JPH1123081A - 発熱機器の冷却器を有する空調装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 空調装置の負荷および発熱機器の発熱量が大
きく変動しても、発熱機器の冷却を安定して行えるよう
にする。 【解決手段】 冷凍サイクルの中間圧力の冷媒がインバ
ータ等の発熱機器２５０から吸熱して蒸発するように構
成された冷却器２５を備える。この冷却器２５の上流側
および下流側にそれぞれ、外部信号により弁開度が制御
可能な電気膨張弁２４、２７を配置する。この両電気膨
張弁２４、２７の弁開度をそれぞれ制御することにより
中間圧力を可変し、発熱機器２５０からの冷却量を制御
する。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、電子機器、モータ
類、バッテリー等の発熱機器を空調用の冷凍サイクルで
冷却する冷却器を有する空調装置に関し、特にハイブリ
ッド車（ＨＶ）、電気自動車（ＥＶ）等の車両用空調装
置に用いて好適なものである。

【０００２】

【従来の技術】従来、空調用冷凍サイクルの冷媒を用い
て発熱機器（例えば、空調用圧縮機の回転数制御用イン
バータ等の電子機器）を冷却するシステムが種々提案さ
れている。例えば、冷凍サイクルの低圧側の低温冷媒に
より発熱機器を冷却するものが従来知られており、この
従来例では、冷却源としてサイクル低圧側の低温冷媒を
用いているので、発熱機器が空気の露点以下まで冷却さ
れて内部で結露を発生し、漏電等の不具合を生じること
がある。

【０００３】そこで、特開昭６２−６９０６６号公報で
は、発熱機器冷却器の上流、下流に絞りを設け、中間圧
力冷媒で発熱機器の冷却を行うものが提案されている。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】しかし、この公報記載
のものでは、固定絞りを用いているため、発熱機器の冷
却温度である中間圧冷媒の温度は冷凍サイクルの高低圧
により左右される。冷凍サイクルの高低圧は空調装置の
負荷により大きく変動し、特に車両用空調装置では外気
温度、車室内温度等による負荷変動が大きいため、サイ
クルの高低圧も大きく変動し、発熱機器の冷却温度が大
きく変わってしまう。従って、空調装置の負荷が小さい
ときには、サイクルの高低圧の低下に伴って中間圧も低
下して、発熱機器の冷却温度が過度に低下し、結露の恐
れがある。

【０００５】また、発熱機器の発熱量に応じて冷却温度
を調整することができないため、発熱量が大きいときに
は冷却能力の不足が生じて、発熱機器の温度が上昇して
しまう問題がある。本発明は上記点に鑑みて、空調装置
の負荷および発熱機器の発熱量が大きく変動しても、発
熱機器の冷却を安定して行えるようにすることを目的と
する。

【０００６】また、本発明は空調側の性能の維持と、発
熱機器の安定的な冷却とを良好に両立させることを他の
目的とする。さらに、本発明はガスインジェクション機
能を持つ冷凍サイクルにおいて、ガスインジェクション
のための中間圧力をシステム効率が最適となるように制
御可能とすることを他の目的とする。

【０００７】

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するた
め、請求項１に記載の発明では、冷凍サイクルの中間圧
力の冷媒が発熱機器（２５０）から吸熱して蒸発するよ
うに構成された冷却器（２５）を備えるとともに、この
冷却器（２５）の上流側および下流側にそれぞれ、外部
信号により弁開度が制御可能な電気膨張弁（２４、２
７）を配置し、この両電気膨張弁（２４、２７）の弁開
度をそれぞれ制御することにより前記中間圧力を可変
し、前記発熱機器（２５０）の冷却量を制御することを
特徴としている。

【０００８】これによると、発熱機器（２５０）の冷却
器（２５）の上流側および下流側にそれぞれ配置した電
気膨張弁（２４、２７）の弁開度制御により、中間圧力
が変化し、発熱機器（２５０）の冷却温度を変化させる
ことができる。そのため、空調装置の負荷や発熱機器の
発熱量が大きく変動しても、これらに左右されることな
く、発熱機器（２５０）の冷却量を適切に制御できる。
それ故、発熱機器の冷却を安定して行うことができ、発
熱機器の過剰な冷却による結露や冷却不足による温度上
昇といった不具合を回避できる。

