JP2005212652A - 車両用冷凍サイクル - Google Patents

Abstract

【課題】 低車速時に実際の吐出冷媒温度が通常走行時よりも低い温度にて吐出冷媒温度制御が実行されることを回避する。
【解決手段】 圧縮機の吐出冷媒通路の外表面に圧縮機の吐出冷媒温度を検出する温度センサを配置し、この温度センサの検出温度が所定の目標値を上回ると、圧縮機の容量を減少させて、冷凍サイクル運転条件を吐出冷媒温度の抑制側に制御する（Ｓ６０、Ｓ８０）。車速が所定値以上となる通常走行時には、目標値として通常走行時の目標値Ｔｂを設定し、車速が所定値未満となる低車速時には、目標値として、通常走行時の目標値Ｔｂよりも所定量高い低車速時の目標値Ｔｃを設定する（Ｓ２０〜Ｓ５０）。
【選択図】 図２

Description

本発明は、ＣＯ₂冷媒等のように高圧圧力が臨界圧力以上（超臨界状態）となる冷媒を用いた車両用冷凍サイクルに関するもので、特に、内部熱交換器を有するサイクルに適用して好適なものである。

ＣＯ₂冷媒はフロン系の冷媒（Ｒ１３４ａ等）によるオゾン層破壊という不具合を解消できるが、その一方、ＣＯ₂冷媒を用いた超臨界冷凍サイクルでは、フロン系冷媒を用いた通常の冷凍サイクルに比較して冷媒の物性の違いにより理論効率が低い。そこで、効率向上のために内部熱交換器を設け、低圧側の圧縮機吸入冷媒と高圧側の放熱器出口冷媒との間で熱交換を行って、蒸発器の出入口間の冷媒エンタルピ差を増加させることが知られている（例えば、特許文献１参照）。
特開２００３−２０４８号公報

ところで、超臨界冷凍サイクルに内部熱交換器を設けると、圧縮機吸入冷媒が放熱器出口冷媒により加熱され、過熱度を持つため、圧縮機吐出冷媒の温度が過度に上昇するという問題がある。

そこで、吐出冷媒温度が圧縮機限界温度を超える場合には、この温度上昇を判定して圧縮機能力（具体的には可変容量圧縮機の容量等）を減少させるとか、減圧手段をなす電気式膨張弁の開度を増加させる等の制御を行って、圧縮機吐出圧力を低下させ、これにより、吐出冷媒温度を圧縮機限界温度以下に抑制することが必要となる。

ここで、上記の吐出冷媒温度抑制のためのサイクル制御（以下、吐出冷媒温度制御と言う）を行うと、圧縮機吐出圧力の低下に伴って冷房能力の低下が発生するので、温度センサによる吐出冷媒温度の検出誤差が大きいと、冷房能力の低下割合が大きくなってしまう。

吐出冷媒温度の検出は、配管シール部が不要となるメリットがあることから、通常は、圧縮機吐出側配管等の吐出冷媒通路の外表面に温度センサを密接配置する構成が用いられる。しかし、この温度検出構成であると、温度センサが吐出冷媒通路の外表面に配置されているので、温度センサの検出温度は冷媒温度以外に周囲の雰囲気温度や車両走行風の影響を受けてしまう。

このため、信号待ち等の停車時を含む低車速時は、所定車速以上の通常走行時に比較して温度センサの雰囲気温度が高く、かつ、温度センサ周囲の空気風速も低いので、温度センサの検出温度が高くなる。従って、通常走行時に比較して低車速時の方が、吐出冷媒通路内部の実際の吐出冷媒温度と温度センサ検出温度との温度差（検出誤差）が小さくなる。

その結果、吐出冷媒温度の限界温度である目標値を圧縮機耐熱温度等に基づいて所定の固定値に設定すると、通常走行時に比較して低車速時の方が、実際の吐出冷媒温度が低い温度にて目標値（限界温度）に到達したと判定され、上記吐出冷媒温度制御が実行されるので、冷房能力の低下が早めに生じる。

特に、圧縮機を車両エンジンにて駆動する場合は、停車時に車両エンジンのアイドル運転により圧縮機回転数が低下して冷房能力が低下するので、吐出冷媒温度制御が実行されると、冷房能力がより一層低下することになる。

