JP2004286437A - 超臨界冷媒を用いる自動車の空調機 - Google Patents

Abstract

【課題】 超臨界冷媒の流量を十分正確に推定しうる空調機を提供する。
【解決手段】 超臨界冷媒で作動する空調機が、コンプレッサ14、外部から空気流を吹き付けられるガスクーラ11、膨張手段12、およびエバポレータ13を備える空調装置10を含むようにする。空調機にはさらに、ガスクーラに関連する温度から、冷媒に関する物理量、特に冷媒の流量を推定するため、空調装置10と共働する電子制御装置401を設置する。電子制御装置は、２つの温度差を利用する演算機能を有する。２つの温度差のうち少なくとも１つは、ガスクーラの中間点における冷媒の温度に基づく。
【選択図】 図１Ｂ

Description

本発明は、自動車の空調機に関する。

標準的な自動車においては、空調機の冷凍サイクルは、エンジンによって稼動し、エンジン出力の一部を消費する。コンプレッサが空調機の稼動中にエンジン出力の一部を消費するため、エンジンの効率は低下し、燃費が悪化して、排ガスによる公害問題が深刻なものになっている。このような不都合は、広く用いられている機械作動式のコンプレッサを極端に制御した場合に、特に顕著となる。

現在のところ、燃料噴射制御装置は、エンジン出力のうち、実際にコンプレッサによって消費される分のリアルタイムの値を利用することはできない。そのため、コンプレッサの作動時には、消費されるエンジン出力が最大となる故障時の値（実際にはほとんど生じない値）に対応する噴射パラメータが用いられている。

燃料噴射制御装置において、エンジンの効率を最適にする解を求めるには、コンプレッサによって消費される実際のエンジン出力のリアルタイムの値を推定しなければならない。このリアルタイムの値を知ることにより、エンジンの噴射パラメータを、実際に必要な最適な値にすることができる。

フランス国特許出願第０１／１６５６８号は、噴射パラメータの値からコンプレッサによるリアルタイムの消費出力を算出するため、冷凍サイクルにおいて、未臨界冷媒の流量を推定しうる空調機を提案している。

このフランス国特許出願に記載されている空調機は、コンデンサの入口の外部における空気流の温度と、コンプレッサの出口における冷媒の圧力に関係する値を測定しうる測定装置を備えている。さらに、この空調機は、冷凍サイクルにおいて、コンデンサの入口に噴出される空気流の温度と冷凍サイクル内の高圧の値から、冷媒流量の推定値を算出する方程式を利用する制御装置を備えている。

しかし、上記の空調機にあっても、超臨界冷媒については、満足のいく正確さで流量の推定値を得ることはできない。

ＣＯ₂のような超臨界冷媒は、環境に対する冷媒の悪影響を抑制するため、専ら冷凍サイクル内で循環される。実際、超臨界冷媒は、フッ化物のような臨界点以下で用いられる冷媒よりも、地球温暖化の効果が小さい

超臨界冷媒を用いる冷凍サイクルは、コンプレッサ、ガス冷却器（「ガスクーラ」）、内部熱交換器、逆止弁、およびエバポレータをこの順に備える閉じたサイクルである。このような冷凍サイクルにおいては、冷媒を圧縮後に冷却しても、相変化は生じない。冷媒は、逆流方向に進む場合にしか、液相状態にならない。超臨界冷媒は、この特性のために、その流量と、コンプレッサにより消費される出力を推定するのに、上記フランス国特許出願に記載されている空調機を用いることはできない。

したがって、本発明の目的は、超臨界冷媒の流量を十分正確に推定しうる空調機を提供することである。

本発明はまた、空調機におけるガス冷却機能に関連する物理量から、超臨界冷媒の流量を推定する方法をも提供するものである。

このため、本発明は、コンプレッサ、所定の長さを有するガス冷却器、逆止弁、およびエバポレータを含む超臨界冷媒を用いる冷凍サイクルを備えた自動車用空調機を提供する。ガス冷却器は、ファンによって空気流を吹き付けられる。さらに、本発明の空調機は、ガス冷却器に関連する物理量から冷媒に関する物理量を推定するため、冷凍サイクルと共働する電子制御装置を具備している。電子制御装置は、２つの温度差を用いる演算機能を有するが、この２つの温度差に係る少なくとも１つの温度は、ガス冷却器における任意の中間点における冷媒の温度である。

本発明の特徴によれば、上述の中間点は、ガス冷却器の入口から、ガス冷却器の全長の５〜３５％に相当する距離に位置している。

本発明の他の特徴によれば、上述の２つの温度差に係る２つの温度は、ガス冷却器の入口における冷媒の温度と、ガス冷却器に吹き付けられる空気流の温度である。

本発明の一実施形態によれば、冷媒に関する物理量とは、冷媒の流量である。

本発明の一実施形態によれば、電子制御装置における演算において利用される２つの温度差は、ガス冷却器の入口における冷媒の温度と、ガス冷却器に吹き付けられる空気流の温度との差、およびガス冷却器の任意の中間点における冷媒の温度と、ガス冷却器に吹き付けられる空気流の温度との差である。

また、本発明は、空調機の冷凍サイクルを循環する超臨界冷媒の流量を推定する方法を提供するものである。この冷凍サイクルは、コンプレッサ、所定の長さを有するガス冷却器、逆止弁、およびエバポレータを備えている。ガス冷却器は、ファンによって空気流を吹き付けられる。

本発明の方法は、冷媒流量の初期値を計算するため、次の過程を含む。
ａ） ガス冷却器の入口における冷媒の温度と、ガス冷却器に吹き付けられる空気流の温度との差、およびガス冷却器の任意の中間点における冷媒の温度と、ガス冷却器に吹き付けられる空気流の温度との差を算出する過程。
ｂ） ガス冷却器の入口における冷媒の物理量と、過程ａ）における値から、ガス冷却器の出口における冷媒の物理量を算出する過程。
ｃ） 過程ｂ）で算出されたガス冷却器の出口における冷媒の物理量と、ガス冷却器の入口における冷媒の物理量との差が、予め定められた閾値よりも小さいか否かを判別する過程。