【０００９】そして、請求項３に記載の発明のように、
圧縮機（２１）の回転数を制御する制御手段（１０３、
１０５、２０３、２０６）を有し、圧縮機（２１）の回
転数を制御することにより、室内熱交換器（２３）によ
る空調側の能力の制御を、両電気膨張弁（２４、２７）
による発熱機器（２５０）からの冷却量制御とは独立に
行えば、空調側の性能は圧縮機（２１）の回転数制御に
より維持しつつ、発熱機器の冷却は両電気膨張弁（２
４、２７）の弁開度制御により安定的に行うことができ
る。

【００１０】次に、請求項４に記載の発明では、低圧冷
媒を吸入する吸入ポート（２１ｂ）、中間圧力のガス冷
媒を導入するガスインジェクションポート（２１ｃ）、
および圧縮された冷媒を吹出する吐出ポート（２１ａ）
を有する圧縮機（２１）と、冷凍サイクルの高圧冷媒を
第１中間圧力まで減圧する第１減圧手段（２４）と、第
１中間圧力の冷媒が流入するとともに、この第１中間圧
力の冷媒が発熱機器（２５０）から吸熱して蒸発するよ
うに構成された冷却器（２５）と、この冷却器（２５）
の下流側に配置され、第１中間圧力の冷媒を第２中間圧
力まで減圧する第２減圧手段（２７）と、この第２減圧
手段（２７）で減圧された第２中間圧力の冷媒の気液を
分離する気液分離器（２６０）と、この気液分離器（２
６０）で分離された液冷媒を、低圧圧力まで減圧する第
３減圧手段（２９）と、気液分離器（２６０）で分離さ
れたガス冷媒を、圧縮機（２１）のガスインジェクショ
ンポート（２１ｃ）に導くガスインジェクション通路
（２１ｄ）とを備え、第１、第２減圧手段として、外部
信号により弁開度が制御可能な電気膨張弁（２４、２
７）を用いるとともに、この両電気膨張弁（２４、２
７）の弁開度をそれぞれ制御することにより前記第１中
間圧力を可変し、前記発熱機器（２５０）の冷却量を制
御することを特徴としている。

【００１１】これによると、圧縮機（２１）へのガスイ
ンジェクション採用により圧縮機（２１）の圧縮動力を
低減して、サイクルの効率化を図ることができると同時
に、請求項１と同様に、両電気膨張弁（２４、２７）の
弁開度制御により、中間圧力が変化し、発熱機器（２５
０）の冷却温度を変化させることができる。そのため、
空調装置の負荷や発熱機器の発熱量が大きく変動して
も、これらに左右されることなく、発熱機器（２５０）
の冷却量を適切に制御できる。

【００１２】また、請求項５記載の発明では、圧縮機
（２１）の吐出圧（Ｐｄ）および吸入圧（Ｐｓ）に応じ
て第２中間圧力の目標圧力（Ｐｍｏ）を算出する目標圧
力算出手段（２０４）と、実際の第２中間圧力（Ｐｍ）
が目標圧力（Ｐｍｏ）に一致するように両電気膨張弁
（２４、２７）全体の減圧量を制御する減圧量制御手段
（２０７〜２０９）と、冷却器（２５）による実際の冷
却温度（Ｔｒ）を検出する冷却温度検出手段（３７）
と、目標冷却温度（Ｔｒｏ）を算出する目標冷却温度算
出手段（２０５）と、実際の冷却温度（Ｔｒ）が目標冷
却温度（Ｔｒｏ）に一致するように両電気膨張弁（２
４、２７）の減圧比を制御して、第１中間圧力を可変す
る減圧比制御手段（２１０〜２１２）とを備えることを
特徴としている。