なお、上記の不具合は、超臨界冷凍サイクルに内部熱交換器を設ける場合について説明したが、内部熱交換器を設けない超臨界冷凍サイクルにおいても、通常走行時と低車速時とにおける吐出冷媒温度の検出誤差の違いに起因する上記不具合はある程度発生する。

本発明は、上記点に鑑み、低車速時に実際の吐出冷媒温度が通常走行時よりも低い温度にて吐出冷媒温度制御が実行されることを回避することを目的とする。

上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる車両用冷凍サイクルにおいて、
圧縮機（１）の吐出冷媒通路の外表面に配置され、圧縮機（１）の吐出冷媒温度を検出する温度検出手段（１１）と、
温度検出手段（１１）の検出温度が所定の目標値を上回ると、冷凍サイクル運転条件を吐出冷媒温度の抑制側に制御する制御手段（Ｓ６０、Ｓ８０）と、
車速が所定値以上となる通常走行時には、前記目標値として通常走行時の目標値（Ｔｂ）を設定し、車速が所定値未満となる低車速時には、前記目標値として、通常走行時の目標値（Ｔｂ）よりも所定量高い低車速時の目標値（Ｔｃ）を設定する目標値切替手段（Ｓ２０〜Ｓ５０）とを備えることを特徴としている。

ところで、低車速時には前述のごとく通常走行時に比較して温度検出手段（１１）の検出温度が高くなるので、通常走行時に比較して低車速時の方が、吐出冷媒通路内部の実際の吐出冷媒温度と温度検出手段（１１）の検出温度との温度差（検出誤差）が小さくなる。

請求項１ではこの点に着目して、低車速時における吐出冷媒温度制御の目標値（Ｔｃ）を通常走行時における吐出冷媒温度制御の目標値（Ｔｂ）よりも所定量高い温度に設定しているので、低車速時と通常走行時における吐出冷媒温度制御を開始するときの実際の吐出冷媒温度を同一温度にすることができる。

換言すると、低車速時に吐出冷媒温度制御を実行したときに、実際の吐出冷媒温度が走行時より低くなることを回避でき、これにより、低車速時に冷房能力が過度に低下することを防止できる。

請求項２に記載の発明のように、請求項１に記載の車両用冷凍サイクルにおいて、前記所定量は、具体的には、通常走行時における温度検出手段（１１）の検出温度誤差と低車速時における温度検出手段（１１）の検出温度誤差との差に基づいて決定すればよい。

請求項３に記載の発明のように、請求項１または２に記載の車両用冷凍サイクルにおいて、低車速時は、具体的には、車速が前記所定値未満となる低車速走行時と車速が零となる停車時の両方を包含している。

請求項４に記載の発明のように、請求項１または２に記載の車両用冷凍サイクルにおいて、低車速時は、具体的には、車速が零となる停車時のみであってもよい。

請求項５に記載の発明のように、請求項１ないし４のいずれか１つに記載の車両用冷凍サイクルにおいて、前記冷凍サイクル運転条件の制御とは、圧縮機（１）の作動を吐出流量低下側に制御することである。

これによれば、吐出冷媒温度制御時に圧縮機（１）の吐出流量を低下させることで圧縮機吐出圧力を低下させ、吐出冷媒温度の上昇を抑制できる。

請求項６に記載の発明のように、請求項１ないし４のいずれか１つに記載の車両用冷凍サイクルにおいて、前記冷凍サイクル運転条件の制御とは、減圧手段（４）の開度を増加側に制御することである。

これによれば、吐出冷媒温度制御時に減圧手段（４）の開度を増加することで高圧圧力（圧縮機吐出圧力）を低下させ、吐出冷媒温度の上昇を抑制できる。

請求項７に記載の発明のように、請求項１ないし４のいずれか１つに記載の車両用冷凍サイクルにおいて、放熱器（２）の出口側冷媒と圧縮機（１）の吸入側冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器（３）と、
蒸発器（５）の出口側冷媒が内部熱交換器（３）をバイパスして流れることを許容するバイパス弁（２１）とを備え、
前記冷凍サイクル運転条件の制御とは、蒸発器（５）の出口側冷媒が内部熱交換器（３）をバイパスして流れる側にバイパス弁（２１）を制御することである。