ガス冷却器の入口における冷媒の物理量は、過程ａ）の最初の繰り返しにおいては、冷媒流量の初期値である。

本発明の一態様によれば、過程ｃ）において両物理量の差が閾値よりも大きいかまたはこれと等しい場合は、この過程ｃ）におけるガス冷却器の出口における冷媒の物理量を、ガス冷却器の入口における冷媒の物理量として、さらに過程ａ）〜過程ｃ）を繰り返す。

本発明の他の態様によれば、過程ｃ）において両物理量の差が閾値よりも小さい場合は、ガス冷却器の出口における物理量を、冷媒流量の値とする。

本発明は、冷媒の流量を推定する機能を含むプログラムをも包含している。

本発明によれば、超臨界冷媒の流量を十分正確に推定しうる空調機が提供される。また、本発明によれば、空調機のガス冷却機能に関連する物理量から、超臨界冷媒の流量を推定する方法も提供される。

本発明の他の特徴と利点は、以下の詳細な説明と添付の図面から明らかになると思う。

数式集Ａ〜Ｃは、本発明に係る空調機において用いられる主要な方程式を集めたものである。

添付の図面は、特徴的な要素のみを表している。これらの図面は、本発明を分かりやすくするためだけでなく、本発明の本質を定義する役目もしている。

図１Ａに示すように、本発明に係る空調機に装備される空調装置は、超臨界冷媒が循環する冷凍サイクルを備えている。以下の説明においては、超臨界冷媒として、ＣＯ₂をとり上げる。

以下の冷凍サイクルの説明は、エンタルピーの関数として変化するＣＯ₂冷媒の圧力を示す図２のグラフを参照して行う。

超臨界モードで稼動する冷凍サイクルは、次の要素を含む。
−圧力Ｐ０の気相状態の冷媒を吸入して、圧力Ｐ１まで圧縮しうるコンプレッサ14；
−コンプレッサ14によって圧縮されたガスを、ほぼ一定の圧力Ｐ１下で冷却しうるガス冷却器11（「ガスクーラ」）；
−ガス冷却器11から排出された冷媒の圧力を、少なくとも一部を液相状態にすることにより、圧力Ｐ１から圧力Ｐ０まで低下させうる逆止弁12；および
−車室に向かう空調済の空気流21をつくり出すために、逆止弁を通過してきた液相状態の冷媒を、ほぼ一定の圧力Ｐ０の気相状態に移行させうるエバポレータ13。

さらに、冷凍サイクルは、ガス冷却器11から逆止弁12に向かって循環する冷媒の流れによって、エバポレータ13からコンプレッサ14に向かって循環する冷媒の流れから熱を奪う内部熱交換器23を具備している。さらに、本発明に係る冷凍サイクルは、エバポレータ13の出口とコンプレッサ14の入口との間に、液体による冷凍サイクルへの衝撃を回避するためのアキュムレータ17を具備している。

ガス冷却器11は、車室から回収した熱を放散させるため、外気16を吹き付けられる。外気16は、ガス冷却に係る一定の条件下で、ファン15によって吹き付けられる。

空調済の空気流21をつくり出すため、外気を供給されるブロワは、エバポレータ13に空気流を送りつける。

逆止弁12は、電磁弁、または口径を調整可能なオリフィスとすることができる。

超臨界冷媒を用いる冷凍サイクルにおいては、冷媒は、ガス冷却器11において、熱交換を行う空気によって冷却される。しかし、この熱交換は、等温的には行われず、臨界点以下でコンデンサを循環する冷媒に対するようなものとなる。

より正確にいうと、超臨界冷媒は、コンプレッサ14によって圧縮され、高圧Ｐ１にまで圧力が上昇する。ついで、ガス冷却器11は、吹き付けられる空気16を利用して冷媒を冷却する。臨界点以下で冷媒が循環する冷凍サイクルとは違って、本発明で用いる冷凍サイクルを循環する超臨界冷媒は、圧縮後に冷却しても相変化を生じない。超臨界冷媒は、逆流方向に進む場合にしか、液相状態にならない。内部熱交換器23は、ガス冷却器11から排出される冷媒を液化させるくらい、強力に冷却を行うことができる。

図１Ｂは、速度Ｖ_aで走行する自動車に設置される本発明の第１の実施形態に係る空調機を示す模式図である。

自動車は、燃料噴射制御装置42によって制御されるエンジン43により走行する。燃料噴射制御装置42は、噴射パラメータを調整するため、種々のセンサから情報を受け取り、これを解析する。

燃料噴射制御装置42は、自動車の内外における条件について、情報（太陽センサから得られる情報や乗員の数などの情報）を提供することができる。また、燃料噴射制御装置42は、自動車の機能に関連するリアルタイムの情報、特にコンプレッサの回転数Ｎに関する値を提供することができる。

この実施形態においては、自動車は、上述の空調装置10（図１Ｂにおいて模式的に示す）を有する。

この自動車における空調機は、さらに、室温制御装置41と空調制御装置402とを含む空調演算装置40を備えている。室温制御装置41は、エバポレータ13の入口に吹き付けられた外気の温度を所定の値に保持する役割を果たす。

燃料噴射制御装置42は、空調制御装置402があるために、空調装置10と共働することができる。本実施形態においては、このような関係があるため、エンジンに過度の負荷がかかった場合には、空調機が稼動するのを阻止することができる。

本発明においては、ガス冷却器に関連する温度から、冷媒に関する物理量、特に冷媒の流量の推定を十分正確に行うことによって、超臨界冷媒を用いる空調機の機能を最適なものにする。

先に述べたフランス国特許出願は、未臨界モードで稼動する冷凍サイクルに適合するものであり、冷媒の流量を、次のパラメータから推定することを提案している。
−ガス冷却器の温度Ｔ_kとガス冷却器に吹き付けられる外気の温度Ｔ_aiの温度との差Δ＝Ｔ_k−Ｔ_ai
−自動車の走行速度Ｖ_a
−ファンの電圧Ｕ_gmv