【００１３】これによると、両電気膨張弁（２４、２
７）全体の減圧量を制御することで、実際の第２中間圧
力（Ｐｍ）が目標圧力（Ｐｍｏ）に一致するように制御
できるので、ガスインジェクション機能を持つ冷凍サイ
クルにおいて、ガスインジェクションのための第２中間
圧力をシステム効率が最適となるように制御することが
可能となる。

【００１４】しかも、発熱機器（２５０）の冷却量は両
電気膨張弁（２４、２７）の減圧比により適切に制御で
きる。また、請求項６記載の発明では、圧縮機（２１）
の回転数を制御する制御手段（２０３、２０６）を有
し、圧縮機（２１）の回転数を制御することにより、室
内熱交換器（２３）による空調側の能力の制御を、両電
気膨張弁（２４、２７）による発熱機器（２５０）から
の冷却量制御、および第２中間圧力制御とは独立に行う
ことを特徴としている。

【００１５】これによると、空調側の性能は圧縮機（２
１）の回転数制御により維持しつつ、発熱機器（２５
０）の冷却を両電気膨張弁（２４、２７）の減圧比制御
により安定的に行うことができるとともに、第２中間圧
力を両電気膨張弁（２４、２７）全体の減圧量制御によ
り最適となるように制御できる。また、請求項７記載の
発明では、目標冷却温度算出手段（１０４、２０５）
は、発熱機器（２５０）の周囲温度（Ｔａｍ）より所定
温度高い値を目標冷却温度（Ｔｒｏ）として算出するこ
とを特徴としている。

【００１６】これによると、発熱機器（２５０）をその
周囲温度（例えば外気温）より所定温度高い温度に冷却
することができ、そのため、発熱機器（２５０）での結
露を確実に防止でき、漏電等の不具合を確実に防止でき
る。

【００１７】

【発明の実施の形態】以下、本発明を図に示す実施形態
について説明する。 （第１実施形態）図１は本発明の第１実施形態のシステ
ム構成を示すものであり、図１において、１は車両用空
調ユニットであり、ハイブリッド車（ＨＶ）、電気自動
車（ＥＶ）等の車室内計器盤下方部に搭載される。空調
ユニット１の空調ダクト２は、車室内に空調空気を導く
空調用通路を構成しており、この空調ダクト２の一端側
に内外気を吸入する吸入口４、５が設けられている。内
気吸入口４と外気吸入口５は内外気切替ドア６により切
替開閉される。

【００１８】上記吸入口４、５に隣接して、空調ダクト
２内に空気を送風する送風機３が設置されており、この
送風機３はモータ３ａとこのモータ３ａにより駆動され
る遠心ファン３ｂとにより構成されている。一方、空調
ダクト２の他端側には車室内へ通ずる複数の吹出口７、
８、９が形成されている。これらの吹出口７、８、９は
吹出口切替ドア１０、１１、１２によりそれぞれ切替開
閉される。

【００１９】また、送風機３より空気下流側における空
調ダクト２内には冷凍サイクルの蒸発器（室内熱交換
器）２３が設けられている。この蒸発器２３は、冷凍サ
イクルの低圧冷媒が空調ダクト２内の空気から吸熱して
蒸発することにより、空気を冷却するものである。冷凍
サイクルには、上記蒸発器２３の他に以下の機器が設け
られている。すなわち、冷媒圧縮機２１、凝縮器２２、
高圧冷媒を中間圧力まで減圧する高圧側電気膨張弁２
４、中間圧冷媒をさらに低圧圧力まで減圧する低圧側電
気膨張弁２７、この両電気膨張弁２４、２７の間に設置
されて中間圧冷媒により車両搭載の発熱機器２５０を冷
却する冷却器２５、および圧縮機吸入冷媒の気液分離を
行うとともに液冷媒を溜める機能を果たすアキュームレ
ータ２６が冷凍サイクルに備えられている。

