooling devices
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
- B60K1/00—Arrangement or mounting of electrical propulsion units
- B60K1/04—Arrangement or mounting of electrical propulsion units of the electric storage means for propulsion
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
- B60K11/00—Arrangement in connection with cooling of propulsion units
- B60K11/02—Arrangement in connection with cooling of propulsion units with liquid cooling
- B60K11/04—Arrangement or mounting of radiators, radiator shutters, or radiator blinds
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
- F25B1/10—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with multi-stage compression
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B5/00—Compression machines, plants or systems, with several evaporator circuits, e.g. for varying refrigerating capacity
- F25B5/02—Compression machines, plants or systems, with several evaporator circuits, e.g. for varying refrigerating capacity arranged in parallel
Definitions
- the present disclosure relates to a refrigeration cycle device applied to an air conditioner.
- Patent Literature 1 discloses a refrigeration cycle device that is applied to an air conditioner for a vehicle mounted on an electric vehicle and adjusts the temperature of blast air blown into a vehicle interior, which is a space to be air conditioned.
- heating or cooling of the blown air is performed by switching the refrigerant circuit.
- the mode is switched to a refrigerant circuit constituting a so-called gas injection cycle in a heating mode in which the blown air is heated and blown into the vehicle interior.
- the compression efficiency of the compressor is improved by combining the intermediate-pressure refrigerant generated in the cycle with the refrigerant in the pressurization process in the compressor, and the coefficient of performance (COP) of the cycle is improved. Can be done.
- the mode is switched to the refrigerant circuit constituting the gas injection cycle in the heating mode.
- the pressure difference between the refrigerant condensation pressure in the indoor condenser functioning as a radiator and the refrigerant evaporation pressure in the outdoor heat exchanger functioning as an evaporator tends to increase.
- the COP is improved, and the heating capacity of the blown air exerted in the indoor condenser is to be improved.
- an electric vehicle is equipped with a secondary battery (that is, a battery) for supplying electric power to a traveling electric motor or the like.
- a secondary battery that is, a battery
- the output of this type of battery tends to decrease when the temperature is low, and deteriorates easily when the temperature is high. For this reason, the temperature of the battery needs to be maintained within an appropriate temperature range in which the performance of the battery can be sufficiently exhibited. Therefore, it is conceivable to adjust the temperature of the battery using the refrigeration cycle device of Patent Document 1.
- the present disclosure provides a refrigeration cycle apparatus capable of sufficiently cooling air blown to a space to be air-conditioned and an object to be cooled without exerting excessive cooling capacity or heating capacity.
- the purpose is to:
- Another object of the present disclosure is to provide a refrigeration cycle device that can appropriately cool the blast air that is blown into a space to be air-conditioned and an object to be cooled.
- a refrigeration cycle device includes a compressor, a heating unit, a heating expansion valve, an outdoor heat exchanger, an upstream branch, an intermediate pressure passage, , An intermediate pressure expansion valve, an internal heat exchanger, a downstream branch, a cooling expansion valve, an indoor evaporator, a cooling expansion valve, a cooling unit, a junction, a heating passage, and a refrigerant. And a circuit switching unit.
- the compressor compresses the low-pressure refrigerant sucked from the suction port until it becomes high-pressure refrigerant and discharges it from the discharge port. Further, the compressor has an intermediate-pressure suction port through which the intermediate-pressure refrigerant in the cycle flows and joins the refrigerant in the compression process.
- the heating unit heats the blast air blown to the air-conditioned space using the high-pressure refrigerant discharged from the compressor as a heat source.
- the heating expansion valve reduces the pressure of the refrigerant flowing out of the heating unit.
- the outdoor heat exchanger exchanges heat between the refrigerant flowing out of the heating expansion valve and the outside air.
- the upstream branch portion branches the flow of the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger.
- the intermediate pressure passage guides one refrigerant branched at the upstream branch to the intermediate pressure suction port side.
- the intermediate pressure expansion valve reduces the pressure of the refrigerant flowing through the intermediate pressure passage until it becomes intermediate pressure refrigerant.
- the internal heat exchanger has an intermediate-temperature side passage through which the intermediate-pressure refrigerant depressurized by the intermediate-pressure expansion valve flows, and a high-temperature side passage through which the other refrigerant branched at the upstream branch portion flows. Further, the internal heat exchanger causes heat exchange between the intermediate-pressure refrigerant flowing through the intermediate-temperature-side passage and the refrigerant flowing through the high-temperature-side passage.
- the downstream branch portion branches the flow of the refrigerant flowing out of the high-temperature side passage.
- the cooling expansion valve reduces the pressure of one of the refrigerants branched at the downstream branch portion until the refrigerant becomes a low-pressure refrigerant.
- the indoor evaporator evaporates the refrigerant flowing out of the cooling expansion valve to cool the blown air.
- the cooling expansion valve reduces the pressure of the other refrigerant branched at the downstream branch portion until the refrigerant becomes low-pressure refrigerant.
- the cooling unit evaporates the refrigerant flowing out of the cooling expansion valve to cool the object to be cooled.
- the junction joins the flow of the refrigerant flowing out of the indoor evaporator and the flow of the refrigerant flowing out of the cooling unit, and flows out to the suction port side of the compressor.
- the heating passage guides the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger to the suction port side of the compressor.
- the refrigerant circuit switching unit switches the refrigerant circuit.
- the refrigerant flows in the order of the discharge port of the compressor, the heating unit, the expansion valve for heating, the outdoor heat exchanger, the heating passage, and the suction port of the compressor.
- the refrigerant circuit that circulates.
- the cooling circuit switching unit cools the blown air by the indoor evaporator and cools the object to be cooled by the cooling unit.
- the discharge port of the compressor, the expansion valve for heating, the outdoor heat exchanger, the upstream The refrigerant is circulated in the order of the side branch, the intermediate pressure expansion valve, the intermediate temperature side passage, and the intermediate pressure suction port of the compressor.
- the refrigerant is circulated in the order of the upstream branch, the high-temperature side passage, the downstream branch, the cooling expansion valve, the indoor evaporator, the junction, and the compressor suction port.
- the refrigerant circuit is switched to the refrigerant circuit for circulating the refrigerant in the order of the side passage, the downstream branch, the cooling expansion valve, the cooling unit, the junction, and the suction port of the compressor.
- a normal vapor compression refrigeration cycle is configured. Then, by blowing the blast air heated by the heating unit to the space to be air-conditioned, the space to be air-conditioned can be heated.
- a gas injection cycle is formed in which the indoor evaporator and the cooling unit are connected in parallel to the refrigerant flow. Then, by blowing the blast air cooled by the indoor evaporator to the space to be air-conditioned, it is possible to cool the space to be air-conditioned. Further, the object to be cooled can be cooled by the cooling unit.
- the gas injection cycle can be configured in the operation mode in which the heat load of the refrigeration cycle device is increased to cool both the blown air and the object to be cooled, as in the cooling cooling mode.
- a normal refrigeration cycle can be configured in an operation mode in which the heat load of the refrigeration cycle device is lower than in the cooling mode, such as the heating mode.
- the refrigeration cycle apparatus of the first aspect of the present disclosure in the heating mode, the refrigeration cycle capable of sufficiently cooling the blast air and the object to be cooled without exhibiting excessive heating capacity or cooling capacity.
- An apparatus can be provided.
- the refrigeration cycle device includes a compressor, an outdoor heat exchanger, an upstream branch, an intermediate pressure passage, an intermediate pressure expansion valve, an internal heat exchanger, and a downstream side.
- a branch unit, a cooling expansion valve, an indoor evaporator, a cooling expansion valve, a cooling unit, a junction, a refrigerant circuit switching unit, and an expansion valve control unit are provided.
- the compressor compresses the low-pressure refrigerant sucked from the suction port until it becomes high-pressure refrigerant and discharges it from the discharge port. Further, the compressor has an intermediate-pressure suction port through which the intermediate-pressure refrigerant in the cycle flows and joins the refrigerant in the compression process.
- the outdoor heat exchanger exchanges heat between the refrigerant discharged from the compressor and the outside air.
- the upstream branch portion branches the flow of the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger.
- the intermediate pressure passage guides one refrigerant branched at the upstream branch to the intermediate pressure suction port side.
- the intermediate pressure expansion valve reduces the pressure of the refrigerant flowing through the intermediate pressure passage until it becomes intermediate pressure refrigerant.
- the internal heat exchanger has an intermediate-temperature side passage through which the intermediate-pressure refrigerant depressurized by the intermediate-pressure expansion valve flows, and a high-temperature side passage through which the other refrigerant branched at the upstream branch portion flows. Further, the internal heat exchanger causes heat exchange between the intermediate-pressure refrigerant flowing through the intermediate-temperature-side passage and the refrigerant flowing through the high-temperature-side passage.
- the downstream branch portion branches the flow of the refrigerant flowing out of the high-temperature side passage.
- the cooling expansion valve reduces the pressure of one of the refrigerants branched at the downstream branch portion until the refrigerant becomes a low-pressure refrigerant.
- the indoor evaporator evaporates the refrigerant that has flowed out of the cooling expansion valve, and cools the blown air that is blown to the air-conditioned space.
- the cooling expansion valve reduces the pressure of the other refrigerant branched at the downstream branch portion until the refrigerant becomes low-pressure refrigerant.
- the cooling unit evaporates the refrigerant flowing out of the cooling expansion valve to cool the object to be cooled.
- the junction joins the flow of the refrigerant flowing out of the indoor evaporator and the flow of the refrigerant flowing out of the cooling unit, and flows out to the suction port side of the compressor.
- the refrigerant circuit switching unit switches the refrigerant circuit.
- the expansion valve control unit controls the operation of at least one of the cooling expansion valve and the cooling expansion valve.
- the refrigerant circuit switching unit cools the blown air by the indoor evaporator and cools an object to be cooled by the cooling unit, and in the cooling cooling mode, the discharge port of the compressor, the outdoor heat exchanger, the upstream branch unit, and the intermediate unit.
- the refrigerant is circulated in the order of the pressure expansion valve, the intermediate temperature side passage, and the intermediate pressure suction port of the compressor.
- the refrigerant is circulated in the order of the upstream branch, the high-temperature side passage, the downstream branch, the cooling expansion valve, the indoor evaporator, the junction, and the compressor suction port.
- the refrigerant circuit is switched to the refrigerant circuit for circulating the refrigerant in the order of the side passage, the downstream branch, the cooling expansion valve, the cooling unit, the junction, and the suction port of the compressor.
- the expansion valve control unit controls at least one of the cooling expansion valve and the cooling expansion valve so that the refrigerant flowing into the downstream branch becomes a high-pressure refrigerant having a supercooling degree.
- a gas injection cycle in which the indoor evaporator and the cooling unit are connected in parallel to the refrigerant flow is configured. Then, by blowing the blast air cooled by the indoor evaporator to the space to be air-conditioned, it is possible to cool the space to be air-conditioned. Further, the object to be cooled can be cooled by the cooling unit.
- the expansion valve control unit controls the operation of at least one of the cooling expansion valve and the cooling expansion valve so that the refrigerant flowing into the downstream branch becomes a high-pressure refrigerant having a supercooling degree.
- the flow of the liquid-phase refrigerant can be branched at the downstream branch portion.
- the flow rate (mass flow rate) of the refrigerant flowing into the indoor evaporator via the cooling expansion valve and the flow rate of the refrigerant via the cooling expansion valve are determined.
- the flow rate ratio with respect to the flow rate (mass flow rate) of the refrigerant flowing into the cooling section can be adjusted with high accuracy.
- the refrigeration cycle device of the second aspect of the present disclosure it is possible to provide a refrigeration cycle device capable of appropriately cooling the blast air and the object to be cooled in the cooling mode.
- 1 is an overall configuration diagram of a vehicle air conditioner according to a first embodiment. It is a block diagram which shows the electric control part of the vehicle air conditioner of 1st Embodiment. It is a flowchart which shows a part of control processing of the air conditioning control program of the first embodiment. It is a flowchart which shows another part of control processing of the air-conditioning control program of 1st Embodiment. It is a control characteristic figure for switching the operation mode of the air-conditioning control program of a 1st embodiment. It is another control characteristic figure for switching the operation mode of the air-conditioning control program of 1st Embodiment. It is another control characteristic figure for switching the operation mode of the air-conditioning control program of 1st Embodiment.
- FIG. 4 is a Mollier chart showing a change in the state of the refrigerant in the refrigeration cycle device in the cooling mode according to the first embodiment. It is a flow chart which shows control processing of the series dehumidification heating mode of a 1st embodiment. It is a control characteristic figure for determining the opening degree pattern of the expansion valve for heating and the expansion valve for cooling in the series dehumidification heating mode of a 1st embodiment. It is a flow chart which shows control processing of a parallel dehumidification heating mode of a 1st embodiment.
- FIG. 4 is a Mollier chart showing a change in the state of the refrigerant in the refrigeration cycle device in the cooling mode of the first embodiment. It is a flowchart which shows the control processing of the series dehumidification heating cooling mode of 1st Embodiment.
- FIG. 4 is a control characteristic diagram for determining an opening degree pattern of a heating expansion valve and a cooling expansion valve in a heating series cooling mode according to the first embodiment. It is a flowchart which shows the control processing of the heating parallel cooling mode of 1st Embodiment.
- FIG. 4 is a control characteristic diagram for determining an opening pattern of a heating expansion valve and a cooling expansion valve in a heating parallel cooling mode according to the first embodiment.
- FIG. 4 is a Mollier chart showing a change in the state of the refrigerant in the refrigeration cycle device in the cooling mode according to the first embodiment. It is a whole block diagram of the vehicle air conditioner of 2nd Embodiment. It is a whole block diagram of the air conditioner for vehicles of 3rd Embodiment. It is a whole block diagram of the air conditioner for vehicles of 4th Embodiment. It is a Mollier diagram showing change of a state of a refrigerant in a refrigeration cycle device at the time of heating mode of a 4th embodiment. It is the whole block diagram of the air conditioner for vehicles of other embodiments.
- the refrigeration cycle device 10 is applied to a vehicle air conditioner 1 mounted on an electric vehicle that obtains a driving force for traveling from an electric motor.
- the vehicle air conditioner 1 has a function of adjusting the temperature of the battery 80 as well as performing air conditioning of the vehicle interior, which is a space to be air-conditioned. For this reason, the vehicle air conditioner 1 can also be called an air conditioner with a battery temperature adjusting function.
- the battery 80 is a secondary battery that stores electric power supplied to in-vehicle devices such as an electric motor.
- the battery 80 of the present embodiment is a lithium ion battery.
- the battery 80 is a so-called assembled battery formed by stacking a plurality of battery cells 81 and electrically connecting these battery cells 81 in series or in parallel.
- the battery 80 can be cooled by the cold generated by the refrigeration cycle device 10. Therefore, the cooling object different from the blast air in the refrigeration cycle device 10 of the present embodiment is the battery 80.
- the vehicle air conditioner 1 includes a refrigeration cycle device 10, an indoor air conditioning unit 30, a high-temperature heat medium circuit 40, a low-temperature heat medium circuit 50, and the like, as shown in the overall configuration diagram of FIG.
- the refrigeration cycle device 10 has a function of cooling the air blown into the vehicle compartment and a function of heating the high-temperature heat medium circulating in the high-temperature heat medium circuit 40 in order to perform air conditioning in the vehicle compartment. Further, the refrigeration cycle apparatus 10 has a function of cooling the low-temperature side heat medium circulating in the low-temperature side heat medium circuit 50 in order to cool the battery 80.
- the refrigeration cycle device 10 is configured to be able to switch refrigerant circuits for various operation modes in order to perform air conditioning in the passenger compartment. For example, it is configured such that a refrigerant circuit in a cooling mode, a refrigerant circuit in a dehumidifying and heating mode, a refrigerant circuit in a heating mode, and the like can be switched. Further, the refrigeration cycle apparatus 10 can switch between an operation mode for cooling the battery 80 and an operation mode for not cooling the battery 80 in each operation mode for air conditioning.
- an HFO-based refrigerant (specifically, R1234yf) is employed as a refrigerant, and the pressure of the discharged refrigerant discharged from the compressor 11 does not exceed the critical pressure of the refrigerant. Constructs a subcritical refrigeration cycle. Further, a refrigerant oil for lubricating the compressor 11 is mixed in the refrigerant. Part of the refrigerating machine oil circulates through the cycle together with the refrigerant.
- the compressor 11 is a two-stage booster-type electric compressor that sucks, compresses, and discharges the refrigerant in the refrigeration cycle device 10.
- the compressor 11 is configured by housing two compression mechanisms, a low-stage compression mechanism and a high-stage compression mechanism, and an electric motor that rotationally drives both compression mechanisms, inside a housing forming an outer shell thereof. It was done.
- the operation of the compressor 11 is controlled by a control signal output from a control device 60 described later.
- the compressor 11 is provided with a suction port 11a, an intermediate pressure suction port 11b, and a discharge port 11c.
- the suction port 11a is a suction port for sucking low-pressure refrigerant from outside the housing to the low-stage compression mechanism.
- the discharge port 11c is a discharge port that discharges the high-pressure refrigerant discharged from the high-stage compression mechanism to the outside of the housing.
- the intermediate-pressure suction port 11b is a suction port for the intermediate-pressure refrigerant for allowing the intermediate-pressure refrigerant to flow from outside the housing and to join the refrigerant in the compression process from low pressure to high pressure. That is, the intermediate-pressure suction port 11b is connected to the discharge port side of the low-stage compression mechanism and the suction port side of the high-stage compression mechanism inside the housing.
- the inlet of the refrigerant passage of the water-refrigerant heat exchanger 12 is connected to the discharge port 11c of the compressor 11.
- the water-refrigerant heat exchanger 12 has a refrigerant passage through which the high-pressure refrigerant discharged from the compressor 11 flows, and a water passage through which the high-temperature side heat medium circulating through the high-temperature side heat medium circuit 40 flows.
- the water-refrigerant heat exchanger 12 is a heating heat exchanger that exchanges heat between the high-pressure refrigerant flowing through the refrigerant passage and the high-temperature heat medium flowing through the water passage to heat the high-temperature heat medium. is there.
- the outlet of the coolant passage of the water-refrigerant heat exchanger 12 is connected to the inlet of a first three-way joint 13a having three inflow ports that communicate with each other.
- a three-way joint one formed by joining a plurality of pipes or one formed by providing a plurality of refrigerant passages in a metal block or a resin block can be employed.
- the refrigeration cycle apparatus 10 includes a second three-way joint 13b to a seventh three-way joint 13g.
- the basic configuration of these second three-way joint 13b to seventh three-way joint 13g is the same as that of first three-way joint 13a.
- the inlet of the heating expansion valve 14a is connected to one outlet of the first three-way joint 13a.
- the other outlet of the first three-way joint 13a is connected to one inlet of the second three-way joint 13b via a bypass passage 22a.
- An on-off valve 15a for dehumidification is arranged in the bypass passage 22a.
- the dehumidifying on-off valve 15a is an electromagnetic valve that opens and closes a refrigerant passage connecting the other outflow side of the first three-way joint 13a and one inflow side of the second three-way joint 13b. Further, the refrigeration cycle device 10 includes a heating on-off valve 15b, as described later. The basic configuration of the heating on-off valve 15b is the same as that of the dehumidifying on-off valve 15a.
- the on-off valve 15a for dehumidification and the on-off valve 15b for heating can switch the refrigerant circuit in each operation mode by opening and closing the refrigerant passage. Therefore, the on-off valve 15a for dehumidification and the on-off valve 15b for heating are refrigerant circuit switching units that switch the refrigerant circuit of the cycle. The operations of the dehumidifying on-off valve 15a and the heating on-off valve 15b are controlled by a control voltage output from the control device 60.
- the heating expansion valve 14a depressurizes the high-pressure refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the water-refrigerant heat exchanger 12 at least in the operation mode of heating the vehicle interior, and also causes the flow rate (mass flow rate) of the refrigerant to flow downstream. This is a heating decompression unit that adjusts the pressure.
- the heating expansion valve 14a is an electric variable throttle mechanism that includes a valve body configured to change the throttle opening and an electric actuator that changes the opening of the valve body.
- the refrigeration cycle apparatus 10 includes a cooling expansion valve 14b, a cooling expansion valve 14c, and an intermediate pressure expansion valve 14d.
- the basic configuration of the cooling expansion valve 14b, the cooling expansion valve 14c, and the intermediate pressure expansion valve 14d is the same as that of the heating expansion valve 14a.
- the heating expansion valve 14a, the cooling expansion valve 14b, the cooling expansion valve 14c, and the intermediate pressure expansion valve 14d are simply refrigerants that hardly exhibit a flow rate adjusting function and a refrigerant pressure reducing function by fully opening the valve opening. It has a fully open function that functions as a passage. Further, the heating expansion valve 14a, the cooling expansion valve 14b, the cooling expansion valve 14c, and the intermediate pressure expansion valve 14d have a fully closed function of closing the refrigerant passage by completely closing the valve opening. I have.
- the heating expansion valve 14a, the cooling expansion valve 14b, the cooling expansion valve 14c, and the intermediate pressure expansion valve 14d can switch the refrigerant circuit in each operation mode by the fully open function and the fully closed function.
- the heating expansion valve 14a, the cooling expansion valve 14b, the cooling expansion valve 14c, and the intermediate pressure expansion valve 14d of the present embodiment also have a function as a refrigerant circuit switching unit.
- the operations of the heating expansion valve 14a, the cooling expansion valve 14b, and the cooling expansion valve 14c are controlled by a control signal (control pulse) output from the control device 60.
- the refrigerant inlet side of the outdoor heat exchanger 16 is connected to the outlet of the heating expansion valve 14a.
- the outdoor heat exchanger 16 is a heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant flowing out of the heating expansion valve 14a and the outside air blown by a cooling fan (not shown).
- the outdoor heat exchanger 16 is arranged on the front side in the drive device room. Therefore, when the vehicle is traveling, the traveling wind can be applied to the outdoor heat exchanger 16.
- the refrigerant outlet of the outdoor heat exchanger 16 is connected to the inlet side of the third three-way joint 13c.
- One outlet of the fourth three-way joint 13d is connected to one outlet of the third three-way joint 13c via a heating passage 22b.
- a heating on-off valve 15b for opening and closing the refrigerant passage is arranged in the heating passage 22b.
- the other three-way outlet of the third three-way joint 13c is connected via a check valve 17 to the inlet side of the seventh three-way joint 13g.
- the check valve 17 allows the refrigerant to flow from the third three-way joint 13c to the seventh three-way joint 13g, and inhibits the refrigerant from flowing from the seventh three-way joint 13g to the third three-way joint 13c. Fulfill.
- the intermediate pressure suction port 11b of the compressor 11 is connected to one outlet of the seventh three-way joint 13g via an intermediate pressure passage 22c.
- An intermediate pressure expansion valve 14d and an intermediate temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23 are disposed in the intermediate pressure passage 22c.
- the inlet of the high-temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23 is connected to the other outlet of the seventh three-way joint 13g.
- the intermediate-pressure expansion valve 14d is configured to reduce the pressure of one of the refrigerants branched by the seventh three-way joint 13g until the refrigerant becomes an intermediate-pressure refrigerant in a cooling-cooling mode in which at least both cooling in the vehicle compartment and cooling of the battery 80 are performed. It is a pressure reducing unit. Further, the intermediate pressure expansion valve 14d adjusts the flow rate (mass flow rate) of the refrigerant drawn from the intermediate pressure suction port 11b of the compressor 11 in the cooling mode.
- the internal heat exchanger 23 has an intermediate-temperature side passage 23a through which the intermediate-pressure refrigerant depressurized by the intermediate-pressure expansion valve 14d flows, and a high-temperature side passage 23b through which the other refrigerant branched by the seventh three-way joint 13g flows. And
- the internal heat exchanger 23 is a heat exchanger that exchanges heat between the intermediate-pressure refrigerant flowing through the intermediate-temperature-side passage 23a and the refrigerant flowing through the high-temperature-side passage 23b.
- the intermediate-pressure refrigerant flowing through the intermediate-temperature side passage 23a is heated to increase the enthalpy. Further, the refrigerant flowing through the high-temperature side passage 23b is cooled to reduce enthalpy.
- the other inlet side of the second three-way joint 13b is connected to the outlet of the high temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23.
- the outlet of the fifth three-way joint 13e is connected to the outlet of the second three-way joint 13b.
- the inlet side of the cooling expansion valve 14b is connected to one outlet of the fifth three-way joint 13e.
- the inlet side of the cooling expansion valve 14c is connected to the other outlet of the fifth three-way joint 13e.
- the cooling expansion valve 14b is a cooling decompression unit that reduces the pressure of the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 16 and adjusts the flow rate of the refrigerant that flows downstream, at least in the operation mode of cooling the passenger compartment.
- the refrigerant inlet side of the indoor evaporator 18 is connected to the outlet of the cooling expansion valve 14b.
- the indoor evaporator 18 is arranged in an air-conditioning case 31 of an indoor air-conditioning unit 30 described later.
- the indoor evaporator 18 blows air by exchanging heat between the low-pressure refrigerant depressurized by the cooling expansion valve 14b and the blast air blown from the blower 32 to evaporate the low-pressure refrigerant and exerting an endothermic effect on the low-pressure refrigerant.
- This is a cooling heat exchanger that cools air.
- One inlet side of the sixth three-way joint 13f is connected to the refrigerant outlet of the indoor evaporator 18.
- the cooling expansion valve 14c is a cooling pressure reducing unit that reduces the pressure of the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 16 and adjusts the flow rate of the refrigerant flowing downstream at least in the operation mode in which the battery 80 is cooled.
- the outlet side of the cooling expansion valve 14c is connected to the inlet side of the refrigerant passage of the chiller 19.
- the chiller 19 has a refrigerant passage through which the low-pressure refrigerant depressurized by the cooling expansion valve 14c flows, and a water passage through which the low-temperature heat medium circulating through the low-temperature heat medium circuit 50 flows.
- the chiller 19 is an evaporator that exchanges heat between the low-pressure refrigerant flowing through the refrigerant passage and the low-temperature side heat medium flowing through the water passage, evaporates the low-pressure refrigerant, and exerts an endothermic effect.
- the other inlet side of the sixth three-way joint 13f is connected to the outlet of the refrigerant passage of the chiller 19.
- the inlet of the evaporation pressure regulating valve 20 is connected to the outlet of the sixth three-way joint 13f.
- the evaporation pressure regulating valve 20 has a function of maintaining the refrigerant evaporation pressure in the indoor evaporator 18 at or above a predetermined reference pressure in order to suppress frost formation on the indoor evaporator 18.
- the evaporating pressure adjusting valve 20 is configured by a mechanical variable throttle mechanism that increases the valve opening as the pressure of the refrigerant on the outlet side of the indoor evaporator 18 increases.
- the evaporation pressure regulating valve 20 maintains the refrigerant evaporation temperature in the indoor evaporator 18 at a frost formation suppression temperature (1 ° C. in the present embodiment) capable of suppressing frost formation on the indoor evaporator 18. .
- the evaporating pressure adjusting valve 20 of the present embodiment is disposed downstream of the sixth three-way joint 13f, which is the junction, on the refrigerant flow side. For this reason, the evaporation pressure regulating valve 20 also maintains the refrigerant evaporation temperature in the chiller 19 at a temperature equal to or higher than the frost formation suppression temperature.
- the other inlet side of the fourth three-way joint 13d is connected to the outlet of the evaporation pressure regulating valve 20.
- the inlet of the accumulator 21 is connected to the outlet of the fourth three-way joint 13d.
- the accumulator 21 is a gas-liquid separator that separates the gas-liquid of the refrigerant flowing into the inside and stores the surplus liquid-phase refrigerant in the cycle.
- the outlet of the gas-phase refrigerant of the accumulator 21 is connected to the inlet 11 a of the compressor 11.
- the seventh three-way joint 13g of the present embodiment functions as an upstream branch portion that branches the flow of the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 16.
- the fifth three-way joint 13e functions as a downstream branch portion that branches the flow of the refrigerant flowing out of high-temperature side passage 23b of internal heat exchanger 23.
- the sixth three-way joint 13 f is a junction where the flow of the refrigerant flowing out of the indoor evaporator 18 and the flow of the refrigerant flowing out of the chiller 19 are merged and flown out to the suction side of the compressor 11. And the indoor evaporator 18 and the chiller 19 are connected in parallel with each other with respect to the refrigerant flow.
- the bypass passage 22a guides the refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the water-refrigerant heat exchanger 12 downstream of the high-temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23 and upstream of the fifth three-way joint 13e. ing. That is, the outlet of the bypass passage 22a is connected to the refrigerant flow passage from the outlet of the high-temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23 to the inlet of the fifth three-way joint 13e, which is the downstream branch.
- the heating passage 22 b guides the refrigerant upstream of the seventh three-way joint 13 g (ie, upstream of the high-temperature passage 23 b of the internal heat exchanger 23) to the suction port 11 a of the compressor 11. . That is, the inlet of the heating passage 22b is connected to the refrigerant flow path from the refrigerant outlet of the outdoor heat exchanger 16 to the inlet of the seventh three-way joint 13g, which is the upstream branch.
- the high-temperature side heat medium circuit 40 is a heat medium circulation circuit that circulates the high-temperature side heat medium.
- the high-temperature side heat medium a solution containing ethylene glycol, dimethylpolysiloxane, a nanofluid, or the like, an antifreeze, or the like can be used.
- the high-temperature-side heat medium circuit 40 includes a water passage of the water-refrigerant heat exchanger 12, a high-temperature-side heat medium pump 41, a heater core 42, and the like.
- the high-temperature heat medium pump 41 is a water pump that pumps the high-temperature heat medium to the inlet side of the water passage of the water-refrigerant heat exchanger 12.
- the high-temperature-side heat medium pump 41 is an electric pump whose rotation speed (ie, pumping capacity) is controlled by a control voltage output from the control device 60.
- the outlet of the water passage of the water-refrigerant heat exchanger 12 is connected to the heat medium inlet side of the heater core 42.
- the heater core 42 is a heat exchanger that heats the blown air by exchanging heat between the high-temperature side heat medium heated by the water-refrigerant heat exchanger 12 and the blown air that has passed through the indoor evaporator 18.
- the heater core 42 is arranged inside the air conditioning case 31 of the indoor air conditioning unit 30.
- the heat medium outlet of the heater core 42 is connected to the suction port side of the high-temperature side heat medium pump 41.
- the high-temperature side heat medium pump 41 adjusts the flow rate of the high-temperature side heat medium flowing into the heater core 42, so that the heat radiation amount of the high-temperature side heat medium to the blow air in the heater core 42 is reduced. Can be adjusted.
- the amount of heat released from the high-temperature side heat medium to the blown air in the heater core 42 is the amount of heat of the blown air in the heater core 42.
- each component of the water-refrigerant heat exchanger 12 and the high-temperature side heat medium circuit 40 constitutes a heating unit that heats the blown air using the refrigerant discharged from the compressor 11 as a heat source. I have.
- the low-temperature-side heat medium circuit 50 is a heat medium circulation circuit that circulates the low-temperature-side heat medium.
- the same fluid as the high-temperature side heat medium can be used as the low-temperature side heat medium.
- a water passage of the chiller 19 a low-temperature side heat medium pump 51, a cooling heat exchange section 52, a three-way valve 53, a low-temperature side radiator 54, and the like are arranged.
- the low-temperature heat medium pump 51 is a water pump that pumps the low-temperature heat medium to the inlet side of the water passage of the chiller 19.
- the basic configuration of the low-temperature-side heat medium pump 51 is the same as that of the high-temperature-side heat medium pump 41.
- the inlet side of the cooling heat exchange unit 52 is connected to the outlet of the water passage of the chiller 19.
- the cooling heat exchanging section 52 has a plurality of metal heat medium passages arranged to be in contact with the plurality of battery cells 81 forming the battery 80.
- the heat exchange unit cools the battery 80 by exchanging heat between the battery cell 81 and the low-temperature side heat medium flowing through the heat medium flow path.
- Such a cooling heat exchange section 52 may be formed by disposing a heat medium flow path between the battery cells 81 arranged in a stack. Further, cooling heat exchanging section 52 may be formed integrally with battery 80.
- the battery case may be formed integrally with the battery 80 by providing a heat medium flow path in a dedicated case for accommodating the stacked battery cells 81.
- the outlet of the cooling heat exchange unit 52 is connected to the inflow side of the three-way valve 53.
- the three-way valve 53 is an electric three-way flow control valve having one inflow port and two outflow ports, and capable of continuously adjusting the passage area ratio of the two outflow ports. The operation of the three-way valve 53 is controlled by a control signal output from the control device 60.
- the heat medium inlet side of the low-temperature radiator 54 is connected to one outlet of the three-way valve 53.
- the other outlet of the three-way valve 53 is connected to the suction port side of the low-temperature side heat medium pump 51. Therefore, the three-way valve 53 continuously adjusts the flow rate of the low-temperature side heat medium flowing into the low-temperature side radiator 54 among the low-temperature side heat medium flowing out of the cooling heat exchange section 52 in the low-temperature side heat medium circuit 50. Plays a function.
- the low-temperature radiator 54 exchanges heat between the low-temperature heat medium flowing out of the cooling heat exchange unit 52 and the outside air blown by an outside air fan (not shown), and radiates heat of the low-temperature heat medium to the outside air. It is a vessel.
- the low-temperature radiator 54 is disposed on the front side in the drive device room. Therefore, when the vehicle is traveling, the traveling wind can be applied to the low-temperature radiator 54. Therefore, the low temperature radiator 54 may be formed integrally with the outdoor heat exchanger 16 and the like. The heat medium outlet of the low-temperature radiator 54 is connected to the suction port side of the low-temperature heat medium pump 51.
- the low-temperature side heat medium pump 51 adjusts the flow rate of the low-temperature side heat medium flowing into the cooling heat exchange section 52, so that the low-temperature side heat medium in the cooling heat exchange section 52. Can adjust the amount of heat absorbed from the battery 80. That is, in the present embodiment, the cooling unit that cools the battery 80 by evaporating the refrigerant flowing out of the cooling expansion valve 14c is configured by the respective components of the chiller 19 and the low-temperature side heat medium circuit 50.
- the indoor air-conditioning unit 30 is for blowing out the blast air whose temperature has been adjusted by the refrigeration cycle device 10 into the vehicle interior.
- the indoor air-conditioning unit 30 is arranged inside the instrument panel (instrument panel) at the forefront of the passenger compartment.
- the indoor air-conditioning unit 30 accommodates a blower 32, an indoor evaporator 18, a heater core 42, and the like in an air passage formed in an air-conditioning case 31 forming an outer shell.
- the air-conditioning case 31 forms an air passage for blast air blown into the vehicle interior.
- the air-conditioning case 31 has a certain degree of elasticity and is formed of a resin (for example, polypropylene) excellent in strength.
- An inside / outside air switching device 33 is disposed on the most upstream side of the airflow of the air conditioning case 31.
- the inside / outside air switching device 33 switches and introduces inside air (vehicle interior air) and outside air (vehicle outside air) into the air conditioning case 31.
- the inside / outside air switching device 33 continuously adjusts the opening area of the inside air introduction port for introducing the inside air into the air conditioning case 31 and the outside air introduction port for introducing the outside air by the inside / outside air switching door, and the inside air introduction air volume and the outside air. Is to change the ratio of the introduced air flow to the introduced air flow.
- the inside / outside air switching door is driven by an electric actuator for the inside / outside air switching door. The operation of the electric actuator for the inside / outside air switching door is controlled by a control signal output from the control device 60.
- a blower 32 is disposed downstream of the inside / outside air switching device 33 in the flow of the blown air.
- the blower 32 blows the air sucked through the inside / outside air switching device 33 toward the vehicle interior.
- the blower 32 is an electric blower that drives a centrifugal multi-blade fan with an electric motor.
- the rotation speed (that is, the blowing capacity) of the blower 32 is controlled by the control voltage output from the control device 60.
- the indoor evaporator 18 and the heater core 42 are arranged in this order with respect to the blown air flow. That is, the indoor evaporator 18 is arranged on the upstream side of the flow of the blown air with respect to the heater core 42.
