JP4289257B2 - Engine-driven air conditioner - Google Patents

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    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
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Description

本発明は、エンジン（内燃機関）により圧縮機を駆動するエンジン駆動式空調装置において、特に、空調負荷の低負荷時には圧縮機の容量制御により空調能力を制御できる制御装置に関する。   The present invention relates to an engine-driven air conditioner that drives a compressor by an engine (internal combustion engine), and more particularly to a control device that can control the air conditioning capacity by controlling the capacity of the compressor when the air conditioning load is low.

従来からエンジンにより圧縮機を駆動するエンジン駆動式空調装置においては、エンジン回転数を調整することにより圧縮機の回転数（冷媒吐出能力）を空調負荷に応じて調整し、それにより、空調負荷に応じた空調能力を発揮するようにしている。   Conventionally, in an engine-driven air conditioner that drives a compressor by an engine, the rotation speed (refrigerant discharge capacity) of the compressor is adjusted according to the air conditioning load by adjusting the engine speed, thereby reducing the air conditioning load. The air-conditioning capacity is displayed.

ここで、エンジン回転数の制御可能な下限値は当然ながら所定値以上に限定されるので、空調負荷が非常に小さいときは圧縮機駆動回転数が必要以上に高くなってしまうことが起きる。   Here, the controllable lower limit value of the engine speed is naturally limited to a predetermined value or more, so that when the air conditioning load is very small, the compressor drive speed may become higher than necessary.

その結果、冷凍サイクル内の冷媒流量が目標能力に対して過大となるので、冷凍サイクル内に室内機をバイパスして高圧側から直接、低圧側へ冷媒を流すバイパス通路を設けて、室内機への冷媒流量を抑制することで、空調能力の制御を行うことが実施されている。   As a result, since the refrigerant flow rate in the refrigeration cycle becomes excessive with respect to the target capacity, a bypass passage is provided in the refrigeration cycle to bypass the indoor unit and flow the refrigerant directly from the high pressure side to the low pressure side. Control of air-conditioning capability is performed by suppressing the refrigerant flow rate.

しかし、この対策は圧縮機駆動のための無駄な動力を必要とするので、エンジンの燃費が悪化する。つまり、冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）が悪化する。   However, since this countermeasure requires useless power for driving the compressor, the fuel consumption of the engine is deteriorated. That is, the coefficient of performance (COP) of the refrigeration cycle is deteriorated.

この不具合を解消するため、特許文献１では、エンジン駆動式空調装置において固定容量型圧縮機と可変容量型圧縮機とを組み合わせ、空調負荷が小さいときはエンジン回転数を最低回転数に調整するとともに、固定容量型圧縮機と可変容量型圧縮機のうち、可変容量型圧縮機のみを作動させ、かつ、可変容量型圧縮機の容量を小さくして、圧縮機自身の冷媒吐出能力を減少させるものが提案されている。ここで、圧縮機の容量は圧縮機１回転当たりの冷媒吐出容積である。
特開２００３−１４８８１５号公報 In order to solve this problem, in Patent Document 1, a fixed capacity type compressor and a variable capacity type compressor are combined in an engine driven air conditioner, and when the air conditioning load is small, the engine speed is adjusted to the minimum speed. Of the fixed capacity compressor and variable capacity compressor, only the variable capacity compressor is operated, and the capacity of the variable capacity compressor is reduced to reduce the refrigerant discharge capacity of the compressor itself Has been proposed. Here, the capacity of the compressor is the refrigerant discharge volume per rotation of the compressor.
JP 2003-148815 A

ところで、特許文献１では、可変容量型圧縮機の具体例としてスクロール型を例示しているが、このスクロール型は構造的に容量可変幅が小さいので、エンジンの燃費低減の効果が小さい。   By the way, in Patent Document 1, a scroll type is exemplified as a specific example of the variable capacity compressor. However, since this scroll type has a small capacity variable width structurally, the effect of reducing the fuel consumption of the engine is small.

なお、特許文献１では、可変容量型圧縮機の他の例として斜板式等を使用できる旨記載している。この斜板式の可変容量型圧縮機は、サイクルの高低圧差を利用して斜板に作用する制御圧を調整して斜板の傾斜角度を変化させ、それにより、ピストンストロークを変化させて容量を連続的に変化させる機構になっており、１００％の最大容量から５％付近の最小容量までの広範囲にわたって容量を変化させることができる。   Note that Patent Document 1 describes that a swash plate type or the like can be used as another example of the variable displacement compressor. This variable displacement compressor of the swash plate type uses the difference between the high and low pressures of the cycle to adjust the control pressure acting on the swash plate to change the inclination angle of the swash plate, thereby changing the piston stroke to increase the capacity. The mechanism changes continuously, and the capacity can be changed over a wide range from the maximum capacity of 100% to the minimum capacity of around 5%.

従って、斜板式の可変容量型圧縮機は、スクロール型等に比較して空調低負荷時における圧縮機冷媒吐出能力をきめ細かく調整することができ、有利である。この斜板式の可変容量型圧縮機は車両用空調装置において広く使用されている。   Therefore, the swash plate type variable displacement compressor is advantageous in that it can finely adjust the refrigerant discharge capacity of the compressor at the time of low air conditioning load compared to the scroll type or the like. This swash plate type variable displacement compressor is widely used in vehicle air conditioners.

しかし、特許文献１では、空調低負荷時に可変容量型圧縮機のみを作動させ、かつ、可変容量型圧縮機の容量を調整する作動モードを設定することが記載されているだけで、空調低負荷時における冷凍サイクルの作動の安定化への配慮に関しては何ら記載されていない。   However, Patent Document 1 describes that only the variable displacement compressor is operated at the time of air conditioning low load and that the operation mode for adjusting the capacity of the variable displacement compressor is set. No consideration is given to the stabilization of the operation of the refrigeration cycle at times.

すなわち、空調低負荷時には圧縮機作動台数が２台から１台に減少し、かつ、エンジン回転数（圧縮機回転数）を最低回転数に低下させるに加えて、その１台の容量を５％付近の最小容量まで減少させる場合が生じる。本発明者の実験検討によると、このような空調低負荷時では、空調高負荷時に比較して冷凍サイクルの循環冷媒流量が大幅に減少するので、サイクル運転条件の変動に対して膨張弁が敏感に反応して膨張弁開度が頻繁に繰り返し変動する、いわゆるハンチング現象が生じて、圧縮機の容量制御が不安定になることが判明した。   In other words, when the air conditioning is under low load, the number of compressors operating is reduced from two to one, and the engine speed (compressor speed) is reduced to the minimum speed, and the capacity of one compressor is reduced to 5%. In some cases, the capacity is reduced to a minimum capacity in the vicinity. According to the inventor's experiments, the expansion valve is more sensitive to fluctuations in the cycle operating conditions because the circulating refrigerant flow rate in the refrigeration cycle is greatly reduced at such a low load of air conditioning as compared to a high load of air conditioning. It has been found that the so-called hunting phenomenon in which the expansion valve opening frequently and repeatedly fluctuates in response to the above, and the capacity control of the compressor becomes unstable.

本発明は、上記点に鑑み、圧縮機を駆動するエンジンの回転数調整により圧縮機冷媒吐出能力を調整できるエンジン駆動式空調装置において、空調負荷変動に対応する圧縮機冷媒吐出能力の調整範囲の拡大と、空調低負荷時における圧縮機の容量制御の安定化とを図ることを目的とする。   In view of the above, the present invention provides an engine-driven air conditioner capable of adjusting the compressor refrigerant discharge capacity by adjusting the rotational speed of the engine that drives the compressor. The purpose is to expand and stabilize the capacity control of the compressor at the time of low air conditioning load.

上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、エンジン（１７）と、
前記エンジン（１７）の回転数調整手段（２０）と、
前記エンジン（１７）によって駆動され冷凍サイクルの冷媒を圧縮する圧縮機（１５、１６）と、
前記冷媒と室内空気とを熱交換する室内熱交換器（１２）と、
前記冷媒と室外空気とを熱交換する室外熱交換器（３１）と、
前記室内熱交換器（１２）と前記室外熱交換器（３１）との間に設けられ、前記冷媒を減圧する減圧手段（１３、３３）とを備えるエンジン駆動式空調装置であって、
前記圧縮機として、電気制御により容量を変更可能な容量制御機構（１５ａ）を有する可変容量型圧縮機（１５）を少なくとも１台用い、
前記減圧手段は、前記室内熱交換器（１２）および前記室外熱交換器（３１）のうち冷媒蒸発器として作用する熱交換器の出口冷媒の過熱度を制御する電子膨張弁（１３、３３）であり、
前記回転数調整手段（２０）、前記容量制御機構（１５ａ）および前記電子膨張弁（１３、３３）を制御する制御手段（４０、４１）を備え、
前記制御手段（４０、４１）は、前記可変容量型圧縮機（１５）を最大容量状態に維持したまま、前記エンジン（１７）の回転数を変化させる回転数制御モードと、前記エンジン（１７）の回転数を最低回転数に維持したまま、前記可変容量型圧縮機（１５）の容量を変化させる容量制御モードとを空調負荷の変化に応じて実行するようになっており、
前記容量制御モード時に前記電子膨張弁（１３、３３）を所定の小開度に固定することを特徴としている。 In order to achieve the above object, in the invention according to claim 1, an engine (17),
A rotation speed adjusting means (20) of the engine (17);
Compressors (15, 16) driven by the engine (17) to compress refrigerant in the refrigeration cycle;
An indoor heat exchanger (12) for exchanging heat between the refrigerant and room air;
An outdoor heat exchanger (31) for exchanging heat between the refrigerant and outdoor air;
An engine-driven air conditioner provided between the indoor heat exchanger (12) and the outdoor heat exchanger (31), and comprising a decompression means (13, 33) for decompressing the refrigerant,
As the compressor, at least one variable capacity compressor (15) having a capacity control mechanism (15a) whose capacity can be changed by electric control is used,
The decompression means is an electronic expansion valve (13, 33) for controlling the degree of superheat of the outlet refrigerant of the heat exchanger acting as a refrigerant evaporator of the indoor heat exchanger (12) and the outdoor heat exchanger (31). And
Control means (40, 41) for controlling the rotation speed adjusting means (20), the capacity control mechanism (15a) and the electronic expansion valve (13, 33);
The control means (40, 41) includes a rotational speed control mode for changing the rotational speed of the engine (17) while maintaining the variable displacement compressor (15) in a maximum capacity state, and the engine (17). The capacity control mode for changing the capacity of the variable capacity compressor (15) is executed according to the change in the air conditioning load while maintaining the rotation speed at the minimum speed.
The electronic expansion valves (13, 33) are fixed at a predetermined small opening degree in the capacity control mode.

これによると、回転数制御モードと容量制御モードとの組み合わせにより空調負荷の変化に応じて圧縮機冷媒吐出能力を幅広く調整できると同時に、容量制御モード時に蒸発器出口冷媒の過熱度を制御する電子膨張弁（１３、３３）を所定の小開度に固定するから、サイクル内循環冷媒流量が小さい条件の時でも電子膨張弁開度を強制的に一定開度に維持して、電子膨張弁のハンチング現象を防止できる。   According to this, by combining the rotation speed control mode and the capacity control mode, the compressor refrigerant discharge capacity can be widely adjusted according to changes in the air conditioning load, and at the same time, an electronic device that controls the degree of superheat of the evaporator outlet refrigerant in the capacity control mode. Since the expansion valves (13, 33) are fixed at a predetermined small opening, the electronic expansion valve opening is forcibly maintained at a constant opening even when the circulating refrigerant flow rate in the cycle is small. Hunting phenomenon can be prevented.

このため、冷媒低流量時においても膨張弁開度の頻繁な変動をなくして圧縮機の容量制御を安定的に実行できる。   For this reason, it is possible to stably perform the capacity control of the compressor without frequent fluctuations in the opening degree of the expansion valve even at a low refrigerant flow rate.

