JP2009192090A - Refrigerating cycle device - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、蒸発器から流出した冷媒の気液を分離する気液分離手段を備える冷凍サイクル装置に関する。 The present invention relates to a refrigeration cycle apparatus including gas-liquid separation means for separating the gas-liquid of refrigerant flowing out of an evaporator.
従来、特許文献1に、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を推定可能に構成された冷凍サイクル装置が開示されている。この特許文献1の冷凍サイクル装置では、圧力センサによってサイクルの高圧側冷媒圧力を検出し、検出された高圧側冷媒圧力Pdを用いて冷媒封入量の過不足を推定している。そして、冷媒封入量が過剰である、または、不足していると判定した際には、圧縮機の作動を停止させて、圧縮機を保護している。
Conventionally,
具体的には、高圧側冷媒圧力Pdが第1設定圧力Pa以上となっている場合は冷媒封入量が過剰であると推定し、圧縮機の起動から所定時間経過後に第2設定圧力Pb以下となっている場合は冷媒封入量が不足していると推定し、さらに、圧縮機の起動から所定時間経過する前に第3設定圧力Pc以下となっている場合は冷媒封入量が不足していると推定している。 Specifically, when the high-pressure side refrigerant pressure Pd is equal to or higher than the first set pressure Pa, it is estimated that the refrigerant charging amount is excessive, and after a predetermined time has elapsed from the start of the compressor, the second set pressure Pb or lower. If it is, it is presumed that the refrigerant filling amount is insufficient, and further, if it is equal to or lower than the third set pressure Pc before a predetermined time has elapsed since the start of the compressor, the refrigerant filling amount is insufficient. It is estimated.
この際、第1〜第3設定圧力をPa>Pb>Pcとなるように設定することで、圧縮機の起動から所定時間経過する前に、冷媒封入量が不足していると誤判定してしまうことを防止している。 At this time, by setting the first to third set pressures such that Pa> Pb> Pc, it is erroneously determined that the refrigerant filling amount is insufficient before a predetermined time has elapsed since the start of the compressor. Is prevented.
可変容量型の圧縮機を備えた冷凍サイクル装置として、特許文献2あるいは特許文献3に開示のものが知られている。
ところで、蒸発器から流出した冷媒の気液を分離して、分離された気相冷媒を圧縮機の吸入側へ流出させる気液分離手段であるアキュムレータを備える冷凍サイクル装置では、上述の冷媒封入量の過不足を精度良く推定する必要がある。その理由は、この種の冷凍サイクル装置では、アキュムレータから圧縮機吸入側へ流出する冷媒が、ほぼ飽和気相状態になっているものとしてサイクルが構成されているからである。 By the way, in the refrigeration cycle apparatus provided with an accumulator as gas-liquid separation means for separating the gas-liquid of the refrigerant flowing out from the evaporator and causing the separated gas-phase refrigerant to flow out to the suction side of the compressor, Therefore, it is necessary to accurately estimate the excess or deficiency. The reason is that in this type of refrigeration cycle apparatus, the cycle is configured assuming that the refrigerant flowing out from the accumulator to the compressor suction side is substantially in a saturated gas phase.
例えば、冷媒封入量が不足していると、アキュムレータから圧縮機吸入側へ流出する冷媒が過熱度を有する気相状態になってしまい、サイクルを循環する冷媒流量が低下して、冷凍サイクル装置が充分な冷凍能力を発揮できなくなる。さらに、圧縮機を潤滑するために冷媒中に混入された冷凍機油を圧縮機へ戻すことができなくなり、圧縮機の潤滑不足を引き起こす。 For example, if the refrigerant charging amount is insufficient, the refrigerant flowing out from the accumulator to the compressor suction side will be in a gas phase state having a superheat degree, the refrigerant flow rate circulating in the cycle will be reduced, and the refrigeration cycle apparatus will Sufficient refrigeration capacity cannot be demonstrated. Furthermore, the refrigeration oil mixed in the refrigerant to lubricate the compressor cannot be returned to the compressor, which causes insufficient compressor lubrication.
また、冷媒封入量が過剰になっていると、アキュムレータから圧縮機吸入側へ流出する冷媒が液相状態または気液二層状態になってしまい、いわゆる液圧縮の問題が生じ、圧縮機の耐久寿命に悪影響を及ぼす。 In addition, if the refrigerant filling amount is excessive, the refrigerant flowing out from the accumulator to the compressor suction side becomes a liquid phase state or a gas-liquid two-layer state, which causes a so-called liquid compression problem, and the durability of the compressor. Adversely affects lifespan.
さらに、例えば、臨界温度の低い二酸化炭素を冷媒に使用している車両用空調装置に適用される冷凍サイクル装置では、車両走行用エンジンの停止と同時にエンジン冷却機器類の作動が停止してエンジンルーム内の温度が急激に上昇してしまう、いわゆるデッドソークによって、サイクルの運転停止後にサイクル内に封入された冷媒の温度が上昇してしまう。 Further, for example, in a refrigeration cycle apparatus applied to a vehicle air conditioner that uses carbon dioxide having a low critical temperature as a refrigerant, the engine cooling equipment stops operating simultaneously with the stop of the vehicle running engine, and the engine room Due to the so-called dead soak in which the internal temperature rises rapidly, the temperature of the refrigerant sealed in the cycle rises after the cycle is stopped.
このような冷媒の温度上昇が生じると、上述の液圧縮の問題が生じない程度に冷媒封入量が僅かに過剰になっている場合であっても、サイクルの運転停止後にサイクル内の冷媒圧力が異常上昇してしまうことがある。そして、このような冷媒圧力の異常上昇は、サイクル構成機器の破損を招く原因となる。 When such a temperature rise of the refrigerant occurs, the refrigerant pressure in the cycle is reduced after the cycle is stopped even if the refrigerant filling amount is slightly excessive so that the above-described liquid compression problem does not occur. May rise abnormally. And such an abnormal rise in refrigerant pressure causes damage to the cycle component equipment.
しかしながら、特許文献1の冷凍サイクル装置のように、高圧側冷媒圧力のみを用いて冷媒封入量の過不足を推定すると、特許文献1の段落0005に記載されているように、冷凍サイクル装置が設置された環境の温度変化によって、圧縮機の運転可能な高圧側冷媒圧力の範囲が変化してしまう等の理由から充分な推定精度を得ることができない。
However, as in the refrigeration cycle apparatus of
本発明は、上記点に鑑み、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を精度良く推定することができる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。 An object of this invention is to provide the refrigerating-cycle apparatus which can estimate accurately the excess and deficiency of the refrigerant | coolant enclosure amount enclosed in the cycle in view of the said point.
また、本発明は、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を精度良く推定して、圧縮機の保護を図ることができる冷凍サイクル装置を提供することを第2の目的とする。 A second object of the present invention is to provide a refrigeration cycle apparatus capable of accurately estimating the excess or deficiency of the amount of refrigerant enclosed in the cycle and protecting the compressor.
また、本発明は、サイクル内に封入された冷媒封入量の過剰となっている場合でも、サイクル構成機器の損傷を防止できる冷凍サイクル装置を提供することを第3の目的とする。 In addition, a third object of the present invention is to provide a refrigeration cycle apparatus that can prevent damage to cycle constituent devices even when the amount of refrigerant enclosed in the cycle is excessive.
本発明は、上記目的を達成するために案出されたもので、請求項1に記載の発明では、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機(11)と、圧縮機(11)から吐出された冷媒を放熱させる放熱器(12)と、放熱器(12)にて放熱された冷媒を減圧膨張させる減圧手段(13)と、減圧手段(13)にて減圧膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器(14)と、蒸発器(14)から流出した冷媒の気液を分離する気液分離手段(15)と、圧縮機(11)吐出冷媒温度に相関を有する物理量を検出する吐出温度検出手段(26)と、圧縮機(11)吐出冷媒圧力に相関を有する物理量を検出する吐出圧力検出手段(25)と、蒸発器(14)における冷媒蒸発温度に相関を有する物理量を検出する蒸発温度検出手段(24)と、少なくとも吐出温度検出手段(26)にて検出された検出吐出温度(Td)、吐出圧力検出手段(25)にて検出された検出吐出圧力(Pd)、および、蒸発温度検出手段(24)にて検出された検出蒸発温度(Te)を用いて、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を推定する冷媒状態推定手段(S71)とを備える冷凍サイクル装置を特徴とする。
The present invention has been devised in order to achieve the above object. In the invention according to
これによれば、冷媒状態推定手段(S71)が、少なくとも検出吐出温度(Td)、検出吐出圧力(Pd)、および、検出蒸発温度(Te)を用いて、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を推定するので、高圧側冷媒圧力のみを用いて冷媒封入量の過不足を推定する場合に対して、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を精度良く推定できる。 According to this, the refrigerant state estimating means (S71) uses at least the detected discharge temperature (Td), the detected discharge pressure (Pd), and the detected evaporation temperature (Te), and the gas-liquid separation means (15) outlet side Therefore, it is possible to accurately estimate the excess or deficiency of the amount of refrigerant enclosed in the cycle, when estimating the excess or deficiency of the amount of refrigerant filled using only the high-pressure side refrigerant pressure.