超臨界モードで稼動する冷凍サイクルについて、類似の方法で冷媒の流量を推定する場合には、ガス冷却器の出口における冷媒の温度Ｔ_gcoと前述のガス冷却器に吹き付けられる外気の温度Ｔ_aiとの差を表すΔ＝Ｔ_gco−Ｔ_aiを用いることになる。

しかし、この推定方法は、超臨界モードで作動する冷凍サイクルの特性ゆえに、正確さに欠けている。この正確さの欠如は、ガス冷却器に係る熱交換が等温的に行われないこと、特にガス冷却器の出口における冷媒の温度とガス冷却器に吹き付けられる空気の温度との差がわずかであることに起因する。さらに、自動車が停止しているときは、ガス冷却器に暖かい空気が還流するため、推定結果に悪い影響を及ぼす。このガス冷却器の出口における冷媒の温度と、ガス冷却器に吹き付けられる空気の温度との差がわずかであることは、図３と図４を関連づけることによってよく分かる。

図３は、ガス冷却器の模式図である。図３と図４における各地点と温度を示す記号の意味は、次の通りである。
−ｘ_i；ガス冷却器の入口。この地点において冷媒の温度は、Ｔ_gciとなる。
−ｘ；上記ガス冷却器の入口ｘ_iとガス冷却器の出口ｘ_oの間における中間点（この位置設定については以下に述べる）。この地点において冷媒の温度は、Ｔ_gcxとなる。
−ｘ₀；ガス冷却器の出口。この地点において冷媒の温度は、Ｔ_gcoとなる。

ガス冷却器11における入口ｘ_iから出口ｘ_oまでの全長はＬである。この全長Ｌは、ガス冷却器を展開したときの長さ、すなわちガス冷却器内で屈曲した管の長さを合計したものに対応する。例えば図３においては、全長Ｌは、水平部Ｌ１，Ｌ２，Ｌ３，Ｌ４，Ｌ５の長さ、および垂直連結部Ｌ₁₂，Ｌ₂₃，Ｌ₃₄，Ｌ₄₅の長さの合計である。

図３には、ガス冷却器に吹き付けられる空気流16も、温度Ｔ_aiとともに示されている。

図４は、ガス冷却器における測定位置の関数としてのＣＯ₂冷媒の温度変化の模様を示す。

図４は、ガス冷却器の出口ｘ_oにおける冷媒の温度Ｔ_gcoと、前述の空気流16の温度Ｔ_aiとの差がわずかであることを示している。したがって、Δ＝Ｔ_gco−Ｔ_aiの値から前述のフランス国特許出願と類似する方法で行う冷媒流量の推定は、十分に正確なものとはならない。

本発明は、ガス冷却器に係る最適なエネルギー収支に基づいて、冷媒の流量を推定する方法をも提案する。

ガス冷却器に係るエネルギー収支は、冷媒のエネルギー収支に係るＴ_gci−T_gcxの差が最大で、かつ外気流のエネルギー収支に係るT_gcx−Ｔ_aiの差が最大という２つの条件が実現されたときに最適となる。

ｘ＝ｘ_iのとき、T_gcx−Ｔ_aiは最大になり、他方Ｔ_gci−T_gcxは最小になる。これに対し、ｘ＝ｘ_oのときは、Ｔ_gci−T_gcxが最大になり、他方T_gcx−Ｔ_aiは最小になる。しかし、上記２つの条件を同時に満たすｘは存在する。

本発明者は、ｘに係る地点がガス冷却器の任意の中間点であるときに、上記２つの条件が同時に実現されることを発見した。

より正確にいうと、上記ｘに係る地点が、ガス冷却器の入口ｘ_iから全長Ｌの５〜３５％に相当する距離Ｄの地点に位置するときに、エネルギー収支は最適になる。特に、Ｄが全長Ｌの１５％に当たるときに、最適なエネルギー収支となる。

本発明に係る空調機は、冷媒に関する物理量、特に冷媒の流量ｍ_CO2を推定するのに、このエネルギー収支の最適化を利用している。この推定は、ガス冷却器に係る２つの温度差を用いてなされ、これら温度差の少なくとも１つは、ガス冷却器の任意の中間点ｘにおける冷媒の温度T_gcxに基づいている。

ガス冷却器に係る温度には、さらにガス冷却器の入口における冷媒温度Ｔ_gciと、ガス冷却器に吹き付けられる空気流16の温度Ｔ_aiがある。

本発明に係る空調機は、冷媒に関する物理量を推定するために、接続手段30，31を介して空調装置10と共働する例えば電子制御装置401のような電子制御手段、および接続手段32，33を介して電子制御装置401に接続される燃料噴射制御装置42を具備する。以下の説明は、冷媒に関する物理量の一例として冷媒の流量ｍ_CO2を推定する場合についてのものである。

電子制御装置401は、自動車の空調制御装置40の一部と考えることができる。

電子制御装置401は、冷媒に関連する２つの温度差を利用して演算を行う機能を有する。これら温度差の少なくとも１つは、ガス冷却器の任意の中間点ｘにおける冷媒の温度T_gcxに基づく。

電子制御装置401は、空調装置10に設置されたセンサから提供された情報を収集することができる。電子制御装置401は、燃料噴射制御装置42からも、接続手段33を介して情報、特に自動車の走行速度Ｖ_a、ファンの電圧Ｕ_gmv、コンプレッサの回転数Ｎ、および外気の温度Ｔ_extに関する情報を受け取ることができる。

本発明の第１の実施形態によれば、電子制御装置401は、２つの温度差を利用して演算を行う。
−ガス冷却器の入口における冷媒の温度Ｔ_gciと、ガス冷却器に吹き付けられる外気の温度Ｔ_aiとの差；および
−ガス冷却器の任意の中間点ｘにおける冷媒の温度T_gcxと、ガス冷却器に吹き付けられる外気の温度Ｔ_aiとの差。

図５は、本発明の第１の実施形態において、電子制御装置によって冷媒の流量ｍ_CO2を推定するための一連の過程を示している。

この実施形態によれば、電子制御装置401は、ガス冷却器の入口における流量ｍ_CO2-inと、ガス冷却器の出口における流量ｍ_CO2-outとに関する閾値を含み、演算の繰返しを終わりにする条件を満足するまで、冷媒の流量ｍ_CO2の初期値から、繰返し演算を行うことができるように構成される。