【００２０】上記発熱機器２５０としては、例えばＨ
Ｖ、ＥＶ車両の走行用モータ、その他のモータ類、その
モータ回転数制御用インバータの半導体スイッチ素子
（パワートランジスタ）、車載バッテリー等である。冷
却器２５は、これらの発熱機器２５０に接触する冷媒通
路を有し、この冷媒通路を流れる冷媒と発熱機器２５０
との間で熱交換を行う構成である。

【００２１】冷却器２５の具体的構成は、発熱機器２５
０の種類に応じて種々な形態で設定される。例えば、発
熱機器２５０がインバータの半導体スイッチ素子である
場合は、半導体スイッチ素子の放熱フィンと接触するよ
うに冷却器２５の冷媒通路を構成する。なお、冷凍サイ
クルにおいて、蒸発器２３以外の機器（２１、２２、２
４、２５、２６、２７）は、車室の外部（走行用モータ
が搭載される室）に設置される。凝縮器２２は室外熱交
換器であり、電動送風ファン２２ａにより送風される外
気と熱交換して冷却される。両電気膨張弁２４、２７は
ステップモータ等の電気的アクチュエータにより弁開度
（すなわち、絞り量）が連続的に制御可能なものであ
る。

【００２２】ところで、上記冷媒圧縮機２１は電動式圧
縮機であって、モータ（図示せず）をケース内に一体に
内蔵し、このモータにより駆動されて冷媒の吸入、圧
縮、吐出を行うものである。冷媒圧縮機２１のモータに
はインバータ３３により交流電圧が印加され、このイン
バータ３３により交流電圧の周波数を調整することによ
ってモータ回転速度を連続的に変化させるようになって
いる。このインバータ３３には車載のバッテリー３４か
らの直流電圧が印加される。

【００２３】また、インバータ３３は空調制御装置３１
によって通電制御されるようになっており、この空調用
制御装置３１はマイクロコンピュータとその周辺回路に
て構成される電子制御装置であって、送風機３の回転
数、両電気膨張弁２４、２７の弁開度等も制御するもの
である。空調用制御装置３１には、冷房用蒸発器２３の
吹き出し直後の空気温度を検出する蒸発器温度センサ３
５、外気温度を検出する外気温センサ３６、発熱機器２
５０の冷却器２５の冷却温度を検出する冷却温度センサ
（冷却温度検出手段）３７および空調コントロールパネ
ル３２の各レバー、スイッチからの空調操作信号も入力
される。空調コントロールパネル３２は車室内計器盤の
周辺に設置され、レバー、スイッチ等の操作部材が乗員
により手動操作される。

【００２４】次に、上記構成において作動を説明する。
まず、冷凍サイクルの作動について説明すると、圧縮機
２１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、凝縮器２２
で冷却ファン２２ａにより送風される外気と熱交換し
て、冷却され、凝縮する。凝縮器２２から流出した高圧
の液冷媒は、高圧側電気膨張弁２４で中間圧力まで減圧
され、気液２相状態となった後に、車両搭載の発熱機器
２５０を冷却する冷却器２５に流入する。冷却器２５で
は、２相冷媒中の液冷媒の一部が発熱機器２５０から吸
熱して蒸発することにより発熱機器２５０を冷却する。

【００２５】冷却器２５から流出した２相冷媒は次に低
圧側電気膨張弁２７で低圧圧力まで減圧され蒸発器２３
に流入し、ここで送風機３により送風される空調空気と
熱交換を行い、液冷媒が蒸発するとともに空気を冷却
し、車室内の冷房を行う。蒸発したガス冷媒は、アキュ
ームレータ２６を通って圧縮機２１に吸入される。ここ
で、高圧側および低圧側電気膨張弁２４、２７の弁開度
と発熱機器２５０の冷却温度との関係を図２に基づいて
説明する。図２（ａ）は図１の冷凍サイクルのモリエル
線図で、図２（ｂ）は図１の冷凍サイクルにおける発熱
機器２５０の冷却温度を示す図表である。