すなわち、後述の実施形態に詳述するように、検出吐出温度(Td)、検出吐出圧力(Pd)、および、検出蒸発温度(Te)が判れば、冷媒の等エントロピ線から、気液分離手段(15)から圧縮機(11)吸入側へ流出する気液分離手段(15)出口側の冷媒の有するエンタルピを求めることができる。さらに、このエンタルピから気液分離手段(15)出口側の冷媒の状態を精度良く推定できる。 That is, as will be described in detail in an embodiment described later, if the detected discharge temperature (Td), the detected discharge pressure (Pd), and the detected evaporation temperature (Te) are known, the gas-liquid separation means is obtained from the isentropic line of the refrigerant. The enthalpy of the refrigerant on the outlet side of the gas-liquid separating means (15) flowing out from (15) to the compressor (11) suction side can be obtained. Furthermore, the state of the refrigerant on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) can be accurately estimated from this enthalpy.
そして、精度良く推定された気液分離手段(15)出口側の冷媒の状態が、予め定めた乾き度以下の乾き度を有する気液二相状態であれば冷媒封入量が過剰であると推定し、予め定めた過熱度以上の過熱度を有する気相状態であれば冷媒封入量が不足であると推定することで、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を精度良く推定できる。 Then, if the state of the refrigerant on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) accurately estimated is a gas-liquid two-phase state having a dryness equal to or lower than a predetermined dryness, it is estimated that the refrigerant filling amount is excessive. In addition, if the gas phase state has a superheat degree equal to or higher than a predetermined superheat degree, it is possible to accurately estimate the excess or deficiency of the refrigerant charge amount enclosed in the cycle by estimating that the refrigerant charge amount is insufficient.
請求項2に記載の発明では、請求項1に記載の冷凍サイクル装置において、さらに、圧縮機(11)の冷媒吐出能力を変更する吐出能力変更手段(11a)と、吐出能力変更手段(11a)の作動を制御する吐出能力制御手段(20a)とを備え、吐出能力制御手段(20a)は、冷媒状態推定手段(S71)によって、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態が予め定めた基準乾き度(KX)以下の乾き度を有する気液二相状態、および、予め定めた基準過熱度(KSH)以上の過熱度を有する気相状態のうち少なくとも一方の状態であることが推定された際に、圧縮機(11)の冷媒吐出能力を低減させるように、吐出能力変更手段(11a)の作動を制御することを特徴とする。 According to a second aspect of the present invention, in the refrigeration cycle apparatus according to the first aspect, the discharge capacity changing means (11a) for changing the refrigerant discharge capacity of the compressor (11) and the discharge capacity changing means (11a) The discharge capacity control means (20a) for controlling the operation of the discharge capacity control means (20a) is determined in advance by the refrigerant state estimation means (S71). It is estimated that it is at least one of a gas-liquid two-phase state having a dryness equal to or lower than a reference dryness (KX) and a gas phase state having a superheatability equal to or higher than a predetermined reference superheat (KSH). The operation of the discharge capacity changing means (11a) is controlled so that the refrigerant discharge capacity of the compressor (11) is reduced.
これによれば、冷媒状態推定手段(S71)によって精度良く推定された気液分離手段(15)出口側の冷媒の状態が、予め定めた基準乾き度(KX)以下の乾き度を有する気液二相状態、および、予め定めた基準過熱度(KSH)以上の過熱度を有する気相状態のうち少なくとも一方の状態である場合には、吐出能力制御手段(20a)が圧縮機(11)の冷媒吐出能力を低減させるので、冷媒封入量の過不足時に圧縮機(11)を作動させた際に生じる不具合を回避して、圧縮機(11)の保護を図ることができる。 According to this, the state of the refrigerant on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) accurately estimated by the refrigerant state estimation means (S71) has a dryness equal to or lower than a predetermined reference dryness (KX). In the case of at least one of a two-phase state and a gas phase state having a superheat degree equal to or higher than a predetermined reference superheat degree (KSH), the discharge capacity control means (20a) is connected to the compressor (11). Since the refrigerant discharge capacity is reduced, it is possible to protect the compressor (11) by avoiding problems that occur when the compressor (11) is operated when the refrigerant filling amount is excessive or insufficient.
なお、本請求項の「圧縮機(11)の冷媒吐出能力を低減させる」には、圧縮機(11)から吐出される冷媒の圧力および流量を低下させることのみを意味するだけでなく、圧縮機(11)の作動を停止させることも含む意味である。 Note that “reducing the refrigerant discharge capacity of the compressor (11)” in this claim not only means reducing the pressure and flow rate of the refrigerant discharged from the compressor (11), but also compressing. It also includes stopping the operation of the machine (11).
請求項3に記載の発明では、請求項1または2に記載の冷凍サイクル装置において、冷媒状態推定手段(S71)によって、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態が予め定めた基準乾き度(KX)以下の乾き度を有する気液二相状態であると推定された際に、これをユーザに警告する警告手段(34)を備えることを特徴とする。 According to a third aspect of the present invention, in the refrigeration cycle apparatus according to the first or second aspect, the refrigerant state estimating means (S71) sets the refrigerant state at the outlet side of the gas-liquid separating means (15) to a predetermined reference dryness. (KX) It is characterized by comprising warning means (34) for warning the user when it is estimated that the gas-liquid two-phase state having the following dryness.
これによれば、冷媒状態推定手段(S71)によって精度良く推定された気液分離手段(15)出口側の冷媒の状態が、予め定めた乾き度以下の乾き度を有する気液二相状態である場合には、警告手段(34)がユーザに警告を発するので、サイクル内に封入された冷媒封入量が僅か過剰となっていても、サイクルの運転停止後に冷凍サイクル装置が設置された環境の温度上昇よって、サイクル構成機器が損傷してしまうことを未然に防止できる。 According to this, the state of the refrigerant on the gas-liquid separation means (15) outlet side accurately estimated by the refrigerant state estimation means (S71) is a gas-liquid two-phase state having a dryness equal to or lower than a predetermined dryness. In some cases, the warning means (34) issues a warning to the user, so that even if the amount of refrigerant sealed in the cycle is slightly excessive, the environment in which the refrigeration cycle apparatus is installed after the cycle is stopped. It is possible to prevent the cycle component equipment from being damaged due to the temperature rise.
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つに記載の冷凍サイクル装置において、冷媒状態推定手段(S71)は、さらに、圧縮機(11)の圧縮効率(ηc)を用いて、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を推定することを特徴とする。これにより、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を、より一層、精度良く推定できる。 According to a fourth aspect of the present invention, in the refrigeration cycle apparatus according to any one of the first to third aspects, the refrigerant state estimating means (S71) further determines the compression efficiency (ηc) of the compressor (11). And the refrigerant state on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) is estimated. Thereby, the refrigerant | coolant state by the side of a gas-liquid separation means (15) can be estimated still more accurately.
なお、本請求項における「圧縮効率(ηc)」とは、圧縮機(11)にて冷媒が等エントロピ圧縮された際の冷媒のエンタルピの増加量ΔH1としたときに、この増加量ΔH1を、実際に圧縮機(11)にて冷媒が昇圧された際の冷媒のエンタルピ増加分ΔH2で除した値である。 Note that the “compression efficiency (ηc)” in the present claim is the increase amount ΔH1 of the refrigerant enthalpy when the refrigerant is isentropically compressed by the compressor (11). This is a value obtained by dividing the refrigerant enthalpy increase ΔH2 when the refrigerant is actually boosted by the compressor (11).
