JP2006044579A - Air conditioner for vehicle - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、停車時などに圧縮機の駆動源である車両エンジンを一時的に停止させる車両に適用される蓄冷式の車両用空調装置に関するものである。 The present invention relates to a cold storage type vehicle air conditioner that is applied to a vehicle that temporarily stops a vehicle engine that is a drive source of a compressor when the vehicle is stopped.
近年、環境保護や車両エンジンの燃費向上などを目的として、信号待ちなどの停車時に車両エンジンを自動的に停止する車両(ハイブリッド車などのエコラン車)が実用化されており、今後、停車時に車両エンジンを停止する車両が増加する傾向にある。ところで、車両用空調装置においては、冷凍サイクルの圧縮機を車両エンジンにより駆動しているため、上記エコラン車においては信号待ちなどで停車して車両エンジンが停止されるたびに圧縮機も停止し、冷房用蒸発器の温度が上昇して車室内への吹出空気温度が上昇するため、乗員の冷房フィーリングが悪化するという不具合が発生する。 In recent years, vehicles (eco-run vehicles such as hybrid vehicles) that automatically stop the vehicle engine when stopping, such as waiting for traffic lights, have been put to practical use for the purpose of environmental protection and improved fuel efficiency of the vehicle engine. The number of vehicles that stop the engine tends to increase. By the way, in the vehicle air conditioner, since the compressor of the refrigeration cycle is driven by the vehicle engine, the eco-run vehicle stops at the signal and stops the compressor whenever the vehicle engine is stopped. Since the temperature of the cooling evaporator rises and the temperature of the air blown into the passenger compartment rises, there arises a problem that the cooling feeling of the occupant deteriorates.
そこで、車両エンジン(圧縮機)の稼働時に蓄冷される蓄冷手段を備え、車両エンジン(圧縮機)が停止して蒸発器の冷却作用が停止したときには蓄冷手段の蓄冷熱量を使用して車室内への吹出空気を冷却できる蓄冷式の車両用空調装置の必要性が高まっている。この種の蓄冷式の車両用空調装置として、本発明者らは先に特願2004−54667号に示すものを出願している。 In view of this, a cold storage means for storing cold when the vehicle engine (compressor) is operated is provided, and when the vehicle engine (compressor) is stopped and the cooling action of the evaporator is stopped, the cold storage amount of the cold storage means is used to enter the vehicle interior. There is an increasing need for a regenerative vehicle air conditioner that can cool the blown air. As this type of regenerative type vehicle air conditioner, the present inventors have previously filed an application shown in Japanese Patent Application No. 2004-54667.
これは、液冷媒循環手段(流体ポンプ手段)としてエジェクタ9を用いるものであり、走行時に蓄冷熱交換器11に冷熱を溜め、停車時は蓄冷熱交換器11で冷媒を凝縮させて一旦冷媒に冷熱を取り出し、更にエジェクタ9の吸引部9bに冷媒を導き、エジェクタ9の主としてディフューザ9dで得られる昇圧作用により蒸発器8に冷媒を送出することで車両エンジン4(圧縮機1)停止時の車室内冷房運転を実現するものである。
This uses an ejector 9 as a liquid refrigerant circulation means (fluid pump means), and accumulates cold heat in the cold
ちなみに、図13は従来のエジェクタ9の構造概要を示す断面図である。エジェクタ9は、駆動流経路から流入する高圧冷媒の圧力エネルギー(圧力ヘッド)を速度エネルギー(速度ヘッド)に変換して冷媒を減圧膨張させるノズル9aと、そのノズル9aから噴射する高い速度の冷媒流により低圧側に接続した経路から冷媒を吸引する吸引部9bと、その吸引した冷媒とノズル9aから噴射する冷媒とを混合させる混合部9cと、速度エネルギーを圧力エネルギーに変換して冷媒の圧力を昇圧させるディフューザ9dとを有している。
Incidentally, FIG. 13 is a sectional view showing an outline of the structure of a conventional ejector 9. The ejector 9 converts a pressure energy (pressure head) of high-pressure refrigerant flowing from the drive flow path into velocity energy (speed head) to decompress and expand the refrigerant, and a high-speed refrigerant flow ejected from the
しかしながら、上記従来技術は液冷媒循環手段(流体ポンプ手段)としてエジェクタ9を用いている。この場合、流体ポンプの昇圧作用はエジェクタ9のディフューザ9dで混合部9cの流体の持つ運動エネルギーが圧力に変換されることで得られる。このディフューザ9dで効率の良い昇圧特性を得るためには流れの剥離を防止する必要があり、拡がり角をあまり大きく取ることができない。従って、流れ方向の長さを大きく取る必要があり、エジェクタ9自体の寸法が大きくなるという問題点がある。
However, the above prior art uses the ejector 9 as the liquid refrigerant circulating means (fluid pump means). In this case, the pressurizing action of the fluid pump is obtained by converting the kinetic energy of the fluid in the
本発明は、上記技術の問題点に鑑みて成されたものであり、その目的は、より効率が良くて小型な流体ポンプ手段を有する蓄冷式の車両用空調装置を提供することにある。 The present invention has been made in view of the problems of the above-described technology, and an object thereof is to provide a regenerative vehicle air conditioner having a more efficient and small fluid pump unit.
本発明は上記目的を達成するために、請求項1ないし請求項14に記載の技術的手段を採用する。すなわち、請求項1に記載の発明では、少なくとも停車時に車両エンジン(4)を停止する制御を行う車両に搭載され、車両エンジン(4)により駆動される圧縮機(1)と、圧縮機(1)から吐出された高圧冷媒の放熱を行う高圧側熱交換器(6)と、高圧側熱交換器(6)を通過した冷媒を減圧する減圧手段(7)と、減圧手段(7)により減圧された低圧冷媒を蒸発させて車室内へ送風される空気を冷却する蒸発器(8)とを備えた車両用空調装置において、
減圧手段(7)の高圧側から分岐した駆動流経路(14)と、駆動流経路(14)から流入する高圧冷媒の圧力エネルギーを速度エネルギーに変換して冷媒を減圧膨張させるノズル(9a)、ノズル(9a)から噴射する高い速度の駆動冷媒流により冷媒を吸引する吸引部(9b)、および吸引部(9b)から吸引した冷媒とノズル(9a)から噴射する駆動冷媒とを混合させる混合部(9c)とを有すると共に、蒸発器(8)の上流側に設けられて圧縮機(1)の稼働時に低圧冷媒により冷却される蓄冷材(11a)を有する蓄冷熱交換器(11)と、蒸発器(8)の冷媒流出側から吸引部(9b)側へ冷媒をバイパスさせ、逆止手段(13)を有するバイパス経路(12)とを設け、車両エンジン(4)が停止して圧縮機(1)が停止したときに、駆動流経路(14)からノズル(9a)へ流入して噴射される駆動冷媒と、吸引部(9b)から吸引した冷媒とを混合部(9c)にて混合することにより駆動冷媒に凝縮作用を生じさせ、そのときの流れの減速により昇圧を得て流体ポンプ機構を構成し、その吐出冷媒が蒸発器(8)を流通して冷却作用を生じるようにしたことを特徴としている。
In order to achieve the above object, the present invention employs technical means described in
A driving flow path (14) branched from the high-pressure side of the decompression means (7), and a nozzle (9a) for converting the pressure energy of the high-pressure refrigerant flowing in from the driving flow path (14) into velocity energy to decompress and expand the refrigerant, A suction unit (9b) that sucks refrigerant by a high-speed driving refrigerant flow ejected from the nozzle (9a), and a mixing unit that mixes the refrigerant sucked from the suction unit (9b) and the driving refrigerant ejected from the nozzle (9a) A regenerator heat exchanger (11) having a regenerator material (11a) provided on the upstream side of the evaporator (8) and cooled by a low-pressure refrigerant when the compressor (1) is operated, The refrigerant is bypassed from the refrigerant outflow side of the evaporator (8) to the suction part (9b) side, a bypass path (12) having a check means (13) is provided, and the vehicle engine (4) is stopped and the compressor (1) stops Sometimes, the driving refrigerant flowing into the nozzle (9a) from the driving flow path (14) and injected and the refrigerant sucked from the suction part (9b) are mixed in the mixing part (9c) to become the driving refrigerant. It is characterized in that a condensing action is generated, a pressure increase is obtained by slowing down the flow at that time to form a fluid pump mechanism, and the discharged refrigerant flows through the evaporator (8) to produce a cooling action.
従来のエジェクタ式ポンプでは運動エネルギーから圧力を取り出していたのに対して、本発明は蓄冷熱交換器(11)の持つ冷熱を利用して冷媒の凝縮作用により昇圧を得る点が最大の特徴である。この請求項1に記載の発明によれば、従来のエジェクタ式ポンプで必要だったディフューザ(9d)部分を無くすか、もしくは充分小さくしても効率良く昇圧を得ることができるため、より効率が良くて小型な流体ポンプ手段を有する蓄冷式の車両用空調装置とすることができる。 Whereas conventional ejector pumps extract pressure from kinetic energy, the present invention is characterized in that the pressure is increased by the refrigerant condensing action using the cold heat of the cold storage heat exchanger (11). is there. According to the first aspect of the present invention, the booster can be efficiently obtained even if the diffuser (9d) portion required in the conventional ejector-type pump is eliminated or sufficiently reduced. It can be set as the cool storage type vehicle air conditioner which has a small fluid pump means.