【００２６】まず、図２（ｂ）の作動モードのように
高圧側電気膨張弁２４の弁開度が大きく、低圧側電気膨
張弁２７の弁開度が小さいときは、高圧側電気膨張弁２
４での減圧量が小さく低圧側電気膨張弁２７での減圧量
が大きいため、中間圧力が高くなる。発熱機器２５０を
冷却するこの中間圧冷媒は気液２相状態であるため、冷
媒温度は中間圧力と比例する。従って、この時の発熱機
器冷却温度は高くなる。

【００２７】次に、図２（ｂ）の作動モードのように
高圧側電気膨張弁２４の弁開度と低圧側電気膨張弁２７
の弁開度がともに中のときは、高圧側流路、低圧側流路
ともに絞られるため、中間圧力は高圧、低圧の中間程度
となり、発熱機器冷却温度も中間温度となる。さらに、
高圧側電気膨張弁２４の弁開度が小さく低圧側電気膨張
弁２７の弁開度が大きいときは、高圧側電気膨張弁２４
での減圧量が大きく、低圧側電気膨張弁２７での減圧量
が小さいため、中間圧力が低くなり、発熱機器冷却温度
も低くなる。

【００２８】従って、高圧側および低圧側の電気膨張弁
２４、２７の弁開度を制御することにより、発熱機器冷
却温度を高圧冷媒温度から低圧冷媒温度の範囲で自由に
制御できることになる。次に、その発熱機器冷却温度の
具体的制御方法を図３に示すフローチャートに基づいて
説明する。

【００２９】空調コントロールパネル３２に設けられた
空調作動スイッチ（図示せず）の投入により図３の制御
ルーチンがスタートし、まず、ステップ１０１で空調コ
ントロールパネル３２の温度コントロールレバーの設定
位置（設定温度）の読み込みを行い、ステップ１０２で
外気温度センサ３６、蒸発器温度センサ３５、発熱機器
冷却温度センサ３７から外気温度Ｔａｍ、蒸発器後空気
温度Ｔｅ、発熱機器冷却温度Ｔｒを読み込む。

【００３０】ステップ１０３では、ステップ１０１で読
み込まれた温度コントロールレバー位置とステップ１０
２で読み込まれた外気温度Ｔａｍに応じて図４に示され
るように目標蒸発器後空気温度Ｔｅｏを算出する。すな
わち、温度コントロールレバーは図４の最大冷房位置
（Ｍａｘ Ｃｏｏｌ）と最大暖房位置（Ｍａｘ Ｈｏ
ｔ）との間で操作されるものであって、最大冷房位置か
ら最大暖房位置側に向かうほど設定温度が高くなり、こ
れにつれて目標蒸発器後空気温度Ｔｅｏが高くなり、ま
た、外気温度Ｔａｍが低くなるにつれて目標蒸発器後空
気温度Ｔｅｏが高くなるようにしてある。

【００３１】次のステップ１０４では、目標発熱機器冷
却温度Ｔｒｏを算出する。ここで、冷却器２５の冷却す
る発熱機器２５０が例えばインバータ等の電子機器であ
る場合は、電子機器の漏電防止等のため、電子機器表面
での結露を確実に防止する必要がある。そこで、目標発
熱機器冷却温度Ｔｒｏは次の数式１に示すように、外気
温度（発熱機器２５０の周囲温度）Ｔａｍに対して所定
温度α（例えば、５°Ｃ）だけ高い温度として算出す
る。

【００３２】

【数１】 目標発熱機器冷却温度Ｔｒｏ＝外気温度Ｔａｍ＋α 次に、ステップ１０５ではステップ１０２にて検出した
実際の蒸発器後空気温度Ｔｅと、ステップ１０３で算出
した目標蒸発器後空気温度Ｔｅｏが一致するように、イ
ンバータ制御により圧縮機２１の回転数が制御される。
この回転数制御は、例えば、実際の蒸発器後空気温度Ｔ
ｅと目標蒸発器後空気温度Ｔｅｏの偏差に応じて、図示
しないファジー制御マップにより制御される。これによ
り、冷房能力は、温度コントロールレバーで設定される
設定温度に応じた値に常に制御することが可能となる。