請求項２に記載の発明では、請求項１に記載のエンジン駆動式空調装置において、前記圧縮機として、前記可変容量型圧縮機（１５）の他に容量が常に一定になっている固定容量型圧縮機（１６）を有し、
前記固定容量型圧縮機（１６）と前記エンジン（１７）との間に動力伝達を断続して前記固定容量型圧縮機（１６）の作動を断続する電気制御可能な断続手段（１６ａ）を設け、
前記回転数制御モードとして、前記可変容量型圧縮機（１５）を最大容量状態にするとともに前記固定容量型圧縮機（１６）を前記断続手段（１６ａ）により作動状態にし、前記両圧縮機（１５、１６）の作動状態において前記エンジン（１７）の回転数を変化させる第１回転数制御モードと、前記両圧縮機（１５、１６）の一方のみを作動状態にして、前記エンジン（１７）の回転数を変化させる第２回転数制御モードとを実行することを特徴とする。 According to a second aspect of the present invention, in the engine-driven air conditioner according to the first aspect, in addition to the variable capacity compressor (15), a fixed capacity type whose capacity is always constant as the compressor. A compressor (16),
An electrically controllable intermittent means (16a) for intermittently transmitting power between the fixed capacity compressor (16) and the engine (17) to interrupt the operation of the fixed capacity compressor (16) is provided. ,
As the rotation speed control mode, the variable capacity compressor (15) is set to the maximum capacity state and the fixed capacity compressor (16) is set to the operating state by the intermittent means (16a). 16), the first rotational speed control mode for changing the rotational speed of the engine (17), and only one of the compressors (15, 16) is in the operational state, and the engine (17) A second rotation speed control mode for changing the rotation speed is executed.

これによると、第１回転数制御モードと第２回転数制御モードと容量制御モードとの組み合わせにより圧縮機冷媒吐出能力を請求項１よりも更に幅広く調整できる。   According to this, the compressor refrigerant discharge capacity can be adjusted more broadly than in the first aspect by combining the first rotation speed control mode, the second rotation speed control mode, and the capacity control mode.

請求項３に記載の発明では、請求項２に記載のエンジン駆動式空調装置において、前記第２回転数制御モードにおける前記一方の圧縮機は前記可変容量型圧縮機（１５）であり、前記可変容量型圧縮機（１５）は前記第２回転数制御モードにおいても最大容量状態に維持されることを特徴とする。   According to a third aspect of the present invention, in the engine-driven air conditioner according to the second aspect, the one compressor in the second rotational speed control mode is the variable displacement compressor (15), and the variable The capacity type compressor (15) is maintained in a maximum capacity state even in the second rotational speed control mode.

これによると、可変容量型圧縮機（１５）を最大容量状態に維持したまま、第２回転数制御モードから容量制御モードへスムースに移行することができる。   According to this, it is possible to smoothly shift from the second rotation speed control mode to the capacity control mode while maintaining the variable capacity compressor (15) in the maximum capacity state.

請求項４に記載の発明では、請求項１ないし３のいずれか１つに記載のエンジン駆動式空調装置において、前記室内熱交換器（１２）が室内空気へ放熱する冷媒放熱器として作用し、前記室外熱交換器（３１）が室外空気から吸熱する冷媒蒸発器として作用する暖房時と、前記室内熱交換器（１２）が室内空気から吸熱する冷媒蒸発器として作用し、前記室外熱交換器（３１）が室外空気へ放熱する冷媒放熱器として作用する冷房時とを切替可能なヒートポンプ装置として構成され、
前記電子膨張弁として、室内側電子膨張弁（１３）および室外側電子膨張弁（３３）を設け、
前記暖房時の前記回転数制御モードでは、前記室外熱交換器（３１）の出口冷媒の過熱度が所定範囲に維持されるように前記室外側電子膨張弁（３３）の絞り開度を制御し、
前記暖房時の前記容量制御モードでは、前記室外側電子膨張弁（３３）の絞り開度を前記所定の小開度に固定し、
前記室内側電子膨張弁（１３）は前記暖房時に全開状態に維持され、
これに対し、前記冷房時の前記回転数制御モードでは、前記室内熱交換器（１２）の出口冷媒の過熱度が所定範囲に維持されるように前記室内側電子膨張弁（１３）の絞り開度を制御し、
前記冷房時の前記容量制御モードでは、前記室内側電子膨張弁（１３）の絞り開度を前記所定の小開度に固定し、
前記室外側電子膨張弁（３３）は前記冷房時に全開状態に維持されることを特徴とする。 In invention of Claim 4, in the engine drive type air conditioner as described in any one of Claim 1 thru | or 3, the said indoor heat exchanger (12) acts as a refrigerant | coolant heat radiator which thermally radiates to indoor air, The outdoor heat exchanger (31) acts as a refrigerant evaporator that absorbs heat from outdoor air, and the indoor heat exchanger (12) acts as a refrigerant evaporator that absorbs heat from indoor air, and the outdoor heat exchanger (31) is configured as a heat pump device capable of switching between cooling and acting as a refrigerant radiator that radiates heat to outdoor air,
As the electronic expansion valve, an indoor electronic expansion valve (13) and an outdoor electronic expansion valve (33) are provided,
In the rotation speed control mode during heating, the throttle opening degree of the outdoor electronic expansion valve (33) is controlled so that the degree of superheat of the outlet refrigerant of the outdoor heat exchanger (31) is maintained within a predetermined range. ,
In the capacity control mode during the heating, the throttle opening of the outdoor electronic expansion valve (33) is fixed to the predetermined small opening,
The indoor electronic expansion valve (13) is kept fully open during the heating,
On the other hand, in the rotation speed control mode during cooling, the indoor electronic expansion valve (13) is opened so that the degree of superheat of the outlet refrigerant of the indoor heat exchanger (12) is maintained within a predetermined range. Control the degree,
In the capacity control mode during cooling, the throttle opening of the indoor electronic expansion valve (13) is fixed to the predetermined small opening,
The outdoor electronic expansion valve (33) is maintained in a fully opened state during the cooling.

これによると、暖房、冷房の切替可能なヒートポンプ装置において、請求項１ないし３の作用効果を良好に発揮できる。   According to this, in the heat pump device capable of switching between heating and cooling, the operational effects of claims 1 to 3 can be satisfactorily exhibited.

請求項５に記載の発明では、請求項４に記載のエンジン駆動式空調装置において、前記室外熱交換器（３１）に室外空気を送風する室外ファン（３２）を備え、
前記暖房時の前記容量制御モードでは、前記室外ファン（３２）を停止状態に維持することを特徴とする。 In invention of Claim 5, in the engine drive type air conditioner of Claim 4, the outdoor heat exchanger (31) is provided with an outdoor fan (32) for blowing outdoor air,
In the capacity control mode during the heating, the outdoor fan (32) is maintained in a stopped state.

これによると、暖房時の容量制御モード時に室外ファン（３２）を停止状態に維持するから、室外ファン（３２）の回転数変動により室外熱交換器（３１）の冷媒圧力（サイクル低圧）が変動することもなくなる。これにより、圧縮機の容量制御をより一層安定的に実行できる。   According to this, since the outdoor fan (32) is maintained in the stopped state during the capacity control mode during heating, the refrigerant pressure (cycle low pressure) of the outdoor heat exchanger (31) varies due to the rotational speed variation of the outdoor fan (32). There is no need to Thereby, the capacity control of the compressor can be executed more stably.

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。   In addition, the code | symbol in the bracket | parenthesis of each said means shows the correspondence with the specific means as described in embodiment mentioned later.

以下、本発明を図に示す一実施形態について説明する。図１、図２は本実施形態によるエンジン駆動式空調装置の全体システム図であり、冷房および暖房が切替可能なヒートポンプ装置として構成されている。なお、図１は暖房時の冷媒流れを示し、図２は冷房時の冷媒流れを示す。   Hereinafter, an embodiment shown in the drawings of the present invention will be described. 1 and 2 are overall system diagrams of the engine-driven air conditioner according to the present embodiment, and are configured as a heat pump device capable of switching between cooling and heating. 1 shows the refrigerant flow during heating, and FIG. 2 shows the refrigerant flow during cooling.

本実施形態の空調装置は、室外機１０と室内機１１とに大別され、室内機１１には室内熱交換器１２と室内側電子膨張弁１３と室内ファン１４とが備えられている。室内熱交換器１２は冷房時には蒸発器（冷却器）として作用し、暖房時には凝縮器（放熱器）として作用する。   The air conditioner of this embodiment is roughly classified into an outdoor unit 10 and an indoor unit 11, and the indoor unit 11 is provided with an indoor heat exchanger 12, an indoor electronic expansion valve 13, and an indoor fan 14. The indoor heat exchanger 12 acts as an evaporator (cooler) during cooling, and acts as a condenser (heat radiator) during heating.

室内側電子膨張弁１３は、冷房時に室内熱交換器１２の出口側冷媒の過熱度に基づいて弁開度を制御して、室内熱交換器１２の出口側冷媒の過熱度を制御する。室内側電子膨張弁１３は暖房時には全開状態に維持され、減圧作用を行わない。   The indoor electronic expansion valve 13 controls the degree of superheat of the outlet side refrigerant of the indoor heat exchanger 12 by controlling the valve opening degree based on the degree of superheat of the outlet side refrigerant of the indoor heat exchanger 12 during cooling. The indoor electronic expansion valve 13 is kept fully open during heating and does not perform a pressure reducing action.

室内ファン１４は空調対象の室内の空気を吸入して室内熱交換器１２に送風し、室内熱交換器１２通過後の空気を室内へ吹き出す。この室内ファン１４は、遠心式送風ファン（図示せず）をモータ１４ａにより駆動する電動ファンである。モータ１４ａの回転数をインバータ１４ｂにより連続的に制御できるようになっている。   The indoor fan 14 sucks the air in the room to be air-conditioned, blows it to the indoor heat exchanger 12, and blows the air after passing through the indoor heat exchanger 12 into the room. The indoor fan 14 is an electric fan that drives a centrifugal blower fan (not shown) by a motor 14a. The rotation speed of the motor 14a can be continuously controlled by the inverter 14b.

室外機１０には複数台の圧縮機１５、１６およびこの圧縮機１５、１６の駆動源として
水冷式のエンジン１７を備えている。この複数台の圧縮機１５、１６のうち、一方の圧縮機１５は容量を外部からの制御信号によって制御可能な可変容量型圧縮機である。この可変容量型圧縮機１５は具体的には斜板の傾斜角度を変化させてピストンストロークを変化させて容量を変化させる斜板式圧縮機である。 The outdoor unit 10 includes a plurality of compressors 15 and 16 and a water-cooled engine 17 as a drive source for the compressors 15 and 16. Of the plurality of compressors 15 and 16, one compressor 15 is a variable capacity compressor whose capacity can be controlled by an external control signal. Specifically, the variable capacity compressor 15 is a swash plate compressor that changes the piston stroke to change the capacity by changing the inclination angle of the swash plate.

この斜板式可変容量型圧縮機１５は、周知のように電磁式容量制御機構１５ａを有し、この電磁式容量制御機構１５ａは、後述の室外側制御ユニット４０から出力される制御電流Ｉの値に応じた電磁力を発生し、この電磁力によって後述の図５に示すように目標低圧Ｐｓｏを決定し、実際のサイクル低圧がこの目標低圧Ｐｓｏとなるように制御圧を変化させ、この制御圧に応じて斜板の傾斜角度を変化させて容量を変化させるようになっている。   As is well known, the swash plate type variable capacity compressor 15 has an electromagnetic capacity control mechanism 15a. The electromagnetic capacity control mechanism 15a is a value of a control current I output from an outdoor control unit 40 described later. As shown in FIG. 5 to be described later, the target low pressure Pso is determined by this electromagnetic force, and the control pressure is changed so that the actual cycle low pressure becomes this target low pressure Pso. Accordingly, the capacity is changed by changing the inclination angle of the swash plate.

つまり、電磁式容量制御機構１５ａは制御電流Ｉの値によって目標低圧Ｐｓｏを決定するものであって、制御電流Ｉの値により直接容量を制御するものではない。なお、電磁式容量制御機構１５ａでは周知のように圧縮機吐出圧と吸入圧を利用して制御圧を変化させるようになっている。   That is, the electromagnetic capacity control mechanism 15a determines the target low pressure Pso based on the value of the control current I, and does not directly control the capacity based on the value of the control current I. As is well known, the electromagnetic capacity control mechanism 15a changes the control pressure using the compressor discharge pressure and the suction pressure.

斜板式可変容量型圧縮機１５はエンジン１７のクランクプーリ１７ａにベルト等を介して連結されて、エンジン１７の作動時には常時回転駆動される。   The swash plate type variable displacement compressor 15 is connected to a crank pulley 17a of the engine 17 via a belt or the like, and is always driven to rotate when the engine 17 is operated.