- a cool air bypass passage 35 is provided in the air-conditioning case 31 to allow the air blown after passing through the indoor evaporator 18 to bypass the heater core 42.
- An air mix door 34 is arranged on the downstream side of the air flow of the indoor evaporator 18 in the air conditioning case 31 and on the upstream side of the air flow of the heater core 42.
- the air mix door 34 adjusts a flow rate ratio of a flow rate of the blown air passing through the heater core 42 and a flow rate of the blown air passing through the cool air bypass passage 35 among the blown air after passing through the indoor evaporator 18. Department.
- the air mix door 34 is driven by an electric actuator for the air mix door.
- the operation of the electric actuator for the air mix door is controlled by a control signal output from the control device 60.
- the mixing space is disposed downstream of the air flow of the heater core 42 and the cool air bypass passage 35 in the air conditioning case 31.
- the mixing space is a space that mixes the blast air heated by the heater core 42 with the blast air that has not passed through the cool air bypass passage 35 and is not heated.
- an opening hole for blowing out the blast air mixed in the mixing space (that is, the conditioned air) into the vehicle interior, which is the space to be air-conditioned, is arranged downstream of the airflow of the air-conditioning case 31.
- the face opening hole is an opening hole for blowing out conditioned air toward the upper body of the occupant in the passenger compartment.
- the foot opening hole is an opening hole for blowing out conditioned air toward the feet of the occupant.
- the defroster opening hole is an opening hole for blowing out conditioned air toward the inside surface of the vehicle front window glass.
- the face opening, the foot opening, and the defroster opening are respectively formed by a face opening, a foot opening, and a defroster opening provided in the vehicle cabin through ducts forming air passages. )It is connected to the.
- the temperature of the conditioned air mixed in the mixing space is adjusted by adjusting the air flow ratio of the air flow passing through the heater core 42 and the air flow passing through the cool air bypass passage 35 by the air mixing door 34. Then, the temperature of the blown air (conditioned air) blown out from each outlet into the vehicle interior is adjusted.
- Face doors, foot doors, and defroster doors are disposed on the upstream side of the airflow from the face opening, the foot opening, and the defroster opening.
- the face door adjusts the opening area of the face opening hole.
- the foot door adjusts the opening area of the foot opening hole.
- the defroster door adjusts the opening area of the froster opening hole.
- the face door, foot door, and defroster door constitute an outlet mode switching device that switches the outlet mode.
- These doors are connected to an electric actuator for driving the outlet mode door via a link mechanism or the like, and are rotated in conjunction therewith.
- the operation of the electric actuator for driving the outlet mode door is also controlled by a control signal output from the control device 60.
- Specific examples of the outlet mode switched by the outlet mode switching device include a face mode, a bi-level mode, and a foot mode.
- the face mode is an outlet mode in which the face outlet is fully opened and air is blown from the face outlet toward the upper body of the occupant in the vehicle.
- the bi-level mode is an outlet mode in which both the face outlet and the foot outlet are opened to blow air toward the upper body and feet of the occupant in the vehicle.
- the foot mode is an outlet mode in which the foot outlet is fully opened and the defroster outlet is opened by a small opening, and air is mainly blown out from the foot outlet.
- the defroster mode is an outlet mode in which the defroster outlet is fully opened and air is blown from the defroster outlet to the inner surface of the windshield.
- the control device 60 includes a well-known microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM, and the like, and its peripheral circuits. Then, various calculations and processes are performed based on the air conditioning control program stored in the ROM, and various control target devices 11, 14a to 14d, 15a, 15b, 32, 41, 51, 53 connected to the output side thereof. And the like.
- the control unit 60 receives detection signals from these sensor groups.
- the internal air temperature sensor 61 is an internal air temperature detecting unit that detects the vehicle interior temperature (internal air temperature) Tr.
- the outside air temperature sensor 62 is an outside air temperature detection unit that detects a vehicle outside temperature (outside air temperature) Tam.
- the solar radiation sensor 63 is a solar radiation amount detecting unit that detects a solar radiation amount Ts irradiated to the vehicle interior.
- the first refrigerant temperature sensor 64a is a discharge refrigerant temperature detection unit that detects the temperature T1 of the refrigerant discharged from the compressor 11.
- the second refrigerant temperature sensor 64b is a second refrigerant temperature detector that detects the temperature T2 of the refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the water-refrigerant heat exchanger 12.
- the third refrigerant temperature sensor 64c is a third refrigerant temperature detecting unit that detects the temperature T3 of the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 16.
- the fourth refrigerant temperature sensor 64d is a fourth refrigerant temperature detector that detects the temperature T4 of the refrigerant flowing out of the indoor evaporator 18.
- the fifth refrigerant temperature sensor 64e is a fifth refrigerant temperature detector that detects the temperature T5 of the refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the chiller 19.
- the evaporator temperature sensor 64f is an evaporator temperature detection unit that detects the refrigerant evaporation temperature (evaporator temperature) Tefin in the indoor evaporator 18. Specifically, the evaporator temperature sensor 64f of the present embodiment detects the heat exchange fin temperature of the indoor evaporator 18.
- the intermediate-pressure temperature sensor 64g is an intermediate-pressure temperature detecting unit that detects the intermediate-pressure temperature T8 of the refrigerant flowing out from the intermediate-temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23.
- the first refrigerant pressure sensor 65a is a first refrigerant pressure detector that detects the pressure P1 of the refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the water-refrigerant heat exchanger 12.
- the second refrigerant pressure sensor 65b is a second refrigerant pressure detector that detects the pressure P2 of the refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the chiller 19.
- the intermediate pressure sensor 65c is an intermediate pressure detector that detects an intermediate pressure refrigerant pressure P3 of the refrigerant flowing out of the intermediate temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23.
- the high-temperature heat medium temperature sensor 66a is a high-temperature heat medium temperature detection unit that detects the high-temperature heat medium temperature TWH, which is the temperature of the high-temperature heat medium flowing out of the water passage of the water-refrigerant heat exchanger 12.
- the first low-temperature heat medium temperature sensor 67a is a first low-temperature heat medium temperature detection unit that detects the first low-temperature heat medium temperature TWL1, which is the temperature of the low-temperature heat medium flowing out of the water passage of the chiller 19.
- the second low-temperature-side heat medium temperature sensor 67b is a second low-temperature-side heat medium temperature detection unit that detects the second low-temperature-side heat medium temperature TWL2 that is the temperature of the low-temperature side heat medium flowing out of the cooling heat exchange unit 52. .
- the battery temperature sensor 68 is a battery temperature detector that detects the battery temperature TB (that is, the temperature of the battery 80).
- the battery temperature sensor 68 of the present embodiment has a plurality of temperature sensors and detects temperatures at a plurality of locations of the battery 80. For this reason, the control device 60 can also detect a temperature difference between the components of the battery 80. Further, as the battery temperature TB, an average value of detection values of a plurality of temperature sensors is employed.
- the air-conditioning air temperature sensor 69 is an air-conditioning air temperature detecting unit that detects the temperature of the air blown from the mixing space into the vehicle compartment TAV.
- an operation panel 70 disposed near the instrument panel in the front of the vehicle compartment is connected to the input side of the control device 60, and operation from various operation switches provided on the operation panel 70 is performed. A signal is input.
- the operation panel 70 includes an auto switch, an air conditioner switch, an air volume setting switch, a temperature setting switch, a blowing mode switching switch, and the like.
- the auto switch is an operation switch for setting or canceling the automatic control operation of the vehicle air conditioner.
- the air conditioner switch is an operation switch that requests that the blown air be cooled by the indoor evaporator 18.
- the air volume setting switch is an operation switch for manually setting the air volume of the blower 32.
- the temperature setting switch is an operation switch for setting a target temperature Tset in the vehicle compartment.
- the blowout mode changeover switch is an operation switch for manually setting the blowout mode.
- the control device 60 of the present embodiment has an integrated control unit for controlling various control target devices connected to the output side.
- the configuration (hardware and software) that controls the operation of each control target device constitutes a control unit that controls the operation of each control target device.
- the configuration for controlling the refrigerant discharge capacity of the compressor 11 constitutes the compressor control unit 60a.
- the configuration for controlling the operations of the heating expansion valve 14a, the cooling expansion valve 14b, the cooling expansion valve 14c, and the intermediate pressure expansion valve 14d constitutes an expansion valve control unit 60b.
- the configuration for controlling the operations of the dehumidifying on-off valve 15a and the heating on-off valve 15b constitutes a refrigerant circuit switching control unit 60c.
- the configuration for controlling the pumping capacity of the high-temperature side heat medium pump of the high-temperature side heat medium pump 41 constitutes the high-temperature side heat medium pump control unit 60d.
- the configuration for controlling the low-temperature-side heat medium pumping capability of the low-temperature-side heat medium pump 51 constitutes a low-temperature-side heat medium pump control unit 60e.
- the vehicle air conditioner 1 of the present embodiment has a function of adjusting the temperature of the battery 80 as well as performing air conditioning of the vehicle interior. For this reason, in the refrigeration cycle apparatus 10, it is possible to perform operation in the following 11 operation modes by switching the refrigerant circuit.
- Cooling mode is an operation mode in which the inside of the vehicle compartment is cooled by cooling the blown air and blowing it out into the vehicle compartment without cooling the battery 80.
- In-series dehumidification heating mode is an operation in which the cooled and dehumidified blast air is reheated and blown out into the vehicle compartment without cooling the battery 80 to perform dehumidification and heating in the vehicle compartment. Mode.
- Parallel dehumidifying and heating mode In the parallel dehumidifying and heating mode, the cooled and dehumidified blast air is reheated with a higher heating capacity than the serial dehumidifying and heating mode and is blown into the vehicle interior without cooling the battery 80. This is an operation mode for performing dehumidification and heating of the vehicle interior.
- the heating mode is an operation mode in which the inside of the vehicle compartment is heated by heating the blown air and blowing it out into the vehicle compartment without cooling the battery 80.
- Cooling cooling mode is an operation mode in which the battery 80 is cooled, and the inside of the vehicle compartment is cooled by cooling the blown air and blowing it out into the vehicle compartment.
- Series dehumidification heating / cooling mode performs cooling of the battery 80, and also performs dehumidification and heating of the vehicle interior by reheating the cooled and dehumidified blast air and blowing it out into the vehicle interior. Operation mode.
- Parallel dehumidification heating / cooling mode cools the battery 80 and reheats the cooled and dehumidified blast air with a higher heating capacity than the serial dehumidification heating / cooling mode to achieve cabin interior. This is an operation mode in which dehumidification and heating of the vehicle interior is performed by blowing air to the vehicle interior.
- Heating / cooling mode is an operation mode in which the battery 80 is cooled, and the inside of the vehicle is heated by heating the blast air and blowing it out into the vehicle interior.
- Heating series cooling mode In the heating series cooling mode, the operation of cooling the battery 80 and heating the inside of the vehicle by heating the blast air with a higher heating capacity than the heating and cooling mode and blowing the air into the vehicle interior. Mode.
- Heating parallel cooling mode In the heating parallel cooling mode, the battery 80 is cooled, and the blast air is heated with a higher heating capacity than the heating serial cooling mode and is blown into the vehicle cabin, thereby heating the vehicle cabin. Operation mode.
- Cooling mode This is an operation mode in which the battery 80 is cooled without performing air conditioning in the passenger compartment.
- the air-conditioning control program is executed when an automatic switch of the operation panel 70 is turned on (ON) by an occupant's operation and automatic control of the vehicle interior is set.
- the air conditioning control program will be described with reference to FIGS.
- Each control step shown in the flowchart of FIG. 3 and the like is a function realizing unit of the control device 60.
- step S10 of FIG. 3 the detection signal of the above-described sensor group and the operation signal of the operation panel 70 are read.
- a target outlet temperature TAO which is a target temperature of the air blown into the vehicle interior, is determined based on the detection signal and the operation signal read in step S10. Therefore, step S20 is a target outlet temperature determination unit.
- TAO Kset ⁇ Tset ⁇ Kr ⁇ Tr ⁇ Kam ⁇ Tam ⁇ Ks ⁇ Ts + C (F1)
- Tset is a vehicle interior set temperature set by the temperature setting switch. Tr is a vehicle interior temperature detected by the inside air sensor. Tam is the vehicle outside temperature detected by the outside air sensor. Ts is the amount of solar radiation detected by the solar radiation sensor. Kset, Kr, Kam, and Ks are control gains, and C is a correction constant.
- step S30 it is determined whether or not the air conditioner switch is ON (turned on).
- the fact that the air conditioner switch is turned on means that the occupant is requesting cooling or dehumidification in the vehicle interior.
- the fact that the air conditioner switch is ON means that it is required to cool the blown air in the indoor evaporator 18.
- step S30 If it is determined in step S30 that the air conditioner switch is ON, the process proceeds to step S40. If it is determined in step S30 that the air conditioner switch has not been turned on, the process proceeds to step S160.
- step S40 it is determined whether the outside temperature Tam is equal to or higher than a predetermined reference outside temperature KA (0 ° C. in the present embodiment).
- the reference outside air temperature KA is set so that cooling of the blown air by the indoor evaporator 18 is effective for cooling or dehumidifying the space to be air-conditioned.
- the evaporation pressure regulating valve 20 changes the refrigerant evaporation temperature in the indoor evaporator 18 into a frost formation suppression temperature (1 ° C. in the present embodiment). ) Or more. For this reason, in the indoor evaporator 18, the blown air cannot be cooled to a temperature lower than the frost formation suppression temperature.
- the reference outside air temperature KA is set to a value lower than the frost formation suppression temperature, and when the outside air temperature Tam is lower than the reference outside air temperature KA, the air blown by the indoor evaporator 18 is not cooled. .
- step S40 If it is determined in step S40 that the outside temperature Tam is equal to or higher than the reference outside temperature KA, the process proceeds to step S50. If it is determined in step S40 that the outside temperature Tam is not equal to or higher than the reference outside temperature KA, the process proceeds to step S160.
- step S50 it is determined whether the target outlet temperature TAO is equal to or lower than the cooling reference temperature ⁇ 1.
- the cooling reference temperature ⁇ 1 is determined based on the outside air temperature Tam with reference to a control map stored in the control device 60 in advance. In the present embodiment, as shown in FIG. 5, the cooling reference temperature ⁇ 1 is determined to be a low value as the outside temperature Tam decreases.
- step S50 If it is determined in step S50 that the target outlet temperature TAO is equal to or lower than the cooling reference temperature ⁇ 1, the process proceeds to step S60. If it is determined in step S50 that the target outlet temperature TAO is not lower than the cooling reference temperature ⁇ 1, the process proceeds to step S90.
- step S60 it is determined whether cooling of battery 80 is necessary. Specifically, in the present embodiment, when the battery temperature TB detected by the battery temperature sensor 68 is equal to or higher than a predetermined reference cooling temperature KTB (35 ° C. in the present embodiment), the cooling of the battery 80 is performed. Is determined to be necessary. When battery temperature TB is lower than reference cooling temperature KTB, it is determined that cooling of battery 80 is not necessary.
- a predetermined reference cooling temperature KTB 35 ° C. in the present embodiment
- step S60 If it is determined in step S60 that the cooling of the battery 80 is necessary, the process proceeds to step S70, and the cooling mode (5) is selected as the operation mode. If it is determined in step S60 that cooling of battery 80 is not necessary, the process proceeds to step S80, and (1) cooling mode is selected as the operation mode.
- step S90 it is determined whether the target outlet temperature TAO is equal to or lower than the dehumidifying reference temperature ⁇ 1.
- the dehumidifying reference temperature ⁇ 1 is determined based on the outside temperature Tam with reference to a control map stored in the control device 60 in advance.
- the dehumidification reference temperature ⁇ 1 is determined to be a low value as the outside air temperature Tam decreases. Further, the dehumidifying reference temperature ⁇ 1 is determined to be higher than the cooling reference temperature ⁇ 1.
- step S90 If it is determined in step S90 that the target outlet temperature TAO is equal to or lower than the dehumidifying reference temperature ⁇ 1, the process proceeds to step S100. If it is determined in step S90 that the target outlet temperature TAO is not lower than the dehumidifying reference temperature ⁇ 1, the process proceeds to step S130.
- step S100 similarly to step S60, it is determined whether cooling of battery 80 is necessary.
- step S100 If it is determined in step S100 that cooling of the battery 80 is necessary, the process proceeds to step S110, and (6) the in-line dehumidifying heating / cooling mode is selected as the operation mode of the refrigeration cycle apparatus 10. If it is determined in step S100 that cooling of battery 80 is not necessary, the process proceeds to step S120, and (2) in-line dehumidifying and heating mode is selected as the operation mode.
- step S130 similarly to step S60, it is determined whether cooling of battery 80 is necessary.
- step S130 If it is determined in step S130 that cooling of the battery 80 is necessary, the process proceeds to step S140, and (7) the parallel dehumidifying heating / cooling mode is selected as the operation mode of the refrigeration cycle device 10. If it is determined in step S100 that cooling of battery 80 is not necessary, the process proceeds to step S150, and (3) the parallel dehumidifying and heating mode is selected as the operation mode.
- step S160 it is determined that cooling the blown air by the indoor evaporator 18 is not effective.
- step S160 as shown in FIG. 4, it is determined whether or not the target outlet temperature TAO is equal to or higher than the heating reference temperature ⁇ .
- the heating reference temperature ⁇ is determined based on the outside air temperature Tam with reference to a control map stored in the control device 60 in advance. In the present embodiment, as shown in FIG. 6, the heating reference temperature ⁇ is determined to be a low value as the outside temperature Tam decreases. The heating reference temperature ⁇ is set such that heating of the blast air by the heater core 42 is effective for heating the space to be air-conditioned.
- step S160 If it is determined in step S160 that the target outlet temperature TAO is equal to or higher than the heating reference temperature ⁇ , it is necessary to heat the blown air by the heater core 42, and the process proceeds to step S170. If it is determined in step S160 that the target outlet temperature TAO is not equal to or higher than the heating reference temperature ⁇ , it is not necessary to heat the blown air by the heater core 42, and the process proceeds to step S240.
- step S170 similarly to step S60, it is determined whether cooling of battery 80 is necessary.
- step S170 If it is determined in step S170 that cooling of battery 80 is necessary, the process proceeds to step S180. If it is determined in step S170 that cooling of battery 80 is not necessary, the process proceeds to step S230, and (4) heating mode is selected as the operation mode.
- step S170 if it is determined in step S170 that cooling of battery 80 is necessary and the process proceeds to step S180, both heating of the vehicle interior and cooling of battery 80 need to be performed. Therefore, in the refrigeration cycle apparatus 10, the amount of heat released by the refrigerant to the high-temperature heat medium in the water-refrigerant heat exchanger 12 and the amount of heat absorbed by the refrigerant in the chiller 19 from the low-temperature heat medium are appropriately determined. Need to adjust.
- step S180 it is determined whether or not the target outlet temperature TAO is equal to or lower than the low-temperature side cooling reference temperature ⁇ 2.
- the low-temperature side cooling reference temperature ⁇ 2 is determined based on the outside air temperature Tam with reference to a control map stored in the control device 60 in advance.
- the low-temperature-side cooling reference temperature ⁇ 2 is determined to be a low value as the outside air temperature Tam decreases. Further, at the same outside air temperature Tam, the low-temperature side cooling reference temperature ⁇ 2 is determined to be higher than the cooling reference temperature ⁇ 1.
- step S180 If it is determined in step S180 that the target outlet temperature TAO is equal to or lower than the low-temperature side cooling reference temperature ⁇ 2, the process proceeds to step S190, and (8) the heating / cooling mode is selected as the operation mode. If it is determined in step S180 that the target outlet temperature TAO is not lower than the low-temperature side cooling reference temperature ⁇ 2, the process proceeds to step S200.
- step S200 it is determined whether or not the target outlet temperature TAO is equal to or lower than the high-temperature side cooling reference temperature ⁇ 2.
- the high-temperature side cooling reference temperature ⁇ 2 is determined based on the outside air temperature Tam with reference to a control map stored in the control device 60 in advance.
- the high-temperature-side cooling reference temperature ⁇ 2 is determined to be a low value as the outside air temperature Tam decreases. Furthermore, the high temperature side cooling reference temperature ⁇ 2 is determined to be higher than the low temperature side cooling reference temperature ⁇ 2. Further, at the same outside air temperature Tam, the high-temperature side cooling reference temperature ⁇ 2 is determined to be higher than the dehumidification reference temperature ⁇ 1.
- step S200 If it is determined in step S200 that the target outlet temperature TAO is equal to or lower than the high-temperature side cooling reference temperature ⁇ 2, the process proceeds to step S210, and (9) the heating series cooling mode is selected as the operation mode. If it is determined in step S200 that the target outlet temperature TAO is not lower than the high-temperature side cooling reference temperature ⁇ 2, the process proceeds to step S220, and the (10) heating parallel cooling mode is selected as the operation mode.
- step S240 a case where the process proceeds from step S160 to step S240 will be described.
- step S240 similarly to step S60, it is determined whether cooling of battery 80 is necessary.
- step S240 If it is determined in step S240 that cooling of battery 80 is necessary, the process proceeds to step S250, and (11) cooling mode is selected as the operation mode. If it is determined in step S200 that cooling of battery 80 is not necessary, the process proceeds to step S260, where the air blowing mode is selected as the operation mode, and the process returns to step S10.
- the blower mode is an operation mode in which the compressor 11 is stopped and the blower 32 is operated according to a setting signal set by the airflow setting switch. If it is determined in step S240 that cooling of battery 80 is not necessary, it means that it is not necessary to operate refrigeration cycle device 10 for air conditioning in the vehicle compartment and cooling of the battery.
- the operation mode of the refrigeration cycle device 10 is switched as described above. Further, the air-conditioning control program controls not only the operation of each component of the refrigeration cycle apparatus 10 but also the operation of other components.
- the operation of the high-temperature side heat medium pump 41 of the high-temperature side heat medium circuit 40 constituting the heating section, and the operation of the low-temperature side heat medium pump 51 and the three-way valve 53 of the low temperature side heat medium circuit 50 constituting the cooling section Also control.
- control device 60 controls the operation of the high-temperature side heat transfer medium pump 41 so as to exhibit a predetermined reference pumping capacity for each operation mode regardless of the operation mode of the refrigeration cycle device 10 described above. I do.
- the heated high-temperature heat medium is pumped to the heater core 42.
- the high-temperature side heat medium flowing into the heater core 42 exchanges heat with the blown air. Thereby, the blown air is heated.
- the high-temperature-side heat medium flowing out of the heater core 42 is sucked into the high-temperature-side heat medium pump 41 and is pressure-fed to the water-refrigerant heat exchanger 12.
- the control device 60 controls the operation of the low-temperature side heat transfer medium pump 51 so as to exhibit a predetermined reference pumping capacity for each operation mode regardless of the operation mode of the refrigeration cycle device 10 described above.
- the control device 60 flows out of the cooling heat exchange unit 52.
- the operation of the three-way valve 53 is controlled so that the low-temperature side heat medium flows into the low-temperature side radiator 54.
- the three-way heat medium flowing out of the cooling heat exchange unit 52 is sucked into the suction port of the low-temperature heat medium pump 51 in three directions.
- the operation of the valve 53 is controlled.
- the low-temperature side heat medium circuit 50 when the low-temperature side heat medium is cooled in the water passage of the chiller 19, the cooled low-temperature side heat medium is pumped to the cooling heat exchange section 52.
- the low-temperature side heat medium that has flowed into the cooling heat exchange section 52 absorbs heat from the battery 80. Thereby, battery 80 is cooled.
- the low-temperature side heat medium flowing out of the cooling heat exchange section 52 flows into the three-way valve 53.
- the low-temperature heat medium flowing out of the cooling heat exchange unit 52 flows into the low-temperature radiator 54 and radiates heat to the outside air. I do.
- the low-temperature side heat medium is cooled until it becomes equal to the outside air temperature Tam.
- the low-temperature-side heat medium flowing out of the low-temperature-side radiator 54 is sucked into the low-temperature-side heat medium pump 51 and sent to the chiller 19 under pressure.
- the second low-temperature-side heat medium temperature TWL2 is lower than the outside air temperature Tam
- the low-temperature-side heat medium flowing out of the cooling heat exchange unit 52 is sucked into the low-temperature-side heat medium pump 51 and chilled. It is pumped to 19. For this reason, the temperature of the low-temperature side heat medium sucked into the low-temperature side heat medium pump 51 becomes equal to or lower than the outside air temperature Tam.
- control maps referred to in each operation mode described below are stored in the control device 60 in advance for each operation mode.
- the corresponding control maps of the respective operation modes may be equivalent to each other or may be different from each other.
- step S600 a target evaporator temperature TEO is determined.
- the target evaporator temperature TEO is determined by referring to a control map stored in the control device 60 based on the target outlet temperature TAO. In the control map of the present embodiment, it is determined that the target evaporator temperature TEO increases as the target outlet temperature TAO increases.
- step S610 the increase / decrease amount ⁇ IVO of the rotation speed of the compressor 11 is determined.
- the amount of increase / decrease ⁇ IVO is based on the deviation between the target evaporator temperature TEO and the evaporator temperature Tefin detected by the evaporator temperature sensor 64f, and the feedback control method is used so that the evaporator temperature Tefin approaches the target evaporator temperature TEO. It is determined.
- step S620 the target supercooling degree SCO1 of the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 16 is determined.
- the target degree of supercooling SCO1 is determined with reference to a control map, for example, based on the outside air temperature Tam.
- the target degree of supercooling SCO1 is determined so that the coefficient of performance (COP) of the cycle approaches the maximum value.
- step S630 the amount of increase / decrease ⁇ EVC of the throttle opening of the cooling expansion valve 14b is determined.
- the amount of increase / decrease ⁇ EVC is based on a deviation between the target degree of supercooling SCO1 and the degree of supercooling SC1 of the refrigerant on the outlet side of the outdoor heat exchanger 16, and the degree of supercooling of the refrigerant on the outlet side of the outdoor heat exchanger 16 is determined by a feedback control method.
- SC1 is determined so as to approach target supercooling degree SCO1.
- the degree of supercooling SC1 of the refrigerant on the outlet side of the outdoor heat exchanger 16 is calculated based on the temperature T3 detected by the third refrigerant temperature sensor 64c and the pressure P1 detected by the first refrigerant pressure sensor 65a.
- step S640 the target degree of superheat SHIO of the refrigerant on the outlet side of the intermediate temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23 is determined.
- a predetermined constant (10 ° C. in the present embodiment) can be adopted.
- step S650 an increase / decrease amount ⁇ EVI of the throttle opening of the intermediate pressure expansion valve 14d is determined.
- the increase / decrease amount ⁇ EVI is determined based on a difference between the target superheat degree SHIO and the superheat degree SHI of the refrigerant on the outlet side of the intermediate temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23 by a feedback control method.
- the superheat degree SHI of the refrigerant on the outlet side of the passage 23a is determined so as to approach the target superheat degree SHIO.
- the superheat degree SHI of the refrigerant on the outlet side of the intermediate temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23 is determined by the intermediate pressure temperature T8 detected by the intermediate pressure temperature sensor 64g and the intermediate pressure refrigerant pressure P3 detected by the intermediate pressure pressure sensor 65c. It is calculated based on
- step S660 the opening degree SW of the air mix door 34 is calculated using the following equation F2.
- SW ⁇ TAO- (Tefin + C2) ⁇ / ⁇ TWH- (Tefin + C2) ⁇ (F2)
- TWH is the high-temperature-side heat medium temperature detected by the high-temperature-side heat medium temperature sensor 66a.
- C2 is a control constant.
- step S670 in order to switch the refrigeration cycle apparatus 10 to the refrigerant circuit in the cooling mode, the heating expansion valve 14a is fully opened, the cooling expansion valve 14b is set to the throttle state for exerting the refrigerant depressurizing action, and the cooling expansion valve 14c is set. Is fully closed. Further, the intermediate pressure expansion valve 14d is set in the throttle state, the dehumidifying on-off valve 15a is closed, and the heating on-off valve 15b is closed. Further, a control signal or control voltage is output to each control target device so that the control state determined in steps S610, S630, S650, and S660 is obtained, and the process returns to step S10.
- the refrigerant is circulated in the order of 13g, the intermediate pressure expansion valve 14d, the intermediate temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23, and the intermediate pressure suction port 11b of the compressor 11.
- the seventh three-way joint 13g, the high-temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23, the cooling expansion valve 14b, the indoor evaporator 18, the evaporation pressure regulating valve 20, the accumulator 21, and the suction port 11a of the compressor 11 are arranged in this order.
- a gas injection cycle for circulating the refrigerant is configured.
- the control device 60 operates the compressor 11, the high-pressure refrigerant (point a9 in FIG. 9) discharged from the discharge port 11c of the compressor 11, as shown in the Mollier diagram of FIG.
- the refrigerant flows into the refrigerant passage of the water-refrigerant heat exchanger 12.
- the high-temperature and high-pressure refrigerant flowing into the refrigerant passage of the water-refrigerant heat exchanger 12 exchanges heat with the high-temperature side heat medium flowing through the water passage and radiates heat (point a9 ⁇ point b9 in FIG. 9). Thereby, the high-temperature side heat medium is heated.
- the high-temperature heat medium heated by the water-refrigerant heat exchanger 12 is sent to the heater core 42 under pressure.
- the blown air cooled by the indoor evaporator 18 is heated according to the opening of the air mix door 34. Thereby, the temperature of the blown air blown into the vehicle compartment approaches the target blowout temperature TAO.
- the refrigerant flowing into the outdoor heat exchanger 16 exchanges heat with the outside air and radiates heat (point b9 ⁇ point c9 in FIG. 9).
- the flow of the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 16 is branched at the seventh three-way joint 13g, which is the upstream branch portion.
- the throttle opening of the intermediate pressure expansion valve 14d is adjusted such that the superheat degree SHI of the outlet side refrigerant (point e9 in FIG. 9) of the intermediate temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23 approaches the target superheat degree SHIO. Is done.
- the intermediate-pressure refrigerant depressurized by the intermediate-pressure expansion valve 14d flows into the intermediate-temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23.
- the intermediate-pressure refrigerant flowing into the intermediate-temperature-side passage 23a of the internal heat exchanger 23 exchanges heat with the refrigerant flowing through the high-temperature-side passage 23b of the internal heat exchanger 23 to increase enthalpy (point d9 in FIG. 9 ⁇ e9). point).
- the other refrigerant branched at the seventh three-way joint 13g flows into the high-temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23.
- the refrigerant flowing into the high-temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23 exchanges heat with the refrigerant flowing through the intermediate-temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23 to reduce enthalpy (point c9 ⁇ point f9 in FIG. 9). .
- the cooling expansion valve 14c Since the cooling expansion valve 14c is in a fully closed state, the refrigerant flowing out of the high-temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23 flows into the cooling expansion valve 14b and is decompressed until it becomes a low-pressure refrigerant (FIG. 9 f9 point ⁇ g9 point). At this time, the throttle opening of the cooling expansion valve 14b is adjusted such that the supercooling degree SC1 of the outlet-side refrigerant of the outdoor heat exchanger 16 (point c9 in FIG. 9) approaches the target supercooling degree SCO1.
- the low-pressure refrigerant decompressed by the cooling expansion valve 14 b flows into the indoor evaporator 18.
- the low-pressure refrigerant that has flowed into the indoor evaporator 18 absorbs heat from the air blown by the blower 32 and evaporates (point g9 ⁇ point h9 in FIG. 9). Thereby, the blown air is cooled.
- the refrigerant flowing out of the indoor evaporator 18 flows into the accumulator 21 via the evaporation pressure adjusting valve 20.
- gas-liquid of the refrigerant is separated.
- the gas-phase refrigerant separated by the accumulator 21 is drawn from the suction port 11a of the compressor 11, and is pressurized by the low-stage compression mechanism (point h9 ⁇ point i9 in FIG. 9).
- the air blown by the indoor evaporator 18 can be cooled, and the high-temperature side heat medium can be heated by the water-refrigerant heat exchanger 12.
- the vehicle air conditioner 1 in the cooling mode by adjusting the opening of the air mix door 34, a part of the blast air cooled by the indoor evaporator 18 is reheated by the heater core 42 to reach the target outlet temperature TAO.
- the blast air By blowing the blast air whose temperature has been adjusted so as to approach the interior of the vehicle, the interior of the vehicle can be cooled.
- the action of the internal heat exchanger 23 changes the enthalpy of the refrigerant on the outlet side of the indoor evaporator 18 to the enthalpy of the refrigerant on the inlet side of the indoor evaporator 18. Enthalpy difference can be enlarged. As a result, the cooling capacity of the blown air can be improved as compared with a normal vapor compression refrigeration cycle.
- step S700 the target evaporator temperature TEO is determined as in the cooling mode.
- step S710 the increase / decrease amount ⁇ IVO of the rotation speed of the compressor 11 is determined as in the cooling mode.
- step S720 the target high-temperature heat medium temperature TWHO of the high-temperature heat medium is determined so that the air blown by the heater core 42 can be heated.
- the target high-temperature-side heat medium temperature TWHO is determined with reference to a control map based on the target outlet temperature TAO and the efficiency of the heater core 42. In the control map of the present embodiment, it is determined that the target high-temperature-side heat medium temperature TWHO increases as the target blowout temperature TAO increases.
- step S730 the variation ⁇ KPN1 of the opening degree pattern KPN1 is determined.
- the opening degree pattern KPN1 is a parameter for determining a combination of a throttle opening degree of the heating expansion valve 14a and a throttle opening degree of the cooling expansion valve 14b.
- the opening degree pattern KPN1 increases as the target outlet temperature TAO increases. Then, as the opening degree pattern KPN1 increases, the throttle opening of the heating expansion valve 14a decreases, and the throttle opening of the cooling expansion valve 14b increases.
- step S740 the opening degree SW of the air mix door 34 is calculated as in the cooling mode.
- the target outlet temperature TAO is higher than in the cooling mode, so that the opening degree SW of the air mix door 34 approaches 100%.
- the opening of the air mix door 34 is determined such that substantially the entire flow rate of the blown air after passing through the indoor evaporator 18 passes through the heater core 42.
- step S750 in order to switch the refrigeration cycle apparatus 10 to the refrigerant circuit in the serial dehumidifying and heating mode, the heating expansion valve 14a is set in the throttled state, the cooling expansion valve 14b is set in the throttled state, and the cooling expansion valve 14c is fully closed. And the intermediate pressure expansion valve 14d is fully closed. Further, the on-off valve 15a for dehumidification is closed, and the on-off valve 15b for heating is closed. Further, a control signal or control voltage is output to each control target device so that the control state determined in steps S710, S730, and S740 is obtained, and the process returns to step S10.
- the discharge port 11c of the compressor 11 the water-refrigerant heat exchanger 12, the heating expansion valve 14a, the outdoor heat exchanger 16, the check valve 17, the cooling expansion valve.
- a vapor compression refrigeration cycle in which the refrigerant is circulated in the order of 14b, the indoor evaporator 18, the evaporation pressure regulating valve 20, the accumulator 21, and the suction port 11a of the compressor 11 is configured.
- the water-refrigerant heat exchanger 12 functions as a radiator for radiating the refrigerant discharged from the compressor 11.
- the heating expansion valve 14a and the cooling expansion valve 14b function as a pressure reducing unit. Then, a vapor compression refrigeration cycle in which the indoor evaporator 18 functions as an evaporator is configured.
- the intermediate pressure expansion valve 14d is in a fully closed state. Therefore, no refrigerant is sucked from the intermediate pressure suction port 11b of the compressor 11.
- the compressor 11 functions as a single-stage compressor that compresses the refrigerant sucked from the suction port 11a and discharges it from the discharge port 11c.
- the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 16 and flowing through the high temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23 does not exchange heat with the refrigerant flowing through the intermediate temperature side passage 23a. Therefore, the high temperature side passage 23b functions as a simple refrigerant passage. This is the same in other operation modes in which the intermediate pressure expansion valve 14d is fully closed.
- the air blown by the indoor evaporator 18 can be cooled, and the high-temperature side heat medium can be heated by the water-refrigerant heat exchanger 12. Therefore, in the vehicle air conditioner 1 in the series dehumidifying and heating mode, the blast air cooled and dehumidified by the indoor evaporator 18 is reheated by the heater core 42 and blown out into the cabin, thereby dehumidifying and heating the cabin. It can be performed.