まず、過程200においては、空調機は、ガス冷却器の入口における冷媒の温度Ｔ_gciと、ガス冷却器に吹き付ける外気の温度Ｔ_ai、およびガス冷却器の任意の中間点における冷媒の温度Ｔ_gcxを推定または測定する。

このため、本発明に係る空調機は、上記物理量の値を提供しうる測定手段を具備している。

より正確にいうと、ガス冷却器の入口における冷媒の温度Ｔ_gciは、ガス冷却器の入口に設置されたセンサによって直接測定される。

この変形例として、電子制御装置が、コンプレッサの入口における冷媒の圧力Ｐ０と温度Ｔ_su、およびコンプレッサの出口における冷媒の圧力Ｐ１から、ガス冷却器の入口における冷媒の温度Ｔ_gciを推定しうるようにすることができる。

冷媒の温度Ｔ_suは、コンプレッサの入口に設置されたセンサ180（図１Ｂ参照）によって測定することができる。この変形例として、冷媒の温度Ｔ_suは、推定することもできる。この推定は、本発明の第２の実施形態とともに説明する。

ガス冷却器11に吹き付けられる外気の温度Ｔ_aiは、ファン15とガス冷却器11との間に配置された温度センサ120（図１Ｂ参照）によって測定することができる。

変形例として、自動車の走行速度Ｖ_aとファンの入口における外気の温度Ｔ_extから、ガス冷却器に吹き付けられる外気の温度Ｔ_aiを推定しうるように、電子制御装置に、空気の温度を推定する機能をもたせることができる。

自動車の走行速度Ｖ_aとファンの入口における外気の温度Ｔ_extは、燃料噴射制御装置42と室温制御装置41によって提供される。

この変形例によれば、空調機は、外気の温度Ｔ_extを測定する温度センサを具備する。

冷媒の温度Ｔ_gcxは、ガス冷却器における任意の中間点ｘに設置されるセンサ110によって直接測定される。

過程202においては、電子制御装置401は、冷媒流量の初期値ｍ_CO2-initを、例えばｍ_CO2-init＝１００ｋｇ／ｈのように選択する。この選択は、すでに得られている冷媒流量の推定値または測定値に基づいて行うことができる。

ついで、電子制御装置は、冷媒流量の初期値ｍ_CO2-initと等しいガス冷却器の入口における冷媒の流量ｍ_CO2-inを用いて、第１の繰返しにおける演算を行う。

この演算においては、以下に説明する過程204〜214を経る。

過程204〜208においては、入口ｘ_iと中間点ｘの間に位置するガス冷却器の一部を流れる冷媒ＣＯ₂と、ガス冷却器に吹き付けられる空気との間で行われる熱交換の効率Ｐ_k(ｘ)を、以下のものから推定する。
−ガス冷却器の入口における冷媒の流量ｍ_CO2-in；
−ガス冷却器の入口における冷媒温度Ｔ_gciと、ガス冷却器に吹き付けられる空気流の温度Ｔ_aiとの差；および
−ガス冷却器における任意の中間点ｘにおける冷媒温度Ｔ_gcxと、ガス冷却器に吹き付けられる空気流の温度Ｔ_aiとの差。

より詳しくいうと、過程204においては、電子制御装置の演算機能によって、数式集Ａの方程式Ａ３．１に従い、空気の熱交換係数ks_aとＣＯ₂の熱交換係数ks_CO2から、空気と超臨界冷媒との間の全体的な熱交換係数ks_gが計算される。

空気の熱交換係数ks_aは、ガス冷却器の入口ｘ_iと中間点ｘの間に相当するガス冷却器の一部を冷却する空気の流量の関数であり、数式集Ａの方程式Ａ３．２１に示すように、ファンの電圧Ｕ_gmvと自動車の走行速度Ｖ_aの関数である。数式集Ａには上記方程式Ａ３．２１の一例である方程式Ａ３．２２を示してある。同式において、ａ，ｂ，ｃ，ｄおよびｅは、定数である。

ＣＯ₂の熱交換係数ks_CO2は、数式集Ａの方程式Ａ３．３１に示すように、ＣＯ₂の流量の関数である。数式集Ａには、この方程式の一例である方程式Ａ３．３２を示してある。同式において、ａ'とｂ'は、ガス冷却器の構成と、その特性によって定まる定数である。計算によって得られるガス冷却器の入口における冷媒の流量ｍ_{CO2_in}は、係数ks_CO2を計算するために利用することができる。

過程206においては、以下のパラメータから演算によって、ガス冷却器の入口ｘ_iと中間点ｘの間における全体的な温度差の対数平均ΔＴ_LMを求める。
−ガス冷却器の入口における冷媒の温度Ｔ_gciとガス冷却器に吹き付けられる空気流の温度Ｔ_aiとの差；および
−ガス冷却器の任意の中間点における冷媒の温度Ｔ_gcxとガス冷却器に吹き付けられる空気流の温度Ｔ_aiとの差。

これらの温度差は、最初の過程200で得られる温度Ｔ_gci，Ｔ_gex、およびＴ_aiから推定される。前述の温度差の関数である対数平均ΔＴ_LMは、数式集Ａの関係式Ａ５に則って求められる。

過程208においては、ガス冷却器の一部である入口ｘ_iと中間点ｘの間を流れるＣＯ₂冷媒と空気との間の熱交換効率Ｐ_k(ｘ)を計算する。熱交換効率Ｐ_k(ｘ)は、過程204において求めた全体的な熱交換係数ks_gと、過程206で求めた対数平均ΔＴ_LMとを用い、数式集Ａにある方程式Ａ２に従って求められる。この計算においては、空気の熱容量のように、ファンの電圧Ｕ_gmvと自動車の走行速度Ｖ_aに依存する空気の流量ｍ_aiも用いる。