他方の圧縮機１６は常に一定の容量で作動する固定容量型圧縮機であり、例えば、斜板式固定容量型圧縮機を用いる。この固定容量型圧縮機１６は断続手段をなす電磁クラッチ１６ａを有し、この電磁クラッチ１６ａ、ベルト等を介してエンジン１７のクランクプーリ１７ａに連結される。従って、電磁クラッチ１６ａに通電して電磁クラッチ１６ａが接続状態になると、エンジン１７の回転動力が固定容量型圧縮機１６に伝達されて圧縮機１６が作動する。   The other compressor 16 is a fixed capacity type compressor that always operates at a constant capacity, and for example, a swash plate type fixed capacity type compressor is used. The fixed capacity compressor 16 has an electromagnetic clutch 16a serving as an intermittent means, and is connected to a crank pulley 17a of the engine 17 via the electromagnetic clutch 16a, a belt, and the like. Accordingly, when the electromagnetic clutch 16a is energized and the electromagnetic clutch 16a is in the connected state, the rotational power of the engine 17 is transmitted to the fixed displacement compressor 16 and the compressor 16 is operated.

複数台の圧縮機１５、１６は冷凍サイクルでは並列接続され、その吐出側及び吸入側はそれぞれ１つの吐出通路１８および吸入通路１９に合流している。   The plurality of compressors 15 and 16 are connected in parallel in the refrigeration cycle, and the discharge side and the suction side merge with one discharge passage 18 and one suction passage 19, respectively.

エンジン１７は本例では灯油を燃料とするディーゼルエンジンを用いており、スタータ１７ｂにより始動する。エンジン１７には燃料噴射量を制御する燃料噴射制御弁２０、およびその駆動用モータアクチュエータ（ステッピングモータ）２０ａを備えている。   In this example, the engine 17 is a diesel engine using kerosene as fuel, and is started by the starter 17b. The engine 17 includes a fuel injection control valve 20 that controls the fuel injection amount, and a motor actuator (stepping motor) 20a for driving the fuel injection control valve 20.

この燃料噴射制御弁２０の開度を駆動用モータアクチュエータ２０ａにより制御してエンジン１７への燃料噴射量を制御することにより、エンジン回転数を最低回転数（例えば、１２００ｒｐｍ）と最高回転数（例えば、１７００ｒｐｍ）との間で連続的に制御できる。従って、燃料噴射制御弁２０はエンジン１７の回転数調整手段を構成する。燃料噴射制御弁２０には、燃料タンク２１内の燃料が燃料電磁弁２２を介して供給される。   By controlling the fuel injection amount to the engine 17 by controlling the opening degree of the fuel injection control valve 20 by the driving motor actuator 20a, the engine speed is set to the minimum speed (for example, 1200 rpm) and the maximum speed (for example, 1700 rpm). Therefore, the fuel injection control valve 20 constitutes a rotation speed adjusting means of the engine 17. The fuel in the fuel tank 21 is supplied to the fuel injection control valve 20 via the fuel electromagnetic valve 22.

エンジン１７はその冷却水をラジエータ２３により冷却する水冷式である。ラジエータ２３には電動水ポンプ２４により冷却水が循環する。公知のワックスの体積変化を利用して弁体を変位させる温度応答弁（サーモスタット）２５によりラジエータ２３への冷却水流れを切り替える。   The engine 17 is a water-cooled type in which the cooling water is cooled by the radiator 23. Cooling water is circulated through the radiator 23 by an electric water pump 24. The flow of cooling water to the radiator 23 is switched by a temperature response valve (thermostat) 25 that displaces the valve body by utilizing a known volume change of wax.

また、エンジン冷却水回路には、電気式三方弁２６を設けてラジエータ２３と冷凍サイクルの冷媒加熱器２７への冷却水流れを切り替える。なお、図１では電気式三方弁２６および温度応答弁２５によりラジエータ２３への冷却水流れを遮断して、冷媒加熱器２７に冷却水が流れる状態を示す。図２では逆に、電気式三方弁２６および温度応答弁２５により冷媒加熱器２７への冷却水流れを遮断して、ラジエータ２３に冷却水が流れる状態を示す。   Further, an electric three-way valve 26 is provided in the engine coolant circuit to switch the coolant flow to the radiator 23 and the refrigerant heater 27 of the refrigeration cycle. FIG. 1 shows a state in which the cooling water flows to the refrigerant heater 27 by blocking the cooling water flow to the radiator 23 by the electric three-way valve 26 and the temperature response valve 25. In contrast, FIG. 2 shows a state where the cooling water flow to the refrigerant heater 27 is blocked by the electric three-way valve 26 and the temperature response valve 25 and the cooling water flows to the radiator 23.

前記した複数台の圧縮機１５、１６の吐出通路１８は冷媒中の潤滑オイルを分離するオイル分離器２８を介して電気式四方弁２９に接続される。また、前記した複数台の圧縮機１５、１６の吸入通路１９にはアキュムレータ３０が接続される。このアキュムレータ３０にて圧縮機吸入側冷媒の気液が分離され、ガス冷媒が圧縮機１５、１６に吸入される。   The discharge passages 18 of the plurality of compressors 15 and 16 are connected to an electric four-way valve 29 via an oil separator 28 that separates lubricating oil in the refrigerant. An accumulator 30 is connected to the suction passages 19 of the plurality of compressors 15 and 16 described above. This accumulator 30 separates the gas and liquid of the compressor suction side refrigerant, and the gas refrigerant is sucked into the compressors 15 and 16.

室外機１０には、更に、室外熱交換器３１が備えられており、この室外熱交換器３１は図１に示す暖房時には蒸発器（冷却器）として作用し、冷房時には凝縮器（放熱器）として作用する。室外ファン３２は室外熱交換器３１に冷却空気を送風するもので、軸流ファン３２ａをモータ３２ｂにより駆動する電動ファンである。モータ３２ｂの回転数をインバータ３３ｃにより連続的に制御できるようになっている。   The outdoor unit 10 is further provided with an outdoor heat exchanger 31. The outdoor heat exchanger 31 functions as an evaporator (cooler) during heating shown in FIG. 1, and a condenser (radiator) during cooling. Acts as The outdoor fan 32 blows cooling air to the outdoor heat exchanger 31, and is an electric fan that drives an axial fan 32a by a motor 32b. The rotation speed of the motor 32b can be continuously controlled by the inverter 33c.

室外側電子膨張弁３３は、暖房時に室外熱交換器３１の出口側冷媒の過熱度に基づいて弁開度を制御して、室外熱交換器３１の出口側冷媒の過熱度を制御する。室外側電子膨張弁３３は冷房時には全開状態に維持され、減圧作用を行わない。   The outdoor electronic expansion valve 33 controls the degree of superheat of the outlet side refrigerant of the outdoor heat exchanger 31 by controlling the valve opening degree based on the degree of superheat of the outlet side refrigerant of the outdoor heat exchanger 31 during heating. The outdoor electronic expansion valve 33 is kept fully open during cooling and does not perform a pressure reducing action.

レシーバ３４は高圧側の冷媒気液分離器であって、暖房時には凝縮器として作用する室内熱交換器１２の出口側冷媒の気液を分離して、液冷媒を室外側電子膨張弁３３に流入させる。また、冷房時には凝縮器として作用する室外熱交換器３１の出口側冷媒の気液を分離して、液冷媒を室内側電子膨張弁１３に流入させる。   The receiver 34 is a high-pressure side refrigerant gas-liquid separator that separates the gas-liquid of the outlet side refrigerant of the indoor heat exchanger 12 that acts as a condenser during heating, and flows the liquid refrigerant into the outdoor electronic expansion valve 33. Let Moreover, the gas-liquid of the exit side refrigerant | coolant of the outdoor heat exchanger 31 which acts as a condenser at the time of cooling is isolate | separated, and a liquid refrigerant is flowed into the indoor side electronic expansion valve 13. FIG.

なお、図１、２では、図示の簡略化のために室内機１１を１個のみ図示しているが、実際に、複数の室内機１１が１個の室外機１０に対して並列接続される。より具体的に述べると、室内機１１は２０台程度まで増設可能になっている。   In FIGS. 1 and 2, only one indoor unit 11 is shown for simplification of illustration, but actually, a plurality of indoor units 11 are connected in parallel to one outdoor unit 10. . More specifically, the indoor unit 11 can be expanded to about 20 units.

図１、２に示すように、室外機１０には室外側制御ユニット４０が配置され、また、各室内機１１毎に室内側制御ユニット４１が配置され、そして、各室内側制御ユニット４１にはリモコン操作器４２がそれぞれ電気接続され、また、両制御ユニット４０、４１相互も電気接続され、両制御ユニット４０、４１間で信号の通信ができるようになっている。   As shown in FIGS. 1 and 2, an outdoor control unit 40 is disposed in the outdoor unit 10, and an indoor control unit 41 is disposed for each indoor unit 11, and each indoor control unit 41 includes The remote controller 42 is electrically connected to each other, and the control units 40 and 41 are also electrically connected to each other so that signals can be communicated between the control units 40 and 41.

次に、図３は本実施形態の電気制御ブロック図であり、両制御ユニット４０、４１はマイクロコンピュータおよびその周辺回路により構成されている。この両制御ユニット４０、４１には、センサ群４３の検出信号およびリモコン操作器４２の操作信号が入力される。   Next, FIG. 3 is an electric control block diagram of this embodiment, and both control units 40 and 41 are constituted by a microcomputer and its peripheral circuits. Both control units 40 and 41 are supplied with a detection signal from the sensor group 43 and an operation signal from the remote controller 42.

両制御ユニット４０、４１はこれら入力信号に基づく所定の演算処理を行って、空調機器群４４への駆動信号を出力する。   Both control units 40 and 41 perform predetermined arithmetic processing based on these input signals and output drive signals to the air conditioning equipment group 44.

センサ群４３には、各種温度センサａ〜ｉ、エンジン回転数センサｋ、および冷媒圧力センサである高圧センサＬと低圧センサｍが備えられている。なお、図１、２において、各種温度センサａ〜ｉの配置場所を四角形状で図示し、エンジン回転数センサｋの配置場所を円形状で図示し、冷媒圧力センサＬ、ｍの配置場所を三角形状で図示している。   The sensor group 43 includes various temperature sensors a to i, an engine speed sensor k, and a high pressure sensor L and a low pressure sensor m that are refrigerant pressure sensors. In FIGS. 1 and 2, the locations of the various temperature sensors a to i are illustrated in a square shape, the locations of the engine speed sensor k are illustrated in a circle, and the locations of the refrigerant pressure sensors L and m are triangular. It is illustrated in shape.

センサ群４１のうち室内機１１側のセンサａ、ｂ、ｇ、ｈは各室内機１１毎に設けられ、その検出信号は室内側制御ユニット４１に入力される。センサ群４１のうち室外機１０側のセンサｃ〜ｆ、ｉ〜ｍの検出信号は室外側制御ユニット４０に入力される。   The sensors a, b, g, and h on the indoor unit 11 side in the sensor group 41 are provided for each indoor unit 11, and the detection signal is input to the indoor side control unit 41. In the sensor group 41, detection signals of the sensors cf and im on the outdoor unit 10 side are input to the outdoor control unit 40.

また、空調機器群４４のうち、室内機１１側の空調機器１３、１４ａ、１４ｂは室内側制御ユニット４１の駆動信号により制御され、室外機１０側の空調機器１５ａ、１６ａ、１７ｂ、２０ａ、２２、２４、２６、２９、３２ｂ、３２ｃ、３３は室外側制御ユニット４０の駆動信号により制御される。   In the air conditioning equipment group 44, the air conditioning equipment 13, 14a, 14b on the indoor unit 11 side is controlled by the drive signal of the indoor side control unit 41, and the air conditioning equipment 15a, 16a, 17b, 20a, 22 on the outdoor unit 10 side. , 24, 26, 29, 32 b, 32 c, 33 are controlled by the drive signal of the outdoor control unit 40.

リモコン操作器４２には、各室内機１１の空調対象の室内の設定温度信号を出す温度設定スイッチ４２ａ、室内ファン１４の風量切替信号を出す風量切替スイッチ４２ｂ、室内吹出空気の吹出方向切替信号を出す風向切替スイッチ４２ｃ、冷凍サイクルの冷房暖房切替信号を出す冷房暖房切替スイッチ４２ｄ等の複数の操作スイッチ、および作動表示部（図示せず）が設けられる。   The remote controller 42 is provided with a temperature setting switch 42a for outputting a set temperature signal for the air-conditioning target of each indoor unit 11, an air volume switching switch 42b for outputting an air volume switching signal for the indoor fan 14, and a blowing direction switching signal for the indoor blowing air. A plurality of operation switches such as a wind direction switching switch 42c to be output, a cooling / heating switching switch 42d to output a cooling / heating switching signal for the refrigeration cycle, and an operation display unit (not shown) are provided.