- the opening degree pattern KPN1 is increased in accordance with the increase of the target blowout temperature TAO, so that the outdoor heat exchanger The refrigerant saturation temperature at 16 decreases, and the difference from the outside air temperature Tam decreases.
- the heat radiation amount of the refrigerant in the outdoor heat exchanger 16 can be reduced, and the heat radiation amount of the refrigerant in the water-refrigerant heat exchanger 12 can be increased.
- the opening degree pattern KPN1 is increased with an increase in the target blowing temperature TAO, so that the outdoor heat exchanger 16 is increased.
- the mild temperature of the refrigerant at 16 decreases, and the temperature difference from the outside air temperature Tam increases. Thereby, the heat absorption amount of the refrigerant in the outdoor heat exchanger 16 can be increased, and the heat radiation amount of the refrigerant in the water-refrigerant heat exchanger 12 can be increased.
- the amount of heat release of the refrigerant to the high-temperature side heat medium in the water-refrigerant heat exchanger 12 can be increased by increasing the opening degree pattern KPN1 in accordance with the increase in the target outlet temperature TAO. it can. Therefore, in the in-line dehumidification heating mode, the heating capability of the blower air in the heater core 42 can be improved as the target outlet temperature TAO increases.
- step S800 the target high-temperature-side heat medium temperature TWHO of the high-temperature side heat medium is determined so that the blower air can be heated by the heater core 42, as in the serial dehumidifying and heating mode.
- step S810 the increase / decrease amount ⁇ IVO of the rotation speed of the compressor 11 is determined.
- the increase / decrease amount ⁇ IVO is determined by the feedback control method based on the deviation between the target high-temperature heat medium temperature TWHO and the high-temperature heat medium temperature TWH, and the high-temperature heat medium temperature TWH is set to the target high-temperature heat medium temperature. It is determined to approach TWHO.
- step S820 the target degree of superheat SHEO of the refrigerant on the outlet side of the indoor evaporator 18 is determined.
- a predetermined constant 5 ° C. in the present embodiment
- step S830 the variation ⁇ KPN1 of the opening degree pattern KPN1 is determined.
- the superheat degree SHE is determined to be close to the target superheat degree SHEO by a feedback control method based on a deviation between the target superheat degree SHEO and the superheat degree SHE of the refrigerant on the outlet side of the indoor evaporator 18. .
- the superheat degree SHE of the refrigerant on the outlet side of the indoor evaporator 18 is calculated based on the temperature T4 detected by the fourth refrigerant temperature sensor 64d and the evaporator temperature Tefin.
- step S840 similarly to the cooling mode, the opening degree SW of the air mix door 34 is calculated.
- the target outlet temperature TAO is higher than in the cooling mode, so that the opening degree SW of the air mix door 34 approaches 100% as in the serial dehumidifying and heating mode.
- the opening of the air mix door 34 is determined so that substantially the entire flow rate of the blown air after passing through the indoor evaporator 18 passes through the heater core 42.
- step S850 in order to switch the refrigeration cycle apparatus 10 to the refrigerant circuit in the parallel dehumidifying and heating mode, the heating expansion valve 14a is set to the throttled state, the cooling expansion valve 14b is set to the throttled state, and the cooling expansion valve 14c is set to the fully closed state. And the intermediate pressure expansion valve 14d is fully closed. Further, the on-off valve 15a for dehumidification is opened, and the on-off valve 15b for heating is opened. Furthermore, a control signal or a control voltage is output to each control target device so that the control state determined in steps S810, S830, and S840 is obtained, and the process returns to step S10.
- the refrigerant circulates in the order of the suction port 11a of the machine 11.
- the discharge port 11c of the compressor 11, the water-refrigerant heat exchanger 12, the bypass passage 22a, the cooling expansion valve 14b, the indoor evaporator 18, the evaporation pressure regulating valve 20, the accumulator 21, and the suction of the compressor 11 A vapor compression refrigeration cycle in which the refrigerant is circulated in the order of the ports 11a is configured.
- the water-refrigerant heat exchanger 12 functions as a radiator for radiating the refrigerant discharged from the compressor 11.
- the heating expansion valve 14a functions as a pressure reducing unit.
- the outdoor heat exchanger 16 functions as an evaporator.
- the cooling expansion valve 14b connected in parallel to the heating expansion valve 14a and the outdoor heat exchanger 16 functions as a pressure reducing unit. Then, a refrigeration cycle in which the indoor evaporator 18 functions as an evaporator is configured.
- the blown air can be cooled by the indoor evaporator 18 and the high-temperature side heat medium can be heated by the water-refrigerant heat exchanger 12. Therefore, in the vehicle air conditioner 1 in the parallel dehumidifying and heating mode, the blast air cooled and dehumidified by the indoor evaporator 18 is reheated by the heater core 42 and blown out into the vehicle interior, thereby dehumidifying and heating the vehicle interior. It can be performed.
- the outdoor heat exchanger 16 and the indoor evaporator 18 are connected in parallel to the refrigerant flow, and the evaporation pressure regulating valve 20 is disposed downstream of the indoor evaporator 18. Have been. Thereby, the refrigerant evaporation temperature in the outdoor heat exchanger 16 can be made lower than the refrigerant evaporation temperature in the indoor evaporator 18.
- the amount of heat absorbed by the refrigerant in the outdoor heat exchanger 16 can be increased and the amount of heat released by the refrigerant in the water-refrigerant heat exchanger 12 can be increased as compared with the in-series dehumidifying and heating mode. .
- the blown air can be reheated with a higher heating capacity than in the serial dehumidifying and heating mode.
- step S900 similarly to the parallel dehumidification heating mode, the target high-temperature-side heat medium temperature TWHO of the high-temperature side heat medium is determined.
- step S910 the increase / decrease amount ⁇ IVO of the rotation speed of the compressor 11 is determined as in the parallel dehumidifying / heating mode.
- step S920 the target supercooling degree SCO2 of the refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the water-refrigerant heat exchanger 12 is determined.
- the target degree of supercooling SCO2 is determined by referring to a control map based on the suction temperature of the air blown into the indoor evaporator 18 or the outside temperature Tam.
- the target degree of supercooling SCO2 is determined such that the coefficient of performance (COP) of the cycle approaches the maximum value.
- step S930 an increase / decrease amount ⁇ EVH of the throttle opening of the heating expansion valve 14a is determined.
- the increase / decrease amount ⁇ EVH is determined based on a deviation between the target supercooling degree SCO2 and the supercooling degree SC2 of the refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the water-refrigerant heat exchanger 12 by a feedback control method.
- the supercooling degree SC2 of the refrigerant flowing out of the refrigerant passage is determined so as to approach the target supercooling degree SCO2.
- the supercooling degree SC2 of the refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the water-refrigerant heat exchanger 12 is calculated based on the temperature T2 detected by the second refrigerant temperature sensor 64b and the pressure P1 detected by the first refrigerant pressure sensor 65a. Is done.
- step S940 similarly to the cooling mode, the opening degree SW of the air mix door 34 is calculated.
- the target outlet temperature TAO is higher than in the cooling mode, so that the opening degree SW of the air mix door 34 approaches 100%. Therefore, in the heating mode, the opening of the air mix door 34 is determined such that substantially the entire flow rate of the blown air after passing through the indoor evaporator 18 passes through the heater core 42.
- step S950 in order to switch the refrigeration cycle apparatus 10 to the refrigerant circuit in the heating mode, the heating expansion valve 14a is set to the throttled state, the cooling expansion valve 14b is set to the fully closed state, and the cooling expansion valve 14c is set to the fully closed state.
- the intermediate pressure expansion valve 14d is fully closed.
- the on-off valve 15a for dehumidification is closed, and the on-off valve 15b for heating is opened. Further, a control signal or control voltage is output to each control target device so that the control state determined in steps S910, S930, and S940 is obtained, and the process returns to step S10.
- the water-refrigerant heat exchanger 12 functions as a radiator for radiating the refrigerant discharged from the compressor 11, the heating expansion valve 14a functions as a pressure reducing unit, and the outdoor heat A refrigeration cycle in which the exchanger 16 functions as an evaporator is configured.
- the water-refrigerant heat exchanger 12 can heat the high-temperature side heat medium. Therefore, in the vehicle air conditioner 1 in the heating mode, the air in the vehicle compartment can be heated by blowing the blast air heated by the heater core 42 into the vehicle compartment.
- Cooling cooling mode In the cooling cooling mode, the control device 60 executes a control flow in the cooling cooling mode shown in FIG. First, in steps S1100 to S1160, similarly to steps S600 to 660 in the cooling mode, the target evaporator temperature TEO, the increase / decrease amount ⁇ IVO of the rotation speed of the compressor 11, the increase / decrease amount ⁇ EVC of the throttle opening of the cooling expansion valve 14b, The amount of increase / decrease ⁇ EVI of the throttle opening of the intermediate pressure expansion valve 14d and the opening SW of the air mix door 34 are determined.
- step S1170 the target superheat degree SHCO of the refrigerant on the outlet side of the refrigerant passage of the chiller 19 is determined.
- the target degree of superheat SHCO a predetermined constant (5 ° C. in the present embodiment) can be adopted.
- step S1180 the amount of increase / decrease ⁇ EVB of the throttle opening of the cooling expansion valve 14c is determined.
- the increase / decrease amount ⁇ EVB is based on a deviation between the target superheat degree SHCO and the superheat degree SHC of the refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the chiller 19, and is based on a feedback control method.
- the superheat degree SHC is determined so as to approach the target superheat degree SHCO.
- the superheat degree SHC of the refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the chiller 19 is calculated based on the temperature T5 detected by the fifth refrigerant temperature sensor 64e and the pressure P2 detected by the second refrigerant pressure sensor 65b.
- step S1190 the target low-temperature-side heat medium temperature TWLO of the low-temperature side heat medium flowing out of the water passage of the chiller 19 is determined.
- the target low-temperature-side heat medium temperature TWLO is determined with reference to a control map based on the heat generation amount of the battery 80 and the outside air temperature Tam.
- the target low-temperature-side heat medium temperature TWLO is determined to decrease with an increase in the amount of heat generated by the battery 80 and an increase in the outside temperature Tam.
- step S1200 it is determined whether the first low-temperature heat medium temperature TWL1 detected by the first low-temperature heat medium temperature sensor 67a is higher than the target low-temperature heat medium temperature TWLO.
- step S1200 If it is determined in step S1200 that the first low-temperature-side heat medium temperature TWL1 is higher than the target low-temperature-side heat medium temperature TWLO, the process proceeds to step S1220. If it is determined in step S1200 that the first low-temperature heat medium temperature TWL1 is not higher than the target low-temperature heat medium temperature TWLO, the process proceeds to step S1210. In step S1210, the cooling expansion valve 14c is fully closed, and the process proceeds to step S1220.
- step S1220 in order to switch the refrigeration cycle apparatus 10 to the refrigerant circuit in the cooling cooling mode, the heating expansion valve 14a is fully opened, the cooling expansion valve 14b is throttled, and the cooling expansion valve 14c is throttled, The intermediate pressure expansion valve 14d is brought into the throttled state. Further, the on-off valve 15a for dehumidification is closed, and the on-off valve 15b for heating is closed.
- a control signal or a control voltage is output to each control target device so that the control state determined in steps S1110, S1130, S1150, S1160, S1180, and S1210 is obtained, and the process returns to step S10.
- the discharge port 11c of the compressor 11 the water-refrigerant heat exchanger 12 (the heating expansion valve 14a), the outdoor heat exchanger 16, the check valve 17, the seventh three-way
- the refrigerant is circulated in the order of the joint 13g, the intermediate pressure expansion valve 14d, the intermediate temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23, and the intermediate pressure suction port 11b of the compressor 11.
- a seventh three-way joint 13g a high-temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23, a fifth three-way joint 13e, a cooling expansion valve 14b, an indoor evaporator 18, a sixth three-way joint 13f, an evaporation pressure regulating valve 20, an accumulator 21
- the refrigerant is circulated in the order of the suction port 11a of the compressor 11.
- a gas injection cycle is configured in which the refrigerant is circulated in the order of the suction port 11a of the compressor 11.
- the high-pressure refrigerant (point a16 in FIG. 16) discharged from the discharge port 11c of the compressor 11 radiates heat in the water-refrigerant heat exchanger 12 and the outdoor heat exchanger 16 in the same manner as in the cooling mode. 7
- the branch is made at the three-way joint 13g (point a16 ⁇ point b16 ⁇ point c16 in FIG. 16).
- One refrigerant branched at the seventh three-way joint 13g is reduced in pressure by the intermediate pressure expansion valve 14d, and increases the enthalpy when flowing through the intermediate temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23 (FIG. 16). c16 point ⁇ d16 point ⁇ e16 point). Then, the refrigerant is sucked from the intermediate pressure suction port 11b of the compressor 11 and merges with the refrigerant (point i16 in FIG. 16) that has been pressurized by the low-stage compression mechanism of the compressor 11 (point j16 in FIG. 16).
- the other refrigerant branched at the seventh three-way joint 13g reduces enthalpy when flowing through the high-temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23 (point c16 ⁇ point f16 in FIG. 16).
- the flow of the refrigerant flowing out of the high-temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23 is the fifth three-way joint, which is the downstream branch portion, because both the cooling expansion valve 14b and the cooling expansion valve 14c are in the throttled state. Branched at 13e.
- One of the refrigerants branched at the fifth three-way joint 13e is reduced in pressure by the cooling expansion valve 14b as in the cooling mode, and absorbs heat from the blown air to evaporate when flowing through the indoor evaporator 18 ( (Point f16 ⁇ point g16 ⁇ point h16 in FIG. 16). Thereby, the blown air is cooled.
- the other refrigerant branched at the fifth three-way joint 13e flows into the cooling expansion valve 14c and is reduced in pressure until it becomes a low-pressure refrigerant (point f16 ⁇ point k16 in FIG. 16).
- the throttle opening of the cooling expansion valve 14c is adjusted such that the superheat degree SHC of the refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the chiller 19 approaches the target superheat degree SHCO.
- the low-pressure refrigerant decompressed by the cooling expansion valve 14c flows into the refrigerant passage of the chiller 19.
- the low-pressure refrigerant flowing into the refrigerant passage of the chiller 19 absorbs heat from the low-temperature side heat medium flowing through the water passage and evaporates (point k16 ⁇ point m16 in FIG. 16). Thereby, the low-temperature side heat medium is cooled. Then, the low-temperature side heat medium cooled by the chiller 19 is pressure-fed to the cooling heat exchange unit 52, and the battery 80 is cooled.
- the gas-phase refrigerant separated by the accumulator 21 is sucked through the suction port 11a of the compressor 11, and is pressurized by the low-stage compression mechanism (point n16 ⁇ point i16 in FIG. 16).
- the air blown by the indoor evaporator 18 can be cooled, and the high-temperature side heat medium can be heated by the water-refrigerant heat exchanger 12. Further, the chiller 19 can cool the low-pressure side heat medium.
- a part of the blown air cooled by the indoor evaporator 18 can be reheated by the heater core 42 by adjusting the opening of the air mix door 34. Then, by blowing the blast air whose temperature has been adjusted so as to approach the target outlet temperature TAO into the vehicle interior, the interior of the vehicle interior can be cooled.
- the battery 80 can be cooled by flowing the low-temperature side heat medium cooled by the chiller 19 into the cooling heat exchange unit 52.
- a gas injection cycle is configured. Therefore, the enthalpy difference obtained by subtracting the enthalpy of the refrigerant on the inlet side of the indoor evaporator 18 from the enthalpy of the refrigerant on the outlet side of the indoor evaporator 18 can be enlarged by the operation of the internal heat exchanger 23. As a result, the cooling capacity of the blown air can be improved as compared with a normal vapor compression refrigeration cycle.
- the enthalpy difference obtained by subtracting the enthalpy of the refrigerant on the inlet side of the refrigerant passage of the chiller 19 from the enthalpy of the refrigerant on the outlet side of the refrigerant passage of the chiller 19 can be increased.
- the cooling capacity of the low-temperature side heat medium can be improved as compared with a normal vapor compression refrigeration cycle.
- the pressure of the refrigerant flowing out of the indoor evaporator 18 (point h16 in FIG. 16) and the pressure of the refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the chiller 19 (see FIG. (point m16) are slightly different pressures, but the pressures of these refrigerants are equal.
- the enthalpy is also equivalent.
- the control device 60 executes the control flow in the series dehumidification heating / cooling mode shown in FIG. First, in steps S1300 to S1340, similarly to steps S700 to S740 in the series dehumidifying and heating mode, the target evaporator temperature TEO, the increase / decrease amount ⁇ IVO of the rotation speed of the compressor 11, the change amount ⁇ KPN1 of the opening degree pattern KPN1, the air mixing door The opening degree SW of No. 34 is determined.
- steps S1350 to S1370 similarly to steps S1170 to S1190 in the cooling / cooling mode, the target superheat degree SHCO, the increase / decrease ⁇ EVB of the throttle opening of the cooling expansion valve 14c, and the target low-temperature side heat medium temperature TWLO are determined.
- step S1380 when it is determined that the first low-temperature heat medium temperature TWL1 is higher than the target low-temperature heat medium temperature TWLO, similarly to the cooling mode, the process proceeds to step S1400. If it is not determined in step S1380 that first low-temperature-side heat medium temperature TWL1 is higher than target low-temperature-side heat medium temperature TWLO, the process proceeds to step S1390. In step S1390, the cooling expansion valve 14c is fully closed, and the process proceeds to step S1400.
- step S1400 in order to switch the refrigeration cycle apparatus 10 to the refrigerant circuit in the series dehumidifying heating / cooling mode, the heating expansion valve 14a is set to the throttled state, the cooling expansion valve 14b is set to the throttled state, and the cooling expansion valve 14c is set to the throttled state.
- the intermediate pressure expansion valve 14d is fully closed. Further, the on-off valve 15a for dehumidification is closed, and the on-off valve 15b for heating is closed.
- a control signal or control voltage is output to each control target device so that the control state determined in steps S1310, S1330, S1340, S1360, and S1390 is obtained, and the process returns to step S10.
- the discharge port 11c of the compressor 11 the water-refrigerant heat exchanger 12, the heating expansion valve 14a, the outdoor heat exchanger 16, the check valve 17, the fifth three-way joint 13e, and the cooling
- the refrigerant circulates in the order of the expansion valve 14b, the indoor evaporator 18, the evaporating pressure regulating valve 20, the accumulator 21, and the suction port 11a of the compressor 11.
- a vapor compression refrigeration cycle in which the refrigerant circulates in the order of the evaporation pressure adjusting valve 20, the accumulator 21, and the suction port 11a of the compressor 11 is configured.
- a water-refrigerant heat exchanger 12 functions as a radiator, and a vapor compression refrigeration cycle in which the indoor evaporator 18 and the chiller 19 function as an evaporator is configured.
- the water-refrigerant heat exchanger 12 functions as a radiator for radiating the refrigerant discharged from the compressor 11.
- the heating expansion valve 14a functions as a pressure reducing unit.
- the cooling expansion valve 14b functions as a pressure reducing unit.
- the indoor evaporator 18 functions as an evaporator.
- a cooling expansion valve 14c connected in parallel to the cooling expansion valve 14b and the indoor evaporator 18 functions as a pressure reducing unit. Then, a refrigeration cycle in which the chiller 19 functions as an evaporator is configured.
- the blown air can be cooled by the indoor evaporator 18 and the high-temperature side heat medium can be heated by the water-refrigerant heat exchanger 12. Further, the chiller 19 can cool the low-pressure side heat medium.
- the blast air cooled and dehumidified by the indoor evaporator 18 is reheated by the heater core 42 and blown out into the vehicle interior, thereby dehumidifying and heating the vehicle interior. It can be performed.
- the opening degree pattern KPN1 it is possible to improve the heating capability of the blower air in the heater core 42, as in the serial dehumidifying and heating mode.
- the battery 80 can be cooled by flowing the low-temperature side heat medium cooled by the chiller 19 into the cooling heat exchange unit 52.
- the control device 60 executes the control flow in the parallel dehumidification heating / cooling mode shown in FIG.
- steps S1500 to S1540 similarly to steps S800 to S840 in the parallel dehumidifying and heating mode, the target high-temperature-side heat medium temperature TWHO, the increase / decrease amount ⁇ IVO of the rotation speed of the compressor 11, the target superheat degree SHEO, and the opening degree pattern KPN1 are determined.
- the change amount ⁇ KPN1 and the opening degree SW of the air mix door 34 are determined.
- step S1550 to S1570 similarly to steps S1170 to S1190 in the cooling / cooling mode, the target superheat degree SHCO, the increase / decrease ⁇ EVB of the throttle opening of the cooling expansion valve 14c, and the target low-temperature side heat medium temperature TWLO are determined.
- step S1580 when it is determined that the first low-temperature heat medium temperature TWL1 is higher than the target low-temperature heat medium temperature TWLO, as in the cooling cooling mode, the process proceeds to step S1600. If it is determined in step S1580 that the first low-temperature heat medium temperature TWL1 is not higher than the target low-temperature heat medium temperature TWLO, the process proceeds to step S1590. In step S1590, the cooling expansion valve 14c is fully closed, and the process proceeds to step S1600.
- step S1600 in order to switch the refrigeration cycle apparatus 10 to the refrigerant circuit in the parallel dehumidifying heating / cooling mode, the heating expansion valve 14a is set to the throttle state, the cooling expansion valve 14b is set to the throttle state, and the cooling expansion valve 14c is set to the throttle state. And the intermediate pressure expansion valve 14d is fully closed. Further, the on-off valve 15a for dehumidification is opened, and the on-off valve 15b for heating is opened.
- a control signal or control voltage is output to each control target device so that the control state determined in steps S1510, S1530, S1540, S1560, and S1590 is obtained, and the process returns to step S10.
- the refrigerant circulates in the order of the suction port 11a of the compressor 11. Further, the discharge port 11c of the compressor 11, the water-refrigerant heat exchanger 12, the bypass passage 22a, the cooling expansion valve 14b, the indoor evaporator 18, the evaporation pressure regulating valve 20, the accumulator 21, and the suction port 11a of the compressor 11 are provided.
- the refrigerant circulates in order.
- the water-refrigerant heat exchanger 12 functions as a radiator for radiating the refrigerant discharged from the compressor 11.
- the heating expansion valve 14a functions as a pressure reducing unit.
- the outdoor heat exchanger 16 functions as an evaporator.
- the cooling expansion valve 14b connected in parallel to the heating expansion valve 14a and the outdoor heat exchanger 16 functions as a pressure reducing unit.
- the indoor evaporator 18 functions as an evaporator.
- the cooling expansion valve 14c connected in parallel to the heating expansion valve 14a and the outdoor heat exchanger 16 functions as a pressure reducing unit. Then, a refrigeration cycle in which the chiller 19 functions as an evaporator is configured.
- the blown air can be cooled by the indoor evaporator 18 and the high-temperature side heat medium can be heated by the water-refrigerant heat exchanger 12. Further, the chiller 19 can cool the low-pressure side heat medium.
- the blast air cooled and dehumidified by the indoor evaporator 18 is reheated by the heater core 42 and blown out into the vehicle interior, thereby dehumidifying the vehicle interior. Heating can be performed.
- the blown air can be reheated with a higher heating capacity than in the serial dehumidifying heating / cooling mode.
- the battery 80 can be cooled by flowing the low-temperature side heat medium cooled by the chiller 19 into the cooling heat exchange unit 52.
- the control device 60 executes the control flow of the heating / cooling mode shown in FIG. First, in step S300, the target low-temperature-side heat medium temperature TWLO of the low-temperature side heat medium is determined so that the battery 80 can be cooled by the cooling heat exchange unit 52, similarly to the cooling cooling mode.
- step S310 the increase / decrease amount ⁇ IVO of the rotation speed of the compressor 11 is determined.
- the increase / decrease amount ⁇ IVO is determined based on the difference between the target low-temperature side heat medium temperature TWLO and the first low-temperature side heat medium temperature TWL1, and the first low-temperature side heat medium temperature TWL1 is changed to the target low-temperature side by a feedback control method. It is determined to approach the heating medium temperature TWLO.
- step S320 the target supercooling degree SCO1 of the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 16 is determined.
- the target supercooling degree SCO1 in the heating / cooling mode is determined by referring to the control map based on the outside air temperature Tam.
- the target degree of supercooling SCO1 is determined so that the coefficient of performance (COP) of the cycle approaches the maximum value.
- step S330 an increase / decrease amount ⁇ EVB of the throttle opening of the cooling expansion valve 14c is determined.
- the increase / decrease amount ⁇ EVB is based on a deviation between the target degree of supercooling SCO1 and the degree of supercooling SC1 of the refrigerant on the outlet side of the outdoor heat exchanger 16, and is based on a feedback control method.
- SC1 is determined so as to approach target supercooling degree SCO1.
- the degree of supercooling SC1 is calculated in the same manner as in the cooling mode.
- step S340 the opening degree SW of the air mix door 34 is calculated as in the cooling mode.
- step S350 in order to switch the refrigeration cycle apparatus 10 to the refrigerant circuit in the heating / cooling mode, the heating expansion valve 14a is fully opened, the cooling expansion valve 14b is fully closed, and the cooling expansion valve 14c is throttled. Then, the intermediate pressure expansion valve 14d is fully closed. Further, the on-off valve 15a for dehumidification is closed, and the on-off valve 15b for heating is closed. Further, a control signal or a control voltage is output to each control target device so that the control state determined in steps S310, S330, and S340 is obtained, and the process returns to step S10.
- a vapor compression refrigeration cycle in which the refrigerant circulates in the order of the valve 14c, the chiller 19, the evaporation pressure adjusting valve 20, the accumulator 21, and the suction port 11a of the compressor 11 is configured.
- the water-refrigerant heat exchanger 12 and the outdoor heat exchanger 16 function as radiators for radiating the refrigerant discharged from the compressor 11.
- the cooling expansion valve 14c functions as a pressure reducing unit that reduces the pressure of the refrigerant. Then, a vapor compression refrigeration cycle in which the chiller 19 functions as an evaporator is configured.
- the high-temperature side heat medium can be heated by the water-refrigerant heat exchanger 12, and the low-temperature side heat medium can be cooled by the chiller 19.
- the vehicle air conditioner 1 in the heating / cooling mode can heat the vehicle interior by blowing out the blast air heated by the heater core 42 into the vehicle interior. Further, the battery 80 can be cooled by causing the low-temperature side heat medium cooled by the chiller 19 to flow into the cooling heat exchange section 52.
- step S400 similarly to the heating / cooling mode, the target low-temperature-side heat medium temperature TWLO is determined.
- step S410 similarly to the heating / cooling mode, an increase / decrease amount ⁇ IVO of the rotation speed of the compressor 11 is determined.
- step S420 the target high-temperature-side heat medium temperature TWHO of the high-temperature side heat medium is determined in the same manner as in the series dehumidification heating mode.
- step S430 the variation ⁇ KPN2 of the opening degree pattern KPN2 is determined.
- the opening pattern KPN2 is a parameter for determining a combination of the throttle opening of the heating expansion valve 14a and the throttle opening of the cooling expansion valve 14c.
- the opening degree pattern KPN2 increases. Then, as the opening degree pattern KPN2 increases, the throttle opening of the heating expansion valve 14a decreases, and the throttle opening of the cooling expansion valve 14c increases.
- step S440 the opening degree SW of the air mix door 34 is calculated as in the cooling mode.
- step S450 in order to switch the refrigeration cycle apparatus 10 to the refrigerant circuit in the heating series cooling mode, the heating expansion valve 14a is set to the throttled state, the cooling expansion valve 14b is set to the fully closed state, and the cooling expansion valve 14c is set to the throttled state.
- the intermediate pressure expansion valve 14d is fully closed, the dehumidifying on-off valve 15a is closed, and the heating on-off valve 15b is closed.
- a control signal or a control voltage is output to each control target device so that the control state determined in steps S310, S330, and S340 is obtained, and the process returns to step S10.
- a vapor compression refrigeration cycle in which the refrigerant circulates in the order of 14c, the chiller 19, the evaporation pressure regulating valve 20, the accumulator 21, and the suction port 11a of the compressor 11 is configured.
- the water-refrigerant heat exchanger 12 functions as a radiator for radiating the refrigerant discharged from the compressor 11, and the heating expansion valve 14a and the cooling expansion valve 14c are used.
- the high-temperature-side heat medium can be heated by the water-refrigerant heat exchanger 12, and the low-temperature-side heat medium can be cooled by the chiller 19.
- the inside of the vehicle cabin can be heated by blowing the blast air heated by the heater core 42 into the vehicle cabin. Further, the battery 80 can be cooled by causing the low-temperature side heat medium cooled by the chiller 19 to flow into the cooling heat exchange section 52.
- the outdoor heat exchanger 16 increases the opening degree pattern KPN2 in accordance with the increase in the target outlet temperature TAO.
- the refrigerant saturation temperature at 16 decreases, and the difference from the outside air temperature Tam decreases.
- the heat radiation amount of the refrigerant in the outdoor heat exchanger 16 can be reduced, and the heat radiation amount of the refrigerant in the water-refrigerant heat exchanger 12 can be increased.
- the outdoor heat exchanger 16 increases the opening degree pattern KPN2 as the target outlet temperature TAO increases.
- the mild temperature of the refrigerant at 16 decreases, and the temperature difference from the outside air temperature Tam increases. Thereby, the heat absorption amount of the refrigerant in the outdoor heat exchanger 16 can be increased, and the heat radiation amount of the refrigerant in the water-refrigerant heat exchanger 12 can be increased.
- the heating series cooling mode it is possible to increase the amount of heat released from the refrigerant to the high-temperature side heat medium in the water-refrigerant heat exchanger 12 by increasing the opening degree pattern KPN2 with an increase in the target outlet temperature TAO. it can. Therefore, in the heating series cooling mode, the heating capacity of the blower air in the heater core 42 can be improved as the target outlet temperature TAO increases.
- the heating / cooling mode is an operation mode in which the blown air is heated with a lower heating capacity than the heating series cooling mode.
- step S500 the target high-temperature-side heat medium temperature TWHO of the high-temperature side heat medium is determined so that the air blown by the heater core 42 can be heated, similarly to the serial dehumidifying and heating mode.
- step S510 the increase / decrease amount ⁇ IVO of the rotation speed of the compressor 11 is determined.
- the increase / decrease amount ⁇ IVO is calculated by the feedback control method based on the deviation between the target high-temperature heat medium temperature TWHO and the high-temperature heat medium temperature TWH, as in the parallel dehumidifying / heating mode.
- TWH is determined so as to approach the target high-temperature side heat medium temperature TWHO.
- step S520 the target superheat degree SHCO of the refrigerant on the outlet side of the refrigerant passage of the chiller 19 is determined.
- a predetermined constant 5 ° C. in the present embodiment
- step S530 the amount of change ⁇ KPN2 in the opening degree pattern KPN2 is determined.
- the superheat degree SHC is determined so as to approach the target superheat degree SHCO by a feedback control method based on a deviation between the target superheat degree SHCO and the superheat degree SHC of the refrigerant on the outlet side of the refrigerant passage of the chiller 19.
- step S540 the opening degree SW of the air mix door 34 is calculated as in the cooling mode.
- step S550 the target low-temperature-side heat medium temperature TWLO of the low-temperature side heat medium is determined as in the cooling / cooling mode.
- step S560 it is determined whether the first low-temperature heat medium temperature TWL1 detected by the first low-temperature heat medium temperature sensor 67a is higher than the target low-temperature heat medium temperature TWLO.
- step S560 If it is determined in step S560 that the first low-temperature-side heat medium temperature TWL1 is higher than the target low-temperature-side heat medium temperature TWLO, the process proceeds to step S580. If it is not determined in step S560 that the first low-temperature-side heat medium temperature TWL1 is higher than the target low-temperature-side heat medium temperature TWLO, the process proceeds to step S570. In step S570, the cooling expansion valve 14c is fully closed, and the process proceeds to step S580.
- step S580 in order to switch the refrigeration cycle apparatus 10 to the refrigerant circuit in the heating parallel cooling mode, the heating expansion valve 14a is set to the throttled state, the cooling expansion valve 14b is set to the fully closed state, and the cooling expansion valve 14c is set to the throttled state. And the intermediate pressure expansion valve 14d is fully closed. Further, the on-off valve 15a for dehumidification is opened, and the on-off valve 15b for heating is opened. Further, a control signal or control voltage is output to each control target device so that the control state determined in steps S510, S530, S540, and S570 is obtained, and the process returns to step S10.
- the refrigerant circulates in the order of the suction port 11a of the machine 11. Furthermore, the refrigerant is discharged in the order of the discharge port 11c of the compressor 11, the water-refrigerant heat exchanger 12, the bypass passage 22a, the cooling expansion valve 14c, the chiller 19, the evaporation pressure regulating valve 20, the accumulator 21, and the suction port 11a of the compressor 11. Circulates to form a vapor compression refrigeration cycle.
- the water-refrigerant heat exchanger 12 functions as a radiator for radiating the refrigerant discharged from the compressor 11.
- the heating expansion valve 14a functions as a pressure reducing unit.
- the outdoor heat exchanger 16 functions as an evaporator.
- the cooling expansion valve 14c connected in parallel to the heating expansion valve 14a and the outdoor heat exchanger 16 functions as a pressure reducing unit. Then, a refrigeration cycle in which the chiller 19 functions as an evaporator is configured.
- the high-temperature side heat medium can be heated by the water-refrigerant heat exchanger 12, and the low-temperature side heat medium can be cooled by the chiller 19.
- the inside of the vehicle cabin can be heated by blowing the blast air heated by the heater core 42 into the vehicle cabin. Further, the battery 80 can be cooled by causing the low-temperature side heat medium cooled by the chiller 19 to flow into the cooling heat exchange section 52.
- the outdoor heat exchanger 16 and the chiller 19 are connected in parallel to the refrigerant flow, and the evaporation pressure regulating valve 20 is disposed downstream of the refrigerant passage of the chiller 19. ing.
- the refrigerant evaporation temperature in the outdoor heat exchanger 16 can be made lower than the refrigerant evaporation temperature in the refrigerant passage of the chiller 19.
- the heating parallel cooling mode the amount of heat absorbed by the refrigerant in the outdoor heat exchanger 16 can be increased and the amount of heat released by the refrigerant in the water-refrigerant heat exchanger 12 can be increased compared to the heating series cooling mode. .
- the blown air can be reheated with a higher heating capacity than in the heating serial cooling mode.
- Cooling Mode In the cooling mode, the control device 60 executes the control flow of the cooling mode shown in FIG. First, in steps S1000 to S1030, similarly to steps S300 to S330 in the heating / cooling mode, the target low-temperature side heat medium temperature TWLO of the low-temperature side heat medium, the increase / decrease amount ⁇ IVO of the rotation speed of the compressor 11, the target degree of supercooling SCO1, The opening degree SW of the increase / decrease amount ⁇ EVB of the throttle opening degree of the cooling expansion valve 14c is determined.
- steps S1040 to S1060 similarly to steps S640 to S660 in the cooling mode, the target superheat degree SHIO, the increase / decrease ⁇ EVI of the throttle opening of the intermediate pressure expansion valve 14d, and the opening SW of the air mix door 34 are determined.
- the opening degree SW of the air mix door 34 approaches 0%. For this reason, in the cooling mode, the opening of the air mix door 34 is determined so that substantially the entire flow rate of the blown air after passing through the indoor evaporator 18 passes through the cool air bypass passage 35.
- step S1070 in order to switch the refrigeration cycle apparatus 10 to the refrigerant circuit in the cooling mode, the heating expansion valve 14a is fully opened, the cooling expansion valve 14b is fully closed, and the cooling expansion valve 14c is throttled, The intermediate pressure expansion valve 14d is brought into the throttled state. Further, the on-off valve 15a for dehumidification is closed, and the on-off valve 15b for heating is closed. Further, a control signal or control voltage is output to each control target device so that the control state determined in steps S1010, S1030, S1050, and S1060 is obtained, and the process returns to step S10.