【００３３】そして、ステップ１０６にて実際の発熱機
器冷却温度Ｔｒと目標発熱機器冷却温度Ｔｒｏとを比較
する。目標温度Ｔｒｏより実際の発熱機器冷却温度Ｔｒ
の方が低い場合にはステップ１０７に移り、高圧側膨張
弁２４の弁開度を増大させ、低圧側膨張弁２７の弁開度
を減少させる。これにより、冷却器２５の中間圧力が高
くなり、冷却温度も高くなる。

【００３４】これに対し、実際の冷却温度Ｔｒが目標温
度Ｔｒｏより高い場合にはステップ１０６からステップ
１０８に移り、高圧側膨張弁２４の弁開度を減少させ、
低圧側膨張弁２７の弁開度を増大させる。これにより、
冷却器２５の中間圧力が低くなり、実際の冷却温度Ｔｒ
も低くなる。図３のフローチャートでは、この高圧側、
低圧側膨張弁２４、２７の弁開度制御は１ループにつき
所定量毎に開度を増減させているが、目標発熱機器冷却
温度Ｔｒｏと実際の発熱機器冷却温度Ｔｒとの偏差を算
出し、この偏差に応じて両膨張弁２４、２７の弁開度制
御を行うようにしてもよい。

【００３５】また、図５は膨張弁開度の制御マップを示
しており、縦軸は高圧側、低圧側電気膨張弁２４、２７
の弁開度をとり、横軸は空調制御装置３１において目標
発熱機器冷却温度Ｔｒｏと実際の発熱機器冷却温度Ｔｒ
との偏差に基づいて算出される弁開度マップのステップ
数である。この図５に示すように、予め高圧側、低圧側
膨張弁２４、２７の弁開度の組み合わせわマップを設定
しておき、このマップ上のステップ数を上記偏差に応じ
て算出し、このステップ数により高圧側、低圧側電気膨
張弁２４、２７の弁開度を決定するようにしてもよい。
なお、図５では横軸のステップ数を０〜１００の範囲と
しているが、これは単なる一例にすぎず、任意に設定で
きる。

【００３６】以上のごとくして、実際の発熱機器冷却温
度Ｔｒが常に目標発熱機器冷却温度Ｔｒｏと一致するよ
う制御される。従って、冷房能力は圧縮機回転数で、ま
た、発熱機器冷却温度は高圧側、低圧側膨張弁開度でそ
れぞれ独立に制御可能となるため、大きな冷房能力が要
求され低圧圧力が低くなる場合でも、発熱機器冷却温度
は必要以上に低くなることはなく、結露の発生もなくな
る。また、発熱機器２５０の発熱量が大きい場合も、発
熱機器冷却温度が上昇しないよう制御されるため、発熱
機器２５０の冷却不足が発生することもない。

【００３７】（第２実施形態）図６は第２実施形態を示
すものであり、本発明をヒートポンプサイクルに適用し
た例である。冷凍サイクルの基本構成は図１の第１実施
形態と同じであり、冷媒の流れ方向を切り替える四方弁
２８が追加されている。冷房時の冷媒流れ方向を実線
で、暖房時の冷媒流れ方向を破線でそれぞれ示す。

【００３８】電気膨張弁２４、２７は冷媒流れ方向に可
逆性を持つ構造のものであり、弁開度の制御を行う際
に、冷房時は第１電気膨張弁２４が高圧側膨張弁に、ま
た、第２電気膨張弁２７が低圧側膨張弁となる。一方、
暖房時は第２電気膨張弁２７が高圧側膨張弁に、また、
第１電気膨張弁２４が低圧側膨張弁になることは言うま
でもない。

【００３９】また、車両用空調ユニット１の部分は第１
実施形態と同じであるが、ヒートポンプサイクルである
ため、空調ユニット１内の熱交換器２３は蒸発器と凝縮
器に切り替わる室内熱交換器であり、また、車室の外部
に設置される熱交換器２２は凝縮器と蒸発器に切り替わ
る室外熱交換器となる。他の点はすべて第１実施形態と
同じである。