次に、上記構成において本実施形態の作動を説明する。先ず、最初に、ヒートポンプ装置としての基本作動を説明する。図１は暖房時の冷媒流れを示しており、四方弁２９が暖房位置に操作されるので、圧縮機１５、１６の吐出側が室内熱交換器１２側に接続される。これにより、室内熱交換器１２が圧縮機１５、１６の吐出冷媒の放熱を行う凝縮器として作用する。   Next, the operation of this embodiment in the above configuration will be described. First, the basic operation as a heat pump device will be described. FIG. 1 shows a refrigerant flow during heating. Since the four-way valve 29 is operated to the heating position, the discharge sides of the compressors 15 and 16 are connected to the indoor heat exchanger 12 side. Thereby, the indoor heat exchanger 12 acts as a condenser that radiates heat of the refrigerant discharged from the compressors 15 and 16.

従って、室内ファン１４の送風空気（室内空気）が室内熱交換器１２で加熱されて温風となり、この温風が室内へ吹き出して室内の暖房を行う。暖房時には室内側電子膨張弁１３は全開状態に維持されるので、単なる冷媒通路となる。従って、室内熱交換器１２で冷却されて凝縮した高圧液冷媒は減圧されることなくそのままレシーバ３４に流入する。   Therefore, the blown air (room air) of the indoor fan 14 is heated by the indoor heat exchanger 12 to become warm air, and this warm air is blown into the room to heat the room. Since the indoor electronic expansion valve 13 is maintained in the fully open state during heating, it becomes a simple refrigerant passage. Therefore, the high-pressure liquid refrigerant cooled and condensed by the indoor heat exchanger 12 flows into the receiver 34 without being reduced in pressure.

そして、レシーバ３４で、冷媒の気液分離が行われ、液冷媒が室外側電子膨張弁３３を通過する。室外側電子膨張弁３３は暖房時には下記のごとく所定絞り開度に制御されて減圧手段として作用するので、高圧液冷媒が室外側電子膨張弁３３にて減圧され気液２相状態の低圧冷媒となる。   The receiver 34 performs gas-liquid separation of the refrigerant, and the liquid refrigerant passes through the outdoor electronic expansion valve 33. The outdoor electronic expansion valve 33 is controlled to a predetermined throttle opening degree as described below during heating and acts as a pressure reducing means. Therefore, the high pressure liquid refrigerant is decompressed by the outdoor electronic expansion valve 33 and is in a gas-liquid two-phase state. Become.

この低圧冷媒は室外熱交換器３１で室外ファン３２の送風空気（室外空気）から吸熱して蒸発する。この室外熱交換器３１を通過した後、低圧冷媒は冷媒加熱器２７においてエンジン冷却水から吸熱して蒸発する。   This low-pressure refrigerant absorbs heat from the blown air (outdoor air) of the outdoor fan 32 in the outdoor heat exchanger 31 and evaporates. After passing through the outdoor heat exchanger 31, the low-pressure refrigerant absorbs heat from the engine coolant in the refrigerant heater 27 and evaporates.

室外熱交換器３１の冷媒流れ入口側に配置された冷媒温度センサｃにより室外熱交換器３１の入口冷媒温度を検出し、また、冷媒加熱器２７の冷媒流れ出口側に配置された冷媒温度センサｄにより冷媒加熱器２７の出口冷媒温度を検出し、この室外熱交換器部分の入口出口冷媒温度差に基づいて冷媒加熱器出口冷媒の過熱度が室外制御ユニット４０によって算出される。   The refrigerant temperature sensor c arranged on the refrigerant flow inlet side of the outdoor heat exchanger 31 detects the refrigerant temperature at the inlet of the outdoor heat exchanger 31, and the refrigerant temperature sensor arranged on the refrigerant flow outlet side of the refrigerant heater 27. The outlet refrigerant temperature of the refrigerant heater 27 is detected by d, and the degree of superheat of the refrigerant heater outlet refrigerant is calculated by the outdoor control unit 40 based on the inlet / outlet refrigerant temperature difference of the outdoor heat exchanger portion.

そして、この冷媒加熱器出口冷媒の実際の過熱度が予め設定された所定範囲となるように室外側電子膨張弁３３の絞り開度が室外制御ユニット４０によって可変制御される。   The throttle opening degree of the outdoor electronic expansion valve 33 is variably controlled by the outdoor control unit 40 so that the actual superheat degree of the refrigerant heater outlet refrigerant falls within a predetermined range.

冷媒加熱器２７を通過した低圧冷媒（過熱ガス冷媒）はアキュムレータ３０を通過した後、圧縮機１５、１６に吸入されて再度圧縮される。   The low-pressure refrigerant (superheated gas refrigerant) that has passed through the refrigerant heater 27 passes through the accumulator 30, and is then sucked into the compressors 15 and 16 and compressed again.

図２は冷房時の冷媒流れを示しており、四方弁２９が冷房位置に操作されるので、圧縮機１５、１６の吐出側が室外熱交換器３１側に接続される。これにより、室外熱交換器３１が圧縮機１５、１６の吐出冷媒の放熱を行う凝縮器として作用する。すなわち、圧縮機１５、１６の吐出冷媒は室外熱交換器３１で室外ファン３２の送風空気（室外空気）に放熱して凝縮する。   FIG. 2 shows the refrigerant flow during cooling. Since the four-way valve 29 is operated to the cooling position, the discharge sides of the compressors 15 and 16 are connected to the outdoor heat exchanger 31 side. Thereby, the outdoor heat exchanger 31 acts as a condenser for radiating heat of the refrigerant discharged from the compressors 15 and 16. That is, the refrigerant discharged from the compressors 15 and 16 dissipates heat to the blown air (outdoor air) of the outdoor fan 32 in the outdoor heat exchanger 31 and condenses.

冷房時には室外側電子膨張弁３３は全開状態に維持されるので、単なる冷媒通路となる。従って、室外熱交換器３１で凝縮した高圧液冷媒は減圧されることなくそのままレシーバ３４に流入する。   Since the outdoor electronic expansion valve 33 is maintained in a fully opened state during cooling, it becomes a simple refrigerant passage. Therefore, the high-pressure liquid refrigerant condensed in the outdoor heat exchanger 31 flows into the receiver 34 as it is without being depressurized.

そして、レシーバ３４で、冷媒の気液分離が行われ、液冷媒が室内側電子膨張弁１３を通過する。室内側電子膨張弁１３は冷房時には下記のごとく所定絞り開度に制御されて減圧手段として作用するので、高圧液冷媒が室内側電子膨張弁１３で減圧されて気液２相状態の低圧冷媒となる。   The receiver 34 performs gas-liquid separation of the refrigerant, and the liquid refrigerant passes through the indoor electronic expansion valve 13. Since the indoor side electronic expansion valve 13 is controlled to a predetermined throttle opening degree and operates as a pressure reducing means as described below during cooling, the high pressure liquid refrigerant is decompressed by the indoor side electronic expansion valve 13 and is in a gas-liquid two-phase state. Become.

この低圧冷媒は室内熱交換器１２で室内ファン１４の送風空気（室内空気）から吸熱して蒸発する。従って、室内ファン１４の送風空気は室内熱交換器１２で冷却されて冷風となり、この冷風が室内へ吹き出して室内を冷房する。   This low-pressure refrigerant absorbs heat from the blown air (room air) of the indoor fan 14 in the indoor heat exchanger 12 and evaporates. Therefore, the air blown from the indoor fan 14 is cooled by the indoor heat exchanger 12 to become cold air, and this cold air blows out into the room to cool the room.

冷房時には室内熱交換器１２の冷媒流れ入口側および出口側に配置された冷媒温度センサａ、ｂにより室内熱交換器１２の入口冷媒温度および出口冷媒温度を検出し、この室内熱交換器部分の入口出口冷媒温度差に基づいて室内熱交換器出口冷媒の過熱度が室外制御ユニット４０あるいは室内制御ユニット４１によって算出される。   During cooling, the refrigerant temperature sensors a and b disposed on the refrigerant flow inlet side and outlet side of the indoor heat exchanger 12 detect the inlet refrigerant temperature and outlet refrigerant temperature of the indoor heat exchanger 12, and the indoor heat exchanger portion Based on the inlet / outlet refrigerant temperature difference, the degree of superheat of the indoor heat exchanger outlet refrigerant is calculated by the outdoor control unit 40 or the indoor control unit 41.

そして、この冷媒加熱器出口冷媒の実際の過熱度が予め設定された所定範囲となるように室内側電子膨張弁１３の絞り開度が室内制御ユニット４１によって可変制御される。   The throttle opening degree of the indoor electronic expansion valve 13 is variably controlled by the indoor control unit 41 so that the actual superheat degree of the refrigerant heater outlet refrigerant falls within a predetermined range.

次に、本実施形態における圧縮機１５、１６の作動制御を含む具体的な冷凍サイクル制御を説明する。図４は本実施形態における圧縮機１５、１６の作動制御特性図であり、冷凍サイクルの空調負荷の増減と圧縮機１５、１６の作動状況との関係を示す。なお、図４の制御特性は、暖房時と冷房時に共通である。   Next, specific refrigeration cycle control including operation control of the compressors 15 and 16 in the present embodiment will be described. FIG. 4 is an operation control characteristic diagram of the compressors 15 and 16 in the present embodiment, and shows a relationship between the increase / decrease in the air conditioning load of the refrigeration cycle and the operating state of the compressors 15 and 16. Note that the control characteristics of FIG. 4 are common during heating and cooling.

ここで、冷凍サイクルの空調負荷とは、各室内機１１の空調対象の室内をリモコン操作器４２の設定温度に維持するために必要な熱的負荷であり、基本的には、空調負荷はリモコン操作器４２の設定温度と室内温度（室内機吸い込み空気温度センサｇの検出温度）との温度差に基づいて算出できる。   Here, the air conditioning load of the refrigeration cycle is a thermal load necessary to maintain the air conditioning target room of each indoor unit 11 at the set temperature of the remote controller 42. Basically, the air conditioning load is a remote controller. It can be calculated based on the temperature difference between the set temperature of the operating device 42 and the room temperature (the temperature detected by the indoor unit intake air temperature sensor g).

この空調負荷の算出は室内側制御ユニット４１または室外側制御ユニット４０のいずれか一方で行われ、この空調負荷の算出値に基づいて圧縮機１５、１６の作動を図４のごとく制御する。   The calculation of the air conditioning load is performed by either the indoor side control unit 41 or the outdoor side control unit 40, and the operation of the compressors 15 and 16 is controlled as shown in FIG. 4 based on the calculated value of the air conditioning load.

具体的には、空調負荷の算出値が予め設定した第１設定値Ｑ１より大きい領域は最大負荷領域であるため、両圧縮機１５、１６をともに最大能力状態で作動させる。すなわち、可変容量型圧縮機１５の電磁式容量制御機構１５ａの制御電流Ｉを最大値にして、可変容量型圧縮機１５の容量を最大容量（１００％容量）にする。また、固定容量型圧縮機１６の電磁クラッチ１６ａに通電して固定容量型圧縮機１６を作動状態にする。   Specifically, since the region where the calculated value of the air conditioning load is larger than the preset first set value Q1 is the maximum load region, both the compressors 15 and 16 are operated in the maximum capacity state. That is, the control current I of the electromagnetic capacity control mechanism 15a of the variable capacity compressor 15 is set to the maximum value, and the capacity of the variable capacity compressor 15 is set to the maximum capacity (100% capacity). Further, the electromagnetic clutch 16a of the fixed capacity compressor 16 is energized to put the fixed capacity compressor 16 into an operating state.

そして、エンジン１７の燃料噴射制御弁２０を最大噴射量の状態に制御して、エンジン１７の回転数を最高回転数Ｎ１に制御する。これにより、両圧縮機１５、１６の冷媒吐出能力を最大の状態に制御できる。   And the fuel-injection control valve 20 of the engine 17 is controlled to the state of the maximum injection quantity, and the rotation speed of the engine 17 is controlled to the maximum rotation speed N1. Thereby, the refrigerant | coolant discharge capability of both the compressors 15 and 16 can be controlled to the maximum state.