- the refrigerant is circulated in the order of 13g, the intermediate pressure expansion valve 14d, the intermediate temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23, and the intermediate pressure suction port 11b of the compressor 11. Further, the refrigerant is circulated in the order of the seventh three-way joint 13g, the high-temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23, the cooling expansion valve 14c, the chiller 19, the evaporating pressure regulating valve 20, the accumulator 21, and the suction port 11a of the compressor 11.
- a gas injection cycle is configured.
- the high-pressure refrigerant (point a25 in FIG. 25) discharged from the discharge port 11c of the compressor 11 radiates heat in the water-refrigerant heat exchanger 12 and the outdoor heat exchanger 16 similarly to the cooling mode. 7
- the branch is made at the three-way joint 13g (point a25 ⁇ point b25 ⁇ point c25 in FIG. 25).
- One refrigerant branched at the seventh three-way joint 13g is sucked from the intermediate pressure suction port 11b of the compressor 11 as in the cooling mode (point c25 ⁇ point d25 ⁇ point e25 in FIG. 25). Similar to the cooling mode, the other refrigerant branched at the seventh three-way joint 13g reduces the enthalpy when flowing through the high-temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23 (point c25 ⁇ point f25 in FIG. 25). ).
- the chiller 19 can cool the low-temperature side heat medium. Therefore, in the vehicle air conditioner 1 in the cooling mode, the battery 80 can be cooled by flowing the low-temperature side heat medium cooled by the chiller 19 into the cooling heat exchange unit 52.
- a gas injection cycle is configured, and the operation of the internal heat exchanger 23 causes the enthalpy of the refrigerant on the outlet side of the refrigerant passage of the chiller 19 to enter the refrigerant on the inlet side of the refrigerant passage of the chiller 19. Enthalpy difference can be enlarged. As a result, the cooling capacity of the low-temperature side heat medium can be improved as compared with a normal vapor compression refrigeration cycle.
- the refrigerant circuit is switched in the order of (1) cooling mode ⁇ (2) serial dehumidification / heating mode ⁇ (3) parallel dehumidification / heating mode, thereby sequentially adjusting the temperature adjustment capability of the blown air. Can be changed. Therefore, the temperature of the blown air can be adjusted in a wide range from a high temperature to a low temperature.
- the temperature adjustment capability of the blown air is sequentially increased while cooling the battery 80. Can be changed. Therefore, the temperature of the blown air can be adjusted in a wide range from a high temperature to a low temperature.
- the heat load of the cycle in the (5) cooling / cooling mode among the above-described operation modes is higher than the heat load in the (4) heating mode.
- the gas injection cycle is configured in the cooling mode
- (4) the normal refrigeration cycle is configured in the heating mode. Therefore, (5) both the blown air and the battery 80 can be sufficiently cooled in the cooling mode. (4) In the heating mode, the refrigeration cycle apparatus 10 can be operated efficiently without exhibiting an excessive heating capacity of the blown air.
- the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 16 (point c16 in FIG. 16) has a degree of supercooling.
- the throttle opening of the cooling expansion valve 14b is controlled so as to serve as a refrigerant. Therefore, the refrigerant (point f16 in FIG. 16) flowing out of the high-temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23 also becomes a refrigerant having a degree of supercooling.
- the refrigerant flowing into the fifth three-way joint 13e which is the downstream branch portion, becomes a refrigerant having a degree of supercooling.
- the flow of the liquid-phase refrigerant can be branched at the fifth three-way joint 13e.
- the flow rate (mass flow rate) of the refrigerant flowing into the indoor evaporator 18 via the expansion valve 14b for cooling and the expansion valve for cooling can be adjusted with high accuracy.
- the blown air and the low-temperature side heat medium can be appropriately cooled.
- the evaporating pressure adjusting valve 20 is disposed downstream of the sixth three-way joint 13f in the refrigerant flow. Therefore, (5) in the cooling / cooling mode, the refrigerant evaporation temperature in the indoor evaporator 18 and the refrigerant evaporation temperature in the chiller 19 can be maintained equal to or higher than the frost formation suppression temperature.
- control device 60 controls the operation of the cooling expansion valve 14b and the cooling expansion valve 14c to reduce the flow ratio between the refrigerant flow flowing into the indoor evaporator 18 and the refrigerant flow flowing into the chiller 19.
- the adjustment makes it possible to easily adjust the capacity ratio between the cooling capacity exhibited by the indoor evaporator 18 and the cooling capacity exhibited by the chiller 19. As a result, in the cooling mode, the blown air and the low-temperature side heat medium can be further appropriately cooled.
- the inlet of the heating passage 22b is connected to the refrigerant flow upstream of the seventh three-way joint 13g.
- the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 16 is guided to the suction port 11a side of the compressor 11 (more specifically, the inlet side of the accumulator 21).
- the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 16 does not have to pass through the high-temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23. Therefore, the pressure loss when the refrigerant circulates through the cycle can be reduced, and the COP of the cycle can be improved.
- the outlet of the bypass passage 22a is connected to the downstream side of the high-temperature passage 23b of the internal heat exchanger 23.
- the refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the water-refrigerant heat exchanger 12 in the operation mode in which the refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the water-refrigerant heat exchanger 12 is guided to the inflow side of the fifth three-way joint 13e, -The refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the refrigerant heat exchanger 12 does not have to pass through the high-temperature side passage 23b of the internal heat exchanger 23. Therefore, the pressure loss when the refrigerant circulates through the cycle can be reduced, and the COP of the cycle can be improved.
- (1) the gas injection cycle is configured in the cooling mode. According to this, (1) the cooling capacity of the blast air by the refrigeration cycle device 10 in the cooling mode can be improved. Therefore, for example, it is effective when applied to a vehicle whose destination is an area where the outside air temperature is relatively high over the year.
- the gas injection cycle is configured in the cooling mode. According to this, (11) the ability of the refrigeration cycle apparatus 10 to cool the low-temperature side heat medium in the cooling mode can be improved. Therefore, for example, the present invention is effective when applied to a vehicle capable of quick charging in which the self-heating amount of the battery 80 increases.
- the inlet side of the cooling heat exchange unit 52a is connected to the outlet of the cooling expansion valve 14c.
- the cooling heat exchange section 52a is a so-called direct cooling type cooler that cools the battery 80 by evaporating the refrigerant flowing through the refrigerant passage and exerting an endothermic effect. Therefore, in the present embodiment, a cooling unit is configured by the cooling heat exchange unit 52a.
- the cooling heat exchanging section 52a has a plurality of refrigerant flow paths connected in parallel with each other so that the entire area of the battery 80 can be uniformly cooled.
- the other inlet side of the sixth three-way joint 13f is connected to the outlet of the cooling heat exchange section 52a.
- a cooling heat exchange unit inlet temperature sensor 64h is connected to the input side of the control device 60 of the present embodiment.
- the cooling heat exchange unit entrance temperature sensor 64h is a cooling heat exchange unit entrance temperature detection unit that detects the temperature of the refrigerant flowing into the refrigerant passage of the cooling heat exchange unit 52a.
- the fifth refrigerant temperature sensor 64e of the present embodiment detects the temperature T5 of the refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the cooling heat exchange unit 52a.
- the second refrigerant pressure sensor 65b of the present embodiment detects the pressure P2 of the refrigerant flowing out of the refrigerant passage of the cooling heat exchange unit 52a.
- the cooling expansion valve 14c is closed in the operation mode in which the battery 80 needs to be cooled. That is, in the control device 60 of the present embodiment, in the operation mode in which the cooling expansion valve 14c is in the throttled state, the temperature T7 detected by the cooling heat exchange unit inlet temperature sensor 64h is not higher than the reference inlet side temperature. When this is the case, the cooling expansion valve 14c is closed. As a result, it is possible to prevent the battery 80 from being unnecessarily cooled and the output of the battery 80 from being reduced.
- the temperature expansion valve 141 reduces the pressure of one of the refrigerants branched at the seventh three-way joint 13g until the refrigerant becomes an intermediate-pressure refrigerant, and adjusts the flow rate of the refrigerant flowing through the intermediate-pressure passage 22c. .
- the temperature type expansion valve 141 controls the flow rate of the refrigerant so that the superheat degree SHI of the outlet side refrigerant of the intermediate temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23 approaches a predetermined target superheat degree SHIO (10 ° C. in the present embodiment). It is configured with a mechanical mechanism for adjusting.
- the thermal expansion valve 141 includes a temperature sensing part having a deformable member (specifically, a diaphragm) and a valve body.
- the deformable member of the temperature sensing portion deforms according to the temperature and pressure of the refrigerant flowing out of the intermediate temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23.
- the valve body is displaced according to the deformation of the deformable member to change the throttle opening.
- the intermediate pressure temperature sensor 64g and the intermediate pressure sensor 65c are also eliminated.
- the intermediate pressure on-off valve 15c is an electromagnetic valve arranged on the upstream side of the refrigerant flow of the temperature type expansion valve 141 to open and close the intermediate pressure passage 22c.
- the basic configuration of the intermediate pressure on-off valve 15c is the same as the dehumidifying on-off valve 15a and the heating on-off valve 15b described in the first embodiment. Therefore, the intermediate pressure on-off valve 15c is a refrigerant circuit switching unit.
- Other configurations of the refrigeration cycle device 10 are the same as those of the first embodiment.
- control device 60 of the present embodiment opens the intermediate pressure on-off valve 15c in (1) the cooling mode, (5) the cooling mode, and (11) the cooling mode, and opens the intermediate pressure on-off valve in other operation modes. 15c is closed.
- Other operations of the refrigeration cycle device 10 are the same as those of the first embodiment.
- a gas injection cycle can be configured in (1) the cooling mode, (5) the cooling mode, and (11) the cooling mode. Further, the thermal expansion valve 141 changes the throttle opening such that the superheat degree SHI of the outlet-side refrigerant of the intermediate-temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23 approaches the target superheat degree SHIO. As a result, the same effect as in the first embodiment can be obtained.
- the temperature-type expansion valve 141 constituted by a mechanical mechanism is employed, so that complicated control is not required, and the intermediate temperature side of the internal heat exchanger 23 is not required.
- the flow rate of the refrigerant flowing through the passage 23a can be appropriately adjusted.
- the refrigerant inlet of the heating gas-liquid separator 24 is connected to the outlet of the heating expansion valve 14a.
- the gas-liquid separator for heating 24 adopts a centrifugal separation system (so-called cyclone separator system) that separates refrigerant gas and liquid by the action of centrifugal force generated by swirling the flow of the refrigerant flowing into the inside. I have.
- the internal volume of the gas-liquid separator 24 for heating has a relatively small volume such that it is not possible to substantially store excess refrigerant even if a load fluctuation occurs in the cycle and the refrigerant circulation flow rate circulating in the cycle fluctuates. ing. Therefore, when the gas-phase refrigerant cannot flow out of the gas-phase refrigerant outlet of the gas-liquid separator for heating 24, the gas-phase refrigerant may flow out of the liquid-phase refrigerant outlet. That is, the refrigerant in the gas-liquid mixed phase may flow out of the liquid-phase refrigerant outlet.
- the gas-phase refrigerant outlet of the heating gas-liquid separator 24 is connected to the intermediate pressure suction port 11b side of the compressor 11 via a gas phase passage 22d. More specifically, the gas-phase passage 22d of the present embodiment is provided between the gas-phase refrigerant outlet of the gas-liquid separator 24 for heating and the refrigerant flow downstream of the intermediate-temperature side passage 23a of the internal heat exchanger 23 of the intermediate-pressure passage 22c. Side part. A gas-phase passage opening / closing valve 15d that opens and closes the gas-phase passage 22d is disposed in the gas-phase passage 22d.
- the refrigerant inlet side of the outdoor heat exchanger 16 is connected to the liquid-phase refrigerant outlet of the heating gas-liquid separator 24 via the liquid-phase passage 22e.
- a fixed throttle 25 for heating is arranged in the liquid phase passage 22e.
- the heating fixed throttle 25 is a pressure reducing unit that reduces the pressure of the refrigerant flowing out of the liquid-phase refrigerant outlet of the heating gas-liquid separator 24 until it becomes a low-pressure refrigerant.
- a nozzle, an orifice, a capillary tube or the like having a fixed throttle opening can be adopted as the fixed throttle 25 for heating.
- liquid-phase refrigerant outlet of the heating gas-liquid separator 24 bypasses the fixed throttle 25 for heating to separate the liquid-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 24 for heating.
- a fixed throttle bypass passage 22f leading to the side is connected.
- a bypass passage opening / closing valve 15e that opens and closes the fixed throttle bypass passage 22f is disposed in the fixed throttle bypass passage 22f.
- the pressure loss that occurs when the refrigerant passes through the bypass passage opening / closing valve 15 e is extremely smaller than the pressure loss that occurs when the refrigerant passes through the fixed throttle 25 for heating. Therefore, when the bypass passage opening / closing valve 15e is opened, the liquid-phase refrigerant flowing out of the heating gas-liquid separator 24 hardly passes through the heating fixed throttle 25 and passes through the fixed throttle bypass passage 22f through the outdoor. It flows into the heat exchanger 16.
- the basic configurations of the gas-phase passage opening / closing valve 15d and the bypass passage opening / closing valve 15e are the same as the dehumidifying opening / closing valve 15a and the heating opening / closing valve 15b described in the first embodiment. Therefore, the gas phase passage opening / closing valve 15d and the bypass passage opening / closing valve 15e are refrigerant circuit switching units.
- Other configurations of the refrigeration cycle device 10 are the same as those of the first embodiment.
- the control device 60 of the present embodiment opens the gas-phase passage opening / closing valve 15d and closes the bypass passage opening / closing valve 15e. Further, in other operation modes, the gas phase passage opening / closing valve 15d is closed, and the bypass passage opening / closing valve 15e is opened.
- the discharge port 11c of the compressor 11, the water-refrigerant heat exchanger 12, the heating expansion valve 14a, the heating gas-liquid separator 24, the gas-phase passage 22d, and the compressor 11 The refrigerant is circulated in the order of the intermediate pressure suction port 11b. Further, a gas injection cycle is formed in which the refrigerant is circulated in the order of the heating gas-liquid separator 24, the heating fixed throttle 25, the outdoor heat exchanger 16, the heating passage 22b, the accumulator 21, and the suction port 11a of the compressor 11. .
- a heat exchanger functioning as an evaporator (specifically, outdoor heat) is used for (1) the cooling mode, (5) the cooling mode, and (11) the cooling mode.
- a two-stage depressurization type gas injection cycle is configured in which the refrigerant flowing into the exchanger 16) is depressurized by two depressurizing units of the heating expansion valve 14a and the heating fixed throttle 25.
- the gas-phase refrigerant (point bg29 in FIG. 29) separated by the heating gas-liquid separator 24 is suctioned to the intermediate pressure of the compressor 11 through the gas-phase passage 22d because the gas-phase passage opening / closing valve 15d is open. Inhaled into the mouth 11b.
- the refrigerant sucked from the intermediate pressure suction port 11b merges with the refrigerant (point i29 in FIG. 29) boosted by the low-stage compression mechanism of the compressor 11 (point j29 in FIG. 9), and It is sucked into the high-stage compression mechanism.
- the liquid-phase refrigerant (point b129 in FIG. 29) separated by the heating gas-liquid separator 24 is depressurized by the heating fixed throttle 25 to a low-pressure refrigerant because the bypass passage opening / closing valve 15e is closed. (Point bl29 ⁇ point ble29 in FIG. 29), and flows into the outdoor heat exchanger 16.
- the refrigerant flowing into the outdoor heat exchanger 16 absorbs heat from outside air and evaporates (point ble29 ⁇ point n29 in FIG. 29).
- the water-refrigerant heat exchanger 12 can heat the high-temperature side heat medium. Therefore, in the vehicle air conditioner 1 in the heating mode, the air in the vehicle compartment can be heated by blowing the blast air heated by the heater core 42 into the vehicle compartment.
- Other operations of the refrigeration cycle device 10 are the same as those of the first embodiment. Therefore, in the refrigeration cycle device 10 of the present embodiment, the same effect as that of the first embodiment can be obtained.
- the gas injection cycle is also configured in the heating mode, the enthalpy of the refrigerant on the inlet side of the outdoor heat exchanger 16 is subtracted from the enthalpy of the refrigerant on the outlet side of the outdoor heat exchanger 16. Enthalpy difference can be enlarged. As a result, in the heating mode, the heating capability of the blown air can be improved as compared with a normal vapor compression refrigeration cycle.
- the heating mode is an operation mode executed when the outside air temperature decreases
- the pressure difference between the refrigerant condensation pressure in the water-refrigerant heat exchanger 12 and the refrigerant evaporation pressure in the outdoor heat exchanger 16 ( That is, the high-low pressure difference of the cycle) tends to increase. Therefore, by configuring the gas injection cycle in the heating mode, the compression efficiency of the compressor 11 can be improved, and a high COP improvement effect can be obtained.
- the present disclosure is not limited to the above-described embodiments, and can be variously modified as follows without departing from the spirit of the present disclosure.
- the means disclosed in each of the above embodiments may be appropriately combined within a practicable range.
- the intermediate pressure expansion valve 14d of the refrigeration cycle device 10 described in the second and fourth embodiments the temperature type expansion valve 141 and the intermediate pressure on-off valve 15c described in the third embodiment may be employed. .