請求項5に記載の発明では、請求項4に記載の冷凍サイクル装置において、圧縮機(11)の回転数に相関を有する物理量を検出する回転数検出手段(27)を備え、圧縮効率(ηc)は、回転数検出手段(27)にて検出された検出回転数(Ne)に基づいて決定される値であることを特徴とする。 According to a fifth aspect of the present invention, in the refrigeration cycle apparatus according to the fourth aspect of the present invention, the refrigeration cycle apparatus further comprises a rotational speed detecting means (27) for detecting a physical quantity having a correlation with the rotational speed of the compressor (11), so ) Is a value determined based on the detected rotational speed (Ne) detected by the rotational speed detecting means (27).
ここで、圧縮機(11)の回転数が増加すると、その摩擦熱によって冷媒の温度が上昇して実際のエンタルピ増加分ΔH2が増加するので、圧縮効率(ηc)も低下する。従って、検出回転数(Ne)に基づいて決定される圧縮効率(ηc)を用いることで、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を、より一層、精度良く推定できる。 Here, when the rotation speed of the compressor (11) increases, the temperature of the refrigerant rises due to the frictional heat and the actual enthalpy increase ΔH2 increases, so the compression efficiency (ηc) also decreases. Therefore, by using the compression efficiency (ηc) determined based on the detected rotation speed (Ne), the refrigerant state on the gas-liquid separation means (15) outlet side can be estimated with higher accuracy.
請求項6に記載の発明では、請求項4または5に記載の冷凍サイクル装置において、圧縮効率(ηc)は、検出吐出圧力(Pd)と圧縮機(11)の吸入冷媒圧力(Ps)との差圧(ΔP)に基づいて決定される値であることを特徴とする。 According to a sixth aspect of the present invention, in the refrigeration cycle apparatus according to the fourth or fifth aspect, the compression efficiency (ηc) is determined by the detected discharge pressure (Pd) and the suction refrigerant pressure (Ps) of the compressor (11). The value is determined based on the differential pressure (ΔP).
ここで、検出吐出圧力(Pd)と吸入冷媒圧力(Ps)との差圧(ΔP)が増加すると、圧縮機(11)に摩擦熱が発生しやすく、その摩擦熱によって冷媒の温度が上昇して実際のエンタルピ増加分ΔH2が増加するので、圧縮効率(ηc)も低下する。従って、差圧(ΔP)に基づいて決定される圧縮効率(ηc)を用いることで、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を、より一層、精度良く推定できる。 Here, if the differential pressure (ΔP) between the detected discharge pressure (Pd) and the suction refrigerant pressure (Ps) increases, friction heat is likely to be generated in the compressor (11), and the temperature of the refrigerant increases due to the friction heat. As the actual enthalpy increase ΔH2 increases, the compression efficiency (ηc) also decreases. Therefore, by using the compression efficiency (ηc) determined based on the differential pressure (ΔP), the refrigerant state on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) can be estimated with higher accuracy.
請求項7に記載の発明では、において、さらに、放熱器(12)から流出する冷媒と圧縮機(11)へ吸入される冷媒とを熱交換させる内部熱交換器(16)を備え、冷媒状態推定手段(S71)は、さらに、内部熱交換器(16)における熱交換量(Hex)を用いて、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を推定することを特徴とする。
In the invention of
これによれば、内部熱交換器(16)を備える冷凍サイクル装置であっても、冷媒状態推定手段(S71)が、圧縮機(11)へ吸入される冷媒の内部熱交換器(16)におけるエンタルピ上昇分を用いて推定するので、気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を精度良く推定できる。 According to this, even in the refrigeration cycle apparatus provided with the internal heat exchanger (16), the refrigerant state estimating means (S71) is in the internal heat exchanger (16) of the refrigerant sucked into the compressor (11). Since the estimation is performed using the enthalpy increase, the refrigerant state on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) can be estimated with high accuracy.
さらに、請求項8に記載の発明のように、熱交換量(Hex)は、圧縮機(11)の冷媒吐出流量、検出蒸発温度(Te)、放熱器(12)から流出した冷媒の放熱器流出冷媒温度に基づいて決定すれば、容易に熱交換量(Hex)を求めることができる。
Further, as in the invention described in
また、請求項9に記載の発明のように、圧縮機(11)は、冷媒を臨界圧力以上となるまで昇圧するようになっていてもよいし、請求項10に記載の発明のように、冷媒は二酸化炭素であってもよい。特に、二酸化炭素の臨界温度は31℃程度であるため、サイクルの運転停止後に、冷凍サイクル装置が設置された環境の温度上昇よって、圧力が上昇しやすい。従って、冷媒封入量の過不足を精度良く推定できることは極めて有効である。
Further, as in the invention described in claim 9, the compressor (11) may be configured to increase the pressure of the refrigerant until it reaches a critical pressure or more, or as in the invention described in
なお、この欄および特許請求の範囲で記載した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 means described in this column and the claim shows the correspondence with the specific means as described in embodiment mentioned later.
(第1実施形態)
図1〜5により、本発明の第1実施形態を説明する。本実施形態では、本発明の冷凍サイクル装置10を車両用空調装置に適用している。図1は、本実施形態の冷凍サイクル装置10の全体構成図である。
(First embodiment)
1st Embodiment of this invention is described with FIGS. In this embodiment, the
冷凍サイクル装置10では、冷媒として二酸化炭素を採用しており、圧縮機11の吐出冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上(超臨界状態)となる超臨界冷凍サイクルを構成している。さらに、この冷媒には圧縮機11を潤滑するための冷凍機油が混入されており、この冷凍機油は冷媒とともにサイクルを循環している。
The
圧縮機11は、冷凍サイクル装置10において、冷媒を吸入し、圧縮して吐出するもので、プーリおよびベルトを介して車両走行用エンジン(図示せず)から駆動力が伝達されて回転駆動される。
The
この圧縮機11は、後述する空調制御装置20から出力される制御信号によって吐出容量を連続的に変更可能に構成された周知の斜板式可変容量型圧縮機である。なお、吐出容量とは冷媒の吸入圧縮を行う作動空間の幾何学的な容積、すなわちピストンストロークの上死点と下死点との間のシリンダ容積である。
The
具体的には、圧縮機11は、吸入冷媒と吐出冷媒とを導入させる斜板室(図示せず)、斜板室へ導入させる吸入冷媒と吐出冷媒との割合を調整する電磁式容量制御弁11a、斜板室の圧力に応じて傾斜角度を変位させる斜板(図示せず)を有して構成されている。そして、この斜板の傾斜角度に応じてピストンストローク(吐出容量)が変更される。
Specifically, the
電磁式容量制御弁11aは、圧縮機11の吸入冷媒圧力と吐出冷媒圧力との差圧による力を発生する圧力応動機構と、この差圧による力と対向する電磁力を発生する電磁機構とを内蔵しており、差圧による力と電磁力との釣り合いによって弁開度(吸入冷媒と吐出冷媒との割合)を調整して斜板室の圧力を変化させる。
The electromagnetic
また、電磁機構の電磁力は、空調制御装置20から出力される制御電流Icによって決定され、制御電流Icを増加させると、斜板室の圧力が低下し、斜板の傾斜角度が増加する。これにより、ピストンストローク(吐出容量)が増加する。逆に、制御電流Icを減少させると、斜板室の圧力が上昇し、斜板の傾斜角度が減少する。これにより、ピストンストローク(吐出容量)が減少する。
Further, the electromagnetic force of the electromagnetic mechanism is determined by the control current Ic output from the
そして、この吐出容量の増減に応じて、圧縮機11の吐出流量が増減することになるので、本実施形態では、電磁式容量制御弁11aが吐出能力変更手段を構成する。なお、本実施形態における制御電流Icと圧縮機11の吐出流量との関係は、図2の特性図に示されるように、制御電流Icの増加に伴って、圧縮機11の吐出流量が増加する。
Then, since the discharge flow rate of the
なお、制御電流Icの出力は、具体的には電流制御回路の構成上、デューティ制御により変化させる方式とするのが通常であるが、制御電流Icの値をデューティ制御によらず直接、連続的(アナログ的)に変化させてもよい。このように制御電流Icが調整されることによって、圧縮機11では、吐出容量を略0%〜100%の範囲で連続的に変化させることができる。