次に、空調負荷の算出値が予め設定した第１設定値Ｑ１より低下すると、可変容量型圧縮機１５を最大容量状態に維持したまま、燃料噴射制御弁２０の噴射量を徐々に減少してエンジン１７の回転数を最高回転数Ｎ１から最低回転数Ｎ２に向かって徐々に低下させていく。これにより、両圧縮機１５、１６の冷媒吐出能力を徐々に低下させることができる。   Next, when the calculated value of the air conditioning load falls below the preset first set value Q1, the injection amount of the fuel injection control valve 20 is gradually decreased while the variable displacement compressor 15 is maintained in the maximum capacity state. The rotational speed of the engine 17 is gradually decreased from the maximum rotational speed N1 toward the minimum rotational speed N2. Thereby, the refrigerant | coolant discharge capability of both the compressors 15 and 16 can be reduced gradually.

空調負荷の算出値が予め設定した第２設定値Ｑ２（Ｑ２＜Ｑ１）まで低下すると、エンジン１７の回転数を最低回転数Ｎ２まで低下させる。空調負荷の算出値が第２設定値Ｑ２よりも更に低下すると、固定容量型圧縮機１６の電磁クラッチ１６ａへの通電を遮断して固定容量型圧縮機１６を停止し、可変容量型圧縮機１５のみを最大容量状態で作動させる。これと同時に、エンジン１７の回転数を最低回転数Ｎ２から一挙に最高回転数Ｎ１に切り替える。   When the calculated value of the air conditioning load decreases to a preset second setting value Q2 (Q2 <Q1), the engine speed of the engine 17 is decreased to the minimum engine speed N2. When the calculated value of the air conditioning load is further lowered than the second set value Q2, the energization to the electromagnetic clutch 16a of the fixed displacement compressor 16 is cut off, the fixed displacement compressor 16 is stopped, and the variable displacement compressor 15 is stopped. Only operate at maximum capacity. At the same time, the rotational speed of the engine 17 is switched from the minimum rotational speed N2 to the maximum rotational speed N1 at once.

なお、両圧縮機１５、１６を最低回転数Ｎ２で作動させるときの合計冷媒吐出能力と、最大容量状態の可変容量型圧縮機１５のみを最高回転数Ｎ１で作動させるときの冷媒吐出能力はほぼ同一となるように設定してあるので、第２設定値Ｑ２付近での圧縮機作動の切替は空調負荷の変化に対応して圧縮機能力を滑らかに変化できる。   The total refrigerant discharge capacity when both compressors 15 and 16 are operated at the minimum rotation speed N2 and the refrigerant discharge capacity when only the variable capacity compressor 15 in the maximum capacity state is operated at the maximum rotation speed N1 are almost the same. Since they are set to be the same, switching of the compressor operation near the second set value Q2 can smoothly change the compression function force corresponding to the change in the air conditioning load.

空調負荷の算出値が第２設定値Ｑ２から低下していくと、可変容量型圧縮機１５を最大容量状態に維持したまま、エンジン１７の回転数を最高回転数Ｎ１から最低回転数Ｎ２に向かって徐々に低下させて、可変容量型圧縮機１５の冷媒吐出能力を徐々に低下させる。   When the calculated value of the air conditioning load decreases from the second set value Q2, the rotational speed of the engine 17 is changed from the maximum rotational speed N1 to the minimum rotational speed N2 while the variable displacement compressor 15 is maintained in the maximum capacity state. The refrigerant discharge capacity of the variable capacity compressor 15 is gradually reduced.

そして、空調負荷の算出値が予め設定した第３設定値Ｑ３（Ｑ３＜Ｑ２）まで低下すると、エンジン１７の回転数を最低回転数Ｎ２まで低下させる。空調負荷の算出値が第３設定値Ｑ３よりも更に低下すると、可変容量型圧縮機１５の容量制御モードを設定する。   When the calculated value of the air conditioning load decreases to a preset third set value Q3 (Q3 <Q2), the rotational speed of the engine 17 is decreased to the minimum rotational speed N2. When the calculated value of the air conditioning load is further lowered than the third set value Q3, the capacity control mode of the variable capacity compressor 15 is set.

すなわち、空調負荷の算出値が第３設定値Ｑ３よりも更に低下すると、エンジン１７の回転数を最低回転数Ｎ２に維持したまま、可変容量型圧縮機１５の容量を変化させる。   That is, when the calculated value of the air conditioning load is further lowered than the third set value Q3, the capacity of the variable displacement compressor 15 is changed while maintaining the engine 17 at the minimum engine speed N2.

このように、エンジン１７の回転数を最低回転数Ｎ２に維持したまま、可変容量型圧縮機１５の容量を可変制御することにより、室内熱交換器１２をバイパスして高圧側から直接、低圧側へ冷媒を流すバイパス通路を設けることなく、圧縮機冷媒吐出能力を調整して室内熱交換器１２への冷媒流量を抑制することで、空調能力の制御範囲を拡大できる。   As described above, the internal displacement of the variable capacity compressor 15 is variably controlled while maintaining the rotational speed of the engine 17 at the minimum rotational speed N2, thereby bypassing the indoor heat exchanger 12 and directly from the high pressure side. The control range of the air conditioning capability can be expanded by adjusting the compressor refrigerant discharge capacity and suppressing the refrigerant flow rate to the indoor heat exchanger 12 without providing a bypass passage for flowing refrigerant into the room.

このような圧縮機１５の容量制御モードを実行せずに、サイクル高低圧間のバイパス制御を行う場合は空調負荷が減少しても圧縮機駆動動力がほとんど減少せず、その結果、エンジン燃費を図４の破線に示すごとく減少できないが、本実施形態によると、圧縮機１５の容量制御モードの実行により圧縮機駆動動力を減少して、エンジン燃費を図４の実線に示すごとく減少できる。   When bypass control between cycle high and low pressure is performed without executing the capacity control mode of the compressor 15 as described above, the compressor drive power is hardly reduced even if the air conditioning load is reduced. Although it cannot be reduced as shown by the broken line in FIG. 4, according to the present embodiment, the compressor drive power can be reduced by executing the capacity control mode of the compressor 15, and the engine fuel consumption can be reduced as shown by the solid line in FIG. 4.

ところで、本実施形態によると、可変容量型圧縮機１５として、斜板の傾斜角度の変化により容量を連続的に変化させる斜板式可変容量型圧縮機を用いているため、可変容量型圧縮機１５の容量は、最大容量の１００％から５％程度の最小容量まで連続的に変化させることができる。   By the way, according to the present embodiment, since the swash plate type variable capacity compressor that continuously changes the capacity by changing the inclination angle of the swash plate is used as the variable capacity compressor 15, the variable capacity compressor 15 is used. The capacity can be continuously changed from 100% of the maximum capacity to the minimum capacity of about 5%.

斜板式可変容量型圧縮機１５では、前述したように電磁式容量制御機構１５ａに入力される制御電流Ｉの値によって目標低圧Ｐｓｏを決定するようになっている。図５は制御電流Ｉと目標低圧Ｐｓｏとの具体的一例を示すものであって、制御電流Ｉ＝０．１〜０．９Ａの制御範囲に対して目標低圧Ｐｓｏ＝０．０５〜１．１ＭＰａＧの可変幅で変化するようになっている。   In the swash plate type variable displacement compressor 15, as described above, the target low pressure Pso is determined by the value of the control current I input to the electromagnetic displacement control mechanism 15a. FIG. 5 shows a specific example of the control current I and the target low pressure Pso, and the target low pressure Pso = 0.05 to 1.1 MPaG with respect to the control range of the control current I = 0.1 to 0.9 A. It is designed to change with a variable width.

ここで、制御電流Ｉの増加により目標低圧Ｐｓｏが低下するので、電磁式容量制御機構１５ａは制御電流Ｉの増加により圧縮機１５の容量を増加させ、それにより、実際の低圧Ｐｓが目標低圧Ｐｓｏに制御される。   Here, since the target low pressure Pso decreases due to the increase in the control current I, the electromagnetic capacity control mechanism 15a increases the capacity of the compressor 15 due to the increase in the control current I, whereby the actual low pressure Ps becomes the target low pressure Pso. Controlled.

なお、本実施形態では制御電流Ｉの値を直接アナログ的に増減させる方式とせず、制御電流Ｉのデュティ比を増減させて、制御電流Ｉの値を実質的に増減させるデュティ方式を採用している。   In this embodiment, the method of directly increasing / decreasing the value of the control current I is not used, but the duty method of increasing / decreasing the duty ratio of the control current I to substantially increase / decrease the value of the control current I is adopted. Yes.

次に、この容量制御モードを冷房時と暖房時とに分けて詳述する。図６の上段は暖房時の制御であって、電磁式容量制御機構１５ａの制御電流Ｉを目標高圧に間接的にフィードバック制御する。   Next, this capacity control mode will be described in detail separately for cooling and heating. The upper part of FIG. 6 is control during heating, and the control current I of the electromagnetic capacity control mechanism 15a is indirectly feedback-controlled to the target high voltage.

つまり、斜板式可変容量型圧縮機１５の電磁式容量制御機構１５ａでは、制御電流Ｉの値によって目標低圧Ｐｓｏを決定する構成になっているから、制御電流Ｉにより目標高圧を直接決定できない。従って、制御電流Ｉを目標低圧Ｐｓｏにフィードバック制御し、これにより、制御電流Ｉを目標高圧に間接的にフィードバック制御することになる。   That is, the electromagnetic capacity control mechanism 15a of the swash plate type variable capacity compressor 15 is configured to determine the target low pressure Pso based on the value of the control current I. Therefore, the target high pressure cannot be directly determined by the control current I. Therefore, the control current I is feedback-controlled to the target low voltage Pso, and thus the control current I is indirectly feedback-controlled to the target high voltage.

具体的には、高圧センサＬにより実際の高圧Ｐｄを検出し、この実際の高圧Ｐｄと予め設定された高圧設定値Ｐｄｓとの差に基づいて電磁式容量制御機構１５ａの制御電流Ｉを決定する。これにより、目標低圧Ｐｓｏが決定され、この目標低圧Ｐｓｏに応じて目標高圧が間接的に決定される。   Specifically, the actual high voltage Pd is detected by the high voltage sensor L, and the control current I of the electromagnetic capacity control mechanism 15a is determined based on the difference between the actual high voltage Pd and a preset high voltage set value Pds. . Thereby, the target low pressure Pso is determined, and the target high pressure is indirectly determined according to the target low pressure Pso.

例えば、暖房時の空調負荷が増大して実際の高圧Ｐｄが高圧設定値Ｐｄｓより低いときは制御電流Ｉを増大して目標低圧Ｐｓｏを低下させ、これにより、容量を増加させて高圧を間接的に上昇させる。逆に、暖房時の空調負荷が減少して実際の高圧Ｐｄが高圧設定値Ｐｄｓより高いときは制御電流Ｉを減少して目標低圧Ｐｓｏを上昇させ、これにより、容量を減少させて高圧を間接的に低下させる。   For example, when the air conditioning load during heating increases and the actual high pressure Pd is lower than the high pressure set value Pds, the control current I is increased to decrease the target low pressure Pso, thereby increasing the capacity and indirectly increasing the high pressure. To rise. Conversely, when the air conditioning load during heating decreases and the actual high pressure Pd is higher than the high pressure set value Pds, the control current I is decreased to increase the target low pressure Pso, thereby reducing the capacity and indirectly increasing the high pressure. Decrease.

このように、実際の高圧Ｐｄの変化に応じて高圧を間接的に上下させる制御を行うことにより、実際の高圧Ｐｄを予め設定された高圧設定値（固定値）Ｐｄｓ付近に維持できる。実際の高圧Ｐｄは暖房時の空調負荷変動に応じて変化するから、圧縮機１５の容量を暖房時の空調負荷変動に応じて制御することになる。   As described above, the actual high pressure Pd can be maintained in the vicinity of the preset high pressure set value (fixed value) Pds by performing control to increase or decrease the high pressure indirectly according to the change in the actual high pressure Pd. Since the actual high pressure Pd changes according to the air conditioning load fluctuation during heating, the capacity of the compressor 15 is controlled according to the air conditioning load fluctuation during heating.