- the refrigerant circuit may be switched to the refrigerant circuit constituting the gas injection cycle. Therefore, in the (1) cooling mode and the (11) cooling mode, the intermediate pressure expansion valve 14d may be fully closed to configure a normal vapor compression refrigeration cycle.
- the refrigeration cycle apparatus 10 that can be switched to a plurality of operation modes has been described, but the switching of the operation mode of the refrigeration cycle apparatus 10 is not limited to this.
- the blast air and the battery 80 can be sufficiently and appropriately cooled without exhibiting excessive cooling capacity and heating capacity in any of the operation modes, all the operation modes described in the above-described embodiment will be described. It is not indispensable to be able to switch to.
- each operation mode is not limited to the one disclosed in the above embodiment.
- the blowing mode described in step S260 may be a stop mode for stopping not only the compressor 11 but also the blower 32.
- the components of the refrigeration cycle device are not limited to those disclosed in the above embodiment.
- a two-stage booster type electric compressor in which two compression mechanisms are housed in one housing is used as the compressor 11, but the type of the compressor is not limited to this. Not done.
- Other types of compressors may be used as long as the intermediate-pressure cycle refrigerant can flow from the intermediate-pressure suction port 11b and join the cycle refrigerant in the process of being compressed from low pressure to high pressure.
- an electric compressor configured to house one fixed displacement type compression mechanism and an electric motor that rotationally drives one compression mechanism inside the housing may be used.
- one two-stage booster-type compressor may be configured by using two compressors, the low-stage compressor and the high-stage compressor.
- ⁇ Integration of a plurality of cycle components may be performed so as to exert the above-described effects.
- a four-way joint structure in which the second three-way joint 13b and the fifth three-way joint 13e are integrated may be employed.
- the cooling expansion valve 14b and the cooling expansion valve 14c those in which an electric expansion valve having no fully closed function and an on-off valve may be directly connected may be employed.
- R1234yf is adopted as the refrigerant
- the refrigerant is not limited to this.
- R134a, R600a, R410A, R404A, R32, R407C, etc. may be adopted.
- a mixed refrigerant obtained by mixing a plurality of types of these refrigerants may be employed.
- a supercritical refrigeration cycle in which carbon dioxide is used as the refrigerant and the high-pressure side refrigerant pressure is equal to or higher than the critical pressure of the refrigerant may be configured.
- the configuration of the heating unit is not limited to the configuration disclosed in the above embodiment.
- a three-way valve 53 and a high-temperature-side radiator similar to the three-way valve 53 and the low-temperature-side radiator 54 of the low-temperature-side heat medium circuit 50 are added to the high-temperature-side heat medium circuit 40 described in the first embodiment, and excess heat is added. May be radiated to the outside air.
- engine cooling water may be circulated through the high-temperature side heat medium circuit 40.
- the high-temperature side heat medium circuit 40 may be omitted, and an indoor condenser may be used as the heating unit.
- the indoor condenser is a heating heat exchanger that exchanges heat between the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the compressor 11 and the blast air to condense the refrigerant and heat the blast air.
- the configuration of the cooling unit is not limited to the configuration disclosed in the above embodiment.
- a thermosiphon that makes the chiller 19 of the low-temperature side heating medium circuit 50 described in the first embodiment a condensing unit and makes the cooling heat exchanging unit 52 function as an evaporating unit may be employed. According to this, the low-temperature side heat medium pump 51 can be eliminated.
- the thermosiphon has an evaporating section for evaporating the refrigerant and a condensing section for condensing the refrigerant, and is configured by connecting the evaporating section and the condensing section in a closed loop (that is, in a ring). Then, a temperature difference between the temperature of the refrigerant in the evaporating section and the temperature of the refrigerant in the condensing section causes a difference in specific gravity of the refrigerant in the circuit, and the refrigerant naturally circulates by the action of gravity to transport heat with the refrigerant. Circuit.
- a battery evaporator for evaporating the refrigerant by exchanging heat between the refrigerant depressurized by the cooling expansion valve 14c and the cooling air, and a battery evaporating the cooling air toward the battery evaporator.
- a blower An air-cooled cooling unit that cools the battery 80 by blowing cooling air cooled by the battery evaporator may be employed.
- An inverter that converts direct current and alternating current, a charger that charges the battery 80 with electric power, a motor generator that outputs driving power for traveling by being supplied with electric power, and generates regenerative electric power during deceleration and the like It may be an electric device that generates heat during operation as described above.
- the refrigeration cycle device 10 is applied to the vehicle air conditioner 1, but the application of the refrigeration cycle device 10 is not limited thereto.
- the present invention may be applied to an air conditioner with a server cooling function that performs indoor air conditioning while appropriately adjusting the temperature of a computer server.
- the refrigerant discharged from the compressor 11 is used even in the operation mode in which the blast air is not heated, such as (1) the cooling mode, (5) the cooling mode, and (11) the cooling mode.
- the refrigerant circuit in each operation mode is not limited to this.
- a heating unit bypass passage 22g for guiding the refrigerant discharged from the compressor 11 to the inlet side of the heating expansion valve 14a, and a water-refrigerant heat exchanger for discharging the refrigerant discharged from the compressor 11
- a heating section switching valve 26 for switching between a refrigerant circuit leading to the heating section 12 (that is, the heating section) and a refrigerant circuit flowing into the heating section bypass passage 22g may be provided.
- the heating unit switching valve 26 causes the refrigerant discharged from the compressor 11 to flow into the heating unit.
- the refrigerant circuit may be switched so as to flow into the heating unit bypass passage 22g.
- the target outlet temperature TAO is compared with the blast air temperature TAV detected by the conditioned air temperature sensor 69, and when it is not necessary to heat the blast air, the heating unit switching valve 26 causes the compressor 11 to discharge the air from the compressor 11.
- the refrigerant circuit may be switched so that the supplied refrigerant flows into the heating unit bypass passage 22g.
- the heating unit switching valve 26 may switch to the refrigerant circuit so that the refrigerant discharged from the compressor 11 flows into the heating unit bypass passage 22g. Further, in the operation mode in which the blast air needs to be heated, the heating unit switching valve 26 may switch to the refrigerant circuit so that the refrigerant discharged from the compressor 11 flows into the heating unit.
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Thermal Sciences (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Transportation (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Air-Conditioning For Vehicles (AREA)
- Arrangement Or Mounting Of Propulsion Units For Vehicles (AREA)
- Electric Propulsion And Braking For Vehicles (AREA)
- Cooling, Air Intake And Gas Exhaust, And Fuel Tank Arrangements In Propulsion Units (AREA)
- Hybrid Electric Vehicles (AREA)
Abstract
冷凍サイクル装置は、冷媒回路切替部(15a~15e)を備える。冷媒回路切替部は、暖房モードでは、圧縮機(11)の吐出口(11c)、加熱部(40)、暖房用膨張弁(14a)、室外熱交換器(16)、圧縮機の吸入口(11a)の順に冷媒を循環させる。冷房冷却モードでは、圧縮機の吐出口、室外熱交換器、上流側分岐部(13g)、中間圧膨張弁(14d、141)、内部熱交換器(23)の中間温側通路(23a)、圧縮機の中間圧吸入口(11b)の順に冷媒を循環させ、上流側分岐部、内部熱交換器の高温側通路(23b)、下流側分岐部(13e)、冷房用膨張弁(14b)、室内蒸発器(18)、合流部(13f)、圧縮機の吸入口の順に冷媒を循環させるとともに、上流側分岐部、内部熱交換器の高温側通路(23b)、下流側分岐部(13e)、冷却用膨張弁(14c)、冷却部(50、52a)、合流部、圧縮機の吸入口の順に冷媒を循環させる。
Description
本出願は、2018年6月21日に出願された日本特許出願番号2018-117740号に基づくもので、ここにその記載内容を援用する。
本開示は、空調装置に適用される冷凍サイクル装置に関する。
従来、特許文献1に、電気自動車に搭載された車両用空調装置に適用されて、空調対象空間である車室内へ送風される送風空気の温度を調整する冷凍サイクル装置が開示されている。この特許文献1の冷凍サイクル装置では、冷媒回路を切り替えることによって、送風空気の加熱あるいは冷却を行っている。
より詳細には、特許文献1の冷凍サイクル装置では、送風空気を加熱して車室内へ吹き出す暖房モード時に、いわゆるガスインジェクションサイクルを構成する冷媒回路に切り替える。この種のガスインジェクションサイクルでは、圧縮機にて昇圧過程の冷媒にサイクル内で生成された中間圧冷媒を合流させることによって圧縮機の圧縮効率を向上させて、サイクルの成績係数(COP)を向上させることができる。
つまり、特許文献1の冷凍サイクル装置では、暖房モード時に、ガスインジェクションサイクルを構成する冷媒回路に切り替える。暖房モード時には、放熱器として機能する室内凝縮器における冷媒凝縮圧力と蒸発器として機能する室外熱交換器における冷媒蒸発圧力との圧力差が拡大しやすいからである。これにより、COPを向上させて、室内凝縮器にて発揮される送風空気の加熱能力を向上させようとしている。
ところで、電気自動車には、走行用の電動モータ等に電力を供給する二次電池(すなわち、バッテリ)が搭載されている。この種のバッテリは、低温になると出力が低下しやすく、高温になると劣化が進行しやすい。このため、バッテリの温度は、バッテリの性能を充分に発揮可能な適切な温度範囲内に維持されている必要がある。そこで、特許文献1の冷凍サイクル装置を用いて、バッテリの温度を調整することが考えられる。
ところが、本発明者等の検討によれば、特許文献1の冷凍サイクル装置の室内蒸発器にて発揮される冷却能力によって、送風空気とともにバッテリを冷却しようとしても、送風空気およびバッテリの双方を充分に冷却できないことがあった。これは、特許文献1の冷凍サイクル装置が、送風空気の冷却に必要な冷却能力に加えて、バッテリの冷却に必要な冷却能力を発揮できる仕様になっていないからである。
これに対して、送風空気およびバッテリの双方を充分に冷却できるように、特許文献1の冷凍サイクル装置の仕様を変更すると、別の運転モード時に過剰な冷却能力や加熱能力が発揮されてしまい、サイクルを効率的に作動させることができなくなってしまう。さらに、送風空気およびバッテリの双方を適切に冷却するためには、冷凍サイクル装置の発揮する冷却能力を、双方の冷却のために適切に分配しなければならない。
本開示は、上記点に鑑み、過剰な冷却能力や加熱能力が発揮されてしまうことなく、空調対象空間へ送風される送風空気、および冷却対象物を充分に冷却可能な冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
また、本開示は、空調対象空間へ送風される送風空気、および冷却対象物を適切に冷却可能な冷凍サイクル装置を提供することを別の目的とする。
上記目的を達成するため、本開示の第1の態様の冷凍サイクル装置は、圧縮機と、加熱部と、暖房用膨張弁と、室外熱交換器と、上流側分岐部と、中間圧通路と、中間圧膨張弁と、内部熱交換器と、下流側分岐部と、冷房用膨張弁と、室内蒸発器と、冷却用膨張弁と、冷却部と、合流部と、暖房用通路と、冷媒回路切替部と、を備える。
圧縮機は、吸入口から吸入した低圧冷媒を高圧冷媒となるまで圧縮して吐出口から吐出する。さらに、圧縮機は、サイクル内の中間圧冷媒を流入させて圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧吸入口を有する。
加熱部は、圧縮機から吐出された高圧冷媒を熱源として、空調対象空間へ送風される送風空気を加熱する。暖房用膨張弁は、加熱部から流出した冷媒を減圧させる。室外熱交換器は、暖房用膨張弁から流出した冷媒と外気とを熱交換させる。上流側分岐部は、室外熱交換器から流出した冷媒の流れを分岐する。中間圧通路は、上流側分岐部にて分岐された一方の冷媒を中間圧吸入口側へ導く。中間圧膨張弁は、中間圧通路を流通する冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させる。
内部熱交換器は、中間圧膨張弁にて減圧された中間圧冷媒を流通させる中間温側通路および上流側分岐部にて分岐された他方の冷媒を流通させる高温側通路を有する。さらに、内部熱交換器は、中間温側通路を流通する中間圧冷媒と高温側通路を流通する冷媒とを熱交換させる。
下流側分岐部は、高温側通路から流出した冷媒の流れを分岐する。冷房用膨張弁は、下流側分岐部にて分岐された一方の冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる。室内蒸発器は、冷房用膨張弁から流出した冷媒を蒸発させて、送風空気を冷却する。冷却用膨張弁は、下流側分岐部にて分岐された他方の冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる。冷却部は、冷却用膨張弁から流出した冷媒を蒸発させて、冷却対象物を冷却する。合流部は、室内蒸発器から流出した冷媒の流れと冷却部から流出した冷媒の流れとを合流させて、圧縮機の吸入口側へ流出させる。暖房用通路は、室外熱交換器から流出した冷媒を圧縮機の吸入口側へ導く。冷媒回路切替部は、冷媒回路を切り替える。
冷却回路切替部は、送風空気を加熱部にて加熱する暖房モードでは、圧縮機の吐出口、加熱部、暖房用膨張弁、室外熱交換器、暖房用通路、圧縮機の吸入口の順に冷媒を循環させる冷媒回路に切り替える。
冷却回路切替部は、送風空気を室内蒸発器にて冷却するとともに、冷却対象物を冷却部にて冷却する冷房冷却モードでは、圧縮機の吐出口、暖房用膨張弁、室外熱交換器、上流側分岐部、中間圧膨張弁、中間温側通路、圧縮機の中間圧吸入口の順に冷媒を循環させる。これに加えて、上流側分岐部、高温側通路、下流側分岐部、冷房用膨張弁、室内蒸発器、合流部、圧縮機の吸入口の順に冷媒を循環させるとともに、上流側分岐部、高温側通路、下流側分岐部、冷却用膨張弁、冷却部、合流部、圧縮機の吸入口の順に冷媒を循環させる冷媒回路に切り替える。
これによれば、暖房モードでは、通常の蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。そして、加熱部にて加熱された送風空気を空調対象空間へ吹き出すことによって、空調対象空間の暖房を行うことができる。
また、冷房冷却モードでは、室内蒸発器および冷却部が冷媒流れに対して並列的に接続されたガスインジェクションサイクルが構成される。そして、室内蒸発器にて冷却された送風空気を空調対象空間へ吹き出すことによって、空調対象空間の冷房を行うことができる。さらに、冷却部にて冷却対象物を冷却することができる。
つまり、冷房冷却モードのように、送風空気と冷却対象物との双方を冷却するために冷凍サイクル装置の熱負荷が高くなる運転モード時に、ガスインジェクションサイクルを構成することができる。さらに、暖房モードのように、冷房冷却モードよりも冷凍サイクル装置の熱負荷が低くなる運転モード時に通常の冷凍サイクルを構成することができる。
従って、冷房冷却モード時に送風空気および冷却対象物の双方を充分に冷却可能な仕様としても、暖房モード時に過剰な加熱能力が発揮されてしまうことがなく、暖房モード時にも効率的に作動させることができる。
すなわち、本開示の第1の態様の冷凍サイクル装置によれば、暖房モード時に、過剰な加熱能力や冷却能力が発揮されてしまうことなく、送風空気および冷却対象物を充分に冷却可能な冷凍サイクル装置を提供することができる。
また、本開示の第2の態様の冷凍サイクル装置は、圧縮機と、室外熱交換器と、上流側分岐部と、中間圧通路と、中間圧膨張弁と、内部熱交換器と、下流側分岐部と、冷房用膨張弁と、室内蒸発器と、冷却用膨張弁と、冷却部と、合流部と、冷媒回路切替部と、膨張弁制御部と、を備える。
圧縮機は、吸入口から吸入した低圧冷媒を高圧冷媒となるまで圧縮して吐出口から吐出する。さらに、圧縮機は、サイクル内の中間圧冷媒を流入させて圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧吸入口を有する。
室外熱交換器は、圧縮機から吐出された冷媒と外気とを熱交換させる。上流側分岐部は、室外熱交換器から流出した冷媒の流れを分岐する。中間圧通路は、上流側分岐部にて分岐された一方の冷媒を中間圧吸入口側へ導く。中間圧膨張弁は、中間圧通路を流通する冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させる。
内部熱交換器は、中間圧膨張弁にて減圧された中間圧冷媒を流通させる中間温側通路および上流側分岐部にて分岐された他方の冷媒を流通させる高温側通路を有する。さらに、内部熱交換器は、中間温側通路を流通する中間圧冷媒と高温側通路を流通する冷媒とを熱交換させる。
下流側分岐部は、高温側通路から流出した冷媒の流れを分岐する。冷房用膨張弁は、下流側分岐部にて分岐された一方の冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる。室内蒸発器は、冷房用膨張弁から流出した冷媒を蒸発させて、空調対象空間へ送風される送風空気を冷却する。冷却用膨張弁は、下流側分岐部にて分岐された他方の冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる。冷却部は、冷却用膨張弁から流出した冷媒を蒸発させて、冷却対象物を冷却する。合流部は、室内蒸発器から流出した冷媒の流れと冷却部から流出した冷媒の流れとを合流させて、圧縮機の吸入口側へ流出させる。冷媒回路切替部は、冷媒回路を切り替える。膨張弁制御部は、冷房用膨張弁および冷却用膨張弁の少なくとも一方の作動を制御する。
冷媒回路切替部は、送風空気を室内蒸発器にて冷却するとともに、冷却対象物を冷却部にて冷却する冷房冷却モードでは、圧縮機の吐出口、室外熱交換器、上流側分岐部、中間圧膨張弁、中間温側通路、圧縮機の中間圧吸入口の順に冷媒を循環させる。これに加えて、上流側分岐部、高温側通路、下流側分岐部、冷房用膨張弁、室内蒸発器、合流部、圧縮機の吸入口の順に冷媒を循環させるとともに、上流側分岐部、高温側通路、下流側分岐部、冷却用膨張弁、冷却部、合流部、圧縮機の吸入口の順に冷媒を循環させる冷媒回路に切り替える。
膨張弁制御部は、冷房冷却モードでは、下流側分岐部へ流入する冷媒が過冷却度を有する高圧冷媒となるように、冷房用膨張弁および冷却用膨張弁の少なくとも一方の作動を制御する。
これによれば、冷房冷却モードでは、室内蒸発器および冷却部が冷媒流れに対して並列的に接続されたガスインジェクションサイクルが構成される。そして、室内蒸発器にて冷却された送風空気を空調対象空間へ吹き出すことによって、空調対象空間の冷房を行うことができる。さらに、冷却部にて冷却対象物を冷却することができる。
また、膨張弁制御部が、下流側分岐部へ流入する冷媒が過冷却度を有する高圧冷媒となるように、冷房用膨張弁および冷却用膨張弁の少なくとも一方の作動を制御する。これにより、下流側分岐部では、液相冷媒の流れを分岐することができる。
従って、下流側分岐部にて気液二相冷媒の流れを分岐する場合に対して、冷房用膨張弁を介して室内蒸発器へ流入する冷媒流量(質量流量)と冷却用膨張弁を介して冷却部へ流入する冷媒流量(質量流量)との流量比を精度良く調整することができる。
すなわち、本開示の第2の態様の冷凍サイクル装置によれば、冷房冷却モード時に、送風空気および冷却対象物を適切に冷却可能な冷凍サイクル装置を提供することができる。
以下に、図面を参照しながら本開示を実施するための複数の形態を説明する。各実施形態において先行する実施形態で説明した事項に対応する部分には同一の参照符号を付して重複する説明を省略する場合がある。各実施形態において構成の一部のみを説明している場合は、構成の他の部分については先行して説明した他の実施形態を適用することができる。各実施形態で具体的に組合せが可能であることを明示している部分同士の組合せばかりではなく、特に組合せに支障が生じなければ、明示してなくとも実施形態同士を部分的に組み合せることも可能である。
(第1実施形態)
図1~図25を用いて、本開示の第1実施形態を説明する。本実施形態では、本開示に係る冷凍サイクル装置10を、電動モータから走行用の駆動力を得る電気自動車に搭載された車両用空調装置1に適用している。車両用空調装置1は、空調対象空間である車室内の空調を行うだけでなく、バッテリ80の温度を調整する機能を有している。このため、車両用空調装置1は、バッテリ温度調整機能付きの空調装置と呼ぶこともできる。
図1~図25を用いて、本開示の第1実施形態を説明する。本実施形態では、本開示に係る冷凍サイクル装置10を、電動モータから走行用の駆動力を得る電気自動車に搭載された車両用空調装置1に適用している。車両用空調装置1は、空調対象空間である車室内の空調を行うだけでなく、バッテリ80の温度を調整する機能を有している。このため、車両用空調装置1は、バッテリ温度調整機能付きの空調装置と呼ぶこともできる。
バッテリ80は、電動モータ等の車載機器へ供給される電力を蓄える二次電池である。本実施形態のバッテリ80は、リチウムイオン電池である。バッテリ80は、複数の電池セル81を積層配置し、これらの電池セル81を電気的に直列あるいは並列に接続することによって形成された、いわゆる組電池である。
この種のバッテリは、低温になると出力が低下しやすく、高温になると劣化が進行しやすい。このため、バッテリの温度は、バッテリの充放電容量を充分に活用することができる適切な温度範囲内(本実施形態では、15℃以上、かつ、55℃以下)に維持されている必要がある。
そこで、車両用空調装置1では、冷凍サイクル装置10によって生成された冷熱によってバッテリ80を冷却することができるようになっている。従って、本実施形態の冷凍サイクル装置10における送風空気とは異なる冷却対象物は、バッテリ80である。
車両用空調装置1は、図1の全体構成図に示すように、冷凍サイクル装置10、室内空調ユニット30、高温側熱媒体回路40、低温側熱媒体回路50等を備えている。
冷凍サイクル装置10は、車室内の空調を行うために、車室内へ送風される送風空気を冷却する機能、および高温側熱媒体回路40を循環する高温側熱媒体を加熱する機能を果たす。さらに、冷凍サイクル装置10は、バッテリ80を冷却するために、低温側熱媒体回路50を循環する低温側熱媒体を冷却する機能を果たす。
冷凍サイクル装置10は、車室内の空調を行うために、様々な運転モード用の冷媒回路を切替可能に構成されている。例えば、冷房モードの冷媒回路、除湿暖房モードの冷媒回路、暖房モードの冷媒回路等を切替可能に構成されている。さらに、冷凍サイクル装置10は、空調用の各運転モードにおいて、バッテリ80を冷却する運転モードとバッテリ80の冷却を行わない運転モードとを切り替えることができる。
また、冷凍サイクル装置10では、冷媒としてHFO系冷媒(具体的には、R1234yf)を採用しており、圧縮機11から吐出された吐出冷媒の圧力が冷媒の臨界圧力を超えない蒸気圧縮式の亜臨界冷凍サイクルを構成している。さらに、冷媒には圧縮機11を潤滑するための冷凍機油が混入されている。冷凍機油の一部は、冷媒とともにサイクルを循環している。
冷凍サイクル装置10の構成機器のうち、圧縮機11は、冷凍サイクル装置10において冷媒を吸入し、圧縮して吐出する二段昇圧式の電動圧縮機である。圧縮機11は、その外殻を形成するハウジングの内部に、低段側圧縮機構と高段側圧縮機構との2つの圧縮機構、および双方の圧縮機構を回転駆動する電動モータを収容して構成されたものである。圧縮機11は、後述する制御装置60から出力される制御信号によって、その作動が制御される。
圧縮機11には、吸入口11a、中間圧吸入口11b、吐出口11cが設けられている。吸入口11aは、ハウジングの外部から低段側圧縮機構へ低圧冷媒を吸入するための吸入口である。吐出口11cは、高段側圧縮機構から吐出された高圧冷媒をハウジングの外部へ吐出させる吐出口である。
中間圧吸入口11bは、ハウジングの外部から中間圧冷媒を流入させて、低圧から高圧へ圧縮過程の冷媒に合流させるための中間圧冷媒用の吸入口である。つまり、中間圧吸入口11bは、ハウジングの内部で低段側圧縮機構の吐出口側および高段側圧縮機構の吸入口側に接続されている。
圧縮機11の吐出口11cには、水-冷媒熱交換器12の冷媒通路の入口側が接続されている。水-冷媒熱交換器12は、圧縮機11から吐出された高圧冷媒を流通させる冷媒通路と、高温側熱媒体回路40を循環する高温側熱媒体を流通させる水通路とを有している。そして、水-冷媒熱交換器12は、冷媒通路を流通する高圧冷媒と、水通路を流通する高温側熱媒体とを熱交換させて、高温側熱媒体を加熱する加熱用の熱交換器である。
水-冷媒熱交換器12の冷媒通路の出口には、互いに連通する3つの流入出口を有する第1三方継手13aの流入口側が接続されている。このような三方継手としては、複数の配管を接合して形成されたものや、金属ブロックや樹脂ブロックに複数の冷媒通路を設けることによって形成されたものを採用することができる。
さらに、冷凍サイクル装置10は、後述するように、第2三方継手13b~第7三方継手13gを備えている。これらの第2三方継手13b~第7三方継手13gの基本的構成は、第1三方継手13aと同様である。
第1三方継手13aの一方の流出口には、暖房用膨張弁14aの入口側が接続されている。第1三方継手13aの他方の流出口には、バイパス通路22aを介して、第2三方継手13bの一方の流入口側が接続されている。バイパス通路22aには、除湿用開閉弁15aが配置されている。
除湿用開閉弁15aは、第1三方継手13aの他方の流出口側と第2三方継手13bの一方の流入口側とを接続する冷媒通路を開閉する電磁弁である。さらに、冷凍サイクル装置10は、後述するように、暖房用開閉弁15bを備えている。暖房用開閉弁15bの基本的構成は、除湿用開閉弁15aと同様である。
除湿用開閉弁15aおよび暖房用開閉弁15bは、冷媒通路を開閉することで、各運転モードの冷媒回路を切り替えることができる。従って、除湿用開閉弁15aおよび暖房用開閉弁15bは、サイクルの冷媒回路を切り替える冷媒回路切替部である。除湿用開閉弁15aおよび暖房用開閉弁15bは、制御装置60から出力される制御電圧によって、その作動が制御される。
暖房用膨張弁14aは、少なくとも車室内の暖房を行う運転モード時に、水-冷媒熱交換器12の冷媒通路から流出した高圧冷媒を減圧させるとともに、下流側へ流出させる冷媒の流量(質量流量)を調整する暖房用減圧部である。暖房用膨張弁14aは、絞り開度を変更可能に構成された弁体と、弁体の開度を変化させる電動アクチュエータとを有して構成される電気式の可変絞り機構である。
さらに、冷凍サイクル装置10は、後述するように、冷房用膨張弁14b、冷却用膨張弁14c、および中間圧膨張弁14dを備えている。冷房用膨張弁14b、冷却用膨張弁14c、および中間圧膨張弁14dの基本的構成は、暖房用膨張弁14aと同様である。
暖房用膨張弁14a、冷房用膨張弁14b、冷却用膨張弁14c、および中間圧膨張弁14dは、弁開度を全開にすることで流量調整作用および冷媒減圧作用を殆ど発揮することなく単なる冷媒通路として機能する全開機能を有している。さらに、暖房用膨張弁14a、冷房用膨張弁14b、冷却用膨張弁14c、および中間圧膨張弁14dは、弁開度を全閉にすることで冷媒通路を閉塞する全閉機能を有している。
そして、全開機能および全閉機能によって、暖房用膨張弁14a、冷房用膨張弁14b、冷却用膨張弁14c、および中間圧膨張弁14dは、各運転モードの冷媒回路を切り替えることができる。
従って、本実施形態の暖房用膨張弁14a、冷房用膨張弁14b、冷却用膨張弁14c、および中間圧膨張弁14dは、冷媒回路切替部としての機能も兼ね備えている。暖房用膨張弁14a、冷房用膨張弁14bおよび冷却用膨張弁14cは、制御装置60から出力される制御信号(制御パルス)によって、その作動が制御される。
暖房用膨張弁14aの出口には、室外熱交換器16の冷媒入口側が接続されている。室外熱交換器16は、暖房用膨張弁14aから流出した冷媒と図示しない冷却ファンにより送風された外気とを熱交換させる熱交換器である。室外熱交換器16は、駆動装置室内の前方側に配置されている。このため、車両走行時には、室外熱交換器16に走行風を当てることができる。
室外熱交換器16の冷媒出口には、第3三方継手13cの流入口側が接続されている。第3三方継手13cの一方の流出口には、暖房用通路22bを介して、第4三方継手13dの一方の流入口側が接続されている。暖房用通路22bには、冷媒通路を開閉する暖房用開閉弁15bが配置されている。
第3三方継手13cの他方の流出口には、逆止弁17を介して、第7三方継手13gの流入口側が接続されている。逆止弁17は、第3三方継手13c側から第7三方継手13g側へ冷媒が流れることを許容し、第7三方継手13g側から第3三方継手13c側へ冷媒が流れることを禁止する機能を果たす。
第7三方継手13gの一方の流出口には、中間圧通路22cを介して、圧縮機11の中間圧吸入口11b側が接続されている。中間圧通路22cには、中間圧膨張弁14dおよび内部熱交換器23の中間温側通路23aが配置されている。第7三方継手13gの他方の流出口には、内部熱交換器23の高温側通路23bの入口側が接続されている。
中間圧膨張弁14dは、少なくとも車室内の冷房とバッテリ80の冷却との双方を行う冷房冷却モード時に、第7三方継手13gにて分岐された一方の冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させる中間圧減圧部である。さらに、中間圧膨張弁14dは、冷房冷却モード時に、圧縮機11の中間圧吸入口11bから吸入される冷媒の流量(質量流量)を調整する。
内部熱交換器23は、中間圧膨張弁14dにて減圧された中間圧冷媒を流通させる中間温側通路23aと、第7三方継手13gにて分岐された他方の冷媒を流通させる高温側通路23bとを有している。そして、内部熱交換器23は、中間温側通路23aを流通する中間圧冷媒と、高温側通路23bを流通する冷媒とを熱交換させる熱交換器である。
内部熱交換器23では、中間温側通路23aを流通する中間圧冷媒が加熱されて、エンタルピを増加させる。また、高温側通路23bを流通する冷媒が冷却されて、エンタルピを減少させる。
内部熱交換器23の高温側通路23bの出口には、第2三方継手13bの他方の流入口側が接続されている。第2三方継手13bの流出口には、第5三方継手13eの流入口側が接続されている。第5三方継手13eの一方の流出口には、冷房用膨張弁14bの入口側が接続されている。第5三方継手13eの他方の流出口には、冷却用膨張弁14cの入口側が接続されている。
冷房用膨張弁14bは、少なくとも車室内の冷房を行う運転モード時に、室外熱交換器16から流出した冷媒を減圧させるとともに、下流側へ流出させる冷媒の流量を調整する冷房用減圧部である。
冷房用膨張弁14bの出口には、室内蒸発器18の冷媒入口側が接続されている。室内蒸発器18は、後述する室内空調ユニット30の空調ケース31内に配置されている。室内蒸発器18は、冷房用膨張弁14bにて減圧された低圧冷媒と送風機32から送風された送風空気とを熱交換させて低圧冷媒を蒸発させ、低圧冷媒に吸熱作用を発揮させることによって送風空気を冷却する冷却用熱交換器である。室内蒸発器18の冷媒出口には、第6三方継手13fの一方の流入口側が接続されている。
冷却用膨張弁14cは、少なくともバッテリ80の冷却を行う運転モード時に、室外熱交換器16から流出した冷媒を減圧させるとともに、下流側へ流出させる冷媒の流量を調整する冷却用減圧部である。
冷却用膨張弁14cの出口には、チラー19の冷媒通路の入口側が接続されている。チラー19は、冷却用膨張弁14cにて減圧された低圧冷媒を流通させる冷媒通路と、低温側熱媒体回路50を循環する低温側熱媒体を流通させる水通路とを有している。そして、チラー19は、冷媒通路を流通する低圧冷媒と、水通路を流通する低温側熱媒体とを熱交換させて、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる蒸発部である。チラー19の冷媒通路の出口には、第6三方継手13fの他方の流入口側が接続されている。
第6三方継手13fの流出口には、蒸発圧力調整弁20の入口側が接続されている。蒸発圧力調整弁20は、室内蒸発器18の着霜を抑制するために、室内蒸発器18における冷媒蒸発圧力を、予め定めた基準圧力以上に維持する機能を果たす。蒸発圧力調整弁20は、室内蒸発器18の出口側冷媒の圧力の上昇に伴って、弁開度を増加させる機械式の可変絞り機構で構成されている。
これにより、蒸発圧力調整弁20は、室内蒸発器18における冷媒蒸発温度を、室内蒸発器18の着霜を抑制可能な着霜抑制温度(本実施形態では、1℃)以上に維持している。さらに、本実施形態の蒸発圧力調整弁20は、合流部である第6三方継手13fよりも冷媒流れ下流側に配置されている。このため、蒸発圧力調整弁20は、チラー19における冷媒蒸発温度についても、着霜抑制温度以上に維持している。
蒸発圧力調整弁20の出口には、第4三方継手13dの他方の流入口側が接続されている。第4三方継手13dの流出口には、アキュムレータ21の入口側が接続されている。アキュムレータ21は、内部に流入した冷媒の気液を分離して、サイクル内の余剰液相冷媒を蓄える気液分離器である。アキュムレータ21の気相冷媒出口には、圧縮機11の吸入口11a側が接続されている。
以上の説明から明らかなように、本実施形態の第7三方継手13gは、室外熱交換器16から流出した冷媒の流れを分岐する上流側分岐部として機能する。
また、第5三方継手13eは、内部熱交換器23の高温側通路23bから流出した冷媒の流れを分岐する下流側分岐部として機能する。また、第6三方継手13fは、室内蒸発器18から流出した冷媒の流れとチラー19から流出した冷媒の流れとを合流させて、圧縮機11の吸入側へ流出させる合流部である。そして、室内蒸発器18およびチラー19は、冷媒流れに対して互いに並列的に接続されている。
また、バイパス通路22aは、水-冷媒熱交換器12の冷媒通路から流出した冷媒を、内部熱交換器23の高温側通路23bの下流側であって、第5三方継手13eの上流側へ導いている。つまり、バイパス通路22aの出口部は、内部熱交換器23の高温側通路23bの出口部から下流側分岐部である第5三方継手13eの流入口へ至る冷媒流路に接続されている。
また、暖房用通路22bは、第7三方継手13gよりも上流側(すなわち、内部熱交換器23の高温側通路23bの上流側)の冷媒を、圧縮機11の吸入口11a側へ導いている。つまり、暖房用通路22bの入口部は、室外熱交換器16の冷媒出口から上流側分岐部である第7三方継手13gの流入口へ至る冷媒流路に接続されている。
次に、高温側熱媒体回路40について説明する。高温側熱媒体回路40は、高温側熱媒体を循環させる熱媒体循環回路である。高温側熱媒体としては、エチレングリコール、ジメチルポリシロキサン、あるいはナノ流体等を含む溶液、不凍液等を採用することができる。高温側熱媒体回路40には、水-冷媒熱交換器12の水通路、高温側熱媒体ポンプ41、ヒータコア42等が配置されている。
高温側熱媒体ポンプ41は、高温側熱媒体を水-冷媒熱交換器12の水通路の入口側へ圧送する水ポンプである。高温側熱媒体ポンプ41は、制御装置60から出力される制御電圧によって、回転数(すなわち、圧送能力)が制御される電動ポンプである。