In general, the output of the control current Ic is normally changed by duty control due to the configuration of the current control circuit. However, the value of the control current Ic is directly and continuously controlled regardless of the duty control. It may be changed to (analog). Thus, by adjusting the control current Ic, the
このような循環冷媒流量制御機能を持つように構成された容量制御弁と可変容量型の圧縮機とについては、特開2001−173556号公報等を参照することができる。さらに、本実施形態では、車両走行用エンジンのエンジン回転数を検出する回転数センサ27も設けられている。従って、制御電流Icおよびエンジン回転数から求められる圧縮機11の回転数によって、サイクルを循環する冷媒流量Grを求めることができる。
JP, 2001-173556, A, etc. can be referred to for a capacity control valve and a variable capacity type compressor configured to have such a circulating refrigerant flow rate control function. Furthermore, in this embodiment, the
また、本実施形態の圧縮機11では吐出容量を約0%とすることができるので、上述の如く、圧縮機11をプーリおよびベルトを介して車両走行用エンジンに常時連結するクラッチレスの構成とすることができる。もちろん、電磁クラッチを介して車両走行用エンジンから動力を伝達できるようにしてもよい。
Further, since the discharge capacity of the
圧縮機11の冷媒吐出側には、放熱器12が接続されている。放熱器12は、圧縮機11から吐出された高温高圧冷媒と冷却ファン12aにより送風される外気(車室外空気)とを熱交換させて、高圧冷媒を放熱させる放熱用熱交換器である。冷却ファン12aは、後述する空調制御装置20から出力される制御電圧によって回転数(送風空気量)が制御される電動式送風機である。
A
なお、前述の如く、本実施形態の冷凍サイクル装置10では、超臨界冷凍サイクルを構成しているので、放熱器12を通過する冷媒は、凝縮することなく超臨界状態のまま放熱する。
As described above, since the
放熱器12の出口側には、圧力制御弁13が接続されている。圧力制御弁13は、放熱器12から流出した高圧冷媒を減圧膨張させる減圧手段であるとともに、高圧側冷媒圧力が目標高圧となるように、弁開度(絞り開度)が機械的機構にて調整されるように構成されている。
A
具体的には、圧力制御弁13は、放熱器12出口側に設けられた感温部13aを有し、この感温部13aの内部に放熱器12出口側の高圧冷媒の温度に対応した圧力を発生させ、感温部13aの内圧と放熱器12出口側の冷媒圧力とのバランスで圧力制御弁13の弁開度を調整するようになっている。
Specifically, the
これにより、高圧側冷媒圧力を放熱器12の出口側の高圧側冷媒温度により決まる目標高圧に調整できる。このような高圧制御機能を持つ圧力制御弁13と可変容量型の圧縮機との詳細については特開2000−81157号公報等を参照することができる。
Thereby, the high pressure side refrigerant pressure can be adjusted to a target high pressure determined by the high pressure side refrigerant temperature on the outlet side of the
圧力制御弁13の出口側には、蒸発器14が接続されている。蒸発器14は、圧力制御弁13にて減圧された低圧冷媒と送風ファン14aから車室内へ送風される送風空気とを熱交換させて、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる吸熱用熱交換器である。送風ファン14aは、空調制御装置20から出力される制御電圧によって回転数(送風空気量)が制御される電動式送風機である。
An
なお、蒸発器14は、車両用空調装置の室内空調ユニットにおいて車室内送風空気の空気通路を形成する図示しないケース内に配置されており、このケース内の蒸発器14の空気流れ下流側には、蒸発器14にて冷却された送風空気とエンジン冷却水とを熱交換させて送風空気を再加熱する加熱手段であるヒータコア等が配置されている。これにより、空調対象空間である車室内へ吹き出される車室内送風空気が温度調整される。
The
蒸発器14の冷媒流出口側には、アキュムレータ15が接続されている。アキュムレータ15は、蒸発器14から流出した冷媒を液相冷媒と気相冷媒に分離するとともに、サイクル内の余剰液相冷媒を蓄える気液分離器である。また、アキュムレータ15には、気相冷媒を流出させる気相冷媒出口が設けられており、この気相冷媒出口は圧縮機11の冷媒吸入側に接続されている。
An
また、気相冷媒出口は、下方側に向かって湾曲するU字状の管に形成されており、このU字状の管の最下部には、アキュムレータ15内に溜まった冷凍機油をU字状の管内へ吸い込むための冷凍機油穴が設けられている。従って、理想的には、アキュムレータ15の気相冷媒出口から圧縮機11の吸入側へ流出する冷媒は、完全な飽和気相状態とはならず、極めて飽和気相状態に近い気液二相状態となる。
Further, the gas-phase refrigerant outlet is formed in a U-shaped tube that curves downward, and the refrigerating machine oil accumulated in the
次に、本実施形態の電気制御部の概要を説明する。空調制御装置20は、CPU、ROMおよびRAM等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成される。そして、そのROM内に記憶された制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行い、上述の各種電気式アクチュエータ11a、12a、14a等の作動を制御する。
Next, an outline of the electric control unit of the present embodiment will be described. The air
なお、空調制御装置20は、各種電気式アクチュエータを制御する制御手段が一体に構成されたものであるが、本実施形態では、特に、空調制御装置20のうち電磁式容量制御弁11aの作動を制御するハードウェアおよびソフトウェアの構成を吐出能力制御手段20aとする。
The air
空調制御装置20の入力側には、空調用センサ群21〜27および車室内に配置された操作パネル30が接続されており、空調用センサ群21〜27の検出信号および操作パネル30に設けられた各種操作スイッチ31〜33の操作信号等が入力される。
An air
空調用センサ群としては、具体的に、外気温Tamを検出する外気温センサ21、内気温Trを検出する内気温センサ22、車室内に入射する日射量Tsunを検出する日射センサ23、蒸発器14のフィン温度Teを検出する蒸発器温度センサ24、圧縮機11から吐出される吐出冷媒圧力Pdを検出する高圧側圧力センサ25、圧縮機11から吐出される吐出冷媒温度Tdを検出する高圧側温度センサ26および回転数センサ27等が設けられる。
Specifically, the air conditioning sensor group includes an outside
なお、本実施形態では、高圧側圧力センサ25は、圧縮機11吐出冷媒圧力に相関を有する吐出圧力検出手段を構成し、高圧側温度センサ26は、圧縮機11吐出冷媒温度に相関を有する吐出温度検出手段を構成し、蒸発器温度センサ24は、蒸発器14における冷媒蒸発温度に相関を有する物理量を検出する蒸発温度検出手段を構成し、さらに、回転センサ27は、圧縮機11の回転数に相関を有する物理量を検出する回転数検出手段を構成している。
In the present embodiment, the high-pressure
また、前述の如く、本実施形態の圧力制御弁13は、放熱器12出口側の高圧冷媒温度により決まる目標高圧に近づくように高圧側冷媒圧力を調整するので、放熱器12出口側の高圧側冷媒温度に近い外気温Tamを検出する外気温センサ21は、吐出圧力検出手段として代用することもできる。
Further, as described above, the
さらに、放熱器12では冷媒と外気とを熱交換させるので、本実施形態の外気温センサ21は、放熱器12へ送風される空気の温度を検出する空気温度検出手段としての機能も果たす。
Furthermore, since the
操作パネル30の操作スイッチとしては、具体的に、車両用空調装置の作動指令信号を出力するエアコンスイッチ31、空調状態の自動制御を要求する自動制御要求信号を出力するオートスイッチ32、冷却対象空間である車室内の目標温度Tsetを設定する目標温度設定手段をなす温度設定スイッチ33等が設けられる。
Specifically, the operation switch of the
さらに操作パネルの表示板には、アキュムレータ15から圧縮機11吸入側へ流出するアキュムレータ15出口側の冷媒(以下、気液分離手段出口側冷媒という。)の状態が、予め定めた基準乾き度KX以下の乾き度を有する気液二相状態、および、予め定めた基準過熱度KSH以上の過熱度を有する気相状態になっている場合に、これを乗員に警告する警告手段である警告灯が設けられている。
Further, on the display panel of the operation panel, the state of the refrigerant at the outlet side of the
また、空調制御装置20の出力側には、圧縮機11の電磁式容量制御弁11a、冷却ファン12aおよび送風ファン14aの電動モータ等の電気式アクチュエータおよび操作パネルの入力側が接続され、これらの機器の作動が空調制御装置20の出力信号により制御される。
The output side of the
次に、上記構成の本実施形態の作動を図3〜5に基づいて説明する。図3、4は、空調制御装置20が実行する制御処理を示すフローチャートである。この制御処理は、図示しない車両の始動スイッチ(イグニッションスイッチ)の投入状態において、オートスイッチ32が投入(ON)されるとスタートする。
Next, the operation of the present embodiment having the above configuration will be described with reference to FIGS. 3 and 4 are flowcharts showing the control processing executed by the air
まず、図3に示すように、ステップS1ではフラグ、タイマ等の初期化がなされ、次のステップS2にて、空調用センサ群21〜27により検出された検出信号、および、操作パネル30の操作信号を読込む。
First, as shown in FIG. 3, in step S1, flags and timers are initialized, and in the next step S2, the detection signals detected by the air
次に、ステップS3にて、車室内吹出空気の目標吹出温度TAOを算出する。この目標吹出温度TAOは空調熱負荷変動および温度設定スイッチ33により設定した設定温度Tsetに基づいて、下記数式F1により算出される。
TAO=Kset×Tset−Kr×Tr−Kam×Tam−Ksun×Tsun+C…(F1)
なお、Kset、Kr、Kam、Ksunは制御ゲインであり、Cは補正用の定数である。
Next, in step S3, a target blowing temperature TAO of the vehicle cabin blowing air is calculated. The target blowing temperature TAO is calculated by the following formula F1 based on the air conditioning thermal load fluctuation and the set temperature Tset set by the
TAO = Kset × Tset−Kr × Tr−Kam × Tam−Ksun × Tsun + C (F1)
Kset, Kr, Kam, and Ksun are control gains, and C is a correction constant.