なお、本例では冷媒としてＲ４１０Ａを用い、高圧設定値Ｐｄｓは３．０ＭＰａＧに設定としている。この高圧設定値Ｐｄｓ＝３．０ＭＰａＧにおける圧縮機吐出冷媒温度Ｔｄ（冷媒温度センサｆ部の温度）は６０℃付近であり、室内熱交換器１２での冷媒凝縮温度は５０℃付近となる。これにより、室内熱交換器１２からの吹出空気温度は４５℃付近となる。   In this example, R410A is used as the refrigerant, and the high pressure set value Pds is set to 3.0 MPaG. The compressor discharge refrigerant temperature Td (temperature of the refrigerant temperature sensor f part) at the high pressure set value Pds = 3.0 MPaG is around 60 ° C., and the refrigerant condensation temperature in the indoor heat exchanger 12 is around 50 ° C. Thereby, the temperature of the air blown from the indoor heat exchanger 12 is about 45 ° C.

ところで、上記の容量制御モード時は、圧縮機作動台数が２台から１台に減少し、かつ、エンジン回転数（圧縮機回転数）を最低回転数Ｎ２に低下させるに加えて、その１台の圧縮機容量を５％付近の最小容量まで減少させる場合が生じるので、空調高負荷時に比較して冷凍サイクルの循環冷媒流量が大幅に減少する。   By the way, in the capacity control mode, the number of operating compressors decreases from two to one, and in addition to reducing the engine speed (compressor speed) to the minimum speed N2, one of the compressors is operated. The compressor capacity of the compressor is reduced to a minimum capacity of around 5%, so that the circulating refrigerant flow rate in the refrigeration cycle is greatly reduced as compared with the time of high air conditioning load.

この結果、暖房時のサイクル運転条件の変動に対して室外側電子膨張弁３３が敏感に反応して膨張弁開度が頻繁に繰り返し変動する、いわゆるハンチング現象が生じて、圧縮機１５の容量制御が不安定になりやすい。   As a result, a so-called hunting phenomenon occurs in which the outdoor electronic expansion valve 33 reacts sensitively to fluctuations in cycle operating conditions during heating and the expansion valve opening frequently and repeatedly fluctuates, thereby controlling the capacity of the compressor 15. Tends to be unstable.

そこで、上記の容量制御モード時には、室外側電子膨張弁３３の開度を図６に記載のごとく所定の小開度に固定する。換言すると、室外側電子膨張弁３３の下限開度を所定の小開度に規定する。この所定の小開度とは、室外側電子膨張弁３３の全開時の開度に対して十分小さい開度、例えば、２０％程度の開度である。   Therefore, in the capacity control mode, the opening degree of the outdoor electronic expansion valve 33 is fixed to a predetermined small opening degree as shown in FIG. In other words, the lower limit opening degree of the outdoor electronic expansion valve 33 is defined as a predetermined small opening degree. The predetermined small opening is an opening that is sufficiently smaller than the opening when the outdoor electronic expansion valve 33 is fully opened, for example, about 20%.

このように、室外側電子膨張弁３３の開度を所定の小開度に固定することにより、膨張弁開度のハンチング現象を強制的に排除できる。これにより、冷媒低流量条件においても、サイクル運転条件の変動による不安定なサイクル挙動を抑えて、圧縮機１５の容量制御を安定的に実行できる。   Thus, by fixing the opening degree of the outdoor electronic expansion valve 33 to a predetermined small opening degree, the hunting phenomenon of the expansion valve opening degree can be forcibly eliminated. Thereby, even in the refrigerant low flow rate condition, the unstable cycle behavior due to the fluctuation of the cycle operation condition can be suppressed, and the capacity control of the compressor 15 can be stably executed.

なお、暖房時の容量制御モードでは、室外ファン３２を図６に示すように停止するとともに、ラジエータ２３でエンジン冷却水を放熱する状態、すなわち、冷媒加熱器２７で廃熱回収を実行しない状態に三方弁２６を制御する。   In the capacity control mode during heating, the outdoor fan 32 is stopped as shown in FIG. 6 and the radiator 23 dissipates the engine cooling water, that is, the refrigerant heater 27 does not perform waste heat recovery. The three-way valve 26 is controlled.

これは、容量制御モードでは空調負荷が図４に示すように非常に小さくなっているので、室外熱交換器３１および冷媒加熱器２７での吸熱が不要となるからである。また、室外ファン３２が停止状態に維持されることも、圧縮機１５の容量制御の安定化に貢献できる。   This is because in the capacity control mode, the air conditioning load is very small as shown in FIG. 4, so that heat absorption by the outdoor heat exchanger 31 and the refrigerant heater 27 becomes unnecessary. Further, maintaining the outdoor fan 32 in the stopped state can also contribute to stabilizing the capacity control of the compressor 15.

なお、容量制御モード以外の作動状態、すなわち、暖房時の空調負荷が図４の第３設定値Ｑ３より大きい状態では、室外ファン３２および三方弁２６を次のように制御する。すなわち、室外ファン３２は高圧センサＬにより検出される実際の高圧が所定値となるようにインバータ３３ｃにより回転数制御される。   In the operating state other than the capacity control mode, that is, in the state where the air conditioning load during heating is larger than the third set value Q3 in FIG. 4, the outdoor fan 32 and the three-way valve 26 are controlled as follows. That is, the rotational speed of the outdoor fan 32 is controlled by the inverter 33c so that the actual high pressure detected by the high pressure sensor L becomes a predetermined value.

また、三方弁２６は基本的に冷媒加熱器２７で廃熱回収を実行する状態に維持されるが、サイクル高低圧が所定値よりも高くなった場合は廃熱回収が不要となるので、三方弁２６を冷媒加熱器２７で廃熱回収しない状態に切り替える。   The three-way valve 26 is basically maintained in a state in which the waste heat recovery is executed by the refrigerant heater 27. However, if the cycle high / low pressure becomes higher than a predetermined value, the waste heat recovery becomes unnecessary, so The valve 26 is switched to a state in which the waste heat is not recovered by the refrigerant heater 27.

また、室外側電子膨張弁３３は、暖房時において容量制御モード以外の作動状態では、前述した通り、冷媒加熱器２７出口冷媒の過熱度を制御するように開度が自動制御される。   The opening degree of the outdoor electronic expansion valve 33 is automatically controlled so as to control the degree of superheat of the refrigerant at the outlet of the refrigerant heater 27 as described above in the operating state other than the capacity control mode during heating.

次に、図６の下段は冷房時の制御であって、電磁式容量制御機構１５ａの制御電流Ｉを目標低圧Ｐｓｏに直接フィードバック制御する。具体的には、低圧センサｍにより実際の低圧Ｐｓを検出し、この実際の低圧Ｐｓと予め設定された低圧設定値Ｐｓｓとの差に基づいて電磁式容量制御機構１５ａの制御電流Ｉを決定する。この制御電流Ｉの値により目標低圧Ｐｓｏが図５のごとく決定され、この目標低圧Ｐｓｏに応じた容量が決定される。   Next, the lower part of FIG. 6 is control at the time of cooling, and the control current I of the electromagnetic capacity control mechanism 15a is directly feedback-controlled to the target low pressure Pso. Specifically, the actual low pressure Ps is detected by the low pressure sensor m, and the control current I of the electromagnetic capacity control mechanism 15a is determined based on the difference between the actual low pressure Ps and a preset low pressure set value Pss. . The target low pressure Pso is determined by the value of the control current I as shown in FIG. 5, and the capacity corresponding to the target low pressure Pso is determined.

例えば、冷房時の空調負荷が増大して実際の低圧Ｐｓが低圧設定値Ｐｓｓより高いときは制御電流Ｉを増大して目標低圧Ｐｓｏを低下させ、これにより、容量を増加させて、実際の低圧Ｐｓを低下させる。逆に、冷房時の空調負荷が減少して実際の低圧Ｐｓが低圧設定値Ｐｓｓより低いときは制御電流Ｉを減少して目標低圧Ｐｓｏを上昇させ、これにより、容量を減少させて、実際の低圧Ｐｓを上昇させる。   For example, when the air conditioning load during cooling increases and the actual low pressure Ps is higher than the low pressure set value Pss, the control current I is increased to decrease the target low pressure Pso, thereby increasing the capacity and the actual low pressure Reduce Ps. Conversely, when the air conditioning load during cooling decreases and the actual low pressure Ps is lower than the low pressure set value Pss, the control current I is decreased to increase the target low pressure Pso, thereby reducing the capacity, Increase the low pressure Ps.

このように、実際の低圧Ｐｓの変化に応じて目標低圧Ｐｓｏを上下させる制御を行うことにより、実際の低圧Ｐｓを予め設定された低圧設定値（固定値）Ｐｓｓ付近に維持できる。実際の低圧Ｐｓは冷房時の空調負荷変動に応じて変化するから、圧縮機１５の容量を冷房時の空調負荷変動に応じて制御することになる。   As described above, the actual low pressure Ps can be maintained in the vicinity of the preset low pressure set value (fixed value) Pss by performing the control to raise or lower the target low pressure Pso in accordance with the change in the actual low pressure Ps. Since the actual low pressure Ps changes according to the air conditioning load fluctuation during cooling, the capacity of the compressor 15 is controlled according to the air conditioning load fluctuation during cooling.

なお、低圧設定値Ｐｓｓとして、冷媒蒸発温度が０℃より若干高めの温度となる圧力を選択することにより、冷房時の容量制御モードにおける室内熱交換器１２のフロストを防止できる。   In addition, the frost of the indoor heat exchanger 12 in the capacity control mode during cooling can be prevented by selecting a pressure at which the refrigerant evaporation temperature is slightly higher than 0 ° C. as the low pressure set value Pss.

ところで、冷房時においても、容量制御モードでは、室外側電子膨張弁３３の開度を所定の小開度に固定することにより、膨張弁開度のハンチング現象を強制的に排除できる。これにより、冷媒低流量条件においても、サイクル運転条件の変動による不安定なサイクル挙動を抑えて、圧縮機１５の容量制御を安定的に実行できる。   By the way, even during cooling, in the capacity control mode, the hunting phenomenon of the expansion valve opening can be forcibly eliminated by fixing the opening of the outdoor electronic expansion valve 33 to a predetermined small opening. Thereby, even in the refrigerant low flow rate condition, the unstable cycle behavior due to the fluctuation of the cycle operation condition can be suppressed, and the capacity control of the compressor 15 can be stably executed.

なお、冷房時では、容量制御モード以外の作動状態（空調負荷が第３設定値Ｑ３より大きい場合）に高圧センサＬにより検出される実際の高圧が所定値となるように室外ファン３２の回転数制御（インバータ制御）を行うが、冷房時の容量制御モードにおいても、実際の高圧が所定値となるように室外ファン３２の回転数制御を引き続き行う。   During cooling, the rotational speed of the outdoor fan 32 is such that the actual high pressure detected by the high pressure sensor L becomes a predetermined value in an operating state other than the capacity control mode (when the air conditioning load is greater than the third set value Q3). Although the control (inverter control) is performed, the rotational speed control of the outdoor fan 32 is continuously performed so that the actual high pressure becomes a predetermined value even in the capacity control mode during cooling.

また、室内側電子膨張弁１３は、冷房時において容量制御モード以外の作動状態では、前述した通り、室内熱交換器１２出口冷媒の過熱度を制御するように開度が自動制御される。   Further, the opening degree of the indoor electronic expansion valve 13 is automatically controlled so as to control the degree of superheat of the refrigerant at the outlet of the indoor heat exchanger 12 in the operating state other than the capacity control mode during cooling.

室内ファン１４は、暖房時および冷房時の双方において、リモコン操作器４２の設定温度、室内機吸い込み空気温度、室内機吹出空気温度等に基づいて各室内機１１の空調負荷が大きいほど風量が大きくなるように回転数制御される。   The indoor fan 14 has a larger air volume as the air conditioning load of each indoor unit 11 is larger based on the set temperature of the remote controller 42, the indoor unit intake air temperature, the indoor unit blown air temperature, and the like during both heating and cooling. The rotational speed is controlled so that

次に、冷凍サイクルの起動時の具体的制御例を図７により説明する。図７の横軸は冷凍サイクル起動後の経過時間であり、縦軸にエンジン回転数、斜板式可変容量型圧縮機１５の容量、および固定容量型圧縮機１６のＯＮ（作動）、ＯＦＦ（停止）を示す。図７の起動制御は暖房時および冷房時双方の起動制御に適用される。   Next, a specific control example at the start of the refrigeration cycle will be described with reference to FIG. The horizontal axis in FIG. 7 is the elapsed time after the start of the refrigeration cycle, and the vertical axis is the engine speed, the capacity of the swash plate type variable displacement compressor 15, and the ON (operation) and OFF (stop) of the fixed displacement compressor 16. ). The activation control in FIG. 7 is applied to activation control both during heating and during cooling.