水-冷媒熱交換器12の水通路の出口には、ヒータコア42の熱媒体入口側が接続されている。ヒータコア42は、水-冷媒熱交換器12にて加熱された高温側熱媒体と室内蒸発器18を通過した送風空気とを熱交換させて、送風空気を加熱する熱交換器である。ヒータコア42は、室内空調ユニット30の空調ケース31内に配置されている。ヒータコア42の熱媒体出口には、高温側熱媒体ポンプ41の吸入口側が接続されている。
従って、高温側熱媒体回路40では、高温側熱媒体ポンプ41が、ヒータコア42へ流入する高温側熱媒体の流量を調整することによって、ヒータコア42における高温側熱媒体の送風空気への放熱量を調整することができる。ヒータコア42における高温側熱媒体の送風空気への放熱量は、ヒータコア42における送風空気の加熱量である。
つまり、本実施形態では、水-冷媒熱交換器12および高温側熱媒体回路40の各構成機器によって、圧縮機11から吐出された冷媒を熱源として、送風空気を加熱する加熱部が構成されている。
次に、低温側熱媒体回路50について説明する。低温側熱媒体回路50は、低温側熱媒体を循環させる熱媒体循環回路である。低温側熱媒体としては、高温側熱媒体と同様の流体を採用することができる。低温側熱媒体回路50には、チラー19の水通路、低温側熱媒体ポンプ51、冷却用熱交換部52、三方弁53、低温側ラジエータ54等が配置されている。
低温側熱媒体ポンプ51は、低温側熱媒体をチラー19の水通路の入口側へ圧送する水ポンプである。低温側熱媒体ポンプ51の基本的構成は、高温側熱媒体ポンプ41と同様である。
チラー19の水通路の出口には、冷却用熱交換部52の入口側が接続されている。冷却用熱交換部52は、バッテリ80を形成する複数の電池セル81に接触するように配置された金属製の複数の熱媒体流路を有している。そして、熱媒体流路を流通する低温側熱媒体と電池セル81とを熱交換させることによって、バッテリ80を冷却する熱交換部である。
このような冷却用熱交換部52は、積層配置された電池セル81同士の間に熱媒体流路を配置することによって形成すればよい。また、冷却用熱交換部52は、バッテリ80に一体的に形成されていてもよい。例えば、積層配置された電池セル81を収容する専用ケースに熱媒体流路を設けることによって、バッテリ80に一体的に形成されていてもよい。
冷却用熱交換部52の出口には、三方弁53の流入口側が接続されている。三方弁53は、1つの流入口と、2つの流出口とを有し、2つの流出口の通路面積比を連続的に調整可能な電気式の三方流量調整弁である。三方弁53は、制御装置60から出力される制御信号によって、その作動が制御される。
三方弁53の一方の流出口には、低温側ラジエータ54の熱媒体入口側が接続されている。三方弁53の他方の流出口には、低温側熱媒体ポンプ51の吸入口側が接続されている。従って、三方弁53は、低温側熱媒体回路50において、冷却用熱交換部52から流出した低温側熱媒体のうち、低温側ラジエータ54へ流入させる低温側熱媒体の流量を連続的に調整する機能を果たしている。
低温側ラジエータ54は、冷却用熱交換部52から流出した低温側熱媒体と図示しない外気ファンにより送風された外気とを熱交換させて、低温側熱媒体の有する熱を外気に放熱させる熱交換器である。
低温側ラジエータ54は、駆動装置室内の前方側に配置されている。このため、車両走行時には、低温側ラジエータ54に走行風を当てることができる。従って、低温側ラジエータ54は、室外熱交換器16等と一体的に形成されていてもよい。低温側ラジエータ54の熱媒体出口には、低温側熱媒体ポンプ51の吸入口側が接続されている。
従って、低温側熱媒体回路50では、低温側熱媒体ポンプ51が、冷却用熱交換部52へ流入する低温側熱媒体の流量を調整することによって、冷却用熱交換部52における低温側熱媒体がバッテリ80から奪う吸熱量を調整することができる。つまり、本実施形態では、チラー19および低温側熱媒体回路50の各構成機器によって、冷却用膨張弁14cから流出した冷媒を蒸発させて、バッテリ80を冷却する冷却部が構成されている。
次に、室内空調ユニット30について説明する。室内空調ユニット30は、冷凍サイクル装置10によって温度調整された送風空気を車室内へ吹き出すためのものである。室内空調ユニット30は、車室内最前部の計器盤(インストルメントパネル)の内側に配置されている。
室内空調ユニット30は、図1に示すように、その外殻を形成する空調ケース31内に形成された空気通路内に送風機32、室内蒸発器18、ヒータコア42等を収容したものである。
空調ケース31は、車室内に送風される送風空気の空気通路を形成している。空調ケース31は、ある程度の弾性を有し、強度的にも優れた樹脂(例えば、ポリプロピレン)にて成形されている。
空調ケース31の送風空気流れ最上流側には、内外気切替装置33が配置されている。内外気切替装置33は、空調ケース31内へ内気(車室内空気)と外気(車室外空気)とを切替導入する。
内外気切替装置33は、空調ケース31内へ内気を導入させる内気導入口および外気を導入させる外気導入口の開口面積を、内外気切替ドアによって連続的に調整して、内気の導入風量と外気の導入風量との導入割合を変化させるものである。内外気切替ドアは、内外気切替ドア用の電動アクチュエータによって駆動される。内外気切替ドア用の電動アクチュエータは、制御装置60から出力される制御信号によって、その作動が制御される。
内外気切替装置33の送風空気流れ下流側には、送風機32が配置されている。送風機32は、内外気切替装置33を介して吸入した空気を車室内へ向けて送風する。送風機32は、遠心多翼ファンを電動モータにて駆動する電動送風機である。送風機32は、制御装置60から出力される制御電圧によって、回転数(すなわち、送風能力)が制御される。
送風機32の送風空気流れ下流側には、室内蒸発器18、ヒータコア42が、送風空気流れに対して、この順に配置されている。つまり、室内蒸発器18は、ヒータコア42よりも、送風空気流れ上流側に配置されている。
空調ケース31内には、室内蒸発器18通過後の送風空気を、ヒータコア42を迂回して流す冷風バイパス通路35が設けられている。空調ケース31内の室内蒸発器18の送風空気流れ下流側であって、かつ、ヒータコア42の送風空気流れ上流側には、エアミックスドア34が配置されている。
エアミックスドア34は、室内蒸発器18通過後の送風空気のうち、ヒータコア42側を通過する送風空気の風量と冷風バイパス通路35を通過させる送風空気の風量との風量割合を調整する風量割合調整部である。エアミックスドア34は、エアミックスドア用の電動アクチュエータによって駆動される。エアミックスドア用の電動アクチュエータは、制御装置60から出力される制御信号によって、その作動が制御される。
空調ケース31内のヒータコア42および冷風バイパス通路35の送風空気流れ下流側には、混合空間が配置されている。混合空間は、ヒータコア42にて加熱された送風空気と冷風バイパス通路35を通過して加熱されていない送風空気とを混合させる空間である。
さらに、空調ケース31の送風空気流れ下流部には、混合空間にて混合された送風空気(すなわち、空調風)を、空調対象空間である車室内へ吹き出すための開口穴が配置されている。
開口穴としては、フェイス開口穴、フット開口穴、およびデフロスタ開口穴(いずれも図示せず)が設けられている。フェイス開口穴は、車室内の乗員の上半身に向けて空調風を吹き出すための開口穴である。フット開口穴は、乗員の足元に向けて空調風を吹き出すための開口穴である。デフロスタ開口穴は、車両前面窓ガラス内側面に向けて空調風を吹き出すための開口穴である。
これらのフェイス開口穴、フット開口穴、およびデフロスタ開口穴は、それぞれ空気通路を形成するダクトを介して、車室内に設けられたフェイス吹出口、フット吹出口およびデフロスタ吹出口(いずれも図示せず)に接続されている。
従って、エアミックスドア34が、ヒータコア42を通過させる風量と冷風バイパス通路35を通過させる風量との風量割合を調整することによって、混合空間にて混合される空調風の温度が調整される。そして、各吹出口から車室内へ吹き出される送風空気(空調風)の温度が調整される。
また、フェイス開口穴、フット開口穴、およびデフロスタ開口穴の送風空気流れ上流側には、それぞれ、フェイスドア、フットドア、およびデフロスタドア(いずれも図示せず)が配置されている。フェイスドアは、フェイス開口穴の開口面積を調整する。フットドアは、フット開口穴の開口面積を調整する。デフロスタドアは、フロスタ開口穴の開口面積を調整する。
これらのフェイスドア、フットドア、デフロスタドアは、吹出口モードを切り替える吹出口モード切替装置を構成する。これらのドアは、リンク機構等を介して、吹出口モードドア駆動用の電動アクチュエータに連結されて連動して回転操作される。吹出口モードドア駆動用の電動アクチュエータも、制御装置60から出力される制御信号によって、その作動が制御される。
吹出口モード切替装置によって切り替えられる吹出口モードとしては、具体的に、フェイスモード、バイレベルモード、フットモード等がある。
フェイスモードは、フェイス吹出口を全開としてフェイス吹出口から車室内乗員の上半身に向けて空気を吹き出す吹出口モードである。バイレベルモードは、フェイス吹出口とフット吹出口の両方を開口して車室内乗員の上半身と足元に向けて空気を吹き出す吹出口モードである。フットモードは、フット吹出口を全開とするとともにデフロスタ吹出口を小開度だけ開口して、フット吹出口から主に空気を吹き出す吹出口モードである。
さらに、乗員が操作パネル70に設けられた吹出モード切替スイッチをマニュアル操作することによって、デフロスタモードに切り替えることもできる。デフロスタモードは、デフロスタ吹出口を全開としてデフロスタ吹出口からフロント窓ガラス内面に空気を吹き出す吹出口モードである。
次に、本実施形態の電気制御部の概要について説明する。制御装置60は、CPU、ROMおよびRAM等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ている。そして、そのROM内に記憶された空調制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行い、その出力側に接続された各種制御対象機器11、14a~14d、15a、15b、32、41、51、53等の作動を制御する。
また、制御装置60の入力側には、図2のブロック図に示すように、内気温センサ61、外気温センサ62、日射センサ63、第1冷媒温度センサ64a~第5冷媒温度センサ664e、蒸発器温度センサ64f、中間圧温度センサ64g、第1、第2冷媒圧力センサ65a、65b、中間圧圧力センサ65c、高温側熱媒体温度センサ66a、第1、第2低温側熱媒体温度センサ67a、67b、バッテリ温度センサ68、空調風温度センサ69等が接続されている。そして、制御装置60には、これらのセンサ群の検出信号が入力される。
内気温センサ61は、車室内温度(内気温)Trを検出する内気温検出部である。外気温センサ62は、車室外温度(外気温)Tamを検出する外気温検出部である。日射センサ63は、車室内へ照射される日射量Tsを検出する日射量検出部である。
第1冷媒温度センサ64aは、圧縮機11から吐出された冷媒の温度T1を検出する吐出冷媒温度検出部である。第2冷媒温度センサ64bは、水-冷媒熱交換器12の冷媒通路から流出した冷媒の温度T2を検出する第2冷媒温度検出部である。第3冷媒温度センサ64cは、室外熱交換器16から流出した冷媒の温度T3を検出する第3冷媒温度検出部である。
第4冷媒温度センサ64dは、室内蒸発器18から流出した冷媒の温度T4を検出する第4冷媒温度検出部である。第5冷媒温度センサ64eは、チラー19の冷媒通路から流出した冷媒の温度T5を検出する第5冷媒温度検出部である。
蒸発器温度センサ64fは、室内蒸発器18における冷媒蒸発温度(蒸発器温度)Tefinを検出する蒸発器温度検出部である。本実施形態の蒸発器温度センサ64fでは、具体的に、室内蒸発器18の熱交換フィン温度を検出している。
中間圧温度センサ64gは、内部熱交換器23の中間温側通路23aから流出した冷媒の中間圧温度T8を検出する中間圧温度検出部である。
第1冷媒圧力センサ65aは、水-冷媒熱交換器12の冷媒通路から流出した冷媒の圧力P1を検出する第1冷媒圧力検出部である。第2冷媒圧力センサ65bは、チラー19の冷媒通路から流出した冷媒の圧力P2を検出する第2冷媒圧力検出部である。中間圧圧力センサ65cは、内部熱交換器23の中間温側通路23aから流出した冷媒の中間圧冷媒圧力P3を検出する中間圧圧力検出部である。
高温側熱媒体温度センサ66aは、水-冷媒熱交換器12の水通路から流出した高温側熱媒体の温度である高温側熱媒体温度TWHを検出する高温側熱媒体温度検出部である。
第1低温側熱媒体温度センサ67aは、チラー19の水通路から流出した低温側熱媒体の温度である第1低温側熱媒体温度TWL1を検出する第1低温側熱媒体温度検出部である。第2低温側熱媒体温度センサ67bは、冷却用熱交換部52から流出した低温側熱媒体の温度である第2低温側熱媒体温度TWL2を検出する第2低温側熱媒体温度検出部である。
バッテリ温度センサ68は、バッテリ温度TB(すなわち、バッテリ80の温度)を検出するバッテリ温度検出部である。本実施形態のバッテリ温度センサ68は、複数の温度センサを有し、バッテリ80の複数の箇所の温度を検出している。このため、制御装置60では、バッテリ80の各部の温度差を検出することもできる。さらに、バッテリ温度TBとしては、複数の温度センサの検出値の平均値を採用している。
空調風温度センサ69は、混合空間から車室内へ送風される送風空気温度TAVを検出する空調風温度検出部である。
さらに、制御装置60の入力側には、図2に示すように、車室内前部の計器盤付近に配置された操作パネル70が接続され、操作パネル70に設けられた各種操作スイッチからの操作信号が入力される。
操作パネル70に設けられた各種操作スイッチとしては、具体的に、オートスイッチ、エアコンスイッチ、風量設定スイッチ、温度設定スイッチ、吹出モード切替スイッチ等がある。オートスイッチは、車両用空調装置の自動制御運転を設定あるいは解除する操作スイッチである。エアコンスイッチは、室内蒸発器18で送風空気の冷却を行うことを要求する操作スイッチである。風量設定スイッチは、送風機32の風量をマニュアル設定する操作スイッチである。温度設定スイッチは、車室内の目標温度Tsetを設定する操作スイッチである。吹出モード切替スイッチは、吹出モードをマニュアル設定する操作スイッチである。
なお、本実施形態の制御装置60は、その出力側に接続された各種制御対象機器を制御する制御部が一体に構成されたものである。制御装置60において、それぞれの制御対象機器の作動を制御する構成(ハードウェアおよびソフトウェア)は、それぞれの制御対象機器の作動を制御する制御部を構成している。
例えば、制御装置60のうち、圧縮機11の冷媒吐出能力(具体的には、圧縮機11の回転数)を制御する構成は、圧縮機制御部60aを構成している。また、暖房用膨張弁14a、冷房用膨張弁14b、冷却用膨張弁14cおよび中間圧膨張弁14dの作動を制御する構成は、膨張弁制御部60bを構成している。除湿用開閉弁15aおよび暖房用開閉弁15bの作動を制御する構成は、冷媒回路切替制御部60cを構成している。
さらに、高温側熱媒体ポンプ41の高温側熱媒体の圧送能力を制御する構成は、高温側熱媒体ポンプ制御部60dを構成している。低温側熱媒体ポンプ51の低温側熱媒体の圧送能力を制御する構成は、低温側熱媒体ポンプ制御部60eを構成している。
次に、上記構成における本実施形態の作動について説明する。前述の如く、本実施形態の車両用空調装置1は、車室内の空調を行うだけでなく、バッテリ80の温度を調整する機能を有している。このため、冷凍サイクル装置10では、冷媒回路を切り替えて、以下の11種類の運転モードでの運転を行うことができる。
(1)冷房モード:冷房モードは、バッテリ80の冷却を行うことなく、送風空気を冷却して車室内へ吹き出すことによって車室内の冷房を行う運転モードである。
(2)直列除湿暖房モード:直列除湿暖房モードは、バッテリ80の冷却を行うことなく、冷却されて除湿された送風空気を再加熱して車室内へ吹き出すことによって車室内の除湿暖房を行う運転モードである。
(3)並列除湿暖房モード:並列除湿暖房モードは、バッテリ80の冷却を行うことなく、冷却されて除湿された送風空気を直列除湿暖房モードよりも高い加熱能力で再加熱して車室内へ吹き出すことによって車室内の除湿暖房を行う運転モードである。
(4)暖房モード:暖房モードは、バッテリ80の冷却を行うことなく、送風空気を加熱して車室内へ吹き出すことによって車室内の暖房を行う運転モードである。
(5)冷房冷却モード:冷房冷却モードは、バッテリ80の冷却を行うとともに、送風空気を冷却して車室内へ吹き出すことによって車室内の冷房を行う運転モードである。
(6)直列除湿暖房冷却モード:直列除湿暖房冷却モードは、バッテリ80の冷却を行うとともに、冷却されて除湿された送風空気を再加熱して車室内へ吹き出すことによって車室内の除湿暖房を行う運転モードである。
(7)並列除湿暖房冷却モード:並列除湿暖房冷却モードは、バッテリ80の冷却を行うとともに、冷却されて除湿された送風空気を直列除湿暖房冷却モードよりも高い加熱能力で再加熱して車室内へ吹き出すことによって車室内の除湿暖房を行う運転モードである。
(8)暖房冷却モード:暖房冷却モードは、バッテリ80の冷却を行うとともに、送風空気を加熱して車室内へ吹き出すことによって車室内の暖房を行う運転モードである。
(9)暖房直列冷却モード:暖房直列冷却モードは、バッテリ80の冷却を行うとともに、送風空気を暖房冷却モードよりも高い加熱能力で加熱して車室内へ吹き出すことによって車室内の暖房を行う運転モードである。
(10)暖房並列冷却モード:暖房並列冷却モードは、バッテリ80の冷却を行うとともに、送風空気を暖房直列冷却モードよりも高い加熱能力で加熱して車室内へ吹き出すことによって車室内の暖房を行う運転モードである。
(11)冷却モード:車室内の空調を行うことなく、バッテリ80の冷却を行う運転モードである。
これらの運転モードの切り替えは、空調制御プログラムが実行されることによって行われる。空調制御プログラムは、乗員の操作によって操作パネル70のオートスイッチが投入(ON)されて、車室内の自動制御が設定された際に実行される。図3~図25を用いて、空調制御プログラムについて説明する。また、図3等のフローチャートに示す各制御ステップは、制御装置60が有する機能実現部である。
まず、図3のステップS10では、上述したセンサ群の検出信号、および操作パネル70の操作信号を読み込む。続くステップS20では、ステップS10にて読み込んだ検出信号および操作信号に基づいて、車室内へ送風される送風空気の目標温度である目標吹出温度TAOを決定する。従って、ステップS20は、目標吹出温度決定部である。
具体的には、目標吹出温度TAOは、以下数式F1によって算出される。
TAO=Kset×Tset-Kr×Tr-Kam×Tam-Ks×Ts+C…(F1)
なお、Tsetは温度設定スイッチによって設定された車室内設定温度である。Trは内気センサによって検出された車室内温度である。Tamは外気センサによって検出された車室外温度である。Tsは日射センサによって検出された日射量である。Kset、Kr、Kam、Ksは制御ゲインであり、Cは補正用の定数である。
TAO=Kset×Tset-Kr×Tr-Kam×Tam-Ks×Ts+C…(F1)
なお、Tsetは温度設定スイッチによって設定された車室内設定温度である。Trは内気センサによって検出された車室内温度である。Tamは外気センサによって検出された車室外温度である。Tsは日射センサによって検出された日射量である。Kset、Kr、Kam、Ksは制御ゲインであり、Cは補正用の定数である。
次に、ステップS30では、エアコンスイッチがON(投入)されているか否かが判定される。エアコンスイッチがONされていることは、乗員が車室内の冷房あるいは除湿を要求していることを意味している。換言すると、エアコンスイッチがONされていることは、室内蒸発器18にて送風空気を冷却することが要求されていることを意味している。
ステップS30にて、エアコンスイッチがONされていると判定された場合は、ステップS40へ進む。ステップS30にて、エアコンスイッチがONされていないと判定された場合は、ステップS160へ進む。
ステップS40では、外気温Tamが予め定めた基準外気温KA(本実施形態では、0℃)以上であるか否かが判定される。基準外気温KAは、室内蒸発器18にて送風空気を冷却することが、空調対象空間の冷房あるいは除湿を行うために有効となるように設定されている。
より詳細には、本実施形態では、室内蒸発器18の着霜を抑制するために、蒸発圧力調整弁20によって室内蒸発器18における冷媒蒸発温度を着霜抑制温度(本実施形態では、1℃)以上に維持している。このため、室内蒸発器18では、送風空気を着霜抑制温度より低い温度に冷却することができない。
つまり、室内蒸発器18へ流入する送風空気の温度が着霜抑制温度の温度よりも低くなっている際には、室内蒸発器18にて送風空気を冷却することは有効ではない。そこで、基準外気温KAを着霜抑制温度より低い値に設定し、外気温Tamが基準外気温KAより低くなっている際には、室内蒸発器18にて送風空気を冷却しないようにしている。
ステップS40にて、外気温Tamが基準外気温KA以上であると判定された場合は、ステップS50へ進む。ステップS40にて、外気温Tamが基準外気温KA以上ではないと判定された場合は、ステップS160へ進む。
ステップS50では、目標吹出温度TAOが冷房用基準温度α1以下であるか否かが判定される。冷房用基準温度α1は、外気温Tamに基づいて、予め制御装置60に記憶された制御マップを参照して決定される。本実施形態では、図5に示すように、外気温Tamの低下に伴って、冷房用基準温度α1が低い値となるように決定される。
ステップS50にて、目標吹出温度TAOが冷房用基準温度α1以下であると判定された場合は、ステップS60へ進む。ステップS50にて、目標吹出温度TAOが冷房用基準温度α1以下ではないと判定された場合は、ステップS90へ進む。
ステップS60では、バッテリ80の冷却が必要であるか否かが判定される。具体的には、本実施形態では、バッテリ温度センサ68によって検出されたバッテリ温度TBが予め定めた基準冷却温度KTB(本実施形態では、35℃)以上となっている際に、バッテリ80の冷却が必要であると判定する。また、バッテリ温度TBが基準冷却温度KTBより低くなっている際に、バッテリ80の冷却は必要でないと判定する。
ステップS60にて、バッテリ80の冷却が必要であると判定された場合は、ステップS70へ進み、運転モードとして(5)冷房冷却モードが選択される。ステップS60にて、バッテリ80の冷却が必要でないと判定された場合は、ステップS80へ進み、運転モードとして(1)冷房モードが選択される。
ステップS90では、目標吹出温度TAOが除湿用基準温度β1以下であるか否かが判定される。除湿用基準温度β1は、外気温Tamに基づいて、予め制御装置60に記憶された制御マップを参照して決定される。
本実施形態では、図5に示すように、冷房用基準温度α1と同様に、外気温Tamの低下に伴って、除湿用基準温度β1が低い値となるように決定される。さらに、除湿用基準温度β1は、冷房用基準温度α1よりも高い値に決定される。
ステップS90にて、目標吹出温度TAOが除湿用基準温度β1以下であると判定された場合は、ステップS100へ進む。ステップS90にて、目標吹出温度TAOが除湿用基準温度β1以下ではないと判定された場合は、ステップS130へ進む。
ステップS100では、ステップS60と同様に、バッテリ80の冷却が必要であるか否かが判定される。
ステップS100にて、バッテリ80の冷却が必要であると判定された場合は、ステップS110へ進み、冷凍サイクル装置10の運転モードとして(6)直列除湿暖房冷却モードが選択される。ステップS100にて、バッテリ80の冷却が必要でないと判定された場合は、ステップS120へ進み、運転モードとして(2)直列除湿暖房モードが選択される。
ステップS130では、ステップS60と同様に、バッテリ80の冷却が必要であるか否かが判定される。
ステップS130にて、バッテリ80の冷却が必要であると判定された場合は、ステップS140へ進み、冷凍サイクル装置10の運転モードとして(7)並列除湿暖房冷却モードが選択される。ステップS100にて、バッテリ80の冷却が必要でないと判定された場合は、ステップS150へ進み、運転モードとして(3)並列除湿暖房モードが選択される。
続いて、ステップS30あるいはステップS40からステップS160へ進んだ場合について説明する。ステップS30あるいはステップS40からステップS160へ進んだ場合は、室内蒸発器18にて送風空気を冷却することが有効ではないと判定された場合である。ステップS160では、図4に示すように、目標吹出温度TAOが暖房用基準温度γ以上であるか否かが判定される。
暖房用基準温度γは、外気温Tamに基づいて、予め制御装置60に記憶された制御マップを参照して決定される。本実施形態では、図6に示すように、外気温Tamの低下に伴って、暖房用基準温度γが低い値となるように決定される。暖房用基準温度γは、ヒータコア42にて送風空気を加熱することが、空調対象空間の暖房を行うために有効となるように設定されている。
ステップS160にて、目標吹出温度TAOが暖房用基準温度γ以上であると判定された場合は、ヒータコア42にて送風空気を加熱する必要がある場合であり、ステップS170へ進む。ステップS160にて、目標吹出温度TAOが暖房用基準温度γ以上ではないと判定された場合は、ヒータコア42にて送風空気を加熱する必要がない場合であり、ステップS240へ進む。
ステップS170では、ステップS60と同様に、バッテリ80の冷却が必要であるか否かが判定される。
ステップS170にて、バッテリ80の冷却が必要であると判定された場合は、ステップS180へ進む。ステップS170にて、バッテリ80の冷却が必要でないと判定された場合は、ステップS230へ進み、運転モードとして(4)暖房モードが選択される。
ここで、ステップS170にて、バッテリ80の冷却が必要であると判定されてステップS180へ進んだ場合は、車室内の暖房とバッテリ80の冷却との双方を行う必要がある。このため、冷凍サイクル装置10では、水-冷媒熱交換器12にて冷媒が高温側熱媒体へ放熱する放熱量と、チラー19にて冷媒が低温側熱媒体から吸熱する吸熱量とを適切に調整する必要がある。
そこで、本実施形態の冷凍サイクル装置10では、車室内の暖房とバッテリ80の冷却との双方を行う必要がある場合には、図4のステップS180~S220に示すように、(8)暖房冷却モード、(9)暖房直列冷却モード、(10)暖房並列冷却モードの3つの運転モードを切り替える。
まず、ステップS180では、目標吹出温度TAOが低温側冷却基準温度α2以下であるか否かが判定される。低温側冷却基準温度α2は、外気温Tamに基づいて、予め制御装置60に記憶された制御マップを参照して決定される。
本実施形態では、図7に示すように、外気温Tamの低下に伴って、低温側冷却基準温度α2が低い値となるように決定される。さらに、同一の外気温Tamでは、低温側冷却基準温度α2は、冷房用基準温度α1よりも高い値に決定される。
ステップS180にて、目標吹出温度TAOが低温側冷却基準温度α2以下であると判定された場合は、ステップS190へ進み、運転モードとして(8)暖房冷却モードが選択される。ステップS180にて、目標吹出温度TAOが低温側冷却基準温度α2以下ではないと判定された場合は、ステップS200へ進む。
ステップS200では、目標吹出温度TAOが高温側冷却基準温度β2以下であるか否かが判定される。高温側冷却基準温度β2は、外気温Tamに基づいて、予め制御装置60に記憶された制御マップを参照して決定される。
本実施形態では、図7に示すように、低温側冷却基準温度α2と同様に、外気温Tamの低下に伴って、高温側冷却基準温度β2が低い値となるように決定される。さらに、高温側冷却基準温度β2は、低温側冷却基準温度α2よりも高い値に決定される。また、同一の外気温Tamでは、高温側冷却基準温度β2は、除湿用基準温度β1よりも高い値に決定される。
ステップS200にて、目標吹出温度TAOが高温側冷却基準温度β2以下であると判定された場合は、ステップS210へ進み、運転モードとして(9)暖房直列冷却モードが選択される。ステップS200にて、目標吹出温度TAOが高温側冷却基準温度β2以下ではないと判定された場合は、ステップS220へ進み、運転モードとして(10)暖房並列冷却モードが選択される。
続いて、ステップS160からステップS240へ進んだ場合について説明する。ステップS160からステップS240へ進んだ場合は、ヒータコア42にて送風空気を加熱する必要がない場合である。そこで、ステップS240では、ステップS60と同様に、バッテリ80の冷却が必要であるか否かが判定される。
ステップS240にて、バッテリ80の冷却が必要であると判定された場合は、ステップS250へ進み、運転モードとして(11)冷却モードが選択される。ステップS200にて、バッテリ80の冷却が必要でないと判定された場合は、ステップS260へ進み、運転モードとして送風モードが選択されて、ステップS10へ戻る。
送風モードは、圧縮機11を停止させて、風量設定スイッチによって設定された設定信号に応じて送風機32を作動させる運転モードである。なお、ステップS240にて、バッテリ80の冷却が必要でないと判定された場合は、車室内の空調および電池の冷却のための冷凍サイクル装置10を作動させる必要がない場合である。
本実施形態の空調制御プログラムでは、以上の如く、冷凍サイクル装置10の運転モードの切り替えを行う。さらに、空調制御プログラムでは、冷凍サイクル装置10の各構成機器の作動のみならず、その他の機器の作動を制御している。空調制御プログラムでは、加熱部を構成する高温側熱媒体回路40の高温側熱媒体ポンプ41、並びに、冷却部を構成する低温側熱媒体回路50の低温側熱媒体ポンプ51および三方弁53の作動も制御している。
具体的には、制御装置60は、上述した冷凍サイクル装置10の運転モードによらず、予め定めた各運転モード用の基準圧送能力を発揮するように、高温側熱媒体ポンプ41の作動を制御する。
従って、高温側熱媒体回路40では、水-冷媒熱交換器12の水通路にて、高温側熱媒体が加熱されると、加熱された高温側熱媒体がヒータコア42へ圧送される。ヒータコア42へ流入した高温側熱媒体は、送風空気と熱交換する。これにより、送風空気が加熱される。ヒータコア42から流出した高温側熱媒体は、高温側熱媒体ポンプ41に吸入されて、水-冷媒熱交換器12へ圧送される。
また、制御装置60は、上述した冷凍サイクル装置10の運転モードによらず、予め定めた各運転モード用の基準圧送能力を発揮するように、低温側熱媒体ポンプ51の作動を制御する。
さらに、制御装置60は、第2低温側熱媒体温度センサ67bによって検出された第2低温側熱媒体温度TWL2が外気温Tam以上となっている場合には、冷却用熱交換部52から流出した低温側熱媒体を低温側ラジエータ54へ流入させるように三方弁53の作動を制御する。
第2低温側熱媒体温度TWL2が外気温Tam以上となっていない場合には、冷却用熱交換部52から流出した低温側熱媒体を低温側熱媒体ポンプ51の吸入口へ吸入させるように三方弁53の作動を制御する。
従って、低温側熱媒体回路50では、チラー19の水通路にて、低温側熱媒体が冷却されると、冷却された低温側熱媒体が冷却用熱交換部52へ圧送される。冷却用熱交換部52へ流入した低温側熱媒体は、バッテリ80から吸熱する。これにより、バッテリ80が冷却される。冷却用熱交換部52から流出した低温側熱媒体は三方弁53へ流入する。
この際、第2低温側熱媒体温度TWL2が外気温Tam以上となっている場合には、冷却用熱交換部52から流出した低温側熱媒体は、低温側ラジエータ54へ流入して外気に放熱する。これにより、低温側熱媒体は外気温Tamと同等となるまで冷却される。低温側ラジエータ54から流出した低温側熱媒体は、低温側熱媒体ポンプ51に吸入されて、チラー19へ圧送される。
一方、第2低温側熱媒体温度TWL2が外気温Tamより低くなっている場合には、冷却用熱交換部52から流出した低温側熱媒体は、低温側熱媒体ポンプ51に吸入されて、チラー19へ圧送される。このため、低温側熱媒体ポンプ51に吸入される低温側熱媒体の温度は、外気温Tam以下となる。
以下に、各運転モードにおける車両用空調装置1の詳細作動について説明する。以下の説明の各運転モードで参照される制御マップは、予め運転モード毎に制御装置60に記憶されたものである。各運転モードの対応する制御マップ同士は、互いに同等の場合もあるし、互いに異なる場合もある。
(1)冷房モード
冷房モードでは、制御装置60が、図8に示す冷房モードの制御フローを実行する。まず、ステップS600では、目標蒸発器温度TEOを決定する。目標蒸発器温度TEOは、目標吹出温度TAOに基づいて、制御装置60に記憶された制御マップを参照して決定される。本実施形態の制御マップでは、目標吹出温度TAOの上昇に伴って、目標蒸発器温度TEOが上昇するように決定される。
冷房モードでは、制御装置60が、図8に示す冷房モードの制御フローを実行する。まず、ステップS600では、目標蒸発器温度TEOを決定する。目標蒸発器温度TEOは、目標吹出温度TAOに基づいて、制御装置60に記憶された制御マップを参照して決定される。本実施形態の制御マップでは、目標吹出温度TAOの上昇に伴って、目標蒸発器温度TEOが上昇するように決定される。
ステップS610では、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVOを決定する。増減量ΔIVOは、目標蒸発器温度TEOと蒸発器温度センサ64fによって検出された蒸発器温度Tefinとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、蒸発器温度Tefinが目標蒸発器温度TEOに近づくように決定される。
ステップS620では、室外熱交換器16から流出した冷媒の目標過冷却度SCO1を決定する。目標過冷却度SCO1は、例えば、外気温Tamに基づいて、制御マップを参照して決定される。本実施形態の制御マップでは、サイクルの成績係数(COP)が極大値に近づくように、目標過冷却度SCO1を決定する。
ステップS630では、冷房用膨張弁14bの絞り開度の増減量ΔEVCを決定する。増減量ΔEVCは、目標過冷却度SCO1と室外熱交換器16の出口側冷媒の過冷却度SC1との偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、室外熱交換器16の出口側冷媒の過冷却度SC1が目標過冷却度SCO1に近づくように決定される。
室外熱交換器16の出口側冷媒の過冷却度SC1は、第3冷媒温度センサ64cによって検出された温度T3および第1冷媒圧力センサ65aによって検出された圧力P1に基づいて算出される。
ステップS640では、内部熱交換器23の中間温側通路23aの出口側冷媒の目標過熱度SHIOを決定する。目標過熱度SHIOとしては、予め定めた定数(本実施形態では、10℃)を採用することができる。
ステップS650では、中間圧膨張弁14dの絞り開度の増減量ΔEVIを決定する。増減量ΔEVIは、目標過熱度SHIOと内部熱交換器23の中間温側通路23aの出口側冷媒の過熱度SHIとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、内部熱交換器23の中間温側通路23aの出口側冷媒の過熱度SHIが目標過熱度SHIOに近づくように決定される。
内部熱交換器23の中間温側通路23aの出口側冷媒の過熱度SHIは、中間圧温度センサ64gによって検出された中間圧温度T8、および中間圧圧力センサ65cによって検出された中間圧冷媒圧力P3に基づいて算出される。
ステップS660では、以下数式F2を用いて、エアミックスドア34の開度SWを算定する。
SW={TAO-(Tefin+C2)}/{TWH-(Tefin+C2)}…(F2)
なお、TWHは、高温側熱媒体温度センサ66aによって検出された高温側熱媒体温度である。C2は制御用の定数である。
SW={TAO-(Tefin+C2)}/{TWH-(Tefin+C2)}…(F2)
なお、TWHは、高温側熱媒体温度センサ66aによって検出された高温側熱媒体温度である。C2は制御用の定数である。
ステップS670では、冷凍サイクル装置10を冷房モードの冷媒回路に切り替えるために、暖房用膨張弁14aを全開状態とし、冷房用膨張弁14bを冷媒減圧作用を発揮する絞り状態とし、冷却用膨張弁14cを全閉状態する。さらに、中間圧膨張弁14dを絞り状態とし、除湿用開閉弁15aを閉じ、暖房用開閉弁15bを閉じる。さらに、ステップS610、S630、S650、S660で決定された制御状態が得られるように、各制御対象機器に対して制御信号あるいは制御電圧を出力して、ステップS10へ戻る。
従って、冷房モードの冷凍サイクル装置10では、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12(、暖房用膨張弁14a)、室外熱交換器16、逆止弁17、第7三方継手13g、中間圧膨張弁14d、内部熱交換器23の中間温側通路23a、圧縮機11の中間圧吸入口11bの順に冷媒を循環させる。これに加えて、第7三方継手13g、内部熱交換器23の高温側通路23b、冷房用膨張弁14b、室内蒸発器18、蒸発圧力調整弁20、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11a順に冷媒を循環させるガスインジェクションサイクルが構成される。
より詳細には、制御装置60が圧縮機11を作動させると、図9のモリエル線図に示すように、圧縮機11の吐出口11cから吐出された高圧冷媒(図9のa9点)が、冷媒に水-冷媒熱交換器12の冷媒通路へ流入する。水-冷媒熱交換器12の冷媒通路へ流入した高温高圧冷媒は、水通路を流通する高温側熱媒体と熱交換して放熱する(図9のa9点→b9点)。これにより、高温側熱媒体が加熱される。
水-冷媒熱交換器12にて加熱された高温側熱媒体は、ヒータコア42へ圧送される。ヒータコア42では、エアミックスドア34の開度に応じて室内蒸発器18にて冷却された送風空気が加熱される。これにより、車室内へ送風される送風空気の温度が目標吹出温度TAOに近づく。
水-冷媒熱交換器12の冷媒通路から流出した冷媒は、全開状態となっている暖房用膨張弁14aを介して、室外熱交換器16へ流入する。室外熱交換器16へ流入した冷媒は、外気と熱交換して放熱する(図9のb9点→c9点)。室外熱交換器16から流出した冷媒の流れは上流側分岐部である第7三方継手13gにて分岐される。
第7三方継手13gにて分岐された一方の冷媒は、中間圧通路22cへ流入し、中間圧膨張弁14dにて中間圧冷媒となるまで減圧されて温度低下する(図9のc9点→d9点)。この際、中間圧膨張弁14dの絞り開度は、内部熱交換器23の中間温側通路23aの出口側冷媒(図9のe9点)の過熱度SHIが目標過熱度SHIOに近づくように調整される。
中間圧膨張弁14dにて減圧された中間圧冷媒は、内部熱交換器23の中間温側通路23aへ流入する。内部熱交換器23の中間温側通路23aへ流入した中間圧冷媒は、内部熱交換器23の高温側通路23bを流通する冷媒と熱交換してエンタルピを増加させる(図9のd9点→e9点)。
内部熱交換器23の中間温側通路23aから流出した冷媒は、圧縮機11の中間圧吸入口11bから吸入される。圧縮機11の中間圧吸入口11bから吸入された冷媒(図9のe9点)は、圧縮機11の低段側圧縮機構にて昇圧された冷媒(図9のi9点)と合流して(図9のj9点)、圧縮機11の高段側圧縮機構へ吸入される。
また、第7三方継手13gにて分岐された他方の冷媒は、内部熱交換器23の高温側通路23bへ流入する。内部熱交換器23の高温側通路23bへ流入した冷媒は、内部熱交換器23の中間温側通路23aを流通する冷媒と熱交換してエンタルピを減少させる(図9のc9点→f9点)。
内部熱交換器23の高温側通路23bから流出した冷媒は、冷却用膨張弁14cが全閉状態となっているので、冷房用膨張弁14bへ流入して低圧冷媒となるまで減圧される(図9のf9点→g9点)。この際、冷房用膨張弁14bの絞り開度は、室外熱交換器16の出口側冷媒(図9のc9点)の過冷却度SC1が目標過冷却度SCO1に近づくように調整される。
冷房用膨張弁14bにて減圧された低圧冷媒は、室内蒸発器18へ流入する。室内蒸発器18へ流入した低圧冷媒は、送風機32によって送風された空気から吸熱して蒸発する(図9のg9点→h9点)。これにより、送風空気が冷却される。室内蒸発器18から流出した冷媒は、蒸発圧力調整弁20を介して、アキュムレータ21へ流入する。
アキュムレータ21では冷媒の気液が分離される。アキュムレータ21にて分離された気相冷媒は、圧縮機11の吸入口11aから吸入されて、低段側圧縮機構にて昇圧される(図9のh9点→i9点)。
これによれば、室内蒸発器18にて、送風空気を冷却することができるとともに、水-冷媒熱交換器12にて、高温側熱媒体を加熱することができる。
従って、冷房モードの車両用空調装置1では、エアミックスドア34の開度調整によって、室内蒸発器18にて冷却された送風空気の一部をヒータコア42にて再加熱し、目標吹出温度TAOに近づくように温度調整された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の冷房を行うことができる。
さらに、冷房モードの冷凍サイクル装置10では、ガスインジェクションサイクルが構成されるので、内部熱交換器23の作用によって、室内蒸発器18の出口側冷媒のエンタルピから室内蒸発器18の入口側冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差を拡大することができる。その結果、通常の蒸気圧縮式の冷凍サイクルよりも、送風空気の冷却能力を向上させることができる。
(2)直列除湿暖房モード
直列除湿暖房モードでは、制御装置60が、図10に示す直列除湿暖房モードの制御フローを実行する。まず、ステップS700では、冷房モードと同様に、目標蒸発器温度TEOを決定する。ステップS710では、冷房モードと同様に、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVOを決定する。
直列除湿暖房モードでは、制御装置60が、図10に示す直列除湿暖房モードの制御フローを実行する。まず、ステップS700では、冷房モードと同様に、目標蒸発器温度TEOを決定する。ステップS710では、冷房モードと同様に、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVOを決定する。
ステップS720では、ヒータコア42にて送風空気を加熱できるように、高温側熱媒体の目標高温側熱媒体温度TWHOを決定する。目標高温側熱媒体温度TWHOは、目標吹出温度TAOおよびヒータコア42の効率に基づいて、制御マップを参照して決定される。本実施形態の制御マップでは、目標吹出温度TAOの上昇に伴って、目標高温側熱媒体温度TWHOが上昇するように決定される。
ステップS730では、開度パターンKPN1の変化量ΔKPN1を決定する。開度パターンKPN1は、暖房用膨張弁14aの絞り開度および冷房用膨張弁14bの絞り開度の組合せを決定するためのパラメータである。
具体的には、直列除湿暖房モードでは、図11に示すように、目標吹出温度TAOが上昇するに伴って、開度パターンKPN1が大きくなる。そして、開度パターンKPN1が大きくなるに伴って、暖房用膨張弁14aの絞り開度が小さくなり、冷房用膨張弁14bの絞り開度が大きくなる。
ステップS740では、冷房モードと同様に、エアミックスドア34の開度SWを算定する。ここで、直列除湿暖房モードでは、冷房モードよりも目標吹出温度TAOが高くなるので、エアミックスドア34の開度SWが100%に近づく。このため、直列除湿暖房モードでは、室内蒸発器18通過後の送風空気のほぼ全流量がヒータコア42を通過するように、エアミックスドア34の開度が決定される。
ステップS750では、冷凍サイクル装置10を直列除湿暖房モードの冷媒回路に切り替えるために、暖房用膨張弁14aを絞り状態とし、冷房用膨張弁14bを絞り状態とし、冷却用膨張弁14cを全閉状態とし、中間圧膨張弁14dを全閉状態とする。さらに、除湿用開閉弁15aを閉じ、暖房用開閉弁15bを閉じる。さらに、ステップS710、S730、S740で決定された制御状態が得られるように、各制御対象機器に対して制御信号あるいは制御電圧を出力して、ステップS10へ戻る。
従って、直列除湿暖房モードの冷凍サイクル装置10では、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12、暖房用膨張弁14a、室外熱交換器16、逆止弁17、冷房用膨張弁14b、室内蒸発器18、蒸発圧力調整弁20、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒を循環させる蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。
つまり、直列除湿暖房モードの冷凍サイクル装置10では、水-冷媒熱交換器12が圧縮機11から吐出された冷媒を放熱させる放熱器として機能する。暖房用膨張弁14aおよび冷房用膨張弁14bが減圧部として機能する。そして、室内蒸発器18が蒸発器として機能する蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。
さらに、室外熱交換器16における冷媒の飽和温度が、外気温Tamよりも高くなっている際には、室外熱交換器16が放熱器として機能するサイクルが構成される。室外熱交換器16における冷媒の飽和温度が、外気温Tamよりも低くなっている際には、室外熱交換器16が蒸発器として機能するサイクルが構成される。
ここで、直列除湿暖房モードの冷凍サイクル装置10では、中間圧膨張弁14dが全閉状態となっている。従って、圧縮機11の中間圧吸入口11bから冷媒が吸入されることはない。この場合は、圧縮機11は、吸入口11aから吸入した冷媒を圧縮して吐出口11cから吐出する単段式の圧縮機として機能する。
さらに、室外熱交換器16から流出して内部熱交換器23の高温側通路23bを流通する冷媒が、中間温側通路23aを流通する冷媒と熱交換してしまうことはない。従って、高温側通路23bは、単なる冷媒通路して機能する。このことは、中間圧膨張弁14dが全閉状態となる他の運転モードにおいても同様である。
これによれば、室内蒸発器18にて、送風空気を冷却することができるとともに、水-冷媒熱交換器12にて、高温側熱媒体を加熱することができる。従って、直列除湿暖房モードの車両用空調装置1では、室内蒸発器18にて冷却されて除湿された送風空気を、ヒータコア42にて再加熱して車室内へ吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。