過程210においては、ガス冷却器の入口ｘ_iと任意の中間点ｘの間におけるエンタルピーの差Δｈ_k(ｘ)を求める。数式集Ａの関係式Ａ４に示されるように、Δｈ_k(ｘ)は、ガス冷却器の入口における冷媒の温度Ｔ_gci、ガス冷却器の任意の中間点における冷媒の温度Ｔ_gcx、およびコンプレッサの出口における高圧Ｐ１から求められる。

高圧Ｐ１は、例えば図１Ｂに示すセンサ160によって測定することができる。高圧Ｐ１のリアルタイム値を測定するセンサ160は、コンプレッサの出口とガス冷却器11の入口との間、またはガス冷却器の出口と逆止弁12との出口の間の適当な箇所に配置することができる。

電子制御装置401は、過程208で得られた熱交換効率Ｐ_k(ｘ)と過程208で得られたエンタルピーの差Δｈ_k(ｘ) から、数式集Ａの方程式Ａ１に従って、ガス冷却器の出口における冷媒の流量ｍ_{CO2_out}を導き出す。

過程214においては、電子制御装置401は、演算の繰返し終了の基準が満たされているか否かを判別する。この基準には、計算によって得られるガス冷却器の出口における冷媒の流量ｍ_{CO2_out}と、ガス冷却器の入口における冷媒の流量ｍ_{CO2_in}との差に係る閾値が含まれる。

より正確にいうと、電子制御装置は、冷却器の出口における冷媒の流量ｍ_{CO2_out}と、ガス冷却器の入口における冷媒の流量ｍ_{CO2_in}との差が、予め設定しておいた閾値εより小さいか否かを判別する。この閾値は、例えば５％のように、非常に小さい値である。

上記の差が閾値より小さいときは、演算の繰返し終了の基準が満たされているため、計算で求めた冷却器の出口における冷媒の流量ｍ_{CO2_out}が、冷媒の流量ｍ_CO2とされる（過程２１８）。

上記の差が閾値より大きいかまたはこれと等しいときは、電子制御装置は、上記演算の繰返し終了の基準が満たされるまで、上述の演算（過程204〜214）を繰り返す。電子制御装置は、演算の新しい繰返しの度に、過程216において、直前の繰返し演算におけるガス冷却器の出口における冷媒の流量を、新しい繰返しにおけるガス冷却器の入口における冷媒の流量ｍ_{CO2_in}とする。

過程218で得られた冷媒流量ｍ_{CO2_out}は、後に説明するように、コンプレッサによる実際の消費出力を推定するため、電子制御装置による熱交換効率の演算に用いることができる。

本発明の第２の実施形態においては、冷媒の流量ｍ_CO2を、事前に計算しておいたガス冷却器の入口ｘ_iと任意の中間点ｘの間における公称冷却効率から推定する。

ガス冷却器の入口ｘ_iと任意の中間点ｘの間における冷却効率ηは、次の２つの温度差を用いて表される。
−ガス冷却器の入口におけるＣＯ₂冷媒の温度Ｔ_gciと、ガス冷却器の任意の中間点ｘにおけるＣＯ₂冷媒の温度との差；および
−ガス冷却器の入口における冷媒の温度T_gciと、ガス冷却器に吹き付けられる外気の温度Ｔ_aiとの差。

数式集Ｂには、上述のパラメータから冷却効率ηを算出するための方程式Ｂ２．１が示されている。

公称冷却効率η_Nは、数式集Ｂの方程式Ｂ２．２によって定義される。同式において、Ｆは、高圧Ｐ１を考慮に入れた修正因子である。

冷却効率ηは、方程式Ｂ１．１に示す通り、ガス冷却器を通過する冷媒流量の減少関数である。同式において、ａ₁とａ₂は、ガス冷却器とこれに吹き付けられる空気流の特性によって定まる定数である。

図６〜図１０は、それぞれＣＯ₂冷媒の流量の関数である公称冷却効率η_Nの変化の例を示す。これらの図において、中間点ｘは、入口ｘ_iから全長Ｌの１５％の位置にとってある。図１１は、ｘ＝ｘ_oとして得られる冷媒流量の推定値が正確さを欠くことを示している。

各図において、実線は、ｍ_CO2の関数であるexp(η_N)の変化を示す。一方、菱形の点を結んで得られる曲線は、ｍ_CO2の関数であるη_Nの変化を示す。

本発明の第２の実施形態によれば、電子制御装置は、第１の過程において、第１の実施形態における過程200と同様に、その演算機能により、ガス冷却器の入口における冷媒温度Ｔ_gciと、任意の点ｘにおけるＣＯ₂冷媒の温度_gcx、およびガス冷却器に吹き付けられる空気流の温度Ｔ_aiの推定または測定を行う。

この実施形態の第２の過程においては、電子制御機能は、数式集ＢのＢ１とＢ３における各方程式を用いて、公称冷却効率を演算によって求める。

第３の過程においては、電子制御装置は、公称冷却効率を用いて求められる値からＣＯ₂冷媒の流量を推定するため、数式集ＢのＢ１における各方程式を解く。

本発明の２つの実施形態における冷媒流量の推定値は、数式集Ｃの各関係式に従って、コンプレッサの消費出力を計算するのに用いられる。このため、電子制御装置は、等エントロピーのコンプレッサの仕事Ｗ_isとコンプレッサの回転数Ｎから、コンプレッサによる消費出力を推定する機能を有する。係数ｋ₄，ｋ₅およびｋ₆は、冷凍サイクルの作動に係るパラメータと関連する定数である。

消費出力の推定には、数式集Ｃの方程式Ｃ１を用い、高圧Ｐ１と低圧Ｐ０の間の関係を表すコンプレッサの圧縮比Ｐ_r、およびコンプレッサの吸引時の温度Ｔ_suから、等エントロピーのコンプレッサの仕事Ｗ_isを計算する。

高圧Ｐ１は、図５の過程210で説明したように、コンプレッサの出口において測定される。

コンプレッサの吸引時の温度Ｔ_suは、図１Ｂに示すように、コンプレッサの入口に配置されるセンサ180によって直接測定される。

この実施形態の変形例においては、コンプレッサの吸引時の温度Ｔ_suは、内部熱交換器23の冷却効率η_Hxi、エバポレータの温度Ｔ_ex、およびガス冷却器の出口における温度Ｔ_gcoから、方程式Ｃ３を用いて推定される。