図７の時刻ｔ１でエンジン１７を最低回転数：１２００ｒｐｍで始動する。このとき、斜板式可変容量型圧縮機１５は最小容量（５％容量付近）で起動する。これに対し、固定容量型圧縮機１５は電磁クラッチ１６ａを遮断状態として、停止したままである。   At time t1 in FIG. 7, the engine 17 is started at a minimum speed of 1200 rpm. At this time, the swash plate type variable displacement compressor 15 is started with a minimum capacity (around 5% capacity). On the other hand, the fixed displacement compressor 15 remains stopped with the electromagnetic clutch 16a in the disconnected state.

そして、時刻ｔ１からｔ２の間で、エンジン１７の最低回転数状態および固定容量型圧縮機１５の停止状態を維持したまま、斜板式可変容量型圧縮機１５の容量を最大容量（１００％容量）に向かって徐々に増加させる。このときの圧縮機１５の容量増加度合いは例えば、１０％容量／秒である。   Then, between the times t1 and t2, the capacity of the swash plate variable capacity compressor 15 is set to the maximum capacity (100% capacity) while maintaining the minimum rotational speed state of the engine 17 and the stopped state of the fixed capacity compressor 15. Gradually increase towards. The degree of increase in the capacity of the compressor 15 at this time is, for example, 10% capacity / second.

時刻ｔ２で斜板式可変容量型圧縮機１５の容量が最大容量（１００％容量）に到達すると、サイクル運転状況が適正な状況あるか（サイクル高低圧が適正な範囲にあるか等）を判定する。サイクルが適正な運転状況にあると判定され、かつ、空調負荷に基づいて圧縮機冷媒吐出能力を更に増加させる必要があると判定されるときは、圧縮機１５の最大容量状態および固定容量型圧縮機１５の停止状態を維持したまま、エンジン１７の回転数を最低回転数：１２００ｒｐｍから最高回転数近傍の回転数：１６００ｒｐｍに向かって徐々に上昇させる。   When the capacity of the swash plate type variable displacement compressor 15 reaches the maximum capacity (100% capacity) at time t2, it is determined whether the cycle operation status is appropriate (whether the cycle high / low pressure is in an appropriate range, etc.). . When it is determined that the cycle is in an appropriate operating condition and it is determined that the compressor refrigerant discharge capacity needs to be further increased based on the air conditioning load, the maximum capacity state of the compressor 15 and the fixed capacity compression The rotation speed of the engine 17 is gradually increased from the minimum rotation speed of 1200 rpm toward the rotation speed near the maximum rotation speed of 1600 rpm while maintaining the machine 15 in a stopped state.

エンジン回転数が時刻ｔ３で最高回転数近傍の回転数に到達した後、この状態をしばらくの間維持し、時刻ｔ４において斜板式可変容量型圧縮機１５の容量を最小容量状態に切り替えるとともに、固定容量型圧縮機１５の電磁クラッチ１６ａを接続状態にして、固定容量型圧縮機１５を作動状態にする。すなわち、斜板式可変容量型圧縮機１５と固定容量型圧縮機１５とを実質的に入れ替える。   After the engine speed reaches a speed near the maximum speed at time t3, this state is maintained for a while, and at time t4, the capacity of the swash plate variable displacement compressor 15 is switched to the minimum capacity state and fixed. The electromagnetic clutch 16a of the capacity type compressor 15 is set in a connected state, and the fixed capacity type compressor 15 is set in an operating state. That is, the swash plate type variable displacement compressor 15 and the fixed displacement compressor 15 are substantially interchanged.

時刻ｔ５まで上記の状態を維持した後に、エンジン回転数を再び、最低回転数の１２００ｒｐｍに向かって徐々に低下させる。このときのエンジン回転数の低下度合いは例えば、４０ｒｐｍ／秒である。   After maintaining the above state until time t5, the engine speed is gradually decreased again toward the minimum speed of 1200 rpm. The degree of decrease in engine speed at this time is, for example, 40 rpm / second.

このように、エンジン回転数を低下させるのは、エンジン１７の回転数を極力低い状態に維持する期間を長くして、エンジン１７の燃費を低減するためである。   The reason why the engine speed is reduced in this way is to reduce the fuel consumption of the engine 17 by extending the period during which the engine 17 is kept as low as possible.

時刻６でエンジン回転数が最低回転数に低下した後、この状態をしばらくの間維持し、そして、時刻ｔ７において可変容量型圧縮機１５の容量を最大容量（１００％容量）に向かって徐々に増加させる。   After the engine speed decreases to the minimum speed at time 6, this state is maintained for a while, and at time t7, the capacity of the variable displacement compressor 15 is gradually increased toward the maximum capacity (100% capacity). increase.

時刻ｔ８で可変容量型圧縮機１５が最大容量状態に到達した後、この２つの圧縮機１５、１６の最大能力状態をしばらくの間維持し、時刻ｔ９以降、エンジン１７の回転数を最低回転数から最高回転数（１７００ｒｐｍ）に向かって徐々に上昇させる。   After the variable capacity compressor 15 reaches the maximum capacity state at time t8, the maximum capacity state of the two compressors 15 and 16 is maintained for a while, and after time t9, the rotational speed of the engine 17 is reduced to the minimum rotational speed. To gradually increase toward the maximum rotation speed (1700 rpm).

時刻ｔ１０において、２つの圧縮機１５、１６の最大能力状態とエンジン１７の最高回転数状態とが組み合わされ、圧縮機冷媒吐出能力の最高能力状態に達する。   At time t10, the maximum capacity state of the two compressors 15 and 16 and the maximum rotational speed state of the engine 17 are combined to reach the maximum capacity state of the compressor refrigerant discharge capacity.

以上のような起動制御を実行することにより、圧縮機冷媒吐出能力を滑らかに上昇させるとともに、エンジン回転数の低回転期間を長くしてエンジン燃費の低減に貢献できる。   By executing the start-up control as described above, the compressor refrigerant discharge capacity can be increased smoothly, and the low engine speed can be extended to contribute to a reduction in engine fuel consumption.

図７の時刻ｔ１１以降は圧縮機冷媒吐出能力を空調負荷の減少に伴って低下させる制御である。すなわち、時刻ｔ１１〜ｔ１２の間では、図４の空調負荷の第１設定値Ｑ１〜第２設定値Ｑ２の領域における「２台の圧縮機の回転数制御モード」が行われる。そして、時刻ｔ１２において、「２台の圧縮機の回転数制御モード」を最小能力状態にしてから固定容量型圧縮機１５の電磁クラッチ１６ａを遮断状態にして、固定容量型圧縮機１５を停止状態にする。   After time t11 in FIG. 7, the compressor refrigerant discharge capacity is controlled to decrease as the air conditioning load decreases. That is, between the times t11 and t12, the “revolution speed control mode of the two compressors” in the region of the first set value Q1 to the second set value Q2 of the air conditioning load in FIG. 4 is performed. At time t12, the "rotational speed control mode of the two compressors" is set to the minimum capacity state, and then the electromagnetic clutch 16a of the fixed capacity compressor 15 is disconnected to stop the fixed capacity compressor 15 To.

この状態を若干の間（時刻ｔ１２〜ｔ１３の間）維持した後、エンジン１７の回転数を時刻ｔ１３から再び最低回転数から最高回転数に向かって徐々に上昇させる。エンジン回転数が時刻ｔ１４で最高回転数に到達した後、若干の間（時刻ｔ１４〜ｔ１５の間）エンジン１７の最高回転数状態を維持し、その後に、時刻ｔ１５からエンジン回転数を徐々に低下させ、時刻ｔ１６でエンジン回転数が最低回転数になる。従って、時刻ｔ１５〜ｔ１６の間では、図４の空調負荷の第２設定値Ｑ２〜第３設定値Ｑ３の領域における「１台の圧縮機の回転数制御モード」が行われる。   After maintaining this state for a while (between times t12 and t13), the rotational speed of the engine 17 is gradually increased again from the minimum rotational speed to the maximum rotational speed from time t13. After the engine speed reaches the maximum speed at time t14, the maximum speed state of the engine 17 is maintained for a while (between times t14 and t15), and thereafter the engine speed is gradually decreased from time t15. The engine speed becomes the minimum speed at time t16. Therefore, between the times t15 and t16, the “revolution speed control mode of one compressor” in the region of the second set value Q2 to the third set value Q3 of the air conditioning load in FIG. 4 is performed.

そして、時刻ｔ１６から可変容量型圧縮機１５の容量を最大容量状態から徐々に減少させ、時刻ｔ１７で可変容量型圧縮機１５の容量が最小容量となる。従って、時刻ｔ１６〜ｔ１７の間では、図４の空調負荷の第３設定値Ｑ３以下の領域における「１台の圧縮機の容量制御モード」が行われる。   Then, the capacity of the variable capacity compressor 15 is gradually decreased from the maximum capacity state from time t16, and the capacity of the variable capacity compressor 15 becomes the minimum capacity at time t17. Therefore, during the period from time t16 to time t17, the “capacity control mode for one compressor” is performed in an area equal to or lower than the third set value Q3 of the air conditioning load in FIG.

図８は暖房時のサイクル挙動を示すグラフで、本発明者による実験結果を示す。横軸は暖房運転起動後の経過時間であり、図８（ａ）は室内機１１の吸い込み空気温度（温度センサｇの検出温度）および吹出空気温度（温度センサｈの検出温度）と、圧縮機１５、１６の吸入冷媒温度Ｔｓ（温度センサｅの検出温度）および吐出冷媒温度Ｔｄ（温度センサｆの検出温度）の変化を示す。   FIG. 8 is a graph showing the cycle behavior during heating, and shows the experimental results by the present inventors. The horizontal axis represents the elapsed time after the start of the heating operation. FIG. 8A shows the intake air temperature (detected temperature of the temperature sensor g) and the blown air temperature (detected temperature of the temperature sensor h) of the indoor unit 11 and the compressor. Changes in the intake refrigerant temperature Ts (detected temperature of the temperature sensor e) 15 and 16 and the discharge refrigerant temperature Td (detected temperature of the temperature sensor f) are shown.

図８（ｂ）は、圧縮機１５、１６の吸入側圧力である低圧Ｐｓ（低圧センサｍの検出圧力）、圧縮機１５、１６の吐出側圧力である高圧Ｐｄ（高圧センサＬの検出圧力）、および可変容量型圧縮機１５の容量制御機構１５ａの制御圧（斜板室圧力）Ｐｃの変化を示す。図８（ｃ）は可変容量型圧縮機１５の容量制御機構１５ａの制御電流値Ｉの変化を示す。   FIG. 8B shows the low pressure Ps that is the suction side pressure of the compressors 15 and 16 (detected pressure of the low pressure sensor m), and the high pressure Pd that is the discharge side pressure of the compressors 15 and 16 (detected pressure of the high pressure sensor L). And changes in the control pressure (swash plate chamber pressure) Pc of the capacity control mechanism 15a of the variable capacity compressor 15 are shown. FIG. 8C shows a change in the control current value I of the capacity control mechanism 15 a of the variable capacity compressor 15.

図８では暖房起動直後の過渡状態を経過した後は、室内機吸い込み空気温度が変化しても、この室内機吸い込み空気温度の変化（空調負荷の変化）に応じて容量制御電流値Ｉが変化して室内機吹出空気温度をほぼ一定の値（目標温度）に維持していることを示す。   In FIG. 8, after the transient state immediately after the start of heating, even if the indoor unit intake air temperature changes, the capacity control current value I changes according to the change in the indoor unit intake air temperature (change in the air conditioning load). This shows that the indoor unit blown air temperature is maintained at a substantially constant value (target temperature).

（他の実施形態）
なお、本発明は上述の一実施形態に限定されることなく、種々変形可能である。例えば、上述の一実施形態では、空調負荷の低負荷条件における圧縮機冷媒吐出能力の制御のために可変容量型圧縮機１５の容量制御を行っているが、この可変容量型圧縮機１５の容量制御を過負荷条件における異常事態回避のために可変容量型圧縮機１５の容量制御を行うようにしてもよい。例えば、冷房過負荷時などにサイクル高圧が異常上昇した際に、可変容量型圧縮機１５の容量を強制的に引き下げて、サイクルの過負荷運転を解消し、サイクル高圧の異常上昇を防ぐようにしてもよい。 (Other embodiments)
The present invention is not limited to the above-described embodiment and can be variously modified. For example, in the above-described embodiment, the capacity control of the variable capacity compressor 15 is performed to control the compressor refrigerant discharge capacity under the low load condition of the air conditioning load. The capacity of the variable capacity compressor 15 may be controlled to avoid an abnormal situation under an overload condition. For example, when the cycle high pressure rises abnormally during cooling overload, the capacity of the variable displacement compressor 15 is forcibly reduced to eliminate the cycle overload operation and prevent the cycle high pressure from rising abnormally. May be.