さらに、室外熱交換器16における冷媒の飽和温度が、外気温Tamよりも高くなっている際には、目標吹出温度TAOの上昇に伴って開度パターンKPN1を大きくすることによって、室外熱交換器16における冷媒の飽和温度が低下して外気温Tamとの差が縮小する。これにより、室外熱交換器16における冷媒の放熱量を減少させて、水-冷媒熱交換器12における冷媒の放熱量を増加させることができる。
また、室外熱交換器16における冷媒の飽和温度が、外気温Tamよりも低くなっている際には、目標吹出温度TAOの上昇に伴って開度パターンKPN1を大きくすることによって、室外熱交換器16における冷媒の温和温度が低下して外気温Tamとの温度差が拡大する。これにより、室外熱交換器16における冷媒の吸熱量を増加させて、水-冷媒熱交換器12における冷媒の放熱量を増加させることができる。
つまり、直列除湿暖房モードでは、目標吹出温度TAOの上昇に伴って開度パターンKPN1を大きくすることによって、水-冷媒熱交換器12における冷媒の高温側熱媒体への放熱量を増加させることができる。従って、直列除湿暖房モードでは、目標吹出温度TAOの上昇に伴ってヒータコア42における送風空気の加熱能力を向上させることができる。
(3)並列除湿暖房モード
並列除湿暖房モードでは、制御装置60が、図12に示す並列除湿暖房モードの制御フローを実行する。まず、ステップS800では、ヒータコア42にて送風空気を加熱できるように、直列除湿暖房モードと同様に、高温側熱媒体の目標高温側熱媒体温度TWHOが決定される。
並列除湿暖房モードでは、制御装置60が、図12に示す並列除湿暖房モードの制御フローを実行する。まず、ステップS800では、ヒータコア42にて送風空気を加熱できるように、直列除湿暖房モードと同様に、高温側熱媒体の目標高温側熱媒体温度TWHOが決定される。
ステップS810では、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVOを決定する。並列除湿暖房モードでは、増減量ΔIVOは、目標高温側熱媒体温度TWHOと高温側熱媒体温度TWHとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、高温側熱媒体温度TWHが目標高温側熱媒体温度TWHOに近づくように決定される。
ステップS820では、室内蒸発器18の出口側冷媒の目標過熱度SHEOを決定する。目標過熱度SHEOとしては、予め定めた定数(本実施形態では、5℃)を採用することができる。
ステップS830では、開度パターンKPN1の変化量ΔKPN1を決定する。並列除湿暖房モードでは、目標過熱度SHEOと室内蒸発器18の出口側冷媒の過熱度SHEとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、過熱度SHEが目標過熱度SHEOに近づくように決定される。
室内蒸発器18の出口側冷媒の過熱度SHEは、第4冷媒温度センサ64dによって検出された温度T4および蒸発器温度Tefinに基づいて算出される。
また、並列除湿暖房モードでは、図13に示すように、開度パターンKPN1が大きくなるに伴って、暖房用膨張弁14aの絞り開度が小さくなり、冷房用膨張弁14bの絞り開度が大きくなる。従って、開度パターンKPN1が大きくなると、室内蒸発器18へ流入する冷媒流量が増加し、室内蒸発器18の出口側冷媒の過熱度SHEが低下する。
ステップS840では、冷房モードと同様に、エアミックスドア34の開度SWを算定する。ここで、並列除湿暖房モードでは、冷房モードよりも目標吹出温度TAOが高くなるので、直列除湿暖房モードと同様に、エアミックスドア34の開度SWが100%に近づく。このため、並列除湿暖房モードでは、室内蒸発器18通過後の送風空気のほぼ全流量がヒータコア42を通過するように、エアミックスドア34の開度が決定される。
ステップS850では、冷凍サイクル装置10を並列除湿暖房モードの冷媒回路に切り替えるために、暖房用膨張弁14aを絞り状態とし、冷房用膨張弁14bを絞り状態とし、冷却用膨張弁14cを全閉状態とし、中間圧膨張弁14dを全閉状態とする。さらに、除湿用開閉弁15aを開き、暖房用開閉弁15bを開く。さらに、ステップS810、S830、S840で決定された制御状態が得られるように、各制御対象機器に対して制御信号あるいは制御電圧を出力して、ステップS10へ戻る。
従って、並列除湿暖房モードの冷凍サイクル装置10では、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12、暖房用膨張弁14a、室外熱交換器16、暖房用通路22b、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒が循環する。これに加えて、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12、バイパス通路22a、冷房用膨張弁14b、室内蒸発器18、蒸発圧力調整弁20、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒を循環させる蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。
つまり、並列除湿暖房モードの冷凍サイクル装置10では、水-冷媒熱交換器12が圧縮機11から吐出された冷媒を放熱させる放熱器として機能する。暖房用膨張弁14aが減圧部として機能する。室外熱交換器16が蒸発器として機能する。暖房用膨張弁14aおよび室外熱交換器16に対して並列的に接続された冷房用膨張弁14bが減圧部として機能する。そして、室内蒸発器18が蒸発器として機能する冷凍サイクルが構成される。
これによれば、室内蒸発器18にて送風空気を冷却することができるとともに、水-冷媒熱交換器12にて、高温側熱媒体を加熱することができる。従って、並列除湿暖房モードの車両用空調装置1では、室内蒸発器18にて冷却されて除湿された送風空気を、ヒータコア42にて再加熱して車室内へ吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。
さらに、並列除湿暖房モードの冷凍サイクル装置10では、室外熱交換器16と室内蒸発器18が冷媒流れに対して並列的に接続され、室内蒸発器18の下流側に蒸発圧力調整弁20が配置されている。これにより、室外熱交換器16における冷媒蒸発温度を、室内蒸発器18における冷媒蒸発温度よりも低下させることができる。
従って、並列除湿暖房モードでは、直列除湿暖房モードよりも、室外熱交換器16における冷媒の吸熱量を増加させることができ、水-冷媒熱交換器12における冷媒の放熱量を増加させることができる。その結果、並列除湿暖房モードでは、直列除湿暖房モードよりも高い加熱能力で送風空気を再加熱することができる。
(4)暖房モード
暖房モードでは、制御装置60が、図14に示す暖房モードの制御フローを実行する。まず、ステップS900では、並列除湿暖房モードと同様に、高温側熱媒体の目標高温側熱媒体温度TWHOが決定される。ステップS910では、並列除湿暖房モードと同様に、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVOを決定する。
暖房モードでは、制御装置60が、図14に示す暖房モードの制御フローを実行する。まず、ステップS900では、並列除湿暖房モードと同様に、高温側熱媒体の目標高温側熱媒体温度TWHOが決定される。ステップS910では、並列除湿暖房モードと同様に、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVOを決定する。
ステップS920では、水-冷媒熱交換器12の冷媒通路から流出した冷媒の目標過冷却度SCO2を決定する。目標過冷却度SCO2は、室内蒸発器18へ流入する送風空気の吸込温度あるいは外気温Tamに基づいて、制御マップを参照して決定される。本実施形態の制御マップでは、サイクルの成績係数(COP)が極大値に近づくように、目標過冷却度SCO2を決定する。
ステップS930では、暖房用膨張弁14aの絞り開度の増減量ΔEVHを決定する。増減量ΔEVHは、目標過冷却度SCO2と水-冷媒熱交換器12の冷媒通路から流出した冷媒の過冷却度SC2との偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、水-冷媒熱交換器12の冷媒通路から流出した冷媒の過冷却度SC2が目標過冷却度SCO2に近づくように決定される。
水-冷媒熱交換器12の冷媒通路から流出した冷媒の過冷却度SC2は、第2冷媒温度センサ64bによって検出された温度T2および第1冷媒圧力センサ65aによって検出された圧力P1に基づいて算出される。
ステップS940では、冷房モードと同様に、エアミックスドア34の開度SWを算定する。ここで、暖房モードでは、冷房モードよりも目標吹出温度TAOが高くなるので、エアミックスドア34の開度SWが100%に近づく。このため、暖房モードでは、室内蒸発器18通過後の送風空気のほぼ全流量がヒータコア42を通過するように、エアミックスドア34の開度が決定される。
ステップS950では、冷凍サイクル装置10を暖房モードの冷媒回路に切り替えるために、暖房用膨張弁14aを絞り状態とし、冷房用膨張弁14bを全閉状態とし、冷却用膨張弁14cを全閉状態とし、中間圧膨張弁14dを全閉状態とする。除湿用開閉弁15aを閉じ、暖房用開閉弁15bを開く。さらに、ステップS910、S930、S940で決定された制御状態が得られるように、各制御対象機器に対して制御信号あるいは制御電圧を出力して、ステップS10へ戻る。
従って、暖房モードの冷凍サイクル装置10では、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12、暖房用膨張弁14a、室外熱交換器16、暖房用通路22b、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒を循環させる蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。
つまり、暖房モードの冷凍サイクル装置10では、水-冷媒熱交換器12が圧縮機11から吐出された冷媒を放熱させる放熱器として機能し、暖房用膨張弁14aが減圧部として機能し、室外熱交換器16が蒸発器として機能する冷凍サイクルが構成される。
これによれば、水-冷媒熱交換器12にて、高温側熱媒体を加熱することができる。従って、暖房モードの車両用空調装置1では、ヒータコア42にて加熱された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。
(5)冷房冷却モード
冷房冷却モードでは、制御装置60が、図15に示す冷房冷却モードでの制御フローを実行する。まず、ステップS1100~S1160では、冷房モードのステップS600~660と同様に、目標蒸発器温度TEO、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVO、冷房用膨張弁14bの絞り開度の増減量ΔEVC、中間圧膨張弁14dの絞り開度の増減量ΔEVI、エアミックスドア34の開度SWを決定する。
冷房冷却モードでは、制御装置60が、図15に示す冷房冷却モードでの制御フローを実行する。まず、ステップS1100~S1160では、冷房モードのステップS600~660と同様に、目標蒸発器温度TEO、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVO、冷房用膨張弁14bの絞り開度の増減量ΔEVC、中間圧膨張弁14dの絞り開度の増減量ΔEVI、エアミックスドア34の開度SWを決定する。
次に、ステップS1170では、チラー19の冷媒通路の出口側冷媒の目標過熱度SHCOを決定する。目標過熱度SHCOとしては、予め定めた定数(本実施形態では、5℃)を採用することができる。
ステップS1180では、冷却用膨張弁14cの絞り開度の増減量ΔEVBを決定する。冷房冷却モードでは、増減量ΔEVBは、目標過熱度SHCOとチラー19の冷媒通路から流出した冷媒の過熱度SHCとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、チラー19の冷媒通路から流出した冷媒の過熱度SHCが目標過熱度SHCOに近づくように決定される。
チラー19の冷媒通路から流出した冷媒の過熱度SHCは、第5冷媒温度センサ64eによって検出された温度T5および第2冷媒圧力センサ65bによって検出された圧力P2に基づいて算出される。
ステップS1190では、チラー19の水通路から流出した低温側熱媒体の目標低温側熱媒体温度TWLOが決定される。目標低温側熱媒体温度TWLOは、バッテリ80の発熱量および外気温Tamに基づいて、制御マップを参照して決定される。本実施形態の制御マップでは、バッテリ80の発熱量の増加および外気温Tamの上昇に伴って、目標低温側熱媒体温度TWLOが低下するように決定される。
ステップS1200では、第1低温側熱媒体温度センサ67aによって検出された第1低温側熱媒体温度TWL1が目標低温側熱媒体温度TWLOよりも高くなっているか否かが判定される。
ステップS1200にて、第1低温側熱媒体温度TWL1が目標低温側熱媒体温度TWLOよりも高くなっていると判定された場合は、ステップS1220へ進む。ステップS1200にて、第1低温側熱媒体温度TWL1が目標低温側熱媒体温度TWLOよりも高くなっていると判定されなかった場合には、ステップS1210へ進む。ステップS1210では、冷却用膨張弁14cを全閉状態として、ステップS1220へ進む。
ステップS1220では、冷凍サイクル装置10を冷房冷却モードの冷媒回路に切り替えるために、暖房用膨張弁14aを全開状態とし、冷房用膨張弁14bを絞り状態とし、冷却用膨張弁14cを絞り状態とし、中間圧膨張弁14dを絞り状態とする。さらに、除湿用開閉弁15aを閉じ、暖房用開閉弁15bを閉じる。
さらに、ステップS1110、S1130、S1150、S1160、S1180、S1210で決定された制御状態が得られるように、各制御対象機器に対して制御信号あるいは制御電圧を出力して、ステップS10へ戻る。
従って、冷房冷却モードの冷凍サイクル装置10では、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12(、暖房用膨張弁14a)、室外熱交換器16、逆止弁17、第7三方継手13g、中間圧膨張弁14d、内部熱交換器23の中間温側通路23a、圧縮機11の中間圧吸入口11bの順に冷媒を循環させる。さらに、第7三方継手13g、内部熱交換器23の高温側通路23b、第5三方継手13e、冷房用膨張弁14b、室内蒸発器18、第6三方継手13f、蒸発圧力調整弁20、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒を循環させる。これに加えて、第7三方継手13g、内部熱交換器23の高温側通路23b、第5三方継手13e、冷却用膨張弁14c、チラー19、第6三方継手13f、蒸発圧力調整弁20、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒を循環させるガスインジェクションサイクルが構成される。
より詳細には、制御装置60が圧縮機11を作動させると、図16のモリエル線図に示すように、冷媒の状態が変化する。なお、図16では、冷房モードで説明した図9のモリエル線図に対してサイクル構成上同等の箇所の冷媒の状態を、図9と同一の符号(アルファベット)で示し、添字(数字)のみを図番に合わせて変更している。このことは、以下のモリエル線図においても同様である。
すなわち、圧縮機11の吐出口11cから吐出された高圧冷媒(図16のa16点)は、冷房モードと同様に、水-冷媒熱交換器12および室外熱交換器16にて放熱して、第7三方継手13gにて分岐される(図16のa16点→b16点→c16点)。
第7三方継手13gにて分岐された一方の冷媒は、中間圧膨張弁14dにて減圧され、内部熱交換器23の中間温側通路23aを流通する際に、エンタルピを増加させる(図16のc16点→d16点→e16点)。そして、圧縮機11の中間圧吸入口11bから吸入されて、圧縮機11の低段側圧縮機構にて昇圧された冷媒(図16のi16点)と合流する(図16のj16点)。
第7三方継手13gにて分岐された他方の冷媒は、内部熱交換器23の高温側通路23bを流通する際にエンタルピを減少させる(図16のc16点→f16点)。内部熱交換器23の高温側通路23bから流出した冷媒の流れは、冷房用膨張弁14bおよび冷却用膨張弁14cの双方が絞り状態となっているので、下流側分岐部である第5三方継手13eにて分岐される。
第5三方継手13eにて分岐された一方の冷媒は、冷房モードと同様に、冷房用膨張弁14bにて減圧されて、室内蒸発器18を流通する際に送風空気から吸熱して蒸発する(図16のf16点→g16点→h16点)。これにより、送風空気が冷却される。
第5三方継手13eにて分岐された他方の冷媒は、冷却用膨張弁14cへ流入して低圧冷媒となるまで減圧される(図16のf16点→k16点)。この際、冷却用膨張弁14cの絞り開度は、チラー19の冷媒通路から流出した冷媒の過熱度SHCが目標過熱度SHCOに近づくように調整される。
冷却用膨張弁14cにて減圧された低圧冷媒は、チラー19の冷媒通路へ流入する。チラー19の冷媒通路へ流入した低圧冷媒は、水通路を流通する低温側熱媒体から吸熱して蒸発する(図16のk16点→m16点)。これにより、低温側熱媒体が冷却される。そして、チラー19にて冷却された低温側熱媒体が、冷却用熱交換部52へ圧送されて、バッテリ80が冷却される。
チラー19の冷媒通路から流出した冷媒の流れは、合流部である第6三方継手13fにて、室内蒸発器18から流出した冷媒の流れと合流する(図16のh16点→n16点、m16点→n16点)。第6三方継手13fから流出した冷媒は、アキュムレータ21へ流入する。アキュムレータ21にて分離された気相冷媒は、圧縮機11の吸入口11aから吸入されて、低段側圧縮機構にて昇圧される(図16のn16点→i16点)。
これによれば、室内蒸発器18にて、送風空気を冷却することができるとともに、水-冷媒熱交換器12にて、高温側熱媒体を加熱することができる。さらに、チラー19にて低圧側熱媒体を冷却することができる。
従って、冷房冷却モードの車両用空調装置1では、エアミックスドア34の開度調整によって、室内蒸発器18にて冷却された送風空気の一部をヒータコア42にて再加熱することができる。そして、目標吹出温度TAOに近づくように温度調整された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の冷房を行うことができる。
さらに、チラー19にて冷却された低温側熱媒体を冷却用熱交換部52へ流入させることによって、バッテリ80の冷却を行うことができる。
さらに、冷房冷却モードの冷凍サイクル装置10では、ガスインジェクションサイクルが構成される。従って、内部熱交換器23の作用によって、室内蒸発器18の出口側冷媒のエンタルピから室内蒸発器18の入口側冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差を拡大することができる。その結果、通常の蒸気圧縮式の冷凍サイクルよりも、送風空気の冷却能力を向上させることができる。
同様に、チラー19の冷媒通路の出口側冷媒のエンタルピからチラー19の冷媒通路の入口側冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差を拡大することができる。その結果、通常の蒸気圧縮式の冷凍サイクルよりも、低温側熱媒体の冷却能力を向上させることができる。
なお、図16のモリエル線図では、図示の明確化のため、室内蒸発器18から流出した冷媒の圧力(図16のh16点)とチラー19の冷媒通路から流出した冷媒の圧力(図16のm16点)とを僅かに異なる圧力としているが、これらの冷媒の圧力は同等となる。また、第5三方継手13eにて分岐され、冷房用膨張弁14bにて減圧された冷媒(図16のg16点)と冷却用膨張弁14cにて減圧された冷媒(図16のk16点)のエンタルピも同等となる。
(6)直列除湿暖房冷却モード
直列除湿暖房冷却モードでは、制御装置60が、図17に示す直列除湿暖房冷却モードでの制御フローを実行する。まず、ステップS1300~S1340では、直列除湿暖房モードのステップS700~S740と同様に、目標蒸発器温度TEO、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVO、開度パターンKPN1の変化量ΔKPN1、エアミックスドア34の開度SWを決定する。
直列除湿暖房冷却モードでは、制御装置60が、図17に示す直列除湿暖房冷却モードでの制御フローを実行する。まず、ステップS1300~S1340では、直列除湿暖房モードのステップS700~S740と同様に、目標蒸発器温度TEO、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVO、開度パターンKPN1の変化量ΔKPN1、エアミックスドア34の開度SWを決定する。
続くステップS1350~S1370では、冷房冷却モードのステップS1170~S1190と同様に、目標過熱度SHCO、冷却用膨張弁14cの絞り開度の増減量ΔEVB、目標低温側熱媒体温度TWLOを決定する。
次に、ステップS1380では、冷房冷却モードと同様に、第1低温側熱媒体温度TWL1が目標低温側熱媒体温度TWLOよりも高くなっていると判定された場合は、ステップS1400へ進む。ステップS1380にて、第1低温側熱媒体温度TWL1が目標低温側熱媒体温度TWLOよりも高くなっていると判定されなかった場合には、ステップS1390へ進む。ステップS1390では、冷却用膨張弁14cを全閉状態として、ステップS1400へ進む。
ステップS1400では、冷凍サイクル装置10を直列除湿暖房冷却モードの冷媒回路に切り替えるために、暖房用膨張弁14aを絞り状態とし、冷房用膨張弁14bを絞り状態とし、冷却用膨張弁14cを絞り状態とし、中間圧膨張弁14dを全閉状態する。さらに、除湿用開閉弁15aを閉じ、暖房用開閉弁15bを閉じる。
さらに、ステップS1310、S1330、S1340、S1360、S1390で決定された制御状態が得られるように、各制御対象機器に対して制御信号あるいは制御電圧を出力して、ステップS10へ戻る。
従って、直列除湿暖房冷却モードでは、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12、暖房用膨張弁14a、室外熱交換器16、逆止弁17、第5三方継手13e、冷房用膨張弁14b、室内蒸発器18、蒸発圧力調整弁20、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒が循環する。さらに、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12、暖房用膨張弁14a、室外熱交換器16、逆止弁17、第5三方継手13e、冷却用膨張弁14c、チラー19、蒸発圧力調整弁20、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒が循環する蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。
つまり、直列除湿暖房冷却モードの冷凍サイクル装置10では、水-冷媒熱交換器12が放熱器として機能し、室内蒸発器18およびチラー19が蒸発器として機能する蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。
つまり、直列除湿暖房モードの冷凍サイクル装置10では、水-冷媒熱交換器12が圧縮機11から吐出された冷媒を放熱させる放熱器として機能する。暖房用膨張弁14aが減圧部として機能する。冷房用膨張弁14bが減圧部として機能する。室内蒸発器18が蒸発器として機能する。さらに、冷房用膨張弁14bおよび室内蒸発器18に対して並列的に接続された冷却用膨張弁14cが減圧部として機能する。そして、チラー19が蒸発器として機能する冷凍サイクルが構成される。
さらに、室外熱交換器16における冷媒の飽和温度が、外気温Tamよりも高くなっている際には、室外熱交換器16が放熱器として機能するサイクルが構成される。室外熱交換器16における冷媒の飽和温度が、外気温Tamよりも低くなっている際には、室外熱交換器16が蒸発器として機能するサイクルが構成される。
これによれば、室内蒸発器18にて送風空気を冷却することができるとともに、水-冷媒熱交換器12にて、高温側熱媒体を加熱することができる。さらに、チラー19にて低圧側熱媒体を冷却することができる。
従って、直列除湿暖房冷却モードの冷凍サイクル装置10では、室内蒸発器18にて冷却されて除湿された送風空気を、ヒータコア42にて再加熱して車室内へ吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。この際、開度パターンKPN1を大きくすることにより、直列除湿暖房モードと同様に、ヒータコア42における送風空気の加熱能力を向上させることができる。
さらに、チラー19にて冷却された低温側熱媒体を冷却用熱交換部52へ流入させることによって、バッテリ80の冷却を行うことができる。
(7)並列除湿暖房冷却モード
並列除湿暖房冷却モードでは、制御装置60が、図18に示す並列除湿暖房冷却モードでの制御フローを実行する。まず、ステップS1500~S1540では、並列除湿暖房モードのステップS800~S840と同様に、目標高温側熱媒体温度TWHO、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVO、目標過熱度SHEO、開度パターンKPN1の変化量ΔKPN1、エアミックスドア34の開度SWを決定する。
並列除湿暖房冷却モードでは、制御装置60が、図18に示す並列除湿暖房冷却モードでの制御フローを実行する。まず、ステップS1500~S1540では、並列除湿暖房モードのステップS800~S840と同様に、目標高温側熱媒体温度TWHO、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVO、目標過熱度SHEO、開度パターンKPN1の変化量ΔKPN1、エアミックスドア34の開度SWを決定する。
続くステップS1550~S1570では、冷房冷却モードのステップS1170~S1190と同様に、目標過熱度SHCO、冷却用膨張弁14cの絞り開度の増減量ΔEVB、目標低温側熱媒体温度TWLOを決定する。
次に、ステップS1580では、冷房冷却モードと同様に、第1低温側熱媒体温度TWL1が目標低温側熱媒体温度TWLOよりも高くなっていると判定された場合は、ステップS1600へ進む。ステップS1580にて、第1低温側熱媒体温度TWL1が目標低温側熱媒体温度TWLOよりも高くなっていると判定されなかった場合には、ステップS1590へ進む。ステップS1590では、冷却用膨張弁14cを全閉状態として、ステップS1600へ進む。
ステップS1600では、冷凍サイクル装置10を並列除湿暖房冷却モードの冷媒回路に切り替えるために、暖房用膨張弁14aを絞り状態とし、冷房用膨張弁14bを絞り状態とし、冷却用膨張弁14cを絞り状態とし、中間圧膨張弁14dを全閉状態とする。さらに、除湿用開閉弁15aを開き、暖房用開閉弁15bを開く。
さらに、ステップS1510、S1530、S1540、S1560、S1590で決定された制御状態が得られるように、各制御対象機器に対して制御信号あるいは制御電圧を出力して、ステップS10へ戻る。
従って、並列除湿暖房冷却モードの冷凍サイクル装置10では、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12、暖房用膨張弁14a、室外熱交換器16、暖房用通路22b、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒が循環する。さらに、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12、バイパス通路22a、冷房用膨張弁14b、室内蒸発器18、蒸発圧力調整弁20、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒が循環する。これに加えて、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12、バイパス通路22a、冷却用膨張弁14c、チラー19、蒸発圧力調整弁20、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒が循環する蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。
つまり、並列除湿暖房冷却モードの冷凍サイクル装置10では、水-冷媒熱交換器12が圧縮機11から吐出された冷媒を放熱させる放熱器として機能する。暖房用膨張弁14aが減圧部として機能する。室外熱交換器16が蒸発器として機能する。暖房用膨張弁14aおよび室外熱交換器16に対して並列的に接続された冷房用膨張弁14bが減圧部として機能する。室内蒸発器18が蒸発器として機能する。さらに、暖房用膨張弁14aおよび室外熱交換器16に対して並列的に接続された冷却用膨張弁14cが減圧部として機能する。そして、チラー19が蒸発器として機能する冷凍サイクルが構成される。
これによれば、室内蒸発器18にて送風空気を冷却することができるとともに、水-冷媒熱交換器12にて、高温側熱媒体を加熱することができる。さらに、チラー19にて低圧側熱媒体を冷却することができる。
従って、並列除湿暖房冷却モードの車両用空調装置1では、室内蒸発器18にて冷却されて除湿された送風空気を、ヒータコア42にて再加熱して車室内へ吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。この際、室外熱交換器16における冷媒蒸発温度を室内蒸発器18における冷媒蒸発温度よりも低下させることで、直列除湿暖房冷却モードよりも高い加熱能力で送風空気を再加熱することができる。
さらに、チラー19にて冷却された低温側熱媒体を冷却用熱交換部52へ流入させることによって、バッテリ80の冷却を行うことができる。
(8)暖房冷却モード
暖房冷却モードでは、制御装置60が、図19に示す暖房冷却モードの制御フローを実行する。まず、ステップS300では、冷却用熱交換部52にてバッテリ80を冷却できるように、冷房冷却モードと同様に、低温側熱媒体の目標低温側熱媒体温度TWLOが決定される。
暖房冷却モードでは、制御装置60が、図19に示す暖房冷却モードの制御フローを実行する。まず、ステップS300では、冷却用熱交換部52にてバッテリ80を冷却できるように、冷房冷却モードと同様に、低温側熱媒体の目標低温側熱媒体温度TWLOが決定される。
ステップS310では、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVOを決定する。暖房冷却モードでは、増減量ΔIVOは、目標低温側熱媒体温度TWLOと第1低温側熱媒体温度TWL1との偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、第1低温側熱媒体温度TWL1が目標低温側熱媒体温度TWLOに近づくように決定される。
ステップS320では、室外熱交換器16から流出した冷媒の目標過冷却度SCO1を決定する。暖房冷却モードの目標過冷却度SCO1は、外気温Tamに基づいて、制御マップを参照して決定される。本実施形態の制御マップでは、サイクルの成績係数(COP)が極大値に近づくように、目標過冷却度SCO1を決定する。
ステップS330では、冷却用膨張弁14cの絞り開度の増減量ΔEVBを決定する。増減量ΔEVBは、目標過冷却度SCO1と室外熱交換器16の出口側冷媒の過冷却度SC1との偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、室外熱交換器16の出口側冷媒の過冷却度SC1が目標過冷却度SCO1に近づくように決定される。過冷却度SC1は、冷房モードと同様に算出される。
ステップS340では、冷房モードと同様に、エアミックスドア34の開度SWを算定する。
ステップS350では、冷凍サイクル装置10を暖房冷却モードの冷媒回路に切り替えるために、暖房用膨張弁14aを全開状態とし、冷房用膨張弁14bを全閉状態とし、冷却用膨張弁14cを絞り状態とし、中間圧膨張弁14dを全閉状態する。さらに、除湿用開閉弁15aを閉じ、暖房用開閉弁15bを閉じる。さらに、ステップS310、S330、S340で決定された制御状態が得られるように、各制御対象機器に対して制御信号あるいは制御電圧を出力して、ステップS10へ戻る。
従って、暖房冷却モードの冷凍サイクル装置10では、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12(、暖房用膨張弁14a)、室外熱交換器16、逆止弁17、冷却用膨張弁14c、チラー19、蒸発圧力調整弁20、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒が循環する蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。
つまり、暖房冷却モードの冷凍サイクル装置10では、水-冷媒熱交換器12および室外熱交換器16が圧縮機11から吐出された冷媒を放熱させる放熱器として機能する。冷却用膨張弁14cが冷媒を減圧させる減圧部として機能する。そして、チラー19が蒸発器として機能する蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。
これによれば、水-冷媒熱交換器12にて、高温側熱媒体を加熱することができるとともに、チラー19にて低温側熱媒体を冷却することができる。
従って、暖房冷却モードの車両用空調装置1では、ヒータコア42にて加熱された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。さらに、チラー19にて冷却された低温側熱媒体を冷却用熱交換部52へ流入させることによって、バッテリ80の冷却を行うことができる。
(9)暖房直列冷却モード
暖房直列冷却モードでは、制御装置60が、図20に示す暖房直列冷却モードの制御フローを実行する。まず、ステップS400では、暖房冷却モードと同様に、目標低温側熱媒体温度TWLOを決定する。ステップS410では、暖房冷却モードと同様に、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVOを決定する。ステップS420では、直列除湿暖房モードと同様に、高温側熱媒体の目標高温側熱媒体温度TWHOを決定する。
暖房直列冷却モードでは、制御装置60が、図20に示す暖房直列冷却モードの制御フローを実行する。まず、ステップS400では、暖房冷却モードと同様に、目標低温側熱媒体温度TWLOを決定する。ステップS410では、暖房冷却モードと同様に、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVOを決定する。ステップS420では、直列除湿暖房モードと同様に、高温側熱媒体の目標高温側熱媒体温度TWHOを決定する。
ステップS430では、開度パターンKPN2の変化量ΔKPN2を決定する。開度パターンKPN2は、暖房用膨張弁14aの絞り開度および冷却用膨張弁14cの絞り開度の組合せを決定するためのパラメータである。
具体的には、暖房直列冷却モードでは、図21に示すように、目標吹出温度TAOが上昇するに伴って、開度パターンKPN2が大きくなる。そして、開度パターンKPN2が大きくなるに伴って、暖房用膨張弁14aの絞り開度が小さくなり、冷却用膨張弁14cの絞り開度が大きくなる。
ステップS440では、冷房モードと同様に、エアミックスドア34の開度SWを算定する。
ステップS450では、冷凍サイクル装置10を暖房直列冷却モードの冷媒回路に切り替えるために、暖房用膨張弁14aを絞り状態とし、冷房用膨張弁14bを全閉状態とし、冷却用膨張弁14cを絞り状態とし、中間圧膨張弁14dを全閉状態とし、除湿用開閉弁15aを閉じ、暖房用開閉弁15bを閉じる。さらに、ステップS310、S330、S340で決定された制御状態が得られるように、各制御対象機器に対して制御信号あるいは制御電圧を出力して、ステップS10へ戻る。
従って、暖房直列冷却モードの冷凍サイクル装置10では、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12、暖房用膨張弁14a、室外熱交換器16、逆止弁17、冷却用膨張弁14c、チラー19、蒸発圧力調整弁20、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒が循環する蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。
つまり、暖房直列冷却モードの冷凍サイクル装置10では、水-冷媒熱交換器12が圧縮機11から吐出された冷媒を放熱させる放熱器として機能し、暖房用膨張弁14aおよび冷却用膨張弁14cが減圧部として機能し、チラー19が蒸発器として機能する蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。
さらに、室外熱交換器16における冷媒の飽和温度が、外気温Tamよりも高くなっている際には、室外熱交換器16が放熱器として機能するサイクルが構成される。室外熱交換器16における冷媒の飽和温度が、外気温Tamよりも低くなっている際には、室外熱交換器16が蒸発器として機能するサイクルが構成される。
これによれば、水-冷媒熱交換器12にて、高温側熱媒体を加熱することができるとともに、チラー19にて、低温側熱媒体を冷却することができる。
従って、暖房直列冷却モードの車両用空調装置1では、ヒータコア42にて加熱された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。さらに、チラー19にて冷却された低温側熱媒体を冷却用熱交換部52へ流入させることによって、バッテリ80の冷却を行うことができる。
さらに、室外熱交換器16における冷媒の飽和温度が、外気温Tamよりも高くなっている際には、目標吹出温度TAOの上昇に伴って開度パターンKPN2を大きくすることによって、室外熱交換器16における冷媒の飽和温度が低下して外気温Tamとの差が縮小する。これにより、室外熱交換器16における冷媒の放熱量を減少させて、水-冷媒熱交換器12における冷媒の放熱量を増加させることができる。
また、室外熱交換器16における冷媒の飽和温度が、外気温Tamよりも低くなっている際には、目標吹出温度TAOの上昇に伴って開度パターンKPN2を大きくすることによって、室外熱交換器16における冷媒の温和温度が低下して外気温Tamとの温度差が拡大する。これにより、室外熱交換器16における冷媒の吸熱量を増加させて、水-冷媒熱交換器12における冷媒の放熱量を増加させることができる。
つまり、暖房直列冷却モードでは、目標吹出温度TAOの上昇に伴って開度パターンKPN2を大きくすることによって、水-冷媒熱交換器12における冷媒の高温側熱媒体への放熱量を増加させることができる。従って、暖房直列冷却モードでは、目標吹出温度TAOの上昇に伴ってヒータコア42における送風空気の加熱能力を向上させることができる。
その結果、暖房直列冷却モードでは、暖房冷却モードよりも高い加熱能力で送風空気を加熱することができる。換言すると、暖房冷却モードは、暖房直列冷却モードよりも低い加熱能力で送風空気を加熱する運転モードである。
(10)暖房並列冷却モード
暖房並列冷却モードでは、制御装置60が、図22に示す暖房並列冷却モードの制御フローを実行する。まず、ステップS500では、ヒータコア42にて送風空気を加熱できるように、直列除湿暖房モードと同様に、高温側熱媒体の目標高温側熱媒体温度TWHOが決定される。
暖房並列冷却モードでは、制御装置60が、図22に示す暖房並列冷却モードの制御フローを実行する。まず、ステップS500では、ヒータコア42にて送風空気を加熱できるように、直列除湿暖房モードと同様に、高温側熱媒体の目標高温側熱媒体温度TWHOが決定される。
ステップS510では、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVOを決定する。暖房並列冷却モードでは、増減量ΔIVOは、並列除湿暖房モードと同様に、目標高温側熱媒体温度TWHOと高温側熱媒体温度TWHとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、高温側熱媒体温度TWHが目標高温側熱媒体温度TWHOに近づくように決定される。
ステップS520では、チラー19の冷媒通路の出口側冷媒の目標過熱度SHCOを決定する。目標過熱度SHCOとしては、予め定めた定数(本実施形態では、5℃)を採用することができる。
ステップS530では、開度パターンKPN2の変化量ΔKPN2を決定する。暖房並列冷却モードでは、目標過熱度SHCOとチラー19の冷媒通路の出口側冷媒の過熱度SHCとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、過熱度SHCが目標過熱度SHCOに近づくように決定される。
また、暖房並列冷却モードでは、図23に示すように、開度パターンKPN2が大きくなるに伴って、暖房用膨張弁14aの絞り開度が小さくなり、冷却用膨張弁14cの絞り開度が大きくなる。従って、開度パターンKPN2が増加すると、チラー19の冷媒通路へ流入する冷媒流量が増加し、チラー19の冷媒通路の出口側冷媒の過熱度SHCが低下する。
ステップS540では、冷房モードと同様に、エアミックスドア34の開度SWを算定する。ステップS550では、冷房冷却モードと同様に、低温側熱媒体の目標低温側熱媒体温度TWLOが決定される。
ステップS560では、第1低温側熱媒体温度センサ67aによって検出された第1低温側熱媒体温度TWL1が目標低温側熱媒体温度TWLOよりも高くなっているか否かが判定される。
ステップS560にて、第1低温側熱媒体温度TWL1が目標低温側熱媒体温度TWLOよりも高くなっていると判定された場合は、ステップS580へ進む。ステップS560にて、第1低温側熱媒体温度TWL1が目標低温側熱媒体温度TWLOよりも高くなっていると判定されなかった場合には、ステップS570へ進む。ステップS570では、冷却用膨張弁14cを全閉状態として、ステップS580へ進む。
ステップS580では、冷凍サイクル装置10を暖房並列冷却モードの冷媒回路に切り替えるために、暖房用膨張弁14aを絞り状態とし、冷房用膨張弁14bを全閉状態とし、冷却用膨張弁14cを絞り状態とし、中間圧膨張弁14dを全閉状態とする。さらに、除湿用開閉弁15aを開き、暖房用開閉弁15bを開く。さらに、ステップS510、S530、S540、S570で決定された制御状態が得られるように、各制御対象機器に対して制御信号あるいは制御電圧を出力して、ステップS10へ戻る。
従って、暖房並列冷却モードの冷凍サイクル装置10では、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12、暖房用膨張弁14a、室外熱交換器16、暖房用通路22b、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒が循環する。さらに、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12、バイパス通路22a、冷却用膨張弁14c、チラー19、蒸発圧力調整弁20、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒が循環する蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。
つまり、暖房並列冷却モードの冷凍サイクル装置10では、水-冷媒熱交換器12が圧縮機11から吐出された冷媒を放熱させる放熱器として機能する。暖房用膨張弁14aが減圧部として機能する。室外熱交換器16が蒸発器として機能する。さらに、暖房用膨張弁14aおよび室外熱交換器16に対して並列的に接続された冷却用膨張弁14cが減圧部として機能する。そして、チラー19が蒸発器として機能する冷凍サイクルが構成される。
これによれば、水-冷媒熱交換器12にて、高温側熱媒体を加熱することができるとともに、チラー19にて低温側熱媒体を冷却することができる。
従って、暖房並列冷却モードの車両用空調装置1では、ヒータコア42にて加熱された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。さらに、チラー19にて冷却された低温側熱媒体を冷却用熱交換部52へ流入させることによって、バッテリ80の冷却を行うことができる。
さらに、暖房並列冷却モードの冷凍サイクル装置10では、室外熱交換器16とチラー19が冷媒流れに対して並列的に接続され、チラー19の冷媒通路の下流側に蒸発圧力調整弁20が配置されている。これにより、室外熱交換器16における冷媒蒸発温度を、チラー19の冷媒通路における冷媒蒸発温度よりも低下させることができる。
従って、暖房並列冷却モードでは、暖房直列冷却モードよりも、室外熱交換器16における冷媒の吸熱量を増加させることができ、水-冷媒熱交換器12における冷媒の放熱量を増加させることができる。その結果、暖房並列冷却モードでは、暖房直列冷却モードよりも高い加熱能力で送風空気を再加熱することができる。
(11)冷却モード
冷却モードでは、制御装置60が、図24に示す冷却モードの制御フローを実行する。まず、ステップS1000~S1030では、暖房冷却モードのステップS300~S330と同様に、低温側熱媒体の目標低温側熱媒体温度TWLO、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVO、目標過冷却度SCO1、冷却用膨張弁14cの絞り開度の増減量ΔEVBの開度SWを決定する。
冷却モードでは、制御装置60が、図24に示す冷却モードの制御フローを実行する。まず、ステップS1000~S1030では、暖房冷却モードのステップS300~S330と同様に、低温側熱媒体の目標低温側熱媒体温度TWLO、圧縮機11の回転数の増減量ΔIVO、目標過冷却度SCO1、冷却用膨張弁14cの絞り開度の増減量ΔEVBの開度SWを決定する。
ステップS1040~S1060では、冷房モードのステップS640~S660と同様に、目標過熱度SHIO、中間圧膨張弁14dの絞り開度の増減量ΔEVI、エアミックスドア34の開度SWを決定する。
ここで、冷却モードでは、目標吹出温度TAOが暖房用基準温度γより低くなるので、エアミックスドア34の開度SWが0%に近づく。このため、冷却モードでは、室内蒸発器18通過後の送風空気のほぼ全流量が冷風バイパス通路35を通過するように、エアミックスドア34の開度が決定される。