この変形例においては、コンプレッサの吸引時の温度Ｔ_suを推定するため、空調機は、エバポレータの温度Ｔ_exを測定できるよう、エバポレータ13の入口に、図１Ｂに符号170で示すセンサを備える。このセンサは、エバポレータのインペラブレードに配置される標準的な構造のサーミスタ式のセンサとすることもできる。エバポレータの温度Ｔ_exは、エバポレータの出口に吹き付けられる空気の温度から推定することができる。この温度は、室温制御装置41によって提供される。この変形例においては、空調機は、ガス冷却器の出口における温度Ｔ_gcoを測定するため、温度センサ150を備えている。このセンサは、図１Ｂに示すように、ガス冷却器11の出口に設置されている。

他の変形例においては、エバポレータの温度Ｔ_exは、コンプレッサの吐出時の温度Ｔ_d、コンプレッサの圧縮比Ｐ_r、および方程式Ｃ４における定数αの関数として推定される。

等エントロピーのコンプレッサの仕事Ｗ_isを求めるのに用いられる低圧Ｐ０の値は、エバポレータとコンプレッサの間に配置されるセンサ140によって直接測定される。この測定値は、接続手段30を介して、電子制御装置401へ送られる。

低圧Ｐ０の値は、冷媒の飽和法則を用いて、エバポレータの温度Ｔ_exから推定することもできる。

等エントロピーのコンプレッサの仕事Ｗ_is、推定によって求められる超臨界冷媒の流量ｍ_CO2、およびコンプレッサの回転数Ｎから、数式集Ｃの方程式Ｃ２によって、コンプレッサによる消費出力Ｐ_aを推定することができる。

コンプレッサの回転数Ｎは、図１Ｂに示すように、燃料噴射制御装置42によって、接続手段33を介して電子制御装置に伝えられる。

空調演算装置は、燃料の噴射パラメータを調整する際、コンプレッサによる実際の消費出力の推定値を用いるため、燃費が向上する。

本発明は、特にコンピュータによる読み取り支援に用いられるソフトウエアを提供することも目的としている。ここで「コンピュータによる読み取り支援」とは、例えば磁気的または光学的な記録の支援、およびデジタルまたはアナログ式の送信手段を包含する。

〔数式集Ａ〕
Ａ１．超臨界冷媒の流量
ｍ_CO2＝Ｐ_k(ｘ)／Δｈ_k(ｘ)
Ａ２．ガス冷却器の入口ｘ_iと任意の中間点ｘの間における熱交換効率
Ｐ_k(ｘ)＝ks_gΔＴ_LM／（１＋ks_g／（２ｍ_aiＣｐ_a））
Ａ３．空気とＣＯ₂の間の全体的な熱交換係数
Ａ３．１ 全体的な熱交換係数
ks_g＝１／（１／ks_g＋Ａ＋１／ks_CO2）
Ａ３．２ 空気の側の熱交換係数
Ａ３．２１ 一般式
ks_g＝ｆ₁（Ｕ_gmv，Ｖ_a）
Ａ３．２２ 例
ks_g＝（ａ＋ｂ(U_gmv)^c＋ｄ・Ｖ_a）
Ａ３．３−ＣＯ₂の側の熱交換係数
Ａ３．３１ 一般式
ks_CO2＝ｆ₂（ｍ_CO2）
Ａ３．３２ 例
ks_CO2＝ａ'（ｍ_CO2)^b'
Ａ４．ガス冷却器の入口ｘ_iと中間点ｘの間における冷媒のエンタルピーの差
Δｈ_k(ｘ)＝ｈ（Ｐ１，Ｔ_gci）−ｈ（Ｐ１，Ｔ_gcx）
Ａ５．ガス冷却器の入口ｘ_iと中間点ｘの間における温度差の対数平均
ΔＴ_LM＝[(Ｔ_gci−Ｔ_ai)−(Ｔ_gcx−Ｔ_ai)]／log[(Ｔ_gci−Ｔ_ai)／(Ｔ_gcx−Ｔ_ai)]

〔数式集Ｂ〕
Ｂ１．公称冷却効率η_Nと冷媒流量ｍ_CO2の関係
Ｂ１．１ 関数としての冷却効率η
η＝ａ₁・ｍ_CO2 ^a2
Ｂ１．２ 冷媒流量ｍ_CO2の関数としての冷却効率η_N
exp(η_N)＝ｋ₁exp(−ｋ₂ｍ_CO2)
Ｂ２．超臨界冷媒の冷却効率η
Ｂ２．１ 冷媒の冷却効率
η＝(Ｔ_gci−Ｔ_gcx)／(Ｔ_gci−Ｔ_ai)
Ｂ２．２ 冷媒の公称冷却効率
η_N＝Ｆ・η
Ｂ３．公称冷却効率と冷媒流量ｍ_CO2のｙ＝exp(η_N)形の関係を示す例
Ｂ３．１ 空気の流量＝２２００kg/h、およびｘ＝全長Ｌの１５％の場合
ｙ＝０．９２９６ｅｘｐ（−０．００３ｍ_CO2）
Ｂ３．２ 空気の流量＝１５００kg/h、およびｘ＝全長Ｌの１５％の場合
ｙ＝０．９１１９ｅｘｐ（−０．００３６ｍ_CO2）
Ｂ３．３ 空気の流量＝１２００kg/h、およびｘ＝全長Ｌの１５％の場合
ｙ＝０．８９８ｅｘｐ（−０．００４ｍ_CO2）
Ｂ３．４ 空気の流量＝７６０kg/h、およびｘ＝全長Ｌの１５％の場合
ｙ＝０．９２９６ｅｘｐ（−０．００３ｍ_CO2）
Ｂ３．５ 空気の流量＝７６０kg/h、およびｘ＝全長Ｌの１００％の場合
ｙ＝１．０２４７ｅｘｐ（−０．００１３ｍ_CO2）
〔数式集Ｃ〕
Ｃ１．コンプレッサの仕事量の推定
Ｗ_is＝ｋ₆Ｔ_su(Ｐ_r−１）
Ｃ２．コンプレッサによる消費出力
Ｐ_a＝ｋ₄ｍ_CO2Ｗ_is＋ｋ₅Ｎ
Ｃ３．コンプレッサの吸引時における超臨界冷媒の温度Ｔ_su
Ｔ_su＝ηＨxi（Ｔ_gco−Ｔ_ev）＋Ｔ_ev
Ｃ４．コンプレッサの吐出時における超臨界冷媒の温度Ｔ_d
Ｔ_d＝Ｔ_su・Ｐ_rα （αは定数）