また、エンジン１７により駆動される圧縮機として、可変容量型圧縮機１５を１台のみ設け、エンジン１７の回転数制御と可変容量型圧縮機１５の容量制御との組み合わせにより圧縮機冷媒吐出能力を空調負荷の変化に応じて制御する空調装置に本発明を適用してもよい。   Further, only one variable displacement compressor 15 is provided as a compressor driven by the engine 17, and the compressor refrigerant discharge capacity is increased by a combination of the rotational speed control of the engine 17 and the displacement control of the variable displacement compressor 15. The present invention may be applied to an air conditioner that is controlled according to a change in air conditioning load.

また、上述の一実施形態では、複数台の圧縮機１５、１６のうち、一方の圧縮機１５を可変容量型の圧縮機とし、他方の圧縮機１６を固定容量型の圧縮機としているが、必要に応じて他方の圧縮機１６も上記圧縮機１５と同様に可変容量型の圧縮機で構成してもよい。   In the above-described embodiment, one of the plurality of compressors 15 and 16 is a variable capacity compressor, and the other compressor 16 is a fixed capacity compressor. If necessary, the other compressor 16 may also be a variable capacity compressor, similar to the compressor 15.

本発明の一実施形態によるエンジン駆動式空調装置の全体システム図で、暖房時の冷媒流れを示す。1 is an overall system diagram of an engine-driven air conditioner according to an embodiment of the present invention and shows a refrigerant flow during heating. 本発明の一実施形態によるエンジン駆動式空調装置の全体システム図で、冷房時の冷媒流れを示す。1 is an overall system diagram of an engine-driven air conditioner according to an embodiment of the present invention, and shows a refrigerant flow during cooling. 本発明の一実施形態による電気制御部の概要を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the outline | summary of the electric control part by one Embodiment of this invention. 本発明の一実施形態による圧縮機制御の考え方を示す制御特性図である。It is a control characteristic figure which shows the view of the compressor control by one Embodiment of this invention. 本発明の一実施形態による斜板式可変容量型圧縮機容量制御電流と目標低圧との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the swash plate type variable displacement compressor capacity control current and the target low pressure according to an embodiment of the present invention. 本発明の一実施形態による容量制御モードの制御内容を示す図表である。It is a graph which shows the control content of the capacity | capacitance control mode by one Embodiment of this invention. 本発明の一実施形態による起動時制御の説明図である。It is explanatory drawing of the starting control by one Embodiment of this invention. 暖房時のサイクル挙動を示す実験結果のグラフである。It is a graph of the experimental result which shows the cycle behavior at the time of heating.

符号の説明Explanation of symbols

１２…室内熱交換器、１３…室内側電子膨張弁、１５…可変容量型圧縮機、
１５ａ…容量制御機構、１６…固定容量型圧縮機、１６ａ…電磁クラッチ（断続手段）、
１７…エンジン、２０…燃料噴射制御弁（回転数調整手段）、３１…室外熱交換器、
３３…室外側電子膨張弁、４０、４１制御ユニット（制御手段）。 12 ... Indoor heat exchanger, 13 ... Indoor electronic expansion valve, 15 ... Variable capacity compressor,
15a ... Capacity control mechanism, 16 ... Fixed capacity compressor, 16a ... Electromagnetic clutch (intermittent means),
17 ... Engine, 20 ... Fuel injection control valve (rotational speed adjusting means), 31 ... Outdoor heat exchanger,
33: outdoor electronic expansion valve, 40, 41 control unit (control means).

Claims (5)

エンジン（１７）と、
前記エンジン（１７）の回転数調整手段（２０）と、
前記エンジン（１７）によって駆動され冷凍サイクルの冷媒を圧縮する圧縮機（１５、１６）と、
前記冷媒と室内空気とを熱交換する室内熱交換器（１２）と、
前記冷媒と室外空気とを熱交換する室外熱交換器（３１）と、
前記室内熱交換器（１２）と前記室外熱交換器（３１）との間に設けられ、前記冷媒を減圧する減圧手段（１３、３３）とを備えるエンジン駆動式空調装置であって、
前記圧縮機として、電気制御により容量を変更可能な容量制御機構（１５ａ）を有する可変容量型圧縮機（１５）を少なくとも１台用い、
前記減圧手段は、前記室内熱交換器（１２）および前記室外熱交換器（３１）のうち冷媒蒸発器として作用する熱交換器の出口冷媒の過熱度を制御する電子膨張弁（１３、３３）であり、
前記回転数調整手段（２０）、前記容量制御機構（１５ａ）および前記電子膨張弁（１３、３３）を制御する制御手段（４０、４１）を備え、
前記制御手段（４０、４１）は、前記可変容量型圧縮機（１５）を最大容量状態に維持したまま、前記エンジン（１７）の回転数を変化させる回転数制御モードと、前記エンジン（１７）の回転数を最低回転数に維持したまま、前記可変容量型圧縮機（１５）の容量を変化させる容量制御モードとを空調負荷の変化に応じて実行するようになっており、
前記容量制御モード時に前記電子膨張弁（１３、３３）を所定の小開度に固定することを特徴とするエンジン駆動式空調装置。 An engine (17);
A rotation speed adjusting means (20) of the engine (17);
Compressors (15, 16) driven by the engine (17) to compress refrigerant in the refrigeration cycle;
An indoor heat exchanger (12) for exchanging heat between the refrigerant and room air;
An outdoor heat exchanger (31) for exchanging heat between the refrigerant and outdoor air;
An engine-driven air conditioner provided between the indoor heat exchanger (12) and the outdoor heat exchanger (31), and comprising a decompression means (13, 33) for decompressing the refrigerant,
As the compressor, at least one variable capacity compressor (15) having a capacity control mechanism (15a) whose capacity can be changed by electric control is used,
The decompression means is an electronic expansion valve (13, 33) for controlling the degree of superheat of the outlet refrigerant of the heat exchanger acting as a refrigerant evaporator of the indoor heat exchanger (12) and the outdoor heat exchanger (31). And
Control means (40, 41) for controlling the rotation speed adjusting means (20), the capacity control mechanism (15a) and the electronic expansion valve (13, 33);
The control means (40, 41) includes a rotational speed control mode for changing the rotational speed of the engine (17) while maintaining the variable capacity compressor (15) in a maximum capacity state, and the engine (17). The capacity control mode for changing the capacity of the variable capacity compressor (15) is executed according to the change in the air conditioning load while maintaining the rotation speed at the minimum speed.
An engine-driven air conditioner that fixes the electronic expansion valve (13, 33) to a predetermined small opening degree in the capacity control mode. 前記圧縮機として、前記可変容量型圧縮機（１５）の他に容量が常に一定になっている固定容量型圧縮機（１６）を有し、
前記固定容量型圧縮機（１６）と前記エンジン（１７）との間に動力伝達を断続して前記固定容量型圧縮機（１６）の作動を断続する電気制御可能な断続手段（１６ａ）を設け、
前記回転数制御モードとして、前記可変容量型圧縮機（１５）を最大容量状態にするとともに前記固定容量型圧縮機（１６）を前記断続手段（１６ａ）により作動状態にし、前記両圧縮機（１５、１６）の作動状態において前記エンジン（１７）の回転数を変化させる第１回転数制御モードと、前記両圧縮機（１５、１６）の一方のみを作動状態にして、前記エンジン（１７）の回転数を変化させる第２回転数制御モードとを実行することを特徴とする請求項１に記載のエンジン駆動式空調装置。 In addition to the variable capacity compressor (15), the compressor has a fixed capacity compressor (16) whose capacity is always constant,
An electrically controllable intermittent means (16a) for intermittently transmitting power between the fixed capacity compressor (16) and the engine (17) to interrupt the operation of the fixed capacity compressor (16) is provided. ,
As the rotation speed control mode, the variable capacity compressor (15) is set to the maximum capacity state and the fixed capacity compressor (16) is set to the operating state by the intermittent means (16a). 16), the first rotational speed control mode for changing the rotational speed of the engine (17), and only one of the compressors (15, 16) is in the operational state, and the engine (17) The engine-driven air conditioner according to claim 1, wherein a second rotation speed control mode for changing the rotation speed is executed. 前記第２回転数制御モードにおける前記一方の圧縮機は前記可変容量型圧縮機（１５）であり、前記可変容量型圧縮機（１５）は前記第２回転数制御モードにおいても最大容量状態に維持されることを特徴とする請求項２に記載のエンジン駆動式空調装置。 The one compressor in the second rotational speed control mode is the variable displacement compressor (15), and the variable displacement compressor (15) is maintained in the maximum capacity state even in the second rotational speed control mode. The engine-driven air conditioner according to claim 2, wherein 前記室内熱交換器（１２）が室内空気へ放熱する冷媒放熱器として作用し、前記室外熱交換器（３１）が室外空気から吸熱する冷媒蒸発器として作用する暖房時と、前記室内熱交換器（１２）が室内空気から吸熱する冷媒蒸発器として作用し、前記室外熱交換器（３１）が室外空気へ放熱する冷媒放熱器として作用する冷房時とを切替可能なヒートポンプ装置として構成され、
前記電子膨張弁として、室内側電子膨張弁（１３）および室外側電子膨張弁（３３）を設け、
前記暖房時の前記回転数制御モードでは、前記室外熱交換器（３１）の出口冷媒の過熱度が所定範囲に維持されるように前記室外側電子膨張弁（３３）の絞り開度を制御し、
前記暖房時の前記容量制御モードでは、前記室外側電子膨張弁（３３）の絞り開度を前記所定の小開度に固定し、
前記室内側電子膨張弁（１３）は前記暖房時に全開状態に維持され、
これに対し、前記冷房時の前記回転数制御モードでは、前記室内熱交換器（１２）の出口冷媒の過熱度が所定範囲に維持されるように前記室内側電子膨張弁（１３）の絞り開度を制御し、
前記冷房時の前記容量制御モードでは、前記室内側電子膨張弁（１３）の絞り開度を前記所定の小開度に固定し、
前記室外側電子膨張弁（３３）は前記冷房時に全開状態に維持されることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載のエンジン駆動式空調装置。 The indoor heat exchanger (12) acts as a refrigerant radiator that radiates heat to indoor air, and the outdoor heat exchanger (31) acts as a refrigerant evaporator that absorbs heat from outdoor air, and the indoor heat exchanger (12) acts as a refrigerant evaporator that absorbs heat from indoor air, and the outdoor heat exchanger (31) is configured as a heat pump device capable of switching between cooling and acting as a refrigerant radiator that radiates heat to outdoor air,
As the electronic expansion valve, an indoor electronic expansion valve (13) and an outdoor electronic expansion valve (33) are provided,
In the rotation speed control mode during the heating, the throttle opening degree of the outdoor electronic expansion valve (33) is controlled so that the degree of superheat of the outlet refrigerant of the outdoor heat exchanger (31) is maintained within a predetermined range. ,
In the capacity control mode during the heating, the throttle opening of the outdoor electronic expansion valve (33) is fixed to the predetermined small opening,
The indoor electronic expansion valve (13) is kept fully open during the heating,
On the other hand, in the rotation speed control mode during cooling, the indoor electronic expansion valve (13) is opened so that the degree of superheat of the outlet refrigerant of the indoor heat exchanger (12) is maintained within a predetermined range. Control the degree,
In the capacity control mode during the cooling, the throttle opening of the indoor electronic expansion valve (13) is fixed to the predetermined small opening,
The engine driven air conditioner according to any one of claims 1 to 3, wherein the outdoor electronic expansion valve (33) is maintained in a fully opened state during the cooling. 前記室外熱交換器（３１）に室外空気を送風する室外ファン（３２）を備え、
前記暖房時の前記容量制御モードでは、前記室外ファン（３２）を停止状態に維持することを特徴とする請求項４に記載のエンジン駆動式空調装置。 The outdoor heat exchanger (31) includes an outdoor fan (32) for blowing outdoor air,
The engine-driven air conditioner according to claim 4, wherein the outdoor fan (32) is maintained in a stopped state in the capacity control mode during the heating.
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