また、請求項2に記載の発明では、蓄冷熱交換器(11)において、冷媒流入口(11b)を天地方向の天側、冷媒流出口(11c)を天地方向の地側に配置したことを特徴している。 In the second aspect of the invention, in the regenerative heat exchanger (11), the refrigerant inlet (11b) is arranged on the top side in the vertical direction, and the refrigerant outlet (11c) is arranged on the ground side in the vertical direction. It is characterized.
本発明では流体ポンプとしての昇圧作用を蓄冷熱交換器(11)で発生させる。その要点は、蓄冷熱交換器(11)の冷媒流入口(11b)では冷媒が密度の小さい気相冷媒主体の速い流れであるのが、冷媒流出口(11c)では密度の大きい液相冷媒主体の遅い流れになることにあるため、蓄冷熱交換器(11)の構成についても一定の工夫が必要となる。 In this invention, the pressure | voltage rise effect | action as a fluid pump is generated with a cool storage heat exchanger (11). The main point is that the refrigerant inlet (11b) of the cold storage heat exchanger (11) is a fast flow mainly composed of a gas-phase refrigerant having a low density, whereas the refrigerant outlet (11c) is mainly composed of a liquid-phase refrigerant having a high density. Therefore, a certain contrivance is required for the structure of the regenerator heat exchanger (11).
すなわち、この請求項2に記載の発明によれば、蓄冷熱交換器(11)の冷媒流路断面積が一般配管部に比べて大きくなる場合、液冷媒は重力によって下方に集まることより望ましい状態となる。 That is, according to the second aspect of the present invention, when the refrigerant flow passage cross-sectional area of the regenerator heat exchanger (11) is larger than that of the general piping part, it is more desirable that the liquid refrigerant is gathered downward by gravity. It becomes.
また、請求項3に記載の発明では、蓄冷熱交換器(11)において、内部の冷媒流路面積の総和よりも冷媒流出口(11c)の断面積を小さくしたしたことを特徴としている。この請求項3に記載の発明によれば、冷媒流出口(11c)はその断面の大部分が液相冷媒で閉塞されて望ましい状態となる。 Further, the invention described in claim 3 is characterized in that, in the regenerator heat exchanger (11), the cross-sectional area of the refrigerant outlet (11c) is made smaller than the sum of the internal refrigerant flow passage areas. According to the third aspect of the present invention, the refrigerant outlet (11c) is in a desirable state in which most of the cross section is closed with the liquid phase refrigerant.
また、請求項4に記載の発明では、混合部(9c)の冷媒流出側に蓄冷熱交換器(11)を接続し、冷媒流出口(11c)の冷媒流入側に蒸発器(8)を接続したことを特徴としている。この請求項4に記載の発明によれば、吸引部(9b)にガス冷媒を吸引するように構成したものである。 In the invention according to claim 4, the regenerator heat exchanger (11) is connected to the refrigerant outflow side of the mixing section (9c), and the evaporator (8) is connected to the refrigerant inflow side of the refrigerant outlet (11c). It is characterized by that. According to the fourth aspect of the present invention, the gas refrigerant is sucked into the suction portion (9b).
また、請求項5に記載の発明では、減圧手段(7)の冷媒流出側を冷媒流入口(11b)に接続したことを特徴としている。この請求項5に記載の発明によれば、蓄冷熱交換器(11)を蒸発器(8)に対して直列となるよう構成したものである。このため、蓄冷時には高圧回路から減圧手段(7)で減圧された低温冷媒が蓄冷熱交換器(11)に導かれて蓄冷材(11a)を冷却すると共に、その後に蒸発器(8)へ流れて車室内の冷房を行う。
The invention according to
尚、ノズル(9a)の径は設計により減圧手段(7)の開度よりも小さく設定してあるため、蓄冷時に冷凍サイクルの作動に与える影響はほとんど無い。また、放冷時にはノズル(9a)・混合部(9c)・蓄冷熱交換器(11)の全体で流体ポンプとして作用するため、圧縮機(1)が停止していても高圧回路に残る冷媒の圧力を利用して蒸発器(8)と蓄冷熱交換器(11)の間で冷媒を循環でき、アイドリングストップ時の冷房を実現することができる。 In addition, since the diameter of the nozzle (9a) is set smaller than the opening degree of the decompression means (7) by design, there is almost no influence on the operation of the refrigeration cycle during cold storage. In addition, since the nozzle (9a), the mixing unit (9c), and the regenerator heat exchanger (11) function as a fluid pump when cooled, the refrigerant remaining in the high-pressure circuit even when the compressor (1) is stopped. The refrigerant can be circulated between the evaporator (8) and the cold storage heat exchanger (11) using the pressure, and cooling at the time of idling stop can be realized.
また、請求項6に記載の発明では、減圧手段(7)の冷媒流出側を冷媒流出口(11c)に接続したことを特徴としている。この請求項6に記載の発明によれば、蓄冷熱交換器(11)を蒸発器(8)に対して並列となるよう構成したものである。このため、蓄冷時には駆動流経路(14)に設けた開閉弁(15b)を断続的に開くものである。すると高圧回路から減圧された低温冷媒が蓄冷熱交換器(11)に導かれ、蓄冷材(11a)を冷却する。
The invention described in
また、放冷時には開閉弁(15b)を開くことにより請求項5に記載の構成と同様にノズル(9a)・混合部(9c)・蓄冷熱交換器(11)の全体で流体ポンプとして作用するため、圧縮機(1)が停止していても高圧回路に残る冷媒の圧力を利用して蒸発器(8)と蓄冷熱交換器(11)の間で冷媒を循環でき、アイドリングストップ時の冷房を実現することができる。
Further, by opening the on-off valve (15b) during cooling, the nozzle (9a), the mixing section (9c), and the cold storage heat exchanger (11) function as a fluid pump in the same manner as in the configuration of
また、請求項7に記載の発明では、蒸発器(8)の冷媒流出側に気液分離手段(10)を配設すると共に、気液分離手段(10)の液冷媒導出部(10a)にバイパス経路(12)を接続したことを特徴としている。この請求項7に記載の発明によれば、吸引部(9b)からも液冷媒を導入できるので、更に蓄冷能力を向上することができる。
In the invention according to
また、請求項8に記載の発明では、冷媒流出口(11c)に吸引部(9b)を接続し、混合部(9c)の冷媒流出側に蒸発器(8)を接続したことを特徴としている。この請求項8に記載の発明によれば、吸引部(9b)に液冷媒を吸引するように構成したものである。
The invention according to
また、請求項9に記載の発明では、減圧手段(7)の冷媒流出側を冷媒流入口(11b)に接続したことを特徴としている。この請求項9に記載の発明によれば、蓄冷熱交換器(11)を蒸発器(8)に対して直列となるよう構成したものである。これは蓄冷熱交換器(11)で過冷却液冷媒をつくり、この液冷媒を吸引して混合部(9c)でノズル(9a)から噴出される気液2相冷媒を凝縮させ昇圧を得るようにしたものである。 The invention according to claim 9 is characterized in that the refrigerant outlet side of the decompression means (7) is connected to the refrigerant inlet (11b). According to the ninth aspect of the present invention, the cold storage heat exchanger (11) is configured in series with the evaporator (8). This creates a supercooled liquid refrigerant in the cold storage heat exchanger (11), sucks this liquid refrigerant, condenses the gas-liquid two-phase refrigerant ejected from the nozzle (9a) in the mixing section (9c), and obtains a boosted pressure. It is a thing.
この場合、ノズル(9a)および混合部(9c)は通常のボイラの給水などに用いられるインゼクタと同様の作用となる。但し、この場合はノズル(9a)で減圧されて生成される気液2相冷媒は乾き度が小さく気相流量が小さいので、凝縮によって得られる運動量低下も小さく、昇圧量は上記の請求項に記載する構成と比べて小さくなるが、その作動上の効果は何ら変ることはない。これにより、圧縮機(1)が停止していても高圧回路に残る冷媒の圧力を利用して蒸発器(8)と蓄冷熱交換器(11)の間で冷媒を循環でき、アイドリングストップ時の冷房を実現することができる。 In this case, the nozzle (9a) and the mixing section (9c) have the same action as an injector used for normal boiler water supply. However, in this case, since the gas-liquid two-phase refrigerant generated by depressurization by the nozzle (9a) has a low dryness and a small gas phase flow rate, the decrease in momentum obtained by condensation is also small, and the pressure increase amount is in the above claims. Although smaller than the configuration described, its operational effect is not altered. As a result, the refrigerant can be circulated between the evaporator (8) and the cold storage heat exchanger (11) using the pressure of the refrigerant remaining in the high-pressure circuit even when the compressor (1) is stopped, and at the time of idling stop. Cooling can be realized.