超臨界冷媒を用いる自動車用空調機における冷凍サイクルの模式図である。 本発明に係る自動車用空調機における冷凍サイクルの模式図である。 冷凍サイクルにおけるエンタルピーの関数であるＣＯ₂冷媒の圧力の変化を示すグラフである。 ガス冷却器の模式図である。 ガス冷却器の全長にわたる温度変化を示すグラフである。 本発明の第１の実施形態に係る空調機における冷媒流量の推定過程を示す流れ図である。 ガス冷却器に吹き付けられる空気の種々の流量に対して、本発明において実現される、ＣＯ₂冷媒の流量の関数である公称冷却効率を示すグラフである。 ガス冷却器に吹き付けられる空気の種々の流量に対して、本発明において実現される、ＣＯ₂冷媒の流量の関数である公称冷却効率を示すグラフである。 ガス冷却器に吹き付けられる空気の種々の流量に対して、本発明において実現される、ＣＯ₂冷媒の流量の関数である公称冷却効率を示すグラフである。 ガス冷却器に吹き付けられる空気の種々の流量に対して、本発明において実現される、ＣＯ₂冷媒の流量の関数である公称冷却効率を示すグラフである。 ガス冷却器に吹き付けられる空気の種々の流量に対して、本発明において実現される、ＣＯ₂冷媒の流量の関数である公称冷却効率を示すグラフである。 ガス冷却器に吹き付けられる空気の種々の流量に対して、本発明によらなかった場合のＣＯ₂冷媒の流量の関数である公称冷却効率を示すグラフである。

符号の説明

10 空調装置
11 ガス冷却器
12 逆止弁
13 エバポレータ
14 コンプレッサ
16 外気の流れ
17 アキュムレータ
21 空気流
23 内部熱交換器
30,31,32,33 接続手段
40 空調演算装置
41 室温制御装置
42 燃料噴射制御装置
43 エンジン
110,120,140,160,170,180 センサ
401 電子制御装置
402 空調制御装置

Claims (28)