次に、ステップS4にて、圧縮機11を除く、各種空調制御機器の制御状態を決定する。すなわち、空調制御装置20の出力側に接続された各種電気式アクチュエータのうち、電磁式容量制御弁11aを除く、送風ファン14aの電動モータ等へ出力される制御信号が決定される。
Next, in step S4, control states of various air conditioning control devices excluding the
例えば、送風ファン14aの電動モータへ出力される制御信号(制御電圧)については、目標吹出温度TAOに基づいて、予め空調制御装置20に記憶された制御マップを参照して、TAOに応じて適切な送風量となるように決定する。
For example, with respect to the control signal (control voltage) output to the electric motor of the
より具体的には、TAOの極低温域(最大冷房域)および極高温域(最大暖房域)で制御電圧を最大値として、送風量を最大風量とする。TAOが極低温域から中間温度域に向かって上昇、あるいは、TAOが極高温域から中間温度域に向かって低下するに伴って、制御電圧を減少させて送風量を減少させる。また、TAOが所定の中間温度域内に入ると、制御電圧を最小値として、送風量を最小風量とする。 More specifically, the control voltage is set to the maximum value in the extremely low temperature range (maximum cooling range) and the extremely high temperature range (maximum heating range) of TAO, and the air flow rate is set to the maximum air volume. As the TAO rises from the extremely low temperature range toward the intermediate temperature range, or as the TAO decreases from the extremely high temperature range toward the intermediate temperature range, the control voltage is decreased to reduce the air flow rate. Further, when the TAO enters a predetermined intermediate temperature range, the control voltage is set to the minimum value, and the air volume is set to the minimum air volume.
次に、ステップS5にて、蒸発器14における目標冷媒蒸発温度TEOを決定する。具体的には、目標吹出温度TAOに基づいて、予め空調制御装置20に記憶された制御マップを参照して目標冷媒蒸発温度TEOを決定する。本実施形態では、TAOの増加に伴って、TEOも増加するように決定する。
Next, the target refrigerant | coolant evaporation temperature TEO in the
次に、ステップS6にて、圧縮機11の冷媒吐出能力を決定する。具体的には、蒸発器温度センサ24にて検出された蒸発器14のフィン温度Teと目標冷媒蒸発温度TEOとの偏差En(Te−TEO)を算出し、この偏差Enに基づいて、TeをTEOに近づけるように比例積分制御(PI制御)によるフィードバック制御手法によって、電磁式容量制御弁11aへ出力する制御電流Icを変更する。
Next, in step S6, the refrigerant discharge capacity of the
次に、ステップS7にて、アキュムレータ15から圧縮機11吸入側へ流出する気液分離手段出口側冷媒の状態の推定と、この推定結果によりサイクル内の冷媒封入量の過不足が判定された際の制御が行われる。このステップS7の詳細については、図4のフローチャートにより説明する。
Next, in step S7, when the state of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant flowing out from the
まず、ステップS71では、高圧側温度センサ26にて検出された吐出冷媒温度(検出吐出温度)Td、高圧側圧力センサ25にて検出された吐出冷媒圧力(検出吐出圧力)Pd、および、蒸発器温度センサ24にて検出されたフィン温度(検出蒸発温度)Teを用いて気液分離手段出口側冷媒の状態が推定される。従って、本実施形態では、このステップS71が冷媒状態推定手段を構成している。
First, in step S71, the discharge refrigerant temperature (detection discharge temperature) Td detected by the high pressure
ステップS71における気液分離手段出口側冷媒の状態の推定の詳細については、図5のモリエル線図を用いて説明する。まず、吐出冷媒温度Tdおよび吐出冷媒圧力Pdにより、圧縮機11吐出冷媒の状態(図5の点Cout)が決定される。さらに、フィン温度Teは蒸発器14における冷媒蒸発温度に相当する値であるから、フィン温度Teから蒸発器14における冷媒蒸発圧力Psが求められる。
Details of the estimation of the state of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant in step S71 will be described with reference to the Mollier diagram of FIG. First, the state of the refrigerant discharged from the compressor 11 (point Cout in FIG. 5) is determined by the discharged refrigerant temperature Td and the discharged refrigerant pressure Pd. Further, since the fin temperature Te is a value corresponding to the refrigerant evaporation temperature in the
ここで、圧縮機11に吸入された冷媒は、圧縮機11にて等エントロピ的に圧縮されるので、上述の点Coutを通過する等エントロピ線上であって、冷媒圧力が冷媒蒸発圧力Psとなる点(図5の点Cin)から気液分離手段出口側冷媒のエンタルピが求められ、このエンタルピによって気液分離手段出口側冷媒の状態を推定することができる。
Here, since the refrigerant sucked into the
なお、本実施形態のようにアキュムレータ15を備える冷凍サイクル装置では、冷媒封入量の過不足が生じていなければ、理想的には気液分離手段出口側冷媒の状態は、ほぼ飽和ガス線上となる。
Note that, in the refrigeration cycle apparatus including the
従って、例えば、圧縮機11吐出冷媒の状態が点Cout1となっているときは、気液分離手段出口側冷媒のエンタルピが飽和ガス線に到達していないので、冷媒の状態が気液二相状態(図5の点Cin1)となり、圧縮機11吐出冷媒の状態が点Cout2となっているときは、気液分離手段出口側冷媒のエンタルピが飽和ガス線を超えているので、冷媒の状態が過熱度を有する気相状態(図5の点Cin2)となる。
Therefore, for example, when the state of the refrigerant discharged from the
次に、図4に示すように、ステップS72にて、ステップS71にて推定された気液分離手段出口側冷媒の状態Cinが予め定めた基準乾き度KX以下の乾き度を有する気液二相状態になっているか否かが判定される。気液分離手段出口側冷媒の状態Cinが予め定めた基準乾き度KX以下の乾き度を有する気液二相状態になっている場合には、サイクル内に封入された冷媒封入量が過剰であるものとして、ステップS74へ進む。 Next, as shown in FIG. 4, in step S72, the gas-liquid two-phase in which the state Cin of the gas-liquid separation means outlet-side refrigerant estimated in step S71 has a dryness equal to or lower than a predetermined reference dryness KX. It is determined whether or not it is in a state. When the state Cin of the refrigerant at the outlet side of the gas-liquid separation means is in a gas-liquid two-phase state having a dryness equal to or lower than a predetermined reference dryness KX, the amount of refrigerant enclosed in the cycle is excessive. As a result, the process proceeds to step S74.
ステップS74では、警告灯34を点灯させ、さらに、ステップS75へ進み、圧縮機11の吐出容量が略0%となるように、すなわち、圧縮機11の作動を停止させるように電磁式容量制御弁11aへ出力される制御電流Icを変更してステップS8へ進む。一方、ステップS72にて、気液分離手段出口側冷媒の状態Cinが予め定めた基準乾き度(KX)以下の乾き度を有する気液二相状態になっていない場合は、ステップS73へ進む。
In step S74, the warning
ステップS73では、気液分離手段出口側冷媒の状態Cinが予め定めた基準過熱度KSH以上の過熱度を有する気相状態になっているか否かが判定される。気液分離手段出口側冷媒の状態Cinが予め定めた基準過熱度KSH以上の過熱度を有する気相状態になっている場合には、冷媒封入量が不足しているものとして、ステップS74→S75→S8の順に進む。 In step S73, it is determined whether or not the state Cin of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant is in a gas phase state having a superheat degree equal to or higher than a predetermined reference superheat degree KSH. If the state Cin of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant is in a gas phase state having a superheat degree equal to or higher than a predetermined reference superheat degree KSH, it is assumed that the refrigerant filling amount is insufficient and steps S74 → S75. → Proceed in the order of S8.