また、請求項10に記載の発明では、減圧手段(7)の冷媒流出側を混合部(9c)の冷媒流出側と蒸発器(8)との間に接続したことを特徴としている。この請求項10に記載の発明によれば、蓄冷熱交換器(11)を蒸発器(8)に対して並列となるよう構成したものである。このため、蓄冷時には駆動流経路(14)に設けた開閉弁(15b)を断続的に開くものである。すると高圧回路から減圧された低温冷媒が蓄冷熱交換器(11)に導かれ、蓄冷材(11a)を冷却する。
The invention described in
また、放冷時には開閉弁(15b)を開くことにより請求項9に記載の構成と同様に、液冷媒を吸引して混合部(9c)でノズル(9a)から噴出される気液2相冷媒を凝縮させ昇圧を得るようにしたものである。これにより、圧縮機(1)が停止していても高圧回路に残る冷媒の圧力を利用して蒸発器(8)と蓄冷熱交換器(11)の間で冷媒を循環でき、アイドリングストップ時の冷房を実現することができる。 Further, the gas-liquid two-phase refrigerant which sucks the liquid refrigerant and is ejected from the nozzle (9a) in the mixing section (9c) by opening the on-off valve (15b) at the time of cooling, as in the configuration according to claim 9. Is condensed to obtain a boosted pressure. As a result, the refrigerant can be circulated between the evaporator (8) and the cold storage heat exchanger (11) using the pressure of the refrigerant remaining in the high-pressure circuit even when the compressor (1) is stopped, and at the time of idling stop. Cooling can be realized.
また、請求項11に記載の発明では、蒸発器(8)の冷媒流出側に気液分離手段(10)を配設すると共に、気液分離手段(10)の液冷媒導出部(10a)にバイパス経路(12)を接続したことを特徴としている。この請求項11に記載の発明によれば、吸引部(9b)からも液冷媒を導入できるので、更に蓄冷能力を向上することができる。
In the invention described in
また、請求項12に記載の発明では、駆動流経路(14)に絞り手段(15a)を設けたことを特徴としている。この請求項12に記載の発明によれば、絞り手段(15a)の絞り径とノズル(9a)のノズル径とをそれぞれ最適値に設定できることから設計自由度が向上するうえ、減圧手段(7)の制御範囲を広くすることができる。
The invention described in
また、請求項13に記載の発明では、駆動流経路(14)に開閉手段(15b)を設けたことを特徴としている。この請求項13に記載の発明によれば、開閉手段(15b)により駆動流経路(14)を完全に遮断することができるため、減圧手段(7)の制御範囲を広くすることができる。
The invention according to
また、請求項14に記載の発明では、蓄冷熱交換器(11)として、内部の冷媒流路を1本の細長い冷媒管(11e)で構成したことを特徴としている。この請求項14に記載の発明によれば、冷媒管(11e)の断面積を一般配管部と同程度に構成することにより、重力によって液冷媒が配管下方に集まって冷媒流出口(11c)が液冷媒で満たされる効果は相対的に小さくなるため、必ずしも請求項2に記載したように冷媒流出入口(11b・11c)を上下に配置しなくても良く、途中の経路を曲げるなどレイアウトの設計自由度が大きくなる。
Further, in the invention described in
ちなみに、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。 Incidentally, the reference numerals in parentheses of the above means are examples showing the correspondence with the specific means described in the embodiments described later.
(第1実施形態)
以下、本発明の実施の形態について図面を用いて詳細に説明する。図1は、本発明の第1実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す模式図である。本実施形態の車両用空調装置は、信号待ちなどの停車時に車両エンジンを自動的に停止するハイブリッド車などの車両に搭載されるものである。
(First embodiment)
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is a schematic diagram showing an overall configuration of a vehicle air conditioner according to a first embodiment of the present invention. The vehicle air conditioner of the present embodiment is mounted on a vehicle such as a hybrid vehicle that automatically stops the vehicle engine when the vehicle stops, such as waiting for a signal.
車両用空調装置の冷凍サイクルは、冷媒を吸入・圧縮・吐出する圧縮機をなすコンプレッサ1を有し、このコンプレッサ1には動力断続用の電磁クラッチ2が備えられている。コンプレッサ1には電磁クラッチ2およびベルト3を介して車両エンジン4の動力が伝達されて駆動され、電磁クラッチ2への通電を空調用の制御手段をなす空調用制御装置(エアコンECU)5にて断続することによりコンプレッサ1の運転が断続される。
The refrigeration cycle of a vehicle air conditioner has a
コンプレッサ1から吐出された高温高圧の過熱気相冷媒は、高圧側熱交換器をなすコンデンサ(凝縮器)6に流入し、図示しない冷却ファンより送風される外気と熱交換して冷却され凝縮する。コンデンサ6は凝縮部6aと、凝縮部6aを通過した後の冷媒の気液を分離して液冷媒を溜めると共に液冷媒を導出する受液器6bと、受液器6bからの液冷媒を過冷却する過冷却部6cとを一体に構成した周知のものである。
The high-temperature and high-pressure superheated gaseous refrigerant discharged from the
この過冷却部6cからの過冷却液冷媒は、減圧手段をなす膨張弁7により低圧に減圧され、低圧の気液2相状態となる。膨張弁7は、蒸発器をなすエバポレータ8出口の冷媒過熱度を調節するように弁7aの開度(冷媒流量)を調節する温度式膨張弁である。特に、本例では、エバポレータ8の出口冷媒が流れるエバポレータ出口冷媒通路7bをボックス型のハウジング7c内に構成して、エバポレータ8の出口冷媒の感温機構をハウジング7c内に一体構成したタイプの温度式膨張弁7を用いている。
The supercooled liquid refrigerant from the supercooling
冷房用熱交換器のエバポレータ8は、膨張弁7により減圧された低圧冷媒を蒸発させて車室内へ送風される空気を冷却するものである。図2は、本発明の実施形態に係る室内空調ユニット部20の概略構成を示す断面模式図である。室内空調ユニット20は通常、車室内前部の計器盤内側に搭載されている。室内空調ユニット20の空調ケース21は車室内へ向かって送風される空気の通路を構成するものであり、この空調ケース21内にエバポレータ8が設置されている。
The
空調ケース21において、エバポレータ8の上流側には送風機22が配置され、送風機22には遠心式送風ファン22aと駆動用モータ22bが備えられている。送風ファン22aの吸入側には内外気切替箱23が配置され、この内外気切替箱23内の内外気切替ドア23aにより外気(車室外空気)または内気(車室内空気)が切替導入される。
In the
空調ケース21内で、エバポレータ8の下流側にはエアミックスドア24が配置され、このエアミックスドア24の下流側には車両エンジン4の温水(冷却水)を熱源として空気を加熱する温水式ヒータコア25が暖房用熱交換器として設置されている。そして、この温水式ヒータコア25の側方(上方部)には、温水式ヒータコア25をバイパスして空気(冷風)を流すバイパス通路26が形成されている。
In the
エアミックスドア24は回動可能な板状ドアであり、温水式ヒータコア25を通過する温風とバイパス通路26を通過する冷風との風量割合を調節するものであって、この冷温風の風量割合の調節により車室内への吹出空気温度を調節する。従って、エアミックスドア24は車室内への吹出空気の温度調節手段を構成する。
The
温水式ヒータコア25からの温風とバイパス通路26からの冷風を空気混合部27で混合して、所望温度の空気を作り出すことができる。更に、空調ケース21内で空気混合部27の下流側に吹出モード切替部が構成されている。すなわち、車両フロントガラス内面に空気を吹き出すデフロスタ開口部28、車室内乗員の上半身側に向けて空気を吹き出すフェイス開口部29、および車室内乗員の足元に向けて空気を吹き出すフット開口部30を吹出モードドア31〜33により開閉するようになっている。
The hot air from the hot
エバポレータ8の温度センサ34は空調ケース21内でエバポレータ8の空気吹出直後の部位に配置され、エバポレータ吹出温度Teを検出する。ここで、エバポレータ温度センサ34により検出されるエバポレータ吹出温度Teは、通常の空調装置と同様に、コンプレッサ1の電磁クラッチ2の断続制御や、コンプレッサ1が可変容量型である場合はその吐出容量制御に使用され、これらのクラッチ断続制御や吐出容量制御によりエバポレータ8の冷却能力を調節して、エバポレータ8の吹出温度を制御する。
The