これによれば、内部熱交換器（３）の作用にて蒸発器出入口間での冷媒エンタルピ差を増大して冷房能力を向上できる車両用超臨界冷凍サイクルにおいて、吐出冷媒温度制御時に蒸発器（５）の出口側冷媒が内部熱交換器（３）をバイパスして流れることにより、圧縮機吸入冷媒の過熱度を減少させ、それにより、吐出冷媒温度の上昇を抑制できる。

請求項８に記載の発明のように、請求項１ないし７のいずれか１つに記載の車両用冷凍サイクルにおいて、冷媒としてＣＯ₂を用いることができる。
なお、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示すものである。

（第１実施形態）
図１は本発明の第１実施形態を示す車両空調用冷凍サイクルの構成図であって、この冷凍サイクルは、冷媒として高圧圧力が臨界圧力以上（超臨界状態）となるＣＯ₂を用いている。従って、この冷凍サイクルは超臨界冷凍サイクルを構成する。

圧縮機１は図示しない車両走行用エンジンから駆動力を得て冷媒を吸入圧縮するものである。この圧縮機１は、駆動力を断続するクラッチ手段をなす電磁クラッチ１ａを介して駆動力を得ている。

本実施形態の圧縮機１は外部からの制御信号により容量を変化できる可変容量型圧縮機であり、電磁式の容量制御弁１ｂを備えている。この可変容量型圧縮機１は例えば斜板式圧縮機として周知のものであり、電磁式容量制御弁１ｂに加える制御電流値を変化させることにより、斜板室の制御圧力を変化させ、これにより、斜板の傾斜角度の変化→ピストンストロークの変化→容量の変化を行うようになっている。この圧縮機容量の変化によって、単位回転数当たりの吐出冷媒流量が変化する。

圧縮機１の吐出側には放熱器２が設けられている。この放熱器２は、圧縮機１から吐出された高温高圧の超臨界状態にある吐出冷媒と外気（室外空気）との間で熱交換して冷媒を冷却させる。放熱器２には電動式の冷却ファン２ａによって外気が送風される。

放熱器２の出口側には内部熱交換器３の高圧側流路３ａが設けられ、この高圧側流路３ａの出口側に減圧手段をなす電気式膨張弁４が設けられている。この電気式膨張弁４は、サイクルの高圧圧力が目標高圧となるように電気的に開度が制御される圧力制御弁としての役割を果たす。

電気式膨張弁４の出口側には蒸発器５が設けられている。この蒸発器５は車両用空調装置の室内空調ユニット部の空気通路をなすケース６内に配置され、このケース６内の空気を冷却する冷却手段を構成する。蒸発器５の空気流れ上流側には電動式の送風機７が配置され、図示しない内外気切替箱を通して導入される内気または外気がケース６内に送風されるようになっている。

なお、ケース６内には、蒸発器５の空気流れ下流側に空気を加熱する加熱手段をなすヒータコア（図示せず）が配置され、このヒータコアの加熱度合いにより温度調整された空調風がケース６の空気流れ下流側端部の吹出口（図示せず）から車室内へ吹き出すようになっている。

蒸発器５の出口側にはアキュムレータ８が設けられている。このアキュムレータ８は、蒸発器５の出口冷媒の液冷媒とガス冷媒とを分離してサイクル内の余剰冷媒を蓄える気液分離手段であって、分離したガス冷媒を圧縮機１の吸入側に向けて導出する。

アキュムレータ８の出口側には内部熱交換器３の低圧側流路３ｂが設けられている。従って、アキュムレータ８の出口配管はこの低圧側流路３ｂを介して圧縮機１の吸入側に接続される。

内部熱交換器３はアキュムレータ８から流出する冷媒（圧縮機吸入冷媒）と放熱器２の出口側冷媒とを熱交換し、蒸発器５に流入する冷媒のエンタルピを低下させて蒸発器９の冷媒入口側と出口側における冷媒のエンタルピ差（冷凍能力）を増大させるとともに、圧縮機１に液冷媒が吸入されることを防止するものである。