一方、ステップS73にて気液分離手段出口側冷媒の状態Cinが予め定めた基準過熱度(KSH)以上の過熱度を有する気相状態になっていない場合は、冷媒封入量の過不足はないものとして、ステップS8へ進む。 On the other hand, if the state Cin of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant is not in a gas phase state having a superheat degree equal to or higher than a predetermined reference superheat degree (KSH) in step S73, there is no excess or deficiency of the refrigerant filling amount. As a thing, it progresses to step S8.
ステップS8では、上記ステップS4、S7にて決定された制御状態が得られるように、空調制御装置20より電気式アクチュエータに対して制御信号が出力される。次のステップS9で制御周期τの間待機し、制御周期τの経過を判定するとステップS2に戻るようになっている。
In step S8, a control signal is output from the air
本実施形態では、上記の如く作動して、冷媒封入量の過不足はないものとされた場合には、圧縮機11から吐出された冷媒は、放熱器12→圧力制御弁13→蒸発器14→アキュムレータ15→圧縮機11の順に循環して、蒸発器14にて車室内送風空気を冷却できる。
In the present embodiment, when the operation is performed as described above and it is determined that there is no excess or deficiency of the refrigerant filling amount, the refrigerant discharged from the
一方、冷媒封入量の過不足が生じているものとされた場合には、吐出能力制御手段20aが圧縮機11の作動を実質的に停止させるので、冷媒封入量の過不足時に圧縮機11をさせた際に生じる、圧縮機11の潤滑不足、液圧縮といった不具合を回避して、圧縮機11の保護を図ることができる。
On the other hand, when it is determined that the refrigerant filling amount is excessive or insufficient, the discharge capacity control means 20a substantially stops the operation of the
この際、冷媒状態推定手段を構成する制御ステップS71にて、吐出冷媒温度Td、吐出冷媒圧力Pd、および、フィン温度Teを用いて、気液分離手段出口側冷媒の状態を推定するので、高圧側冷媒圧力のみを用いて冷媒封入量の過不足を推定する場合に対して、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を精度良く推定できる。 At this time, in the control step S71 constituting the refrigerant state estimating means, the state of the refrigerant at the outlet side of the gas-liquid separating means is estimated using the discharged refrigerant temperature Td, the discharged refrigerant pressure Pd, and the fin temperature Te. In contrast to the case where the excess / deficiency of the refrigerant filling amount is estimated using only the side refrigerant pressure, the excess / deficiency of the refrigerant filling amount enclosed in the cycle can be accurately estimated.
なお、本実施形態では、冷媒封入量の過不足を精度良く推定するために、具体的に、基準乾き度KX=0.85とし、基準過熱度KSH=10℃としている。さらに、本発明者らの検討によれば、基準乾き度KX=0.9とし、基準過熱度KSH=5℃とすることが好ましいことが判っている。 In the present embodiment, in order to accurately estimate the excess or deficiency of the refrigerant filling amount, specifically, the reference dryness KX = 0.85 and the reference superheat KSH = 10 ° C. Further, according to the study by the present inventors, it has been found that it is preferable to set the standard dryness KX = 0.9 and the standard superheat KSH = 5 ° C.
さらに、冷媒封入量の過不足が推定された場合には、ステップS74にて、警告灯を点灯させるので、ユーザに冷媒封入量の過不足を認識させることができる。これにより、例えば、サイクル内に封入された冷媒封入量が僅か過剰となっている場合であっても、冷媒を抜く等の措置により、サイクルの運転停止後にデッドソークによってサイクル構成機器が損傷してしまうことを未然に防止できる。 Further, when it is estimated that the refrigerant filling amount is excessive or insufficient, the warning lamp is turned on in step S74, so that the user can recognize whether the refrigerant filling amount is excessive or insufficient. As a result, for example, even if the amount of refrigerant enclosed in the cycle is slightly excessive, the cycle components are damaged by dead soak after the cycle is stopped due to measures such as removing the refrigerant. This can be prevented beforehand.
(第2実施形態)
上述の実施形態では、冷媒が圧縮機11にて等エントロピ的に圧縮されることを利用して、図5に示すように等エントロピ線を用いて、気液分離手段出口側冷媒の状態を推定する例を説明したが、本実施形態では、さらに、圧縮機11の圧縮効率ηcを用いて、気液分離手段出口側冷媒の状態を推定する例を説明する。
(Second Embodiment)
In the above-described embodiment, the state of the refrigerant on the gas-liquid separation means outlet side is estimated using isentropic lines as shown in FIG. 5 by utilizing the isentropic compression of the refrigerant by the
ここで、図6のモリエル線図により、圧縮効率ηcについて説明する。本実施形態の圧縮効率ηcは、圧縮機11にて冷媒が等エントロピ圧縮された際の冷媒のエンタルピの増加量ΔH1を、実際に圧縮機11にて冷媒が昇圧された際の冷媒のエンタルピ増加分ΔH2で除した値で定義される。
Here, the compression efficiency ηc will be described with reference to the Mollier diagram of FIG. The compression efficiency ηc of the present embodiment is the increase in refrigerant enthalpy ΔH1 when the refrigerant is isentropically compressed by the
図6に示すように、理想的な等エントロピ圧縮(図6のCin→Cout)におけるエンタルピの増加量ΔH1は、実際の圧縮機11にて冷媒が昇圧される圧縮行程(図6のCin→Cout’)におけるエンタルピ増加分ΔH2よりも小さくなる。これは、圧縮機11の圧縮機構部では摩擦等による動力損失が生じるため、この動力損失によって生じる熱が、冷媒を加熱してしまうからである。
As shown in FIG. 6, the amount of increase enthalpy ΔH1 in ideal isentropic compression (Cin → Cout in FIG. 6) is the compression stroke (Cin → Cout in FIG. 6) in which the refrigerant is boosted in the
さらに、この圧縮効率ηcは、図7に示すように、圧縮機11の回転数の増加に伴って低下し、図8に示すように、圧縮機11吐出冷媒圧力Pdと吸入冷媒圧力Psとの圧力差ΔPの増加に伴って低下する。そこで、本実施形態では、冷媒状態推定手段を構成する制御ステップS71にて、以下のように気液分離手段出口側冷媒の状態を推定する。なお、冷凍サイクル装置10の全体構成は第1実施形態と同様である。
Further, the compression efficiency ηc decreases as the number of revolutions of the
本実施形態のステップS71では、吐出冷媒温度Td、吐出冷媒圧力Pd、フィン温度Teに加えて、エンジン回転数を検出する回転数センサ27にて検出された回転数Neを用いて気液分離手段出口側冷媒の状態を推定する。前述の如く、回転数センサ27の検出回転数Neは、圧縮機11の回転数に相関を有している。
In step S71 of this embodiment, in addition to the discharge refrigerant temperature Td, the discharge refrigerant pressure Pd, and the fin temperature Te, the gas-liquid separation means is used using the rotation speed Ne detected by the
また、フィン温度Teは、冷媒蒸発圧力Psに相関を有しているので、吐出冷媒圧力Pdとフィン温度Teから圧力差ΔPを求めることができる。そこで、本実施形態では、検出回転数Ne、吐出冷媒圧力Pdおよびフィン温度Teに基づいて、予め記憶された制御マップを参照して圧縮機11の圧縮効率ηcを決定する。
Further, since the fin temperature Te has a correlation with the refrigerant evaporation pressure Ps, the pressure difference ΔP can be obtained from the discharged refrigerant pressure Pd and the fin temperature Te. Therefore, in the present embodiment, the compression efficiency ηc of the
さらに、第1実施形態と同様に、圧縮機11吐出冷媒の状態および蒸発器14における冷媒蒸発圧力Psを決定し、圧縮効率ηcによって補正された等エントロピ線に基づいて、気液分離手段出口側冷媒のエンタルピを求め、このエンタルピによって気液分離手段出口側冷媒の状態を推定する。
Further, similarly to the first embodiment, the state of the refrigerant discharged from the
より具体的には、第1実施形態と同様に、圧縮機11吐出冷媒の等エントロピ線上であって、冷媒圧力が冷媒蒸発圧力Psとなる点の冷媒のエンタルピを仮のエンタルピとする。そして、圧縮機11吐出冷媒のエンタルピから仮エンタルピを減算した値を仮のエンタルピ増加量とする。
More specifically, similarly to the first embodiment, the enthalpy of the refrigerant on the isentropic line of the refrigerant discharged from the
さらに、この仮のエンタルピ増加量を圧縮効率ηcで除した値を、圧縮機11吐出冷媒に対する気液分離手段出口側冷媒の実際のエンタルピ増加量とする。そして、圧縮機11吐出冷媒のエンタルピから実際のエンタルピ増加量を減算することで、気液分離手段出口側冷媒のエンタルピを推定する。
Further, a value obtained by dividing the temporary enthalpy increase amount by the compression efficiency ηc is set as an actual enthalpy increase amount of the refrigerant on the gas-liquid separation means outlet side with respect to the refrigerant discharged from the
本実施形態では、検出回転数Neおよび吐出冷媒圧力Pdと吸入冷媒圧力Psとの差圧ΔPを用いて圧縮効率ηcを決定し、この圧縮効率ηcを用いて気液分離手段出口側冷媒の状態を推定するので、アキュムレータ15から圧縮機11吸入側へ流出する冷媒の状態を、より一層、精度良く推定できる。
In this embodiment, the compression efficiency ηc is determined using the detected rotation speed Ne and the differential pressure ΔP between the discharge refrigerant pressure Pd and the suction refrigerant pressure Ps, and the state of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant is determined using this compression efficiency ηc. Therefore, the state of the refrigerant flowing out from the
延いては、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を、より一層、精度良く推定して、圧縮機の保護を適切に図ることができるとともに、サイクル構成機器が損傷してしまうことを適切に防止できる。 As a result, it is possible to estimate the excess or deficiency of the amount of refrigerant enclosed in the cycle with higher accuracy and appropriately protect the compressor, and to damage the cycle component equipment. Can be prevented appropriately.