図1に示すように、空調用制御装置5には、上記の温度センサ34の他に、空調制御のために、内気温Tr・外気温Tam・日射量Ts・温水温度Twなどを検出する周知のセンサ群35から検出信号が入力される。また、車室内計器盤近傍に設置される空調制御パネル36の操作スイッチ群の操作信号も空調用制御装置5に入力される。空調制御パネル36には乗員により手動操作される温度設定スイッチ・風量切替スイッチ・吹出モードスイッチ・内外気切替スイッチ・コンプレッサ1のオンオフ信号を発生するエアコンスイッチなどの種々な図示しない操作スイッチ群が備えられている。
As shown in FIG. 1, in addition to the
また、空調用制御装置5はエンジン用制御装置37に接続されており、エンジン用制御装置(エンジンECU)37から空調用制御装置5には車両エンジン4の回転数信号・車速信号などが入力される。エンジン用制御装置37は周知の如く車両エンジン4の運転状況などを検出するセンサ群38からの信号に基づいて車両エンジン4への燃料噴射量・点火時期などを総合的に制御するものである。
The air
更に、本実施形態の対象とするエコラン車においては、車両エンジン4の回転数信号・車速信号・ブレーキ信号などに基づいて停車状態を判定すると、エンジン用制御装置37は、点火装置の電源遮断や燃料噴射の停止などにより車両エンジン4を自動的に停止させる。
Further, in the eco-run vehicle that is the object of the present embodiment, when the stop state is determined based on the rotational speed signal, the vehicle speed signal, the brake signal, etc. of the vehicle engine 4, the
また、エンジン停止後、運転者の運転操作により車両が停車状態から発進状態に移行すると、エンジン用制御装置37は車両の発進状態をアクセル信号などに基づいて判定して、車両エンジン4を自動的に始動させる。尚、空調用制御装置5は、車両エンジン4停止後の放冷冷房モードの時間が長時間に及び、蓄冷熱交換器11の蓄冷熱量による冷房を持続できない状態になった時、すなわち、エバポレータ吹出温度Teが所定の目標上限温度まで上昇した時は、エンジン再稼働要求の信号をエンジン用制御装置37に出力する。
Further, after the engine is stopped, when the vehicle shifts from the stop state to the start state by the driver's driving operation, the
空調用制御装置5およびエンジン用制御装置37はCPU・ROM・RAMなどからなる周知のマイクロコンピュータと、その周辺回路にて構成されるものである。尚、空調用制御装置5およびエンジン用制御装置37を1つの制御装置として統合しても良い。本実施形態の車両用空調装置には、エバポレータ8の上流側に、コンプレッサ1稼働時の低圧冷媒(HFC134aなど)により冷却される蓄冷材(例えばパラフィンや氷など)11aを有する蓄冷熱交換器11が設けられている。
The air-
この蓄冷熱交換器11は、蓄冷モードにおいては蓄冷材11aの融点より低い温度の冷媒を流通することにより蓄冷材11aを液相から固相に相変化させ、その凝固潜熱を貯える。そして放冷モード(蓄冷熱の取出し時)においては、蓄冷材11aの融点より高い温度の冷媒を流通させることにより、蓄冷熱交換器11に流入した気相冷媒は蓄冷材11aに融解潜熱を与え凝縮して液相となる。この液冷媒を通常の冷凍サイクルで使用しているエバポレータ8に供給することでその冷媒の蒸発潜熱により空気を冷却できるので、コンプレッサ1が停止しても蓄冷熱交換器11の蓄冷量に応じて冷房を続けることができる。
The cold
図3は、本発明の実施形態に係る蓄冷熱交換器11の具体的構成例を示す断面図である。図3の蓄冷熱交換器11は一般にシェルアンドチューブタイプと称される熱交換器構成を基本にした蓄冷カプセルであり、円筒状のタンク部材であるシェル11dの天地方向の天側に冷媒が流入する冷媒流入口11bと、天地方向の地側に冷媒が流出する冷媒流出口11cとを有している。また、内部の冷媒流路面積の総和よりも冷媒流出口11cの断面積が小さくなるように構成している。
FIG. 3 is a cross-sectional view showing a specific configuration example of the cold
また、シェル11d内に固定されて冷媒流路を構成するチューブ(冷媒管)11eと、このチューブ11eに熱的に一体に結合され、チューブ11eの拡大伝熱面を構成するフィン11fとを有している。シェル11dは円筒状本体部11gの上端部および下端部を上蓋部11hおよび下蓋部11iにより密封し、更にそれらの上下を冷媒分配側タンク部11qおよび冷媒集合側タンク部11rにより密封した構成になっている。
In addition, a tube (refrigerant tube) 11e that is fixed in the
チューブ11eは本例では円管状のものであり、フィン11fは円形の平板形状からなるプレートフィンである。フィン11fにはチューブ挿入用のバーリング穴11jが開けてある。平板状のフィン11fは所定のフィンピッチPfにて多数枚積層され、ハーリング穴11jに円管状のチューブ11eを挿入した後に円管状のチューブ11eを拡管することにより、フィン11fとチューブ11eとを機械的に一体に固定すると同時に、フィン11fとチューブ11eとを熱的にも一体に結合するようになっている。
In this example, the
そして、フィン11fとチューブ11eとの固定後に、チューブ11eがシェル11dに対して上下方向に延びる縦置きとし、多数枚のフィン11fとチューブ11eとの結合体をシェル11d内部に収容し、かつ、チューブ11eの上端部および下端部が上蓋部11hの上側および下蓋部11iの下側へそれぞれ突き出すように組み付けている。この組み付けにおいてチューブ11eの上端部付近および下端部付近の部位は、上蓋部11hおよび下蓋部11iにそれぞれろう付けなどの接合手段によりシールして固定される。
Then, after fixing the
チューブ11eとフィン11fとは熱伝導率の良い金属、例えばアルミニウムにて成形される。また、シェル11dの各部11g・11h・11i・11q・11rもアルミニウムなどの金属で成形される。密封ケース構造をなすシェル11dの一部、例えば上蓋部11hの近傍に蓄冷材注入口11kを設け、この注入口11kからシェル11dの内部に蓄冷材11aを注入するようになっている。
The
シェル11dの内部において蓄冷材11aは平板状のフィン11f相互間の間隙(フィンピッチPfによる間隙)に充填される。蓄冷材11aの注入終了後に、注入口11kはプラグ11mにより密封される。ここで蓄冷材11aは、車両用空調装置の蓄冷という用途であるため、4℃〜8℃程度の融点を有し、過冷却の発生しない物性を有するものが好ましい。このような物性を満足するものとして具体的にはパラフィン(n−テトラデカン)が好適である。
Inside the
ところで、蓄冷材11aとして用いるパラフィンは、金属に比べて熱伝導率がかなり小さいので、蓄冷能力および放冷能力を高めるためにはパラフィンの層を薄くして、伝熱面積を大きくすることが望ましい。このために、蓄冷熱交換器11をシェルアンドチューブタイプの熱交換器構成として、フィン11f相互間の微小間隙部(フィンピッチPfによる間隙部)にパラフィンを薄膜状に充填するようにしている。
By the way, since the paraffin used as the
また、蓄冷材11aは、蓄冷モード・放冷モードの変化に伴って相変化し、それに伴って密度が変化し、体積が変化する。この蓄冷材11aの体積変化によって平板状のフィン11fには応力が発生し、蓄冷熱交換器11の金属疲労の原因となる。そこで、積層された多数枚の平板状のフィン11fを上下方向に貫通する貫通穴11nを図3に示すように各フィン11fに設けている。
In addition, the
これにより、放冷モード時に蓄冷材11aが固相状態から液相状態に相変化するときに蓄冷材11aの体積が増加しても、フィン間の液相の蓄冷材11aを、貫通穴11nを通してフィン外部ヘスムーズに移動させることができる。尚、図3では、貫通穴11nを円形の平板形状からなるプレートフィン11fの中心部に1箇所のみ設ける例を図示しているが、実際には、液相の蓄冷材11aのスムースな移動のために貫通穴11nを所定間隔にて複数箇所設けることが好ましい。
Thereby, even if the volume of the
また、シェル11dの円筒状本体部11gの内周面と、平板状フィン11fの外周端との聞には、所定間隔Bを有する断熱用の隙間部11pを設けている。この隙間部11pは、蓄冷熱交換器11を車室外の高温環境(例えば、エンジンルームなど)に設置しても蓄冷材11aの蓄冷熱の断熱作用を確保できるようにするためのものである。チューブ11eとして、前述のように本例では円管状のもの(丸チューブ)を用いているが、チューブ11eとして偏平チューブあるいは偏平多孔チューブを採用しても良い。
Further, a
次に、本発明に係る構造を説明する。図4は本発明の第1実施形態における冷凍サイクルの模式図であり、(a)は通常冷房・蓄冷モード時の冷媒経路を示し、(b)は放冷冷房モード時の冷媒経路を示す。尚、以降の実施形態については冷凍サイクルの部分のみ図示して説明を行い、同等部分には同一符号を付して説明を省略する。 Next, the structure according to the present invention will be described. 4A and 4B are schematic diagrams of the refrigeration cycle in the first embodiment of the present invention, in which FIG. 4A shows the refrigerant path in the normal cooling / cold storage mode, and FIG. 4B shows the refrigerant path in the cool-down cooling mode. In the following embodiments, only the portion of the refrigeration cycle is illustrated and described, and the same portions are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.