【００４０】（第３実施形態）図７は第３実施形態を示
すものであり、車両用空調ユニット１は第２実施形態と
同じである。一方、冷凍サイクルの部分は、第２実施形
態のヒートポンプサイクルに対してガスインジェクショ
ン機能を付加しており、それに伴って以下の変更を行っ
ている。すなわち、本例では、冷媒圧縮機２１として、
吐出ポート２１ａおよび吸入ポート２１ｂの他に、圧縮
過程途中にガス冷媒を導入するガスインジェクションポ
ート２１ｃを持つガスインジェクション型のものを用い
ている。

【００４１】そして、室外熱交換器２２の一端側には、
逆止弁３０ａ、３０ｄが互いに逆方向となるようにして
並列的に接続され、また、室内熱交換器２３の一端側に
は、逆止弁３０ｂ、３０ｃが互いに逆方向となるように
して並列的に接続されている。２つの逆止弁３０ａ、３
０ｃ相互の出口側の接続点と、残余の２つの逆止弁３０
ｂ、３０ｄ相互の入口側の接続点との間に、第１電気膨
張弁２４、発熱機器２５０の冷却器２５、第２電気膨張
弁２７、および気液分離器２６０、および第３膨張弁２
９が直列に接続されている。

【００４２】ここで、第１電気膨張弁２４は高圧冷媒を
第１中間圧力まで減圧する第１減圧手段であり、また、
冷却器２５はこの第１中間圧力の気液２相冷媒にて車両
搭載の発熱機器２５０を冷却する。第２電気膨張弁２７
は第１中間圧冷媒をさらに第２中間圧力まで減圧する第
２減圧手段であり、気液分離器２６０はこの第２中間圧
力の気液２相冷媒を気液分離するとともに液冷媒を溜め
る機能を果たす。

【００４３】さらに、第３膨張弁２９は気液分離器２６
０で分離された第２中間圧力の液冷媒を低圧まで減圧す
る第３減圧手段である。この第３膨張弁２９は、具体的
には、圧縮機２１の吸入ポート２１ｂに吸入される吸入
冷媒の温度を感知する感温筒（図示せず）を有し、吸入
冷媒の過熱度を設定値に調整する温度式膨張弁である。

【００４４】また、気液分離器２６０と冷媒圧縮機２１
のガスインジェクションポート２１ｃとの間はガスイン
ジェクション通路２１ｄにより連結されている。なお、
空調用制御装置３１には、前述の第１、第２実施形態と
同様に、外気温度を検出する外気温センサ３６、室内熱
交換器２３の吹出直後の空気温度を検出する吹出温度セ
ンサ３５、および冷却器２５の冷却温度を検出する冷却
温度センサ３７からの信号が入力される。

【００４５】さらには、これらの他に、冷凍サイクルの
圧縮機２１の吐出側に設置されて圧縮機吐出圧力を検出
する吐出圧力センサ３８と第２中間圧力を検出する中間
圧力センサ３９を備えている。この中間圧力センサ３９
は図７の例ではガスインジェクション通路２１ｄの途中
に設けてある。次に、上記構成において第３実施形態の
作動を説明する。まず、冷房時の冷凍サイクルの作動に
ついて説明する。

【００４６】圧縮機２１から吐出された高温高圧のガス
冷媒は、四方弁２８を通り室外熱交換器２２で冷却さ
れ、凝縮する。室外熱交換器２２から流出した高圧の液
冷媒は、逆止弁３０ａを通り第１電気膨張弁２４で第１
中間圧力まで減圧され、気液２相状態となり、車両搭載
の発熱機器２５０を冷却する冷却器２５に流入する。冷
却器２５で２相冷媒中の液冷媒の一部は発熱機器２５０
から吸熱して蒸発することにより発熱機器２５０を冷却
する。