次に、本実施形態における電気制御部の概要を説明する。空調用制御装置１０は、マイクロコンピュータおよびその周辺回路等から構成され、予め設定されたプログラムに従って所定の演算処理を行って、空調機器の作動を制御する。

具体的には、空調用制御装置１０の出力側に、圧縮機１の電磁クラッチ１ａ、容量制御弁１ｂ、放熱器２の冷却ファン２ａ、電気式膨張弁４、電動送風機７等の空調機器が接続され、これらの空調機器の作動を制御する。

空調用制御装置１０の入力側には圧縮機１の吐出冷媒温度センサ１１、放熱器２の出口側の冷媒温度センサ１２、放熱器２の出口側の冷媒圧力センサ１３、蒸発器５の吹出空気温度センサ１４等が接続される。なお、空調用制御装置１０には周知の外気温度センサ、内気温度センサ、日射センサ等を包含するセンサ群１５からも検出信号が入力される。また、空調用制御装置１０には車室内の計器盤（インパネ）付近に配置される空調操作パネル１６から種々な空調操作信号が入力される。

具体的には、車室内の設定温度を設定する温度設定スイッチ、圧縮機１の作動指令信号を出すエアコンスイッチ、電動送風機７の風量切替スイッチ、室内空調ユニット部の吹出モード切替スイッチ、内外気切替箱の内外気導入モード切替スイッチ等の操作部材が空調操作パネル１６に設けられる。

また、空調用制御装置１０はエンジン制御装置１７と電気接続され、エンジン制御装置１７との間で電気信号の通信を行うようになっている。エンジン制御装置１７から空調用制御装置１０に対して、車速、エンジン回転数、エンジン水温等の車両側の検出信号が入力される。

次に、上記構成において本実施形態の作動を説明する。最初に、冷凍サイクルの基本的作動を説明する。空調操作パネル１６のエアコンスイッチが投入されると、電磁クラッチ１ａが空調用制御装置１０により通電され接続状態になる。これにより、車両エンジンの駆動力が電磁クラッチ１ａを介して圧縮機１に伝達され、圧縮機１が駆動される。

圧縮機１により圧縮された高温高圧の冷媒は、臨界圧力よりも圧力が高い超臨界状態にて放熱器２内に流入する。ここで、高温高圧の超臨界状態の冷媒は冷却ファン２ａによって送風される外気と熱交換して外気中に放熱し、エンタルピを減少する。

そして、放熱器２の出口冷媒は、内部熱交換器３の高圧側流路３ａを通過して膨張弁４へ向かう。ここで、放熱器２の出口冷媒は、内部熱交換器３の高圧側流路３ａを通過する際に低圧側流路３ｂの低温低圧冷媒と熱交換して低圧冷媒側に放熱する。

内部熱交換器３の高圧側流路３ａを通過して更に放熱した冷媒は次に、膨張弁４の絞り通路にて減圧され、低温低圧の気液２相状態となる。この低温低圧の気液２相冷媒は次に蒸発器５に流入し、ここで、電動送風機７の送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、電動送風機７の送風空気を蒸発器５で冷却することができ、冷風を車室内へ吹き出すことができる。

蒸発器５を通過した低圧冷媒は次にアキュムレータ８内に流入し、この低圧冷媒の液冷媒とガス冷媒とが分離され、アキュムレータ８の出口からガス冷媒が圧縮機１の吸入側に向けて導出される。

アキュムレータ８出口の低圧ガス冷媒（圧縮機吸入冷媒）は、内部熱交換器３の低圧側流路３ｂにて放熱器２の出口冷媒から吸熱するので、放熱器２の出口冷媒が冷却され、そのエンタルピが減少する。内部熱交換器３にて吸熱した過熱ガス冷媒が圧縮機１に吸入され、再度、圧縮される。

次に、冷凍サイクル各部の冷媒状態の検出信号に基づく冷凍サイクル自動制御を図２により説明する。図２は空調用制御装置１０により実行される制御ルーチンのフローチャートであり、この制御ルーチンは、空調操作パネル１６のエアコンスイッチの投入によりスタートする。まず、ステップＳ１０にて圧縮機吐出冷媒の吐出温度目標値として初期目標値Ｔａを設定する。この初期目標値Ｔａは圧縮機１の耐熱温度、圧縮機１吐出側配管のゴムホースの耐熱温度等を考慮して設定された固定値である。