まず、膨張弁7で減圧された冷媒は、蓄冷熱交換器11の冷媒流入口11bに流入し、冷媒流出口11cから流出する冷媒はエバポレータ8へ流入するようになっているが、これらとはそれぞれ並列に、蓄冷熱交換器11の上流側には膨張弁7の高圧側から分岐して高圧冷媒をノズル9aに導く駆動流経路14と、蓄冷熱交換器11の下流側には通常冷房・蓄冷モード時にエバポレータ8への冷媒供給量を確保するため、冷媒流出口11cをバイパスして流れる第1バイパス経路17とを設けている。
First, the refrigerant depressurized by the
また、第1バイパス経路17に設けられた第1逆止弁18は、通常冷房・蓄冷モード時においては開弁し、冷媒流出口11cをバイパスさせて蓄冷熱交換器11から第1バイパス経路17を介してエバポレータ8へ冷媒を導く一方、放冷モード時においては閉弁し、冷媒流出口11cで圧力が高まった冷媒が蓄冷熱交換器11側へ逆流することを防いでいる。
In addition, the
ノズル9aは、駆動流経路14から流入する高圧冷媒の圧力エネルギーを速度エネルギーに変換して冷媒を減圧膨張させるものであり、9bは、このノズル9aから噴射する高い速度の駆動冷媒流により冷媒を吸引する吸引部である。また9cは、吸引部9bから吸引した冷媒と、ノズル9aから噴射する駆動冷媒とを混合させる混合部9cであり、この混合された冷媒は蓄冷熱交換器11の内部に供給されるようになっている。
The
また、後述する放冷冷房モード時に、エバポレータ8の冷媒流出側から上記吸引部9b側へ冷媒をバイパスさせるバイパス経路をなす第2バイパス経路12を設けている。そして、この第2バイパス経路12に設けられた第2逆止弁13は、放冷モード時においてはエバポレータ8で蒸発させた気相冷媒を蓄冷熱交換器11に導く一方、通常冷房・蓄冷モード時においては膨張弁7で減圧された冷媒が直接コンプレッサ1の吸入側へバイパスして吸入されることを防いでいる。
In addition, a
尚、本発明の特徴的な点は、放冷時にエバポレータ8へ冷媒を送出するための手段して、従来のエジェクタの代わりにエジェクタの構成要素であるノズル9a・混合部9cが取り付けられた蓄冷熱交換器11が接続され、このノズル9a・混合部9c・蓄冷熱交換器11が一つの単位となって液冷媒循環ポンプとして構成されることにある。この液冷媒循環ポンプはエジェクタと同様に流体ポンプとして機能し、その駆動流経路14は高圧回路に接続され、吸引部9bはエバポレータ8で気化した気相冷媒を第2バイパス経路12(第2逆止弁13)を通して導くように接続している。
In addition, the characteristic point of the present invention is a cold storage in which a
次に、上記構成における第1実施形態における作動を説明する。まず、図4(a)の通常冷房・蓄冷モード時では、車両エンジン4によってコンプレッサ1を駆動することにより冷凍サイクルが運転される。従って、本発明の液冷媒循環ポンプの駆動は不要であり、駆動流経路14に冷媒は僅少量しか流れない。
Next, the operation of the first embodiment in the above configuration will be described. First, in the normal cooling / cold storage mode of FIG. 4A, the refrigeration cycle is operated by driving the
コンプレッサ1から吐出された高圧気相冷媒がコンデンサ6にて冷却され、過冷却状態の液冷媒となって膨張弁7に流入する。この膨張弁7の弁部7aで高圧液冷媒が減圧されて低温低圧の気液2相状態となり、蓄冷熱交換器11内に流入する。この流入冷媒は蓄冷熱交換器11の多数のチューブ11e内を流れる。
The high-pressure gas-phase refrigerant discharged from the
その後冷媒は、蓄冷熱交換器11の冷媒流出口11cおよび第1バイパス経路17(第1逆止弁18)を通ってエバポレータ8に流入し、エバポレータ8において空調ケース21内の送風空気から吸熱して蒸発して気相冷媒となり、この気相冷媒はコンプレッサ1に吸入されて再度圧縮される。尚、第2バイパス経路12は膨張弁7側の方の圧が高いため、第2逆止弁13により冷媒は流れない。エバポレータ8にて吸熱された冷風はフェイス開口部29などから車室内へ吹き出して車室内を冷房する。
Thereafter, the refrigerant flows into the
次に、通常冷房・蓄冷モード時における冷媒の挙動をより具体的に説明すると、夏期の高外気温時に冷房を始動する場合にはエバポレータ8の吸い込み空気温度が40℃以上にも及ぶ高温となり、エバポレータ8の冷房熱負荷が非常に大きくなる。このような冷房高負荷条件の下では、エバポレータ8の出口冷媒の過熱度が過大となり、膨張弁7の弁部7aの開度が全開となり、冷凍サイクルの低圧圧力が上昇する。
Next, the behavior of the refrigerant in the normal cooling / cold storage mode will be described more specifically. When the cooling is started at a high outdoor temperature in summer, the intake air temperature of the
そのため、蓄冷熱交換器11に流入する低圧冷媒の温度が蓄冷熱交換器11の蓄冷材11aの凝固点(6〜8℃程度)より高い温度となる。従って、蓄冷材11aは低圧冷媒との熱交換で凝固せず、蓄冷材11aから顕熱分を吸熱するだけである。その結果、冷房高負荷条件では低圧冷媒が蓄冷熱交換器11にて吸熱する熱量は僅少量となる。そのため、低圧冷媒のほとんどは蓄冷熱交換器11を持たない通常の空調装置と同様にエバポレータ8にて車室内吹出空気から吸熱して蒸発する。
Therefore, the temperature of the low-pressure refrigerant flowing into the cold
尚、冷房高負荷時には、通常、図2の内外気切替箱23から内気を吸入する内気モードが選択されるから、冷房始動後の時間経過によりエバポレータ8の吸い込み空気温度が低下し、冷房熱負荷が低下する。これにより、エバポレータ8の出口冷媒の過熱度が減少するので、膨張弁7の弁部7aの開度が減少し、冷凍サイクルの低圧圧力が低下し、低圧冷媒温度が低下する。
When the cooling load is high, the inside air mode in which the inside air is sucked from the inside / outside
そして、低圧冷媒温度が蓄冷熱交換器11の蓄冷材11aの凝固点より低下すると、蓄冷材11aの凝固が開始され、低圧冷媒は蓄冷材11aから凝固潜熱を吸熱するので、蓄冷材11aからの吸熱量が増加する。しかし、蓄冷材11aがこのように凝固潜熱を蓄冷する段階に至った時点では、既に、冷房熱負荷の低下により低圧冷媒温度が十分低下し、車室内吹出空気が充分低下している。
When the low-pressure refrigerant temperature falls below the freezing point of the
従って、蓄冷材11aへの凝固潜熱の蓄冷作用によって、冷房高負荷条件における急速冷房性能(クールダウン性能)が大きく阻害されることはない。換言すると、蓄冷熱交換器11を冷房用エバポレータ8の冷媒回路に直列接続しても、冷房高負荷条件における急速冷房性能を、僅少量低下させるだけであり、良好に発揮できる。
Therefore, the rapid cooling performance (cool down performance) under the cooling high load condition is not significantly hindered by the cold storage action of the solidification latent heat on the
次に、信号待ちなどの停車時に車両エンジン4を自動的に停止する場合について説明する。図4(b)は放冷冷房モード時の作動を説明する冷凍サイクル模式図である。停車時には空調作動状態(送風機22の作動状態)であっても、車両エンジン4の停止に伴って冷凍サイクルのコンプレッサ1も強制的に停止状態となり、コンデンサ6に溜まっている高圧の冷媒は、駆動流経路14を通ってノズル9aに流入する。
Next, a case where the vehicle engine 4 is automatically stopped when the vehicle stops, such as waiting for a signal, will be described. FIG. 4B is a schematic diagram of the refrigeration cycle for explaining the operation in the cooling-to-cooling mode. Even when the vehicle is stopped, even if it is in the air conditioning operation state (the operation state of the blower 22), the
これにより本発明の液冷媒循環ポンプは、その高圧冷媒の圧力エネルギーをノズル9aにて速度エネルギーに変換して冷媒を減圧膨張させ、そのノズル9aから噴射する高い速度の冷媒流により吸引部9bに接続された第2バイパス経路((第2逆止弁13)を介してエバポレータ8から冷媒を吸引し、その吸引した冷媒とノズル9aから噴射する冷媒とを、混合部9cにて混合させながら蓄冷熱交換器11に流入させる。この際、駆動冷媒と吸引冷媒とを混合部9cにて混合することにより、駆動冷媒に凝縮作用を生じさせ、そのときの流れの減速により昇圧を得て流体ポンプ機構を構成し、その吐出冷媒が蒸発器8を流通して冷却作用を生じるようしている。
As a result, the liquid refrigerant circulation pump of the present invention converts the pressure energy of the high-pressure refrigerant into velocity energy at the
本発明の液冷媒循環ポンプの昇圧作用によって、第1バイパス経路17の第1逆止弁18には冷媒圧力が逆方向に作用して第1逆止弁18は閉弁する。これに反し、第2バイパス経路12の第2逆止弁13には冷媒圧力が順方向に作用して第2逆止弁13は開弁する。そのため、図4(b)の矢印に示すように、蓄冷熱交換器11→エバポレータ8→逆止弁13→蓄冷熱交換器11からなる冷媒循環回路で冷媒が循環する。
Due to the pressure increasing action of the liquid refrigerant circulation pump of the present invention, the refrigerant pressure acts on the
従って、エバポレータ8では蓄冷熱交換器11で冷却された冷媒が送風機22の送風空気から吸熱して蒸発するので、コンプレッサ停止後においてもエバポレータ8の冷却作用を継続でき、車室内の冷房作用を継続できる。エバポレータ8で蒸発した気相冷媒の温度は蓄冷熱交換器11の蓄冷材11aの凝固点より高いので、蓄冷材11aは気相冷媒から融解潜熱を吸熱して固相から融解して液相に相変化する。これにより、気相冷媒は蓄冷材11aにより冷却され凝縮する。そして、コンデンサ6内の高圧冷媒が残存している間、停車時(コンプレッサ1停止時)の車室内冷房作用を継続できる。