(第3実施形態)
本実施形態の冷凍サイクル装置10では、図9に示すように、上述の第1実施形態に対して、内部熱交換器16を設けている。なお、図9は、本実施形態の冷凍サイクル装置10の全体構成図である。また、図9では、第1実施形態と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。
(Third embodiment)
In the
内部熱交換器16は、高圧側冷媒流路16aを通過する放熱器12出口側冷媒と低圧側冷媒流路16bを通過する圧縮機11吸入側冷媒とを熱交換させて、高圧側冷媒流路16aを通過する冷媒を冷却するものである。これにより、蒸発器14における入口側冷媒のエンタルピと出口側冷媒のエンタルピとのエンタルピ差(冷凍能力)を増大させることができる。
The internal heat exchanger 16 exchanges heat between the
なお、内部熱交換器16の具体的構成としては、高圧側冷媒流路16aと低圧側冷媒流路16bとを形成する冷媒配管同士をろう付け接合して熱交換させる構成や、高圧側冷媒流路16aを形成する内側管の外側に低圧側冷媒流路16bを配置する2重管方式の熱交換器構成等を採用できる。
As a specific configuration of the internal heat exchanger 16, a configuration in which the refrigerant pipes forming the high-pressure side
ところで、本実施形態のように、内部熱交換器16を備えるサイクルでは、蒸発器14流出冷媒が、放熱器12出口側冷媒によって加熱された後に圧縮機11へ吸入される。従って、第1実施形態と同様の手法でアキュムレータ15から圧縮機11側へ流出する圧縮機吸入側冷媒の状態を推定すると、内部熱交換器16の低圧側冷媒流路16bから圧縮機11側へ流出する冷媒の状態を推定してしまうことになる。
By the way, in the cycle including the internal heat exchanger 16 as in this embodiment, the refrigerant flowing out of the
そこで、本実施形態のステップS71では、吐出冷媒温度Td、吐出冷媒圧力Pd、フィン温度Teに加えて、外気温Tam、検出回転数Neおよび内部熱交換器16における放熱器12出口側冷媒と圧縮機11吸入側冷媒との熱交換量Hexを用いて圧縮機吸入側冷媒の状態を推定する。
Therefore, in step S71 of this embodiment, in addition to the discharge refrigerant temperature Td, the discharge refrigerant pressure Pd, and the fin temperature Te, the outside air temperature Tam, the detected rotation speed Ne, and the refrigerant on the outlet side of the
この熱交換量Hexは、圧縮機11の冷媒吐出流量、フィン温度Te、外気温Tamに基づいて決定することができる。具体的には、下記数式F2によって、圧縮機11に吸入される吸入冷媒温度Tsを求める。
Ts=f(Te、Tam、Gr、φ)…(F2)
なお、Grはサイクルを循環する冷媒流量であり、φは内部熱交換器16の熱交換効率である。
This heat exchange amount Hex can be determined based on the refrigerant discharge flow rate of the
Ts = f (Te, Tam, Gr, φ) (F2)
Gr is the flow rate of the refrigerant circulating in the cycle, and φ is the heat exchange efficiency of the internal heat exchanger 16.
ここで、サイクルを循環する冷媒流量Gr、すなわち圧縮機11吐出冷媒流量は、上述の如く、制御電流Icおよび検出回転数Neから求められる圧縮機11の回転数によって求めることができる。さらに、熱交換効率φは、内部熱交換器16の各冷媒流路16a、16bの長さ、熱伝達率などによって定められる値である。
Here, the refrigerant flow rate Gr circulating through the cycle, that is, the
そして、上記式F2にて求められた吸入冷媒温度Tsとフィン温度Te、すなわち蒸発器14における冷媒蒸発温度を比較すれば、内部熱交換器16における気液分離手段出口側冷媒の温度上昇量、すなわち熱交換量Hexを求めることができる。
Then, if the suction refrigerant temperature Ts and the fin temperature Te obtained by the above formula F2 are compared, that is, the refrigerant evaporation temperature in the
さらに、第1実施形態と同様に、圧縮機11吐出冷媒の等エントロピ線上であって、冷媒圧力が冷媒蒸発圧力Psとなる点の冷媒のエンタルピを仮のエンタルピとする。そして、仮エンタルピから熱交換量Hexに相当するエンタルピ量を減算することで、気液分離手段出口側冷媒のエンタルピを推定することができる。
Further, similarly to the first embodiment, the enthalpy of the refrigerant on the isentropic line of the refrigerant discharged from the
本実施形態では、上記の如く、内部熱交換器16を備える冷凍サイクル装置であっても、第1実施形態と同様に、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を、精度良く推定して、圧縮機の保護を図ることができるとともに、サイクル構成機器が損傷してしまうことを未然に防止できる。 In the present embodiment, as described above, even in the refrigeration cycle apparatus including the internal heat exchanger 16, the excess or deficiency of the amount of refrigerant enclosed in the cycle is accurately estimated as in the first embodiment. Thus, it is possible to protect the compressor and to prevent the cycle component equipment from being damaged.
なお、本実施形態の構成において、第2実施形態と同様に、圧縮効率ηcを用いて気液分離手段出口側冷媒の状態を推定してもよい。これにより、サイクル内に封入された冷媒封入量の過不足を、より一層、精度良く推定して、圧縮機の保護を適切に図ることができるとともに、サイクル構成機器が損傷してしまうことを適切に防止できる。 In the configuration of the present embodiment, the state of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant may be estimated using the compression efficiency ηc, as in the second embodiment. As a result, it is possible to estimate the excess or deficiency of the amount of refrigerant enclosed in the cycle with higher accuracy and appropriately protect the compressor, and to appropriately damage the cycle component equipment. Can be prevented.
(他の実施形態)
本発明は上述の実施形態に限定されることなく、以下のように種々変形可能である。
(Other embodiments)
The present invention is not limited to the above-described embodiment, and can be variously modified as follows.