次に、ステップＳ２０、Ｓ３０にて車速が所定車速以下の低車速状態にあるか否か判定する。本実施形態では、車速が所定車速以下の低車速状態および完全な停車状態の両方を含めて低車速状態という。

具体的には、ステップＳ２０にて車速が第２所定車速例えば、２０ｋｍ／ｈより高いか判定する。車速が２０ｋｍ／ｈより高いときは通常走行時であり、ステップＳ４０に進み、圧縮機吐出冷媒の吐出温度目標値として通常走行時の目標値Ｔｂを設定する。この通常走行時の目標値Ｔｂは、初期目標値Ｔａと同じ値（Ｔａ＝Ｔｂ）である。

一方、車速が２０ｋｍ／ｈより低いときはステップＳ２０からステップＳ３０に進み、第２所定車速より所定量低い第１所定車速例えば、１５ｋｍ／ｈと車速とを比較する。車速が１５ｋｍ／ｈより低いときは低車速時であり、ステップＳ５０に進み、圧縮機吐出冷媒の吐出温度目標値として低車速時の目標値Ｔｃを設定する。

この低車速時の目標値Ｔｃは、通常走行時の目標値Ｔｂに対して所定温度αだけ高温側に補正した温度である。つまり、低車速時は、吐出温度センサ１１の雰囲気温度の上昇、吐出温度センサ１１周囲の通過空気の風速低下等の影響を受けて、吐出温度センサ１１の検出温度が通常走行時に比較して上昇するので、Ｔｃ＝Ｔｂ＋αとしている。

ここで、αは通常走行時と低車速時とで生じる、吐出温度センサ１１の検出温度差に相当する値であって、具体的には、通常走行時における実際の吐出冷媒温度と吐出温度センサ１１の検出温度との温度差Ａと、低車速時における実際の吐出冷媒温度と吐出温度センサ１１の検出温度との温度差Ｂの差（Ａ−Ｂ）がαであり、この差（Ａ−Ｂ）＝α分だけ、低車速時の目標値Ｔｃを通常走行時の目標値Ｔｂより高くしている。

なお、図２の制御ルーチンスタート後におけるステップＳ２０、Ｓ３０の最初の判定において、車速が１５ｋｍ／ｈ以上で、かつ、２０ｋｍ／ｈ未満であるときは、吐出温度目標値として初期目標値Ｔａをそのまま用いる。

次のステップＳ６０では、上記のようにしてセットされた吐出温度目標値、すなわち、Ｔａ、Ｔｂ、Ｔｃのいずれか１つと、吐出温度センサ１１により検出される吐出温度Ｔｄとを比較し、吐出温度（センサ検出値）Ｔｄが吐出温度目標値よりも高いか判定する。実際の吐出温度Ｔｄが吐出温度目標値以下であるときはステップＳ７０に進み、通常の冷凍サイクル制御を行う。

この通常の冷凍サイクル制御は、具体的には、電気式膨張弁４の開度制御による高圧圧力Ｐｄの制御と、圧縮機１の容量制御による蒸発器吹出温度Ｔｅの制御である。高圧圧力Ｐｄの制御は、放熱器２出口側の冷媒温度センサ１２により検出される放熱器出口側冷媒温度ＴｆによりサイクルＣＯＰ（成績係数）が最大となる目標高圧Ｐｏを算出し、放熱器２出口側の冷媒圧力センサ１３により検出される高圧圧力Ｐｄが目標高圧Ｐｏとなるように電気式膨張弁４の開度を制御する。実際の高圧圧力Ｐｄが目標高圧Ｐｏより高いときは電気式膨張弁４の開度を増加し、逆に、実際の高圧圧力Ｐｄが目標高圧Ｐｏより低いときは電気式膨張弁４の開度を減少させる。