Therefore, in the
具体的な数値例では、400kPa程度の高低圧差により8〜10kg/h流量程度の駆動冷媒流が流れ、12kg/h流量程度の冷媒が吸引され、14kPa程度の昇圧が得られている。また、蓄冷材11aとして、凝固点=6℃・凝固潜熱=229kJ/kgのパラフィンを、420g程度用いることにより、60〜90秒間程度の間、車室内冷房作用を継続できることを確認しており、通常の信号待ちによる停車時間程度は冷房作用を継続できることとなる。
In a specific numerical example, a driving refrigerant flow of about 8 to 10 kg / h flow flows due to a high and low pressure difference of about 400 kPa, a refrigerant of about 12 kg / h flow is sucked, and a pressure increase of about 14 kPa is obtained. Moreover, it has been confirmed that by using about 420 g of paraffin having a freezing point = 6 ° C. and a latent heat of solidification = 229 kJ / kg as the
このように、蓄冷材11aは蓄冷運転により冷却されており、放冷運転時はその蓄冷熱が有る間、冷媒は冷却されて凝縮する。よって、蓄冷熱交換器11の冷媒流入口11bから冷媒流出口11cに向かって徐々に液冷媒量が増加し、冷媒流出口11cでは大部分が液冷媒で満たされるため、冷媒の流速は気液の密度比により大きく減速され、その運動量の減少分に相当する流体圧力の増加が得られる。
Thus, the
すなわち、ディフューザのように運動エネルギーの減少を流路断面積の変化によって圧力のエネルギーに変換するのではなく、冷媒の持つ熱エネルギーを蓄冷材11aで吸収することにより運動量変化を発生させて昇圧作用(ポンプ作用)を得るものである。この作用は、ボイラなどの給水に用いられる流体ポンプの一種、インゼクタと原理的には同一である。
That is, instead of converting the decrease in kinetic energy into pressure energy by changing the flow path cross-sectional area as in the diffuser, the heat energy of the refrigerant is absorbed by the
すなわち、インゼクタの場合は駆動流の蒸気をノズルで増速させ、過冷却度を持った水を吸引する。混合部では吸引した水に駆動流の蒸気が直接接触により凝縮して大きな運動量の減少が発生し、蒸気により過熱された水は大きな圧力上昇を伴ってボイラへ給水される。このインゼクタの場合、駆動流蒸気が吸引した水と接触して冷却されるのに対して、本発明では蓄冷熱交換器11に貯められた冷熱を利用して冷却すること、すなわち駆動流冷却の手段が異なっている。
That is, in the case of an injector, the steam of the driving flow is accelerated by the nozzle, and water having a supercooling degree is sucked. In the mixing section, the steam of the driving flow is condensed by the direct contact with the sucked water and a large momentum reduction occurs, and the water superheated by the steam is supplied to the boiler with a large pressure increase. In the case of this injector, the driving flow steam is cooled in contact with the sucked water, whereas in the present invention, cooling is performed using the cold energy stored in the cold
上記のように、蓄冷熱交換器11の冷熱を利用すれば、冷媒を冷却して液冷媒を生成しつつ、有効な圧力上昇を得ることができるため、従来のエジェクタのディフューザを蓄冷熱交換器11に置き換え、ノズル9a・混合部9c・蓄冷熱交換器11を一つのインゼクタ型流体ポンプとして構成することにより、エジェクタで昇圧のために必要だったディフューザを廃止することができ、装置全体を小型化することができて車両への搭載性を向上することができる。
As described above, if the cold energy of the cold
また、上記の構成により、従来のようなディフューザを組み込んだエジェクタによらなくても気相冷媒の凝縮作用を利用して昇圧作用を得ることができるので、より簡素かつ小型にアイドリングストップ時の冷房を実現できる。 Further, with the above configuration, the pressure increasing action can be obtained using the condensing action of the gas-phase refrigerant without using a conventional ejector incorporating a diffuser, so that cooling at the time of idling stop can be performed more simply and compactly. Can be realized.
次に、第1実施形態の特徴と作用効果を説明する。膨張弁7の高圧側から分岐した駆動流経路14と、駆動流経路14から流入する高圧冷媒の圧力エネルギーを速度エネルギーに変換して冷媒を減圧膨張させるノズル9a、ノズル9aから噴射する高い速度の駆動冷媒流により冷媒を吸引する吸引部9b、および吸引部9bから吸引した冷媒とノズル9aから噴射する駆動冷媒とを混合させる混合部9cとを有すると共に、エバポレータ8の上流側に設けられてコンプレッサ1の稼働時に低圧冷媒により冷却される蓄冷材11aを有する蓄冷熱交換器11と、エバポレータ8の冷媒流出側から吸引部9b側へ冷媒をバイパスさせ、第2逆止弁13を有する第2バイパス経路12とを設け、車両エンジン4が停止してコンプレッサ1が停止したときに、駆動流経路14からノズル9aへ流入して噴射される駆動冷媒と、吸引部9bから吸引した冷媒とを混合部9cにて混合することにより駆動冷媒に凝縮作用を生じさせ、そのときの流れの減速により昇圧を得て流体ポンプ機構を構成し、その吐出冷媒がコンプレッサ1を流通して冷却作用を生じるようにしている。
Next, features and effects of the first embodiment will be described. The driving
従来のエジェクタ式ポンプでは運動エネルギーから圧力を取り出していたのに対して、本発明は蓄冷熱交換器11の持つ冷熱を利用して冷媒の凝縮作用により昇圧を得る点が最大の特徴である。これによれば、従来のエジェクタ式ポンプで必要だったディフューザ部分を無くすか、もしくは充分小さくしても効率良く昇圧を得ることができるため、より効率が良くて小型な流体ポンプ手段を有する蓄冷式の車両用空調装置とすることができる。
Whereas conventional ejector pumps extract pressure from kinetic energy, the present invention is characterized in that the pressure is increased by the refrigerant condensing action using the cold heat of the cold
また、蓄冷熱交換器11において、冷媒流入口11bを天地方向の天側、冷媒流出口11cを天地方向の地側に配置している。本発明では流体ポンプとしての昇圧作用を蓄冷熱交換器11で発生させる。その要点は、蓄冷熱交換器11の冷媒流入口11bでは冷媒が密度の小さい気相冷媒主体の速い流れであるのが、冷媒流出口11cでは密度の大きい液相冷媒主体の遅い流れになることにあるため、蓄冷熱交換器11の構成についても一定の工夫が必要となる。すなわち、これによれば、蓄冷熱交換器11の冷媒流路断面積が一般配管部に比べて大きくなる場合、液冷媒は重力によって下方に集まることより望ましい状態となる。
In the cold
また、蓄冷熱交換器11において、内部の冷媒流路面積の総和よりも冷媒流出口11cの断面積を小さくしている。これによれば、冷媒流出口11cはその断面の大部分が液相冷媒で閉塞されて望ましい状態となる。また、混合部9cの冷媒流出側に蓄冷熱交換器11を接続し、冷媒流出口11cの冷媒流入側にエバポレータ8を接続している。これによれば、吸引部9bにガス冷媒を吸引するように構成したものである。
Further, in the cold
また、膨張弁7の冷媒流出側を冷媒流入口11bに接続している。これによれば、蓄冷熱交換器11をエバポレータ8に対して直列となるよう構成したものである。このため、蓄冷時には高圧回路から膨張弁7で減圧された低温冷媒が蓄冷熱交換器11に導かれて蓄冷材11aを冷却すると共に、その後にエバポレータ8へ流れて車室内の冷房を行う。
The refrigerant outlet side of the
尚、ノズル9aの径は設計により膨張弁7の開度よりも小さく設定してあるため、蓄冷時に冷凍サイクルの作動に与える影響はほとんど無い。また、放冷時にはノズル9a・混合部9c・蓄冷熱交換器11の全体で流体ポンプとして作用するため、コンプレッサ1が停止していても高圧回路に残る冷媒の圧力を利用してエバポレータ8と蓄冷熱交換器11の間で冷媒を循環でき、アイドリングストップ時の冷房を実現することができる。
Since the diameter of the
(第2実施形態)
図5は本発明の第2実施形態における冷凍サイクルの模式図であり、(a)は通常冷房・蓄冷モード時の冷媒経路を示し、(b)は放冷冷房モード時の冷媒経路を示す。上述の第1実施形態と異なるのは、膨張弁7の冷媒流出側を蓄冷熱交換器11の冷媒流出口11cに接続している点と、駆動流経路14には開閉手段をなす開閉弁15bを設けている点である。
(Second Embodiment)
FIG. 5 is a schematic diagram of the refrigeration cycle in the second embodiment of the present invention, where (a) shows the refrigerant path in the normal cooling / cold storage mode, and (b) shows the refrigerant path in the cool-down cooling mode. The difference from the first embodiment described above is that the refrigerant outlet side of the
図5(a)の通常冷房・蓄冷モード時において冷媒は、図中に矢印で示すように、コンプレッサ1→コンデンサ6→膨張弁7→エバポレータ8→コンプレッサ1と循環し、冷房を行いつつ、空調用制御装置5は断続的に開閉弁15bを開いて蓄冷熱交換器11に冷媒を通過させて蓄冷を行う。