1. コンプレッサ(14)と、ファンによって空気流を吹き付けられる全長Ｌのガス冷却器(11)と、逆止弁(12)と、エバポレータ(13)とを備え、さらに冷媒に関する物理量(ｍ_CO2)を推定するため、空調装置(10)と共働する電子制御装置(401)を備える自動車用空調機であって、
   前記電子制御装置(401)は、ガス冷却器に関連する２つの温度差を利用する演算機能を有し、これら温度差のうち少なくとも１つは、ガス冷却器の任意の中間点(ｘ)における冷媒の温度(Ｔ_gcx)に基づいていることを特徴とする自動車用空調機。
2. 前記ガス冷却器の任意の中間点を、このガス冷却器の入口(ｘ_i)から、全長Ｌの５〜３５％に当たる位置に定めていることを特徴とする請求項１記載の空調機。
3. 前記２つの温度差は、さらにガス冷却器の入口における冷媒の温度(Ｔ_gci)と、ガス冷却器に吹き付けられる空気流の温度(Ｔ_ai)に基づいていることを特徴とする請求項１または２記載の空調機。
4. 前記前記冷媒に関する物理量は、冷媒の流量(ｍ_CO2)であることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の空調機。
5. 前記電子制御装置の演算機能によって利用される２つの温度差は、ガス冷却器の入口における冷媒の温度(Ｔ_gci)と、ガス冷却器に流入する空気流の温度(Ｔ_ai)との差、およびガス冷却器の任意の中間点における冷媒の温度(Ｔ_gcx)と、ガス冷却器に流入する空気流の温度(Ｔ_ai)との差であることを特徴とする請求項４記載の空調機。
6. 前記電子制御装置(401)は、ガス冷却器の入口における冷媒の物理量(ｍ_{CO2_in})と出口における冷媒の物理量(ｍ_{CO2_out})との差に関する閾値を含む演算繰返し終了基準が満たされるまで、冷媒流量の所与の初期値(ｍ_{CO2_init})から繰返し演算を行わせるようになっていることを特徴とする請求項５記載の空調機。
7. 前記演算の最初の繰返しにおけるガス冷却器の入口における冷媒の物理量は、冷媒流量の初期値(ｍ_{CO2_init})であることを特徴とする請求項６記載の空調機。
8. 前記演算の繰返しにおけるガス冷却器の入口における冷媒の物理量(ｍ_{CO2_in})は、直前の演算の繰返しにおけるガス冷却器の出口における冷媒の物理量(ｍ_{CO2_out})であることを特徴とする請求項６または７記載の空調機。
9. 前記演算の繰返しを終了する基準が満たされ、かつ前記ガス冷却器の出口における冷媒の物理量は、冷媒の流量(ｍ_CO2)であることを特徴とする請求項６〜８のいずれかに記載の空調機。
10. 前記電子制御装置(401)は、ガス冷却器のうち入口(ｘ_i)から任意の中間点(ｘ)までの一部と、これに吹き付けられる空気流との間の熱交換効率Ｐ_k(ｘ)、およびガス冷却器のうち入口(ｘ_i)と任意の中間点(ｘ)との間の冷媒のエンタルピーの差(Δｈ_k(ｘ))から、演算の繰返しにより、ガス冷却器の出口における冷媒の物理量を求めうるようになっていることを特徴とする請求項６〜９のいずれかに記載の空調機。
11. 前記閾値は、演算の繰返しにおけるガス冷却器の入口における冷媒の物理量(ｍ_{CO2_in})と、出口における冷媒の物理量(ｍ_{CO2_out})との差が閾値(ε)より小さいという条件を含んでいることを特徴とする請求項６〜１０のいずれかに記載の空調機。
12. 前記閾値(ε)は、５％であることを特徴とする請求項１１記載の空調機。
13. 前記演算によって、前記ガス冷却器の一部における全体的な温度差(ΔＴ_LM) の対数平均、およびこのガス冷却器の一部に吹き付けられる空気と冷媒との間の熱交換係数の対数平均から、冷媒とガス冷却器の一部に吹き付けられる空気流との間の熱交換効率(ks_g)を求めうることを特徴とする請求項１０〜１２のいずれかに記載の空調機。
14. 前記演算によって、ガス冷却器の入口における冷媒の物理量(ｍ_{CO2_in})、自動車の走行速度(Ｖ_a)、およびファンの電圧(Ｕ_gmv)から、熱交換効率(ks_g)を求めうることを特徴とする請求項１３記載の空調機。
15. 前記電子制御装置(401)は、前記２つの温度差から、前記ガス冷却器の一部における温度差(ΔＴ_LM) の対数平均を求めうることを特徴とする請求項１２〜１４のいずれかに記載の空調機。
16. 前記演算によって、コンプレッサの出口における冷媒の圧力（Ｐ１）と、ガス冷却器の入口における冷媒の温度(Ｔ_gci)と、ガス冷却器の任意の中間点における冷媒の温度(Ｔ_gcx)とから、前記ガス冷却器の入口と任意の中間点(ｘ)との間の冷媒のエンタルピーの差を求めうることを特徴とする請求項１０〜１５のいずれかに記載の空調機。
17. 前記演算において用いられる２つの温度差は、ガス冷却器の入口における冷媒の温度(Ｔ_gci)と、ガス冷却器の任意の中間点(ｘ)における冷媒の温度(Ｔ_gcx)との差、およびガス冷却器の入口における冷媒の温度(Ｔ_gci)と、ガス冷却器に吹き付けられる空気流の温度(Ｔ_ai)との差であることを特徴とする請求項４記載の空調機。
18. 前記ガス冷却器の任意の中間点(ｘ)に、この地点における冷媒の温度(Ｔ_gcx)を測定しうる温度センサを具備することを特徴とする請求項１〜１７のいずれかに記載の空調機。
19. 前記ガス冷却器の入口に、この地点における冷媒の温度(Ｔ_gci)を測定しうる温度センサ(130)を具備することを特徴とする請求項３〜１８のいずれかに記載の空調機。
20. 前記電子制御装置(401)は、コンプレッサの入口における冷媒の圧力（Ｐ０）と、コンプレッサの入口における冷媒の温度（Ｔ_su）と、コンプレッサの出口における冷媒の圧力（Ｐ１）とから、ガス冷却器の入口における冷媒の温度(Ｔ_gci)を推定しうることを特徴とする請求項３〜１８のいずれかに記載の空調機。
21. 前記ファン(15)とガス冷却器(11)の間に、ガス冷却器に吹き付けられる空気流の温度 (Ｔ_ai)を測定しうる温度センサ(120)を具備することを特徴とする請求項３〜２０のいずれかに記載の空調機。
22. 前記電子制御装置(401)は、外気の温度(Ｔ_ext)と、自動車の走行速度(Ｖ_a)とから、ガス冷却器に吹き付けられる空気流の温度(Ｔ_ai)を推定しうることを特徴とする請求項３〜２０のいずれかに記載の空調機。
23. 前記外気の温度(Ｔ_ext)を測定しうる温度センサを具備することを特徴とする請求項２２記載の空調機。
24. 前記電子制御装置(401)は、コンプレッサの圧縮比（Ｐ_r）と、コンプレッサの入口における冷媒の温度(Ｔ_su)とから、コンプレッサによる消費出力を推定しうることを特徴とする請求項４〜２３のいずれかに記載の空調機。
25. コンプレッサ(14)と、ファンによって空気流(16)を吹き付けられる全長Ｌのガス冷却器(11)と、逆止弁(12)と、エバポレータ(13)とを含む空調装置(10)の冷凍サイクルを循環する超臨界冷媒の流量を推定する方法であって、
    冷媒流量の初期値(ｍ_{CO2_init})を得るため、
    ａ） ガス冷却器の入口における冷媒の温度(Ｔ_gci)と、ガス冷却器に流入する空気流の温度(Ｔ_ai)との差、およびガス冷却器の任意の中間点(ｘ)における冷媒の温度(Ｔ_gcx)と、ガス冷却器に流入する空気流の温度(Ｔ_ai)との差を算出する過程と、
    ｂ） ガス冷却器の入口における冷媒の物理量(ｍ_{CO2_in})と、過程ａ）における値とから、ガス冷却器の出口における冷媒の物理量(ｍ_{CO2_out})を算出する過程と、
    ｃ） 過程ｂ）で算出されたガス冷却器の出口における冷媒の物理量と、ガス冷却器の入口における冷媒の物理量との差が、予め定められた閾値(ε)よりも小さいか否かを判別する過程とを含むことを特徴とする方法。
26. 前記ガス冷却器の入口における冷媒の物理量(ｍ_{CO2_in})は、前記過程ａ）における演算の最初の繰返しにおいて、冷媒流量の初期値(ｍ_{CO2_init})を含むことを特徴とする請求項２５記載の方法。
27. 前記過程ｃ）において両物理量の差が閾値(ε)より大きいかまたはこれと等しい場合には、この過程ｃ）におけるガス冷却器の出口における冷媒の物理量(ｍ_{CO2_out})を、ガス冷却器の入口における冷媒の物理量(ｍ_{CO2_in})として、さらに過程ａ）〜過程ｃ）を繰り返すことを特徴とする請求項２５または２６記載の方法。
28. 前記過程ｃ）において両物理量の差が閾値(ε)より小さい場合には、ガス冷却器の出口における物理量を、冷媒流量(ｍ_CO2)とすることを特徴とする請求項２６または２７記載の方法。

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