蒸発器吹出温度Ｔｅの制御は、車室内へ吹き出す空気の目標温度ＴＡＯ、外気温度Ｔａｍ等により蒸発器吹出空気の目標温度ＴＥＯを算出し、蒸発器５の吹出空気温度センサ１４により検出される蒸発器吹出温度Ｔｅが蒸発器目標温度ＴＥＯとなるように圧縮機１の容量を制御する。

つまり、蒸発器吹出温度Ｔｅが蒸発器目標温度ＴＥＯより高いときは、圧縮機１の容量制御弁１ｂに出力される制御電流値を増加して圧縮機１の容量を増加し、これにより、蒸発器５への循環冷媒流量を増加して蒸発器５の冷却能力を増加する。逆に、蒸発器吹出温度Ｔｅが蒸発器目標温度ＴＥＯより低いときは、圧縮機１の容量制御弁１ｂに出力される制御電流値を減少して圧縮機１の容量を減少し、これにより、蒸発器５への循環冷媒流量を減少して蒸発器５の冷却能力を減少する。

なお、蒸発器目標温度ＴＥＯの最低温度は蒸発器５のフロスト防止のために０℃より若干高めの温度（１℃程度）に決定される。

一方、ステップＳ６０にて吐出温度（センサ検出値）Ｔｄが吐出温度目標値より高いと判定されると、ステップＳ８０に進み、吐出温度Ｔｄを吐出温度目標値以下に低下するための制御を行う。具体的には、圧縮機１の容量を、吹出空気温度センサ１４の検出値によらず、強制的に所定量減少させて吐出圧力を低下させ、これにより、吐出温度Ｔｄを吐出温度目標値（耐熱性からの限界温度）に抑制する制御を行う。

なお、ステップＳ８０においても、電気式膨張弁４の開度制御によって、ＣＯＰを最大化するように高圧圧力を制御することが実行される。

ところで、本実施形態においては、低車速時は、吐出温度センサ１１の雰囲気温度の上昇、吐出温度センサ１１周囲の通過空気の風速低下等の影響を受けて、吐出温度センサ１１の検出温度が通常走行時に比較して上昇することを考慮して、通常走行時における実際の吐出冷媒温度と吐出温度センサ１１の検出温度との温度差Ａと、低車速時における実際の吐出冷媒温度と吐出温度センサ１１の検出温度との温度差Ｂの差分（Ａ−Ｂ）＝αだけ、低車速時の目標値Ｔｃを通常走行時の目標値Ｔｂより高くしている。

これにより、低車速時も吐出温度センサ１１の検出温度が吐出温度目標値に到達したときの実際の吐出温度を通常走行時と同一温度にすることができる。

その結果、低車速時に吐出温度（センサ検出値）Ｔｄが吐出温度目標値より高くなって、圧縮機１の容量制御による吐出温度制御が実行されても、実際の吐出温度が通常走行時より低くなることを防止できる。

換言すると、低車速時に吐出温度センサ１１の雰囲気温度の上昇やセンサ周囲の通過空気の風速低下等の影響を受けて、圧縮機１の容量制御による吐出温度制御を必要以上に実行することを防止できる。よって、低車速時に冷房能力が過度に低下するという不具合を解消できる。

なお、図２の制御ルーチンにおいて、ステップＳ２０、Ｓ３０において、車速の判定値として、２０ｋｍ／ｈと１５ｋｍ／ｈの差を設けているのは、吐出温度目標値が頻繁に変更されることを防止するためのヒステリシスを設定するためである。ステップＳ４０において、吐出温度目標値として通常走行時の目標値Ｔｂを一旦セットすると、車速が２０ｋｍ／ｈ以下に低下しても１５ｋｍ／ｈより高い間は、吐出温度目標値として通常走行時の目標値Ｔｂを維持する。

また、ステップＳ５０において、吐出温度目標値として低車速時の目標値Ｔｃを一旦セットすると、車速が１５ｋｍ／ｈ以上に上昇しても車速が２０ｋｍ／ｈ以下である間は、吐出温度目標値として低車速時の目標値Ｔｃを維持する。

ところで、図２の制御ルーチンにおける各ステップは機能実現手段を構成するものであり、そのうち、ステップＳ６０、Ｓ８０は、吐出温度センサ１１の検出温度が所定の目標値を上回ると、冷凍サイクル運転条件を吐出冷媒温度の抑制側に制御する、本発明の制御手段を構成する。