In the normal cooling / cold storage mode of FIG. 5A, the refrigerant circulates through the
また、図5(b)の放冷冷房モード時においては、車両エンジン4の停止に伴って冷凍サイクルのコンプレッサ1も強制的に停止状態となり、空調用制御装置5はこの停車時のエンジン(コンプレッサ)停止状態を判定して、開閉弁15を開くように制御する。冷媒は図中の矢印で示すように、コンデンサ6に溜まっている高圧の冷媒が駆動流経路14を通ってノズル9aに流入する。これにより、吸引部9bからガス冷媒を吸引し、蓄冷熱交換器11→エバポレータ8→逆止弁13→蓄冷熱交換器11と循環し、第1実施形態で説明した放冷と冷房とを行う。
5B, when the vehicle engine 4 is stopped, the
次に、第2実施形態の特徴と作用効果を説明する。膨張弁7の冷媒流出側を冷媒流出口11cに接続している。これによれば、蓄冷熱交換器11をエバポレータ8に対して並列となるよう構成したものである。このため、蓄冷時には駆動流経路14に設けた開閉弁15bを断続的に開くものである。すると高圧回路から減圧された低温冷媒が蓄冷熱交換器11に導かれ、蓄冷材11aを冷却する。
Next, features and effects of the second embodiment will be described. The refrigerant outlet side of the
また、放冷時には開閉弁15bを開くことにより第1実施形態に記載の構成と同様にノズル9a・混合部9c・蓄冷熱交換器11の全体で流体ポンプとして作用するため、コンプレッサ1が停止していても高圧回路に残る冷媒の圧力を利用してエバポレータ8と蓄冷熱交換器11の間で冷媒を循環でき、アイドリングストップ時の冷房を実現することができる。
Further, by opening the on-off
(第3実施形態)
図6は本発明の第3実施形態における冷凍サイクルの模式図である。上述した第2実施形態と異なるのは、エバポレータ8の冷媒流出側に気液分離手段をなすアキュームレータ10を配設すると共に、アキュームレータ10の液冷媒導出部10aに第2バイパス経路12を接続している点である。アキュームレータ10では、エバポレータ8出口側の冷媒の気液を分離して液冷媒を溜め、ガス冷媒をコンプレッサ1に吸入させると共に、液冷媒を蓄冷熱交換器11の吸引部9bに供給することとなる。これによれば、吸引部9bからも液冷媒を導入できるので、更に蓄冷能力を向上することができる。
(Third embodiment)
FIG. 6 is a schematic diagram of a refrigeration cycle in the third embodiment of the present invention. The difference from the second embodiment described above is that an
(第4実施形態)
図7は本発明の第4実施形態における冷凍サイクルの模式図であり、(a)は通常冷房・蓄冷モード時の冷媒経路を示し、(b)は放冷冷房モード時の冷媒経路を示す。上述の第1・第2実施形態では吸引部9bにガス冷媒を吸引するように構成したものであったが、本実施形態、および後述する第5・第6実施形態は吸引部(9b)に液冷媒を吸引するように構成したものである。
(Fourth embodiment)
FIG. 7 is a schematic diagram of a refrigeration cycle in the fourth embodiment of the present invention, where (a) shows the refrigerant path in the normal cooling / cold storage mode, and (b) shows the refrigerant path in the cool-down cooling mode. In the first and second embodiments described above, the gas refrigerant is sucked into the
図7(a)の通常冷房・蓄冷モード時において冷媒は、図中に矢印で示すように、コンプレッサ1→コンデンサ6→膨張弁7→蓄冷熱交換器11→エバポレータ8→コンプレッサ1と循環し、冷房を行いつつ、蓄冷熱交換器11に冷媒を通過させて蓄冷を行う。また、図5(b)の放冷冷房モード時において冷媒は、図中の矢印で示すように、コンデンサ6に溜まっている高圧の冷媒が駆動流経路14を通ってノズル9aに流入する。これにより、吸引部9bから液冷媒を吸引し、蓄冷熱交換器11→エバポレータ8→逆止弁13→蓄冷熱交換器11と循環し、上記で説明した実施形態と同様に放冷と冷房とを行う。
In the normal cooling / cold storage mode of FIG. 7 (a), the refrigerant circulates from
次に、第4実施形態の特徴と作用効果を説明する。まず、冷媒流出口11cに吸引部9bを接続し、混合部9cの冷媒流出側にエバポレータ8を接続している。これによれば、吸引部9bに液冷媒を吸引するように構成したものである。また、膨張弁7の冷媒流出側を冷媒流入口11bに接続している。これによれば、蓄冷熱交換器11をエバポレータ8に対して直列となるよう構成したものである。これは蓄冷熱交換器11で過冷却液冷媒をつくり、この液冷媒を吸引して混合部9cでノズル9aから噴出される気液2相冷媒を凝縮させ昇圧を得るようにしたものである。
Next, features and effects of the fourth embodiment will be described. First, the
この場合、ノズル9aおよび混合部9cは通常のボイラの給水などに用いられるインゼクタと同様の作用となる。但し、この場合はノズル9aで減圧されて生成される気液2相冷媒は乾き度が小さく気相流量が小さいので、凝縮によって得られる運動量低下も小さく、昇圧量は上記の請求項に記載する構成と比べて小さくなるが、その作動上の効果は何ら変ることはない。これにより、コンプレッサ1が停止していても高圧回路に残る冷媒の圧力を利用してエバポレータ8と蓄冷熱交換器11の間で冷媒を循環でき、アイドリングストップ時の冷房を実現することができる。
In this case, the
(第5実施形態)
図8は本発明の第5実施形態における冷凍サイクルの模式図であり、(a)は通常冷房・蓄冷モード時の冷媒経路を示し、(b)は放冷冷房モード時の冷媒経路を示す。上述の第4実施形態と異なるのは、膨張弁7の冷媒流出側を混合部9cの冷媒流出側とエバポレータ8との間に接続している点と、駆動流経路14には開閉手段をなす開閉弁15bを設けている点である。
(Fifth embodiment)
FIG. 8 is a schematic diagram of the refrigeration cycle in the fifth embodiment of the present invention, where (a) shows the refrigerant path in the normal cooling / cold storage mode, and (b) shows the refrigerant path in the cool-down cooling mode. The difference from the fourth embodiment described above is that the refrigerant outlet side of the
図8(a)の通常冷房・蓄冷モード時において冷媒は、図中に矢印で示すように、コンプレッサ1→コンデンサ6→膨張弁7→エバポレータ8→コンプレッサ1と循環し、冷房を行いつつ、空調用制御装置5は断続的に開閉弁15bを開いて蓄冷熱交換器11に冷媒を通過させて蓄冷を行う。
In the normal cooling / cold storage mode of FIG. 8A, the refrigerant circulates through the
また、図8(b)の放冷冷房モード時において冷媒は、図中の矢印で示すように、コンデンサ6に溜まっている高圧の冷媒が駆動流経路14を通ってノズル9aに流入する。これにより、吸引部9bから液冷媒を吸引し、蓄冷熱交換器11→エバポレータ8→逆止弁13→蓄冷熱交換器11と循環し、上記で説明した実施形態と同様に放冷と冷房とを行う。
Further, as shown in the arrow in the figure, the high-pressure refrigerant accumulated in the
次に、第5実施形態の特徴と作用効果を説明する。膨張弁7の冷媒流出側を混合部9cの冷媒流出側とエバポレータ8との間に接続している。これによれば、蓄冷熱交換器11をエバポレータ8に対して並列となるよう構成したものである。このため、蓄冷時には駆動流経路14に設けた開閉弁15bを断続的に開くものである。すると高圧回路から減圧された低温冷媒が蓄冷熱交換器11に導かれ、蓄冷材11aを冷却する。
Next, features and effects of the fifth embodiment will be described. The refrigerant outflow side of the
また、放冷時には開閉弁15bを開くことにより第4実施形態に記載の構成と同様に、液冷媒を吸引して混合部9cでノズル9aから噴出される気液2相冷媒を凝縮させ昇圧を得るようにしたものである。これにより、コンプレッサ1が停止していても高圧回路に残る冷媒の圧力を利用してエバポレータ8と蓄冷熱交換器11の間で冷媒を循環でき、アイドリングストップ時の冷房を実現することができる。
Further, by opening the on-off
(第6実施形態)
図9は本発明の第6実施形態における冷凍サイクルの模式図である。上述した第5実施形態と異なるのは、エバポレータ8の冷媒流出側に気液分離手段をなすアキュームレータ10を配設すると共に、アキュームレータ10の液冷媒導出部10aに第2バイパス経路12を接続している点である。アキュームレータ10では、エバポレータ8出口側の冷媒の気液を分離して液冷媒を溜め、ガス冷媒をコンプレッサ1に吸入させると共に、液冷媒を蓄冷熱交換器11の吸引部9bに供給することとなる。これによれば、吸引部9bからも液冷媒を導入できるので、更に蓄冷能力を向上することができる。
(Sixth embodiment)
FIG. 9 is a schematic diagram of a refrigeration cycle in the sixth embodiment of the present invention. The difference from the fifth embodiment described above is that an
(第7実施形態)
図10は本発明の第7実施形態における冷凍サイクルの模式図である。第1実施形態の冷凍サイクルにおいて駆動流経路14に絞り手段をなす固定絞り15aを設けている。これによれば、固定絞り15aの絞り径とノズル9aのノズル径とをそれぞれ最適値に設定できることから設計自由度が向上するうえ、膨張弁7の制御範囲を広くすることができる。尚、本発明は上述した第3・第4・第6実施形態に対しても同様に適用することができる。
(Seventh embodiment)
FIG. 10 is a schematic diagram of a refrigeration cycle in the seventh embodiment of the present invention. In the refrigeration cycle according to the first embodiment, a fixed