ステップS1070では、冷凍サイクル装置10を冷却モードの冷媒回路に切り替えるために、暖房用膨張弁14aを全開状態とし、冷房用膨張弁14bを全閉状態とし、冷却用膨張弁14cを絞り状態とし、中間圧膨張弁14dを絞り状態とする。さらに、除湿用開閉弁15aを閉じ、暖房用開閉弁15bを閉じる。さらに、ステップS1010、S1030、S1050、S1060で決定された制御状態が得られるように、各制御対象機器に対して制御信号あるいは制御電圧を出力して、ステップS10へ戻る。
従って、冷却モードの冷凍サイクル装置10では、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12(、暖房用膨張弁14a)、室外熱交換器16、逆止弁17、第7三方継手13g、中間圧膨張弁14d、内部熱交換器23の中間温側通路23a、圧縮機11の中間圧吸入口11bの順に冷媒を循環させる。さらに、第7三方継手13g、内部熱交換器23の高温側通路23b、冷却用膨張弁14c、チラー19、蒸発圧力調整弁20、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒を循環させるガスインジェクションサイクルが構成される。
より詳細には、制御装置60が圧縮機11を作動させると、図25のモリエル線図に示すように、冷媒の状態が変化する。
すなわち、圧縮機11の吐出口11cから吐出された高圧冷媒(図25のa25点)は、冷房モードと同様に、水-冷媒熱交換器12および室外熱交換器16にて放熱して、第7三方継手13gにて分岐される(図25のa25点→b25点→c25点)。
第7三方継手13gにて分岐された一方の冷媒は、冷房モードと同様に、圧縮機11の中間圧吸入口11bから吸入される(図25のc25点→d25点→e25点)。第7三方継手13gにて分岐された他方の冷媒は、冷房モードと同様に、内部熱交換器23の高温側通路23bを流通する際に、エンタルピを減少させる(図25のc25点→f25点)。
内部熱交換器23の高温側通路23bから流出した冷媒は、冷房用膨張弁14bが全閉状態となっているので、冷却用膨張弁14cへ流入する。冷却用膨張弁14cへ流入した冷媒は、冷房冷却モードと同様に、圧縮機11の吸入口11aから吸入される(図25のf25点→k25点→m25点)。
これによれば、チラー19にて、低温側熱媒体を冷却することができる。従って、冷却モードの車両用空調装置1では、チラー19にて冷却された低温側熱媒体を冷却用熱交換部52へ流入させることによって、バッテリ80の冷却を行うことができる。
さらに、冷却モードの冷凍サイクル装置10では、ガスインジェクションサイクルが構成されるので、内部熱交換器23の作用によって、チラー19の冷媒通路の出口側冷媒のエンタルピからチラー19の冷媒通路の入口側冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差を拡大することができる。その結果、通常の蒸気圧縮式の冷凍サイクルよりも、低温側熱媒体の冷却能力を向上させることができる。
以上の如く、本実施形態の冷凍サイクル装置10では、各種運転モードを切り替えることができる。これにより、車両用空調装置1では、バッテリ80の温度を適切に調整しつつ、車室内の快適な空調を実現することができる。
例えば、本実施形態の冷凍サイクル装置10では、(1)冷房モード→(2)直列除湿暖房モード→(3)並列除湿暖房モードの順に冷媒回路を切り替えることによって、送風空気の温度調整能力を順次変化させることができる。従って、送風空気の温度を高温から低温に至る幅広い範囲で調整することができる。
同様に、(8)暖房冷却モード→(9)暖房直列冷却モード→(10)暖房並列冷却モードの順に冷媒回路を切り替えることによって、バッテリ80の冷却を行いながら、送風空気の温度調整能力を順次変化させることができる。従って、送風空気の温度を高温から低温に至る幅広い範囲で調整することができる。
ところで、本実施形態のように、車室内の空調のみならず、バッテリ80の冷却にも用いられる冷凍サイクル装置10では、送風空気および低温側熱媒体の双方を適切に冷却する必要がある。このため、冷凍サイクル装置10では、上述の運転モードのうち(5)冷房冷却モードにおけるサイクルの熱負荷が(4)暖房モードにおける熱負荷よりも高くなる。
これに対して、本実施形態の冷凍サイクル装置10では、(5)冷房冷却モード時にガスインジェクションサイクルを構成し、(4)暖房モード時に通常の冷凍サイクルを構成している。従って、(5)冷房冷却モード時に送風空気およびバッテリ80の双方を充分に冷却できる。さらに、(4)暖房モード時に、送風空気の過剰な加熱能力が発揮されてしまうことがなく、冷凍サイクル装置10を効率的に作動させることができる。
また、本実施形態の冷凍サイクル装置10では、図15のステップS1120に示されるように、冷房冷却モード時に、室外熱交換器16から流出した冷媒(図16のc16点)が過冷却度を有する冷媒となるように冷房用膨張弁14bの絞り開度が制御される。このため、内部熱交換器23の高温側通路23bから流出した冷媒(図16のf16点)も過冷却度を有する冷媒となる。
換言すると、冷房冷却モード時に、下流側分岐部である第5三方継手13eへ流入する冷媒が過冷却度を有する冷媒となる。これにより、第5三方継手13eでは、液相冷媒の流れを分岐することができる。
従って、第5三方継手13eにて気液二相冷媒の流れを分岐する場合に対して、冷房用膨張弁14bを介して室内蒸発器18へ流入する冷媒流量(質量流量)と冷却用膨張弁14cを介してチラー19へ流入する冷媒流量(質量流量)との流量比を精度良く調整することができる。その結果、冷房冷却モード時に、送風空気と低温側熱媒体を適切に冷却することができる。
また、本実施形態の冷凍サイクル装置10では、蒸発圧力調整弁20が第6三方継手13fの冷媒流れ下流側に配置されている。従って、(5)冷房冷却モード時に、室内蒸発器18における冷媒蒸発温度およびチラー19における冷媒蒸発温度を、同等かつ着霜抑制温度以上に維持することができる。
これによれば、制御装置60が、冷房用膨張弁14bおよび冷却用膨張弁14cの作動を制御して、室内蒸発器18へ流入させる冷媒流量とチラー19へ流入させる冷媒流量との流量比を調整することで、室内蒸発器18にて発揮される冷却能力とチラー19にて発揮される冷却能力の能力比を容易に調整することができる。その結果、冷房冷却モード時に、より一層、送風空気および低温側熱媒体を適切に冷却することができる。
また、本実施形態の冷凍サイクル装置10では、暖房用通路22bの入口部が第7三方継手13gよりも冷媒流れ上流側に接続されている。
これによれば、例えば、(4)暖房モード時のように、室外熱交換器16から流出した冷媒を圧縮機11の吸入口11a側(より具体的には、アキュムレータ21の入口側)へ導く運転モード時に、室外熱交換器16から流出した冷媒を、内部熱交換器23の高温側通路23bを通過させなくてもよい。従って、冷媒がサイクル内を循環する際の圧力損失を低減させて、サイクルのCOPを向上させることができる。
また、本実施形態の冷凍サイクル装置10では、バイパス通路22aの出口部が内部熱交換器23の高温側通路23bの下流側に接続されている。
これによれば、例えば、(3)並列除湿暖房モード時のように、水-冷媒熱交換器12の冷媒通路から流出した冷媒を第5三方継手13eの流入口側へ導く運転モード時に、水-冷媒熱交換器12の冷媒通路から流出した冷媒を、内部熱交換器23の高温側通路23bを通過させなくてもよい。従って、冷媒がサイクル内を循環する際の圧力損失を低減させて、サイクルのCOPを向上させることができる。
また、本実施形態の冷凍サイクル装置10では、(1)冷房モード時にガスインジェクションサイクルを構成している。これによれば、(1)冷房モード時に冷凍サイクル装置10による送風空気の冷却能力を向上させることができる。従って、例えば、年間に亘って外気温が比較的高い地域を仕向地とする車両に適用して有効である。
また、本実施形態の冷凍サイクル装置10では、(11)冷却モード時にガスインジェクションサイクルを構成している。これによれば、(11)冷却モード時に冷凍サイクル装置10による低温側熱媒体の冷却能力を向上させることができる。従って、例えば、バッテリ80の自己発熱量が増大する急速充電が可能な車両に適用して有効である。
(第2実施形態)
本実施形態では、第1実施形態に対して、図26に示すように、低温側熱媒体回路50を廃止した例を説明する。なお、図26では、第1実施形態と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。このことは、以下の図面でも同様である。
本実施形態では、第1実施形態に対して、図26に示すように、低温側熱媒体回路50を廃止した例を説明する。なお、図26では、第1実施形態と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。このことは、以下の図面でも同様である。
より具体的には、本実施形態の冷凍サイクル装置10では、冷却用膨張弁14cの出口に、冷却用熱交換部52aの入口側が接続されている。冷却用熱交換部52aは、冷媒通路を流通する冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させることによってバッテリ80を冷却する、いわゆる直冷式の冷却器である。従って、本実施形態では、冷却用熱交換部52aによって、冷却部が構成されている。
冷却用熱交換部52aでは、バッテリ80の全域を均等に冷却できるように、互いに並列的に接続された複数の冷媒流路を有するものが採用されていることが望ましい。冷却用熱交換部52aの出口には、第6三方継手13fの他方の流入口側が接続されている。
また、本実施形態の制御装置60の入力側には、冷却用熱交換部入口温度センサ64hが接続されている。冷却用熱交換部入口温度センサ64hは、冷却用熱交換部52aの冷媒通路へ流入する冷媒の温度を検出する冷却用熱交換部入口温度検出部である。
さらに、本実施形態の第5冷媒温度センサ64eは、冷却用熱交換部52aの冷媒通路から流出した冷媒の温度T5を検出する。本実施形態の第2冷媒圧力センサ65bは、冷却用熱交換部52aの冷媒通路から流出した冷媒の圧力P2を検出する。
また、本実施形態の制御装置60では、バッテリ80の冷却が必要となる運転モード時に、冷却用膨張弁14cを閉じる。すなわち、本実施形態の制御装置60では、冷却用膨張弁14cを絞り状態とする運転モード時であって、冷却用熱交換部入口温度センサ64hによって検出された温度T7が基準入口側温度以下となっている際に、冷却用膨張弁14cを閉じる。これにより、バッテリ80が不必要に冷却されてバッテリ80の出力が低下してしまうことを抑制している。
その他の冷凍サイクル装置10の構成および作動は、第1実施形態と同様である。これによれば、第1実施形態と同様の効果を得ることができる。すなわち、本実施形態の冷凍サイクル装置10においても、いずれの運転モード時にも過剰な冷却能力や加熱能力が発揮されてしまうことなく、送風空気およびバッテリ80を充分かつ適切に冷却することができる。
(第3実施形態)
本実施形態では、第1実施形態に対して、図27に示すように、中間圧膨張弁として温度式膨張弁141を採用し、さらに、中間圧通路22cに中間圧開閉弁15cを配置した例を説明する。
本実施形態では、第1実施形態に対して、図27に示すように、中間圧膨張弁として温度式膨張弁141を採用し、さらに、中間圧通路22cに中間圧開閉弁15cを配置した例を説明する。
温度式膨張弁141は、第7三方継手13gにて分岐された一方の冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させるとともに、中間圧通路22cを流通する冷媒流量を調整する。。温度式膨張弁141は、内部熱交換器23の中間温側通路23aの出口側冷媒の過熱度SHIが、予め定めた目標過熱度SHIO(本実施形態では、10℃)に近づくように冷媒流量を調整する機械的機構で構成されている。
より具体的には、温度式膨張弁141は、変形部材(具体的には、ダイヤフラム)を有する感温部と弁体部とを備えている。感温部の変形部材は、内部熱交換器23の中間温側通路23aから流出した冷媒の温度および圧力に応じて変形する。弁体部は、変形部材の変形に応じて変位して絞り開度を変化させる。さらに、本実施形態では、中間圧温度センサ64gおよび中間圧圧力センサ65cも廃止されている。
中間圧開閉弁15cは、温度式膨張弁141の冷媒流れ上流側に配置されて、中間圧通路22cを開閉する電磁弁である。中間圧開閉弁15cの基本的構成は、第1実施形態で説明した除湿用開閉弁15aおよび暖房用開閉弁15bと同様である。従って、中間圧開閉弁15cは、冷媒回路切替部である。その他の冷凍サイクル装置10の構成は、第1実施形態と同様である。
また、本実施形態の制御装置60は、(1)冷房モード、(5)冷房冷却モード、および(11)冷却モード時に、中間圧開閉弁15cを開き、その他の運転モード時に、中間圧開閉弁15cを閉じる。その他の冷凍サイクル装置10の作動は、第1実施形態と同様である。
従って、本実施形態の冷凍サイクル装置10においても、(1)冷房モード、(5)冷房冷却モード、および(11)冷却モード時に、ガスインジェクションサイクルを構成することができる。さらに、温度式膨張弁141が、内部熱交換器23の中間温側通路23aの出口側冷媒の過熱度SHIが目標過熱度SHIOに近づくように絞り開度を変化させる。その結果、第1実施形態と同様の効果を得ることができる。
さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置10では、機械的機構で構成された温度式膨張弁141を採用しているので、複雑な制御を必要とすることなく、内部熱交換器23の中間温側通路23aを流通させる冷媒流量を適切に調整することができる。
(第4実施形態)
本実施形態では、第1実施形態に対して、図28に示すように、暖房用気液分離器24、暖房用固定絞り25等を追加した例を説明する。本実施形態の冷凍サイクル装置10では、暖房モードにも二段減圧式のガスインジェクションサイクルを構成することができる。
本実施形態では、第1実施形態に対して、図28に示すように、暖房用気液分離器24、暖房用固定絞り25等を追加した例を説明する。本実施形態の冷凍サイクル装置10では、暖房モードにも二段減圧式のガスインジェクションサイクルを構成することができる。
本実施形態では、暖房用膨張弁14aの出口に、暖房用気液分離器24の冷媒流入口が接続されている。暖房用気液分離器24は、内部へ流入した冷媒の流れを旋回させることで生じる遠心力の作用によって冷媒の気液を分離する遠心分離方式(いわゆる、サイクロンセパレータ方式)のものを採用している。
暖房用気液分離器24の内容積は、サイクルに負荷変動が生じてサイクルを循環する冷媒循環流量が変動しても、実質的に余剰冷媒を溜めることができない程度の比較的小さな容積になっている。このため、暖房用気液分離器24の気相冷媒出口から気相冷媒を流出させることができない場合には、液相冷媒出口から気相冷媒が流出することもある。つまり、液相冷媒出口から気液混相状態の冷媒が流出することもある。
暖房用気液分離器24の気相冷媒出口には、気相通路22dを介して、圧縮機11の中間圧吸入口11b側に接続されている。より具体的には、本実施形態の気相通路22dは、暖房用気液分離器24の気相冷媒出口と、中間圧通路22cの内部熱交換器23の中間温側通路23aの冷媒流れ下流側の部位とを接続している。気相通路22dには、気相通路22dを開閉する気相通路開閉弁15dが配置されている。
暖房用気液分離器24の液相冷媒出口には、液相通路22eを介して、室外熱交換器16の冷媒入口側が接続されている。液相通路22eには、暖房用固定絞り25が配置されている。暖房用固定絞り25は、暖房用気液分離器24の液相冷媒出口から流出した冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる減圧部である。暖房用固定絞り25としては、絞り開度が固定されたノズル、オリフィス、キャピラリチューブ等を採用することができる。
さらに、暖房用気液分離器24の液相冷媒出口には、暖房用気液分離器24にて分離された液相冷媒を暖房用固定絞り25を迂回させて室外熱交換器16の冷媒入口側へ導く固定絞り迂回通路22fが接続されている。固定絞り迂回通路22fには、固定絞り迂回通路22fを開閉する迂回通路開閉弁15eが配置されている。
ここで、冷媒が迂回通路開閉弁15eを通過する際に生じる圧力損失は、冷媒が暖房用固定絞り25を通過する際に生じる圧力損失に対して極めて小さい。従って、迂回通路開閉弁15eが開いた際には、暖房用気液分離器24から流出した液相冷媒は、殆ど暖房用固定絞り25を通過することなく、固定絞り迂回通路22fを介して室外熱交換器16へ流入する。
気相通路開閉弁15dおよび迂回通路開閉弁15eの基本的構成は、第1実施形態で説明した除湿用開閉弁15aおよび暖房用開閉弁15bと同様である。従って、気相通路開閉弁15dおよび迂回通路開閉弁15eは、冷媒回路切替部である。その他の冷凍サイクル装置10の構成は、第1実施形態と同様である。
また、本実施形態の制御装置60は、(4)暖房モード時に、気相通路開閉弁15dを開くとともに、迂回通路開閉弁15eを閉じる。さらに、その他の運転モード時に、気相通路開閉弁15dを閉じるとともに、迂回通路開閉弁15eを開く。
従って、暖房モードの冷凍サイクル装置10では、圧縮機11の吐出口11c、水-冷媒熱交換器12、暖房用膨張弁14a、暖房用気液分離器24、気相通路22d、圧縮機11の中間圧吸入口11bの順に冷媒を循環させる。さらに、暖房用気液分離器24、暖房用固定絞り25、室外熱交換器16、暖房用通路22b、アキュムレータ21、圧縮機11の吸入口11aの順に冷媒を循環させるガスインジェクションサイクルが構成される。
より詳細には、(4)暖房モードでは、(1)冷房モード、(5)冷房冷却モード、(11)冷却モードに対して、蒸発器として機能する熱交換器(具体的には、室外熱交換器16)へ流入する冷媒を、暖房用膨張弁14aおよび暖房用固定絞り25の2つの減圧部にて減圧する2段減圧式のガスインジェクションサイクルが構成される。
そして、制御装置60が圧縮機11を作動させると、図29のモリエル線図に示すように、冷媒の状態が変化する。すなわち、圧縮機11の吐出口11cから吐出された高圧冷媒(図29のa29点)は、水-冷媒熱交換器12にて放熱する(図29のa29点→b29点)。これにより、高温側熱媒体が加熱される。
水-冷媒熱交換器12の冷媒通路から流出した冷媒は、暖房用膨張弁14aにて中間圧冷媒となるまで減圧される(図29のb29点→be29点)。この際、暖房用膨張弁14aの絞り開度は、第1実施形態の(4)暖房モードと同様に、水-冷媒熱交換器12の冷媒通路から流出した冷媒の過冷却度(図29のb29点)が目標過冷却度SCO2に近づくように調整される。
暖房用膨張弁14aにて減圧された中間圧冷媒は、暖房用気液分離器24にて気液分離される。
暖房用気液分離器24にて分離された気相冷媒(図29のbg29点)は、気相通路開閉弁15dが開いているので、気相通路22dを介して圧縮機11の中間圧吸入口11bへ吸入される。中間圧吸入口11bから吸入された冷媒は、圧縮機11の低段側圧縮機構にて昇圧された冷媒(図29のi29点)と合流して(図9のj29点)、圧縮機11の高段側圧縮機構へ吸入される。
暖房用気液分離器24にて分離された液相冷媒(図29のbl29点)は、迂回通路開閉弁15eが閉じているので、暖房用固定絞り25にて低圧冷媒となるまで減圧されて(図29のbl29点→ble29点)、室外熱交換器16へ流入する。室外熱交換器16へ流入した冷媒は、外気から吸熱して蒸発する(図29のble29→n29点)。
室外熱交換器16から流出した冷媒は、暖房用開閉弁15bが開いているので、暖房用通路22bを介してアキュムレータ21へ流入する。アキュムレータ21では冷媒の気液が分離される。アキュムレータ21にて分離された気相冷媒は、圧縮機11の吸入口11aから吸入されて、低段側圧縮機構にて昇圧される(図29のn29点→i29点)。
これによれば、水-冷媒熱交換器12にて、高温側熱媒体を加熱することができる。従って、暖房モードの車両用空調装置1では、ヒータコア42にて加熱された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。その他の冷凍サイクル装置10の作動は、第1実施形態と同様である。従って、本実施形態の冷凍サイクル装置10においても、第1実施形態と同様の効果を得ることができる。
さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置10では、暖房モード時にもガスインジェクションサイクルが構成されるので、室外熱交換器16の出口側冷媒のエンタルピから室外熱交換器16の入口側冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差を拡大することができる。その結果、暖房モード時に、通常の蒸気圧縮式の冷凍サイクルよりも、送風空気の加熱能力を向上させることができる。
これに加えて、暖房モードは外気温が低下する際に実行される運転モードであるから、水-冷媒熱交換器12における冷媒凝縮圧力と室外熱交換器16における冷媒蒸発圧力との圧力差(すなわち、サイクルの高低圧差)が拡大しやすい。従って、暖房モード時にガスインジェクションサイクルを構成することで、圧縮機11の圧縮効率を向上させて、高いCOP向上効果を得ることができる。
本開示は上述の実施形態に限定されることなく、本開示の趣旨を逸脱しない範囲内で、以下のように種々変形可能である。また、上記各実施形態に開示された手段は、実施可能な範囲で適宜組み合わせてもよい。例えば、第2、第4実施形態で説明した冷凍サイクル装置10の中間圧膨張弁14dに代えて、第3実施形態で説明した温度式膨張弁141および中間圧開閉弁15cを採用してもよい。
上述の実施形態では、(1)冷房モード、(5)冷房冷却モード、(11)冷却モードで、ガスインジェクションサイクルを構成する冷媒回路に切り替える例を説明したが、これに限定されない。
つまり、少なくとも冷凍サイクル装置10の熱負荷が最も高くなり得る運転モード(上述の実施形態では、(5)冷房冷却モード)時に、ガスインジェクションサイクルを構成する冷媒回路に切り替えるようにすればよい。従って、(1)冷房モードおよび(11)冷却モードで、中間圧膨張弁14dを全閉状態として、通常の蒸気圧縮式の冷凍サイクルを構成してもよい。
また、上述の実施形態では、複数の運転モードに切替可能な冷凍サイクル装置10について説明したが、冷凍サイクル装置10の運転モードの切り替えはこれに限定されない。つまり、いずれの運転モード時にも過剰な冷却能力や加熱能力が発揮されてしまうことなく、送風空気およびバッテリ80を充分かつ適切に冷却することができれば、上述した実施形態で説明した全ての運転モードに切替可能であることは必須ではない。
また、各運転モードの詳細制御は、上述の実施形態に開示されたものに限定されない。例えば、ステップS260で説明した送風モードを、圧縮機11のみならず送風機32を停止させる停止モードとしてもよい。
冷凍サイクル装置の構成機器は、上述の実施形態に開示されたものに限定されない。
例えば、上述の実施形態では、圧縮機11として、2つの圧縮機構を1つのハウジング内に収容した二段昇圧式の電動圧縮機を採用した例を説明したが、圧縮機の形式はこれに限定されない。中間圧吸入口11bから中間圧のサイクル用冷媒を流入させて、低圧から高圧へ圧縮される過程のサイクル用冷媒に合流させることが可能であれば、他の形式の圧縮機であってもよい。例えば、ハウジングの内部に、1つの固定容量型の圧縮機構、および1つの圧縮機構を回転駆動する電動モータを収容して構成された電動圧縮機であってもよい。
この他にも、2つの圧縮機を直列に接続して、低段側に配置される低段側圧縮機の吸入口を吸入口11aとし、高段側に配置される高段側圧縮機の吐出口を吐出口11cとする。さらに、低段側圧縮機の吐出口と高段側圧縮機との吸入口とを接続する接続部に中間圧吸入口11bを設ける。このように、低段側圧縮機と高段側圧縮機との2つの圧縮機を用いて、1つの二段昇圧式の圧縮機を構成してもよい。
上述した効果を発揮できるように、複数のサイクル構成機器の一体化等を行ってもよい。例えば、第2三方継手13bと第5三方継手13eとを一体化させた四方継手構造のものを採用してもよい。また、冷房用膨張弁14bおよび冷却用膨張弁14cとして、全閉機能を有しない電気式膨張弁と開閉弁とを直接的に接続したものを採用してもよい。
また、上述の実施形態では、冷媒としてR1234yfを採用した例を説明したが、冷媒はこれに限定されない。例えば、R134a、R600a、R410A、R404A、R32、R407C、等を採用してもよい。または、これらの冷媒のうち複数種を混合させた混合冷媒等を採用してもよい。さらに、冷媒として二酸化炭素を採用して、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界冷凍サイクルを構成してもよい。
加熱部の構成は、上述の実施形態に開示されたものに限定されない。例えば、第1実施形態で説明した高温側熱媒体回路40に対して、低温側熱媒体回路50の三方弁53および低温側ラジエータ54と同様の三方弁および高温側ラジエータを追加し、余剰の熱を外気に放熱させるようにしてもよい。さらに、ハイブリッド車両のように内燃機関(エンジン)を備える車両では、高温側熱媒体回路40にエンジン冷却水を循環させるようにしてもよい。
また、高温側熱媒体回路40を廃止して、加熱部として室内凝縮器を採用してもよい。室内凝縮器は、圧縮機11から吐出された高温高圧冷媒と送風空気とを熱交換させて、冷媒を凝縮させるとともに送風空気を加熱する加熱用熱交換器である。
冷却部の構成は、上述の実施形態に開示されたものに限定されない。例えば、冷却部として、第1実施形態で説明した低温側熱媒体回路50のチラー19を凝縮部とし、冷却用熱交換部52を蒸発部として機能させるサーモサイフォンを採用してもよい。これによれば、低温側熱媒体ポンプ51を廃止することができる。
サーモサイフォンは、冷媒を蒸発させる蒸発部と冷媒を凝縮させる凝縮部とを有し、蒸発部と凝縮部とを閉ループ状に(すなわち、環状に)接続することによって構成されている。そして、蒸発部における冷媒の温度と凝縮部における冷媒の温度との温度差によって回路内の冷媒に比重差を生じさせ、重力の作用によって冷媒を自然循環させて、冷媒とともに熱を輸送する熱輸送回路である。
例えば、冷却用膨張弁14cにて減圧された冷媒と冷却用送風空気とを熱交換させて冷媒を蒸発させる電池用蒸発器と、電池用蒸発器へ向けて冷却用送風空気を送風する電池用送風機とを備える。そして、電池用蒸発器にて冷却された冷却用送風空気を吹き付けることによってバッテリ80を冷却する空気冷却式の冷却部を採用してもよい。
また、上述の実施形態では、冷却部にて冷却される冷却対象物がバッテリ80である例を説明したが、冷却対象物はこれに限定されない。直流電流と交流電流とを変換するインバータ、バッテリ80に電力を充電する充電器、電力を供給されることによって走行用の駆動力を出力するとともに、減速時等には回生電力を発生させるモータジェネレータのように作動時に発熱を伴う電気機器であってもよい。
上述の各実施形態では、本開示に係る冷凍サイクル装置10を車両用空調装置1に適用したが、冷凍サイクル装置10の適用はこれに限定されない。例えば、コンピューターサーバーの温度を適切に調整しつつ、室内の空調を行うサーバー冷却機能付きの空調装置等に適用してもよい。
上述の各実施形態では、(1)冷房モード、(5)冷房冷却モード、(11)冷却モードのように、送風空気を加熱しない運転モードであっても、圧縮機11から吐出された冷媒を加熱部(具体的には、水-冷媒熱交換器12)へ流入させる例を説明したが、各運転モードにおける冷媒回路はこれに限定されない。
例えば、図30に示すように、圧縮機11から吐出された冷媒を暖房用膨張弁14aの入口側へ導く加熱部バイパス通路22g、および圧縮機11から吐出された冷媒を水-冷媒熱交換器12(すなわち、加熱部)へ導く冷媒回路と加熱部バイパス通路22gへ流入させる冷媒回路とを切り替える加熱部切替弁26を備えていてもよい。
そして、必要吹出温度と蒸発器温度Tefinとを比較して、送風空気を加熱する必要がない場合には、加熱部切替弁26が、圧縮機11から吐出された冷媒を、加熱部へ流入させることなく、加熱部バイパス通路22gへ流入させるように冷媒回路を切り替えてもよい。
また、目標吹出温度TAOと空調風温度センサ69によって検出された送風空気温度TAVとを比較して、送風空気を加熱する必要がない場合には、加熱部切替弁26が、圧縮機11から吐出された冷媒を加熱部バイパス通路22gへ流入させるように冷媒回路を切り替えてもよい。
また、送風空気を加熱する必要のない運転モード時には、加熱部切替弁26が、圧縮機11から吐出された冷媒を加熱部バイパス通路22gへ流入させるように冷媒回路に切り替えてもよい。さらに、送風空気を加熱する必要のある運転モード時には、加熱部切替弁26が、圧縮機11から吐出された冷媒を加熱部へ流入させるように冷媒回路に切り替えてもよい。
本開示は、実施例に準拠して記述されたが、本開示は当該実施例や構造に限定されるものではないと理解される。本開示は、様々な変形例や均等範囲内の変形をも包含する。加えて、様々な組み合わせや形態、さらには、それらに一要素のみ、それ以上、あるいはそれ以下、を含む他の組み合わせや形態をも、本開示の範疇や思想範囲に入るものである。
Claims (6)
- 吸入口(11a)から吸入した低圧冷媒を高圧冷媒となるまで圧縮して吐出口(11c)から吐出するとともに、サイクル内の中間圧冷媒を流入させて圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧吸入口(11b)を有する圧縮機(11)と、
前記圧縮機から吐出された高圧冷媒を熱源として、空調対象空間へ送風される送風空気を加熱する加熱部(40)と、
前記加熱部から流出した冷媒を減圧させる暖房用膨張弁(14a)と、
前記暖房用膨張弁から流出した冷媒と外気とを熱交換させる室外熱交換器(16)と、
前記室外熱交換器から流出した冷媒の流れを分岐する上流側分岐部(13g)と、
前記上流側分岐部にて分岐された一方の冷媒を前記中間圧吸入口側へ導く中間圧通路(22c)と、
前記中間圧通路を流通する冷媒を前記中間圧冷媒となるまで減圧させる中間圧膨張弁(14d、141)と、
前記中間圧膨張弁にて減圧された前記中間圧冷媒を流通させる中間温側通路(23a)および前記上流側分岐部にて分岐された他方の冷媒を流通させる高温側通路(23b)とを有し、前記中間温側通路を流通する前記中間圧冷媒と前記高温側通路を流通する冷媒とを熱交換させる内部熱交換器(23)と、
前記高温側通路から流出した冷媒の流れを分岐する下流側分岐部(13e)と、
前記下流側分岐部にて分岐された一方の冷媒を前記低圧冷媒となるまで減圧させる冷房用膨張弁(14b)と、
前記冷房用膨張弁から流出した冷媒を蒸発させて、前記送風空気を冷却する室内蒸発器(18)と、
前記下流側分岐部にて分岐された他方の冷媒を前記低圧冷媒となるまで減圧させる冷却用膨張弁(14c)と、
前記冷却用膨張弁から流出した冷媒を蒸発させて、冷却対象物(80)を冷却する冷却部(50、52a)と、
前記室内蒸発器から流出した冷媒の流れと前記冷却部から流出した冷媒の流れとを合流させて、前記圧縮機の吸入口側へ流出させる合流部(13f)と、
前記室外熱交換器から流出した冷媒を前記圧縮機の吸入口側へ導く暖房用通路(22b)と、
冷媒回路を切り替える冷媒回路切替部(15a~15e)と、を備え、
前記冷媒回路切替部は、
前記送風空気を前記加熱部にて加熱する暖房モードでは、前記圧縮機の前記吐出口、前記加熱部、前記暖房用膨張弁、前記室外熱交換器、前記暖房用通路、前記圧縮機の前記吸入口の順に冷媒を循環させる冷媒回路に切り替え、
前記送風空気を前記室内蒸発器にて冷却するとともに、前記冷却対象物を前記冷却部にて冷却する冷房冷却モードでは、前記圧縮機の前記吐出口、前記暖房用膨張弁、前記室外熱交換器、前記上流側分岐部、前記中間圧膨張弁、前記中間温側通路、前記圧縮機の前記中間圧吸入口の順に冷媒を循環させ、さらに、前記上流側分岐部、前記高温側通路、前記下流側分岐部、前記冷房用膨張弁、前記室内蒸発器、前記合流部、前記圧縮機の吸入口の順に冷媒を循環させるとともに、前記上流側分岐部、前記高温側通路、前記下流側分岐部、前記冷却用膨張弁、前記冷却部、前記合流部、前記圧縮機の吸入口の順に冷媒を循環させる冷媒回路に切り替えるものである冷凍サイクル装置。 - 吸入口(11a)から吸入した低圧冷媒を高圧冷媒となるまで圧縮して吐出口(11c)から吐出するとともに、サイクル内の中間圧冷媒を流入させて圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧吸入口(11b)を有する圧縮機(11)と、
前記圧縮機から吐出された冷媒と外気とを熱交換させる室外熱交換器(16)と、
前記室外熱交換器から流出した冷媒の流れを分岐する上流側分岐部(13g)と、
前記上流側分岐部にて分岐された一方の冷媒を前記中間圧吸入口側へ導く中間圧通路(22c)と、
前記中間圧通路を流通する冷媒を前記中間圧冷媒となるまで減圧させる中間圧膨張弁(14d、141)と、
前記中間圧膨張弁にて減圧された前記中間圧冷媒を流通させる中間温側通路(23a)および前記上流側分岐部にて分岐された他方の冷媒を流通させる高温側通路(23b)とを有し、前記中間温側通路を流通する前記中間圧冷媒と前記高温側通路を流通する冷媒とを熱交換させる内部熱交換器(23)と、
前記高温側通路から流出した冷媒の流れを分岐する下流側分岐部(13e)と、
前記下流側分岐部にて分岐された一方の冷媒を前記低圧冷媒となるまで減圧させる冷房用膨張弁(14b)と、
前記冷房用膨張弁から流出した冷媒を蒸発させて、空調対象空間へ送風される送風空気を冷却する室内蒸発器(18)と、
前記下流側分岐部にて分岐された他方の冷媒を前記低圧冷媒となるまで減圧させる冷却用膨張弁(14c)と、
前記冷却用膨張弁から流出した冷媒を蒸発させて、冷却対象物を冷却する冷却部(50、52a)と、
前記室内蒸発器から流出した冷媒の流れと前記冷却部から流出した冷媒の流れとを合流させて、前記圧縮機の吸入口側へ流出させる合流部(13f)と、
冷媒回路を切り替える冷媒回路切替部(15a~15e)と、
前記冷房用膨張弁(14b)および前記冷却用膨張弁(14c)の少なくとも一方の作動を制御する膨張弁制御部(60b)と、を備え、
前記冷媒回路切替部は、
前記送風空気を前記室内蒸発器にて冷却するとともに、前記冷却対象物を前記冷却部にて冷却する冷房冷却モードでは、前記圧縮機の前記吐出口、前記室外熱交換器、前記上流側分岐部、前記中間圧膨張弁、前記中間温側通路、前記圧縮機の前記中間圧吸入口の順に冷媒を循環させ、さらに、前記上流側分岐部、前記高温側通路、前記下流側分岐部、前記冷房用膨張弁、前記室内蒸発器、前記合流部、前記圧縮機の吸入口の順に冷媒を循環させるとともに、前記上流側分岐部、前記高温側通路、前記下流側分岐部、前記冷却用膨張弁、前記冷却部、前記合流部、前記圧縮機の吸入口の順に冷媒を循環させる冷媒回路に切り替えるものであり、
前記膨張弁制御部は、前記冷房冷却モードでは、前記下流側分岐部へ流入する冷媒が過冷却度を有する高圧冷媒となるように、前記冷房用膨張弁(14b)および前記冷却用膨張弁(14c)の少なくとも一方の作動を制御する冷凍サイクル装置。 - 前記圧縮機から吐出された高圧冷媒を熱源として、空調対象空間へ送風される送風空気を加熱する加熱部(40)と、
前記加熱部から流出した冷媒を減圧させて前記室外熱交換器の冷媒入口側へ流出させる暖房用膨張弁(14a)と、
前記室外熱交換器から流出した冷媒を前記圧縮機の吸入口側へ導く暖房用通路(22b)と、を備え、
前記冷媒回路切替部は、前記送風空気を前記加熱部にて加熱する暖房モードでは、前記圧縮機の前記吐出口、前記加熱部、前記暖房用膨張弁、前記室外熱交換器、前記暖房用通路、前記圧縮機の前記吸入口の順に冷媒を循環させる冷媒回路に切り替える請求項2に記載の冷凍サイクル装置。 - 前記暖房用通路の入口部は、前記上流側分岐部よりも冷媒流れ上流側に接続されている請求項1または3に記載の冷凍サイクル装置。
- 前記冷媒回路切替部は、前記送風空気を前記室内蒸発器にて冷却する冷房モードでは、前記圧縮機の前記吐出口、前記暖房用膨張弁、前記室外熱交換器、前記上流側分岐部、前記中間圧膨張弁、前記中間温側通路、前記圧縮機の前記中間圧吸入口の順に冷媒を循環させ、さらに、前記上流側分岐部、前記高温側通路、前記冷房用膨張弁、前記室内蒸発器、前記圧縮機の吸入口の順に冷媒を循環させる冷媒回路に切り替えるものであり、
前記冷房モードでは、前記暖房用膨張弁が全開となっている請求項1、3、4のいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置。 - 前記冷媒回路切替部は、前記冷却対象物を前記冷却部にて冷却する冷却モードでは、前記圧縮機の前記吐出口、前記暖房用膨張弁、前記室外熱交換器、前記上流側分岐部、前記中間圧膨張弁、前記中間温側通路、前記圧縮機の前記中間圧吸入口の順に冷媒を循環させ、さらに、前記上流側分岐部、前記高温側通路、前記冷却用膨張弁、前記冷却部、前記圧縮機の吸入口の順に冷媒を循環させる冷媒回路に切り替えるものであり、
前記冷却モードでは、前記暖房用膨張弁が全開となっている請求項1、3ないし5のいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置。
Applications Claiming Priority (2)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2018-117740 | 2018-06-21 | ||
JP2018117740A JP2019219121A (ja) | 2018-06-21 | 2018-06-21 | 冷凍サイクル装置 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
WO2019244764A1 true WO2019244764A1 (ja) | 2019-12-26 |
Family
ID=68983738
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
PCT/JP2019/023460 WO2019244764A1 (ja) | 2018-06-21 | 2019-06-13 | 冷凍サイクル装置 |
Country Status (2)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP2019219121A (ja) |
WO (1) | WO2019244764A1 (ja) |
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
CN115666985A (zh) * | 2020-06-29 | 2023-01-31 | 株式会社电装 | 制冷循环装置 |
US20230366595A1 (en) * | 2022-05-10 | 2023-11-16 | Ford Global Technologies, Llc | Vapor injection heat pump |
Families Citing this family (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2021172240A (ja) * | 2020-04-27 | 2021-11-01 | トヨタ自動車株式会社 | 車両用空調装置 |
JP6946535B1 (ja) * | 2020-10-08 | 2021-10-06 | マレリ株式会社 | 温度調整システム |
KR20230099313A (ko) | 2021-12-27 | 2023-07-04 | 현대자동차주식회사 | 가스 인젝션 타입의 차량용 열관리 시스템 |
Citations (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US20100003151A1 (en) * | 2005-05-04 | 2010-01-07 | Alexander Lifson | Refrigerant system with multi-speed scroll compressor and economizer circuit |
JP2011152808A (ja) * | 2010-01-26 | 2011-08-11 | Sanden Corp | 車両の空調装置 |
JP2014066410A (ja) * | 2012-09-25 | 2014-04-17 | Denso Corp | 冷凍サイクル装置 |
JP2014228190A (ja) * | 2013-05-22 | 2014-12-08 | 株式会社デンソー | 冷凍サイクル装置 |
-
2018
- 2018-06-21 JP JP2018117740A patent/JP2019219121A/ja active Pending
-
2019
- 2019-06-13 WO PCT/JP2019/023460 patent/WO2019244764A1/ja active Application Filing
Patent Citations (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US20100003151A1 (en) * | 2005-05-04 | 2010-01-07 | Alexander Lifson | Refrigerant system with multi-speed scroll compressor and economizer circuit |
JP2011152808A (ja) * | 2010-01-26 | 2011-08-11 | Sanden Corp | 車両の空調装置 |
JP2014066410A (ja) * | 2012-09-25 | 2014-04-17 | Denso Corp | 冷凍サイクル装置 |
JP2014228190A (ja) * | 2013-05-22 | 2014-12-08 | 株式会社デンソー | 冷凍サイクル装置 |
Cited By (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
CN115666985A (zh) * | 2020-06-29 | 2023-01-31 | 株式会社电装 | 制冷循环装置 |
US20230366595A1 (en) * | 2022-05-10 | 2023-11-16 | Ford Global Technologies, Llc | Vapor injection heat pump |
US11920834B2 (en) * | 2022-05-10 | 2024-03-05 | Ford Global Technologies, Llc | Vapor injection heat pump |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JP2019219121A (ja) | 2019-12-26 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
CN112334714B (zh) | 制冷循环装置 | |
WO2019244764A1 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
CN112236627B (zh) | 制冷循环装置 | |
CN114514129B (zh) | 制冷循环装置 | |
CN114793444B (zh) | 制冷循环装置 | |
CN113710519A (zh) | 制冷循环装置 | |
WO2020050038A1 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
WO2020050040A1 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
CN113302437A (zh) | 制冷循环装置 | |
JP2019217947A (ja) | 空調装置 | |
CN112334715B (zh) | 制冷循环装置 | |
WO2020050039A1 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
WO2022009713A1 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
JP7294075B2 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
JP7487562B2 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
CN116829386A (zh) | 空调装置 | |
JP2022019560A (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
JP2021071219A (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
WO2020066723A1 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
JP2020029983A (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
WO2021215072A1 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
WO2021215167A1 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
WO2023248868A1 (ja) | ヒートポンプサイクル装置 | |
CN117795267A (zh) | 制冷循环装置 |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
121 | Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application |
Ref document number: 19823291 Country of ref document: EP Kind code of ref document: A1 |
|
NENP | Non-entry into the national phase |
Ref country code: DE |
|
122 | Ep: pct application non-entry in european phase |
Ref document number: 19823291 Country of ref document: EP Kind code of ref document: A1 |