また、ステップＳ２０〜Ｓ５０は、車速が所定値以上となる通常走行時には、吐出温度制御の目標値として通常走行時の目標値Ｔｂを設定し、車速が所定値未満となる低車速時には、吐出温度制御の目標値として、通常走行時の目標値Ｔｂよりも所定量高い低車速時の目標値Ｔｃを設定する、本発明の目標値切替手段を構成する。

（第２実施形態）
第１実施形態では、圧縮機１の容量制御（容量減少）により吐出温度制御を行うようにしているが、第２実施形態は、圧縮機１の容量制御や膨張弁４の開度制御によらない別の吐出温度制御を行うものである。

図３は第２実施形態を示すもので、内部熱交換器３の低圧側流路３ｂと並列にバイパス通路２０を設け、このバイパス通路２０に電磁弁等にて構成されるバイパス弁２１を設け、このバイパス弁２１を空調用制御装置１０により開閉制御するようになっている。

具体的には、図２のステップＳ７０による通常制御時にはバイパス弁２１を閉弁状態に維持する。これにより、アキュムレータ８の出口冷媒は内部熱交換器３の低圧側流路３ｂを通過して流れるので、内部熱交換器３の作用にて放熱器２の出口冷媒を冷却してサイクル効率を向上できる。

これに反し、図２のステップＳ８０による吐出温度制御時にはバイパス弁２１を開弁状態に維持する。ここで、バイパス通路２０の圧損は内部熱交換器３の低圧側流路３ｂに比較して十分小さいので、アキュムレータ８の出口冷媒の大部分はバイパス通路２０を通過して流れ、内部熱交換器３をバイパスする。

その結果、圧縮機１には、内部熱交換器３の低圧側流路３ｂを通過して加熱された小流量の冷媒と、内部熱交換器３をバイパスする大流量の冷媒とが混合されて吸入されるので、アキュムレータ８の出口冷媒の全量が内部熱交換器３にて加熱される場合に比較して圧縮機吸入冷媒の過熱度ＳＨを減少できる。これにより、圧縮機１の吐出温度を目標値以内に制御することができる。

なお、第２実施形態において、バイパス弁２１を内部熱交換器３の低圧側流路３ｂへの冷媒流れとバイパス通路２０への冷媒流れとを切り替える三方弁タイプに構成し、ステップＳ８０による吐出温度制御時にはアキュムレータ８の出口冷媒の全量をバイパス通路２０に流すようにしてもよい。

（他の実施形態）
なお、第１実施形態では、ステップＳ８０において、圧縮機１の容量制御（容量減少）により、吐出温度Ｔｄを吐出温度目標値に抑制する制御を行うようにしているが、圧縮機１の容量制御の代わりに、膨張弁４の開度制御により吐出温度制御を行うようにしてもよい。

つまり、ステップＳ８０において、膨張弁４の開度を、ＣＯＰ最大化のための高圧制御から切り離して強制的に所定量増加して、高圧圧力を下げるとともに低圧圧力を上げる。これにより、圧縮比を小さくして吐出温度を低下させるようにしてもよい。

また、吐出温度制御のために、第１実施形態による圧縮機１の容量制御と上記膨張弁４の開度制御とを同時に行うようにしてもよい。同様に、第２実施形態によるバイパス弁２１の制御に、圧縮機１の容量制御や上記膨張弁４の開度制御等を組み合わせて同時に行うようにしてもよい。

また、上述の第１、第２実施形態では、本発明による冷凍サイクルを冷房運転専用のサイクルに適用する場合について説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、暖房運転又は除湿運転が可能なヒートポンプサイクルに適用してもよいことはもちろんである。

また、上述の第１、第２実施形態では、可変容量型の圧縮機１を用いて、圧縮機１の容量制御により圧縮機１の吐出冷媒流量を変化させる冷凍サイクルについて説明したが、圧縮機１として回転数を連続的に制御可能な電動圧縮機を用い、この電動圧縮機１の回転数制御により吐出冷媒流量を変化させる冷凍サイクルに本発明を適用してもよい。