(第8実施形態)
図11は本発明の第8実施形態における冷凍サイクルの模式図である。第1実施形態の冷凍サイクルにおいて駆動流経路14に開閉弁15bを設けている。これによれば、開閉弁15bにより駆動流経路14を完全に遮断することができるため、膨張弁7の制御範囲を広くすることができる。尚、本発明は上述した第3・第4・第6実施形態に対しても同様に適用することができる。
(Eighth embodiment)
FIG. 11 is a schematic diagram of a refrigeration cycle in the eighth embodiment of the present invention. In the refrigeration cycle of the first embodiment, an open /
(第9実施形態)
図12は本発明の第9実施形態における蓄冷熱交換器11の具体的構成例を示す断面図である。これは、蓄冷熱交換器11としてシェル11dの内部に、冷媒流路を1本の細長い冷媒管11eでつづら折りにして密封している。冷媒管11eにはフィン11fが機械的・熱的に一体に結合され、これらの間に蓄冷材11aを注入した構造となっている。
(Ninth embodiment)
FIG. 12 is a cross-sectional view showing a specific configuration example of the cold
これによれば、冷媒管11eの断面積を一般配管部と同程度に構成することにより冷媒の流速が上がり、重力によって液冷媒が配管下方に集まって冷媒流出口11cが液冷媒で満たされる効果は相対的に小さくなるため、必ずしも図3に示したように冷媒流出入口11b・11cを上下に配置しなくても良く、途中の経路を曲げるなどレイアウトの設計自由度が大きくなる。
According to this, by constructing the cross-sectional area of the
(その他の実施形態)
本発明は上述した実施形態に限られるものではなく、例えば蓄冷熱交換器11は図示しない他のタイプのものであっても良い。
(Other embodiments)
The present invention is not limited to the above-described embodiment. For example, the cold
1…コンプレッサ(圧縮機)
4…車両エンジン
6…コンデンサ(高圧側熱交換器)
7…膨張弁(減圧手段)
8…エバポレータ(蒸発器)
9a…ノズル
9b…吸引部
9c…混合部
10…アキュームレータ(気液分離手段)
10a…液冷媒導出部
11…蓄冷熱交換器
11a…蓄冷材
11b…冷媒流入口
11c…冷媒流出口
11e…チューブ(冷媒管)
12…第2バイパス経路(バイパス経路)
13…第2逆止弁(逆止手段)
14…駆動流経路
15a…固定絞り(絞り手段)
15b…開閉弁(開閉手段)
1 ... Compressor
4 ...
7 ... Expansion valve (pressure reduction means)
8 ... Evaporator
9a ...
DESCRIPTION OF
12 ... Second bypass route (bypass route)
13. Second check valve (check means)
14: Driving
15b ... Open / close valve (open / close means)
Claims (14)
前記車両エンジン(4)により駆動される圧縮機(1)と、
前記圧縮機(1)から吐出された高圧冷媒の放熱を行う高圧側熱交換器(6)と、
前記高圧側熱交換器(6)を通過した冷媒を減圧する減圧手段(7)と、
前記減圧手段(7)により減圧された低圧冷媒を蒸発させて車室内へ送風される空気を冷却する蒸発器(8)とを備えた車両用空調装置において、
前記減圧手段(7)の高圧側から分岐した駆動流経路(14)と、
前記駆動流経路(14)から流入する高圧冷媒の圧力エネルギーを速度エネルギーに変換して冷媒を減圧膨張させるノズル(9a)、前記ノズル(9a)から噴射する高い速度の駆動冷媒流により冷媒を吸引する吸引部(9b)、および前記吸引部(9b)から吸引した冷媒と前記ノズル(9a)から噴射する駆動冷媒とを混合させる混合部(9c)とを有すると共に、前記蒸発器(8)の上流側に設けられて前記圧縮機(1)の稼働時に前記低圧冷媒により冷却される蓄冷材(11a)を有する蓄冷熱交換器(11)と、
前記蒸発器(8)の冷媒流出側から前記吸引部(9b)側へ冷媒をバイパスさせ、逆止手段(13)を有するバイパス経路(12)とを設け、
前記車両エンジン(4)が停止して前記圧縮機(1)が停止したときに、前記駆動流経路(14)から前記ノズル(9a)へ流入して噴射される駆動冷媒と、前記吸引部(9b)から吸引した冷媒とを前記混合部(9c)にて混合することにより駆動冷媒に凝縮作用を生じさせ、そのときの流れの減速により昇圧を得て流体ポンプ機構を構成し、その吐出冷媒が前記蒸発器(8)を流通して冷却作用を生じるようにしたことを特徴とする車両用空調装置。 It is mounted on a vehicle that performs control to stop the vehicle engine (4) at least when the vehicle stops.
A compressor (1) driven by the vehicle engine (4);
A high-pressure side heat exchanger (6) for radiating heat of the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (1);
Decompression means (7) for decompressing the refrigerant that has passed through the high pressure side heat exchanger (6);
An air conditioner for a vehicle comprising: an evaporator (8) for evaporating the low-pressure refrigerant decompressed by the decompression means (7) and cooling air blown into the vehicle interior;
A drive flow path (14) branched from the high pressure side of the pressure reducing means (7);
The pressure energy of the high-pressure refrigerant flowing from the drive flow path (14) is converted into velocity energy, and the refrigerant is sucked by the nozzle (9a) for decompressing and expanding the refrigerant, and the high-speed drive refrigerant flow ejected from the nozzle (9a). And a mixing section (9c) for mixing the refrigerant sucked from the suction section (9b) and the driving refrigerant injected from the nozzle (9a), and the evaporator (8) A regenerator heat exchanger (11) having a regenerator material (11a) provided on the upstream side and cooled by the low-pressure refrigerant when the compressor (1) is in operation;
Bypassing the refrigerant from the refrigerant outflow side of the evaporator (8) to the suction part (9b) side, a bypass path (12) having a check means (13) is provided,
When the vehicle engine (4) is stopped and the compressor (1) is stopped, the driving refrigerant that flows into the nozzle (9a) from the driving flow path (14) and is injected, and the suction unit ( The refrigerant sucked from 9b) is mixed in the mixing section (9c) to cause a condensing action in the driving refrigerant, and a fluid pump mechanism is constructed by obtaining a pressure increase by decelerating the flow at that time. The vehicle air conditioner is characterized in that a cooling action is caused by circulating through the evaporator (8).
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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JP2004231340A JP2006044579A (en) | 2004-08-06 | 2004-08-06 | Air conditioner for vehicle |
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Cited By (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2009229014A (en) * | 2008-03-24 | 2009-10-08 | Denso Corp | Refrigeration cycle device with cold accumulator |
JP2012077941A (en) * | 2010-09-30 | 2012-04-19 | Panasonic Corp | Air conditioner |
JP2015007490A (en) * | 2013-06-25 | 2015-01-15 | 株式会社デンソー | Ejector type refrigeration cycle |
EP2108910B1 (en) * | 2008-04-10 | 2019-05-22 | Valeo Systèmes Thermiques | Internal heat exchanger comprising a means for thermal storage and loop incorporating such heat exchanger |
-
2004
- 2004-08-06 JP JP2004231340A patent/JP2006044579A/en active Pending
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