(1)上述の実施形態では、圧縮機として斜板式可変容量型圧縮機11を採用し、吐出能力変更手段として電磁式容量制御弁11aを採用した例を説明したが、圧縮機および吐出能力変更手段は、これに限定されない。例えば、固定容量型の圧縮機および電動モータによって構成された電動圧縮機を採用してもよい。
(1) In the above-described embodiment, the example in which the swash plate type
この場合は、圧縮機の1回転当たりの吐出容量に電動モータの回転数を積算することで、サイクルを循環する冷媒流量Grを求めることができる。さらに、電動モータの回転数は、電動モータに出力される制御電圧、制御周波数によって検出できるので、回転数センサ27を設けなくてもよい。
In this case, the refrigerant flow rate Gr circulating in the cycle can be obtained by integrating the number of revolutions of the electric motor to the discharge capacity per revolution of the compressor. Furthermore, since the rotation speed of the electric motor can be detected by the control voltage and control frequency output to the electric motor, the
(2)上述の実施形態では、空調制御装置20から電磁式容量制御弁11aに出力される制御電流Icを用いて、冷媒流量Grを算出した例を説明したが、サイクルを循環する冷媒流量を検出する流量センサを設けてもよい。この流量センサとしては、具体的に、差圧式流量センサ、熱線式流量センサのような、質量流量センサを採用すればよい。
(2) In the above-described embodiment, the example in which the refrigerant flow rate Gr is calculated using the control current Ic output from the air
(3)上述の実施形態では、蒸発温度検出手段として蒸発器14のフィン温度Teを検出する蒸発器温度センサ24を採用した例を説明したが、例えば、蒸発器14出口配管の表面温度を検出する温度センサ、蒸発器14内の冷媒温度を直接検出する温度センサ、あるいは、蒸発器14における冷媒蒸発圧力を検出する圧力センサも蒸発温度検出手段として採用できる。
(3) In the above-described embodiment, the example in which the
(4)上述の第2実施形態では、検出回転数Neおよび吐出冷媒圧力Pdと吸入冷媒圧力Psとの差圧ΔPを用いて圧縮効率ηcを決定した例を説明したが、検出回転数Neおよび差圧ΔPのうち、いずれか一方を用いて決定された圧縮効率ηcを用いてもよい。 (4) In the second embodiment, the example in which the compression efficiency ηc is determined using the detected rotation speed Ne and the differential pressure ΔP between the discharge refrigerant pressure Pd and the suction refrigerant pressure Ps has been described. The compression efficiency ηc determined using any one of the differential pressures ΔP may be used.
(5)上述の実施形態では、図3のフローチャートに示すように、サイクルの運転中に制御周期毎に気液分離手段出口側冷媒の状態を推定して、気液分離手段出口側冷媒の状態の推定を行っているが、サイクルの起動直後のみに気液分離手段出口側冷媒の状態の推定、および、冷媒封入量の過不足の判定を行うようにしてもよい。 (5) In the above embodiment, as shown in the flowchart of FIG. 3, the state of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant is estimated for each control period during the operation of the cycle, and the state of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant is estimated. However, the state of the gas-liquid separation means outlet side refrigerant and the determination of the excess or deficiency of the refrigerant filling amount may be performed only immediately after the start of the cycle.
(6)上述の実施形態では、警告手段として警告灯を採用しているが、例えば、音による警告を発する音響機器や振動によって警告を発する振動機器等を採用してもよい。 (6) In the above-described embodiment, a warning lamp is used as the warning means. However, for example, an acoustic device that issues a warning by sound, a vibrating device that generates a warning by vibration, or the like may be used.
(7)上述の実施形態では、本発明の冷凍サイクル装置10を車両用空調装置に適用した例を説明しているが、本発明の適用はこれに限定されない。例えば、業務用冷蔵冷凍装置、家庭用冷蔵庫等に適用してもよい。
(7) In the above-described embodiment, an example in which the
(8)上述の実施形態では、放熱器12を冷媒と外気とを熱交換させる室外側熱交換器とし、蒸発器14を室内側熱交換器として車室内の冷却用に適用しているが、蒸発器14を外気等の熱源から吸熱する室外側熱交換器として構成し、放熱器12を空気あるいは水等の被加熱流体を加熱する室内側熱交換器として構成するヒートポンプサイクルに本発明を適用してもよい。
(8) In the above-described embodiment, the
11 圧縮機
11a 電磁式容量制御弁
12 放熱器
13 圧力制御弁
14 蒸発器
15 アキュムレータ
16 内部熱交換器
24 蒸発器温度センサ
25 高圧側圧力センサ
26 高圧側温度センサ
27 回転センサ
34 警告灯
S71 冷媒状態推定手段
DESCRIPTION OF
Claims (10)
前記圧縮機(11)から吐出された冷媒を放熱させる放熱器(12)と、
前記放熱器(12)にて放熱された冷媒を減圧膨張させる減圧手段(13)と、
前記減圧手段(13)にて減圧膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器(14)と、
前記蒸発器(14)から流出した冷媒の気液を分離する気液分離手段(15)と、
前記圧縮機(11)吐出冷媒温度に相関を有する物理量を検出する吐出温度検出手段(26)と、
前記圧縮機(11)吐出冷媒圧力に相関を有する物理量を検出する吐出圧力検出手段(25)と、
前記蒸発器(14)における冷媒蒸発温度に相関を有する物理量を検出する蒸発温度検出手段(24)と、
少なくとも前記吐出温度検出手段(26)にて検出された検出吐出温度(Td)、前記吐出圧力検出手段(25)にて検出された検出吐出圧力(Pd)、および、前記蒸発温度検出手段(24)にて検出された検出蒸発温度(Te)を用いて、前記気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を推定する冷媒状態推定手段(S71)とを備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。 A compressor (11) for compressing and discharging the refrigerant;
A radiator (12) for radiating the refrigerant discharged from the compressor (11);
Decompression means (13) for decompressing and expanding the refrigerant radiated by the radiator (12);
An evaporator (14) for evaporating the refrigerant decompressed and expanded by the decompression means (13);
Gas-liquid separation means (15) for separating the gas-liquid of the refrigerant flowing out of the evaporator (14);
A discharge temperature detection means (26) for detecting a physical quantity having a correlation with the compressor (11) discharge refrigerant temperature;
A discharge pressure detection means (25) for detecting a physical quantity having a correlation with the compressor (11) discharge refrigerant pressure;
Evaporating temperature detecting means (24) for detecting a physical quantity having a correlation with the refrigerant evaporating temperature in the evaporator (14);
At least the detected discharge temperature (Td) detected by the discharge temperature detecting means (26), the detected discharge pressure (Pd) detected by the discharge pressure detecting means (25), and the evaporation temperature detecting means (24 Refrigeration cycle apparatus comprising refrigerant state estimation means (S71) for estimating the refrigerant state on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) using the detected evaporation temperature (Te) detected in (1). .
前記吐出能力変更手段(11a)の作動を制御する吐出能力制御手段(20a)とを備え、
前記吐出能力制御手段(20a)は、前記冷媒状態推定手段(S71)によって、前記気液分離手段(15)出口側の冷媒状態が予め定めた基準乾き度(KX)以下の乾き度を有する気液二相状態、および、予め定めた基準過熱度(KSH)以上の過熱度を有する気相状態のうち少なくとも一方の状態であることが推定された際に、前記圧縮機(11)の冷媒吐出能力を低減させるように、前記吐出能力変更手段(11a)の作動を制御することを特徴とする請求項1に記載の冷凍サイクル装置。 Furthermore, discharge capacity changing means (11a) for changing the refrigerant discharge capacity of the compressor (11),
A discharge capacity control means (20a) for controlling the operation of the discharge capacity changing means (11a),
The discharge capacity control means (20a) is configured so that the refrigerant state on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) has a dryness equal to or lower than a predetermined reference dryness (KX) by the refrigerant state estimation means (S71). When it is estimated that the state is at least one of a liquid two-phase state and a gas phase state having a superheat degree equal to or higher than a predetermined reference superheat degree (KSH), the refrigerant discharge of the compressor (11) The refrigeration cycle apparatus according to claim 1, wherein the operation of the discharge capacity changing means (11a) is controlled so as to reduce the capacity.
前記圧縮効率(ηc)は、前記回転数検出手段(27)にて検出された検出回転数(Ne)に基づいて決定される値であることを特徴とする請求項4に記載の冷凍サイクル装置。 A rotation speed detection means (27) for detecting a physical quantity having a correlation with the rotation speed of the compressor (11);
The refrigeration cycle apparatus according to claim 4, wherein the compression efficiency (ηc) is a value determined on the basis of the detected rotational speed (Ne) detected by the rotational speed detecting means (27). .
前記冷媒状態推定手段(S71)は、さらに、前記内部熱交換器(16)における熱交換量(Hex)を用いて、前記気液分離手段(15)出口側の冷媒状態を推定することを特徴とする請求項1ないし6のいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置。 And an internal heat exchanger (16) for exchanging heat between the refrigerant flowing out of the radiator (12) and the refrigerant sucked into the compressor (11),
The refrigerant state estimating means (S71) further estimates the refrigerant state on the outlet side of the gas-liquid separation means (15) using the heat exchange amount (Hex) in the internal heat exchanger (16). The refrigeration cycle apparatus according to any one of claims 1 to 6.
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