また、上述の第１、第２実施形態では、車速に基づいて低車速時を判定しているが、車速とエンジン回転数は相関があるので、エンジン回転数に基づいて低車速時を判定するようにしてもよい。

また、本発明による低車速時とは、完全な停車時のみであってもよいので、自動変速機の操作レバーがニュートラル「Ｎ」位置にあることを判定して、低車速時であると判定してもよい。

また、上述の第１、第２実施形態では、放熱器２出口側に配置した冷媒圧力センサ１３により高圧圧力を検出しているが、圧縮機１の吐出側から膨張弁４の入口側に至る高圧側流路では冷媒圧力が略一定となるので、放熱器２出口側に限定されることなく、この高圧側流路のどの場所に冷媒圧力センサ１３を配置してもよい。

また、超臨界サイクルの冷媒として、ＣＯ₂以外に、例えばエチレン、エタン、酸化窒素等の冷媒を用いてもよい。

本発明の第１実施形態による車両用冷凍サイクルを示す構成図である。 本発明の第１実施形態による冷凍サイクルの作動制御を示すフローチャートである。 本発明の第２実施形態による車両用冷凍サイクルを示す構成図である。

符号の説明

１…圧縮機、２…放熱器、３…内部熱交換器、４…膨張弁（減圧手段）、５…蒸発器、
１１…吐出冷媒温度センサ（温度検出手段）。

Claims (8)

1. 冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１）と、
   前記圧縮機（１）の吐出冷媒を冷却する放熱器（２）と、
   前記放熱器（２）の出口側冷媒を減圧する減圧手段（４）と、
   前記減圧手段（４）により減圧された低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（５）とを備え、
   前記蒸発器（５）を通過した冷媒が前記圧縮機（１）に吸入されるようになっており、
   更に、高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる車両用冷凍サイクルにおいて、
   前記圧縮機（１）の吐出冷媒通路の外表面に配置され、前記圧縮機（１）の吐出冷媒温度を検出する温度検出手段（１１）と、
   前記温度検出手段（１１）の検出温度が所定の目標値を上回ると、冷凍サイクル運転条件を前記吐出冷媒温度の抑制側に制御する制御手段（Ｓ６０、Ｓ８０）と、
   車速が所定値以上となる通常走行時には、前記目標値として通常走行時の目標値（Ｔｂ）を設定し、車速が前記所定値未満となる低車速時には、前記目標値として、前記通常走行時の目標値（Ｔｂ）よりも所定量高い低車速時の目標値（Ｔｃ）を設定する目標値切替手段（Ｓ２０〜Ｓ５０）とを備えることを特徴とする車両用冷凍サイクル。
2. 前記所定量は、前記通常走行時における前記温度検出手段（１１）の検出温度誤差と前記低車速時における前記温度検出手段（１１）の検出温度誤差との差に基づいて決定されることを特徴とする請求項１に記載の車両用冷凍サイクル。
3. 前記低車速時は、車速が前記所定値未満となる低車速走行時と車速が零となる停車時の両方を包含していることを特徴とする請求項１または２に記載の車両用冷凍サイクル。
4. 前記低車速時は、車速が零となる停車時のみであることを特徴とする請求項１または２に記載の車両用冷凍サイクル。
5. 前記冷凍サイクル運転条件の制御とは、前記圧縮機（１）の作動を吐出流量低下側に制御することであることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の車両用冷凍サイクル。
6. 前記冷凍サイクル運転条件の制御とは、前記減圧手段（４）の開度を増加側に制御することであることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の車両用冷凍サイクル。
7. 前記放熱器（２）の出口側冷媒と前記圧縮機（１）の吸入側冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器（３）と、
   前記蒸発器（５）の出口側冷媒が前記内部熱交換器（３）をバイパスして流れることを許容するバイパス弁（２１）とを備え、
   前記冷凍サイクル運転条件の制御とは、前記蒸発器（５）の出口側冷媒が前記内部熱交換器（３）をバイパスして流れるように前記バイパス弁（２１）を制御することであることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の車両用冷凍サイクル。
8. 前記冷媒はＣＯ₂であることを特徴とする請求項１ないし７のいずれか１つに記載の車両用冷凍サイクル。

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