【００４７】冷却器２５から流出した２相冷媒は第２電
気膨張弁２７で第２中間圧力まで減圧された後に気液分
離器２６０に流入する。気液分離器２６０で２相冷媒は
ガスと液に分離され、ガス冷媒はガスインジェクション
通路２１ｄを通りガスインジェクションポート２１ｃよ
り圧縮機２１の圧縮過程途中に吸入される。この圧縮機
２１へのガスインジェクションにより圧縮機２１の平均
吸入圧が上昇して圧縮比を低減できるので、圧縮動力を
低減できる。

【００４８】一方、気液分離器２６０からの液冷媒は第
３膨張弁２９で低圧圧力まで減圧され、逆止弁３０ｂを
通り室内熱交換器２３に流入する。ここで、送風機３に
より送風される空調空気から吸熱して冷媒が蒸発し、空
調空気を冷却し、車室内の冷房を行う。蒸発したガス冷
媒は、四方弁２８を通って吸入ポート２１ｂより圧縮機
２１に吸入される。

【００４９】次に、暖房時は、圧縮機２１から吹出され
た高温高圧のガス冷媒は、四方弁２８を通り室内熱交換
器２３に流入する。ここで、送風機３により送風される
空調空気と熱交換を行い、ガス冷媒が凝縮、液化すると
ともに空調空気を加熱して、車室内の暖房を行う。室内
熱交換器２３から流出した高圧の液冷媒は、逆止弁３０
ｃを通り第１電気膨張弁２４で第１中間圧力まで減圧さ
れ、気液２相状態となり、車両搭載の発熱機器２５０を
冷却する冷却器２５に流入する。冷却器２５で２相冷媒
中の液冷媒の一部は発熱機器２５０から吸熱して蒸発す
ることにより発熱機器２５０を冷却する。

【００５０】冷却器２５から流出した２相冷媒は第２電
気膨張弁２７で第２中間圧力まで減圧され気液分離器２
６０に流入する。気液分離器２６０で２相冷媒はガスと
液に分離され、ガス冷媒はガスインジャクション通路２
１ｄを通りガスインジェクションポート２１ｃより圧縮
機２１に吸入される。一方、液冷媒は第３膨張弁２９で
低圧圧力まで減圧され、逆止弁３０ｄを通り室外熱交換
器２２に流入する。

【００５１】ここで、外気と熱交換を行い、液冷媒は蒸
発、ガス化し、四方弁２８を通って吸入ポート２１ｂよ
り圧縮機２１に吸入される。次に、第３実施形態におけ
る発熱機器冷却温度の制御方法を図８に示すフローチャ
ートに基づいて説明する。まず、ステップ２０１で空調
コントロールパネル３２の温度コントロールレバーの設
定位置（設定温度）の読み込みを行い、次のステップ２
０２で外気温度センサ３６、吹出空気温度センサ３５、
発熱機器冷却温度センサ３７、吐出圧力センサ３８、中
間圧力センサ３９より、外気温度Ｔａｍ、吹出空気温度
Ｔｅ、冷却温度Ｔｒ、吐出圧力Ｐｄ、中間圧力Ｐｍを読
み込む。

【００５２】ステップ２０３では、ステップ１０１で読
み込まれた温度コントロールレバー位置（設定温度）に
より図９に示すように低温側の領域で冷房モードが、ま
た、高温側の領域で暖房モードがそれぞれ決定される。
そして、外気温度Ｔａｍと温度コントロールレバー位置
（設定温度）とに応じて、冷房モードおよび暖房モード
における目標吹出空気温度Ｔｅｏがそれぞれ図９に示す
ように算出される。

【００５３】次のステップ２０４では、冷凍サイクルの
システム効率が最適になる目標中間圧力Ｐｍｏが算出さ
れる。ここで、ガスインジェクションサイクルにおける
システム効率が最適になる中間圧力は、一般的に低圧か
ら中間圧までの圧縮比と中間圧から高圧までの圧縮比が
同じになる中間圧力付近となる。そこで、本例では、冷
房時は蒸発器吹出空気温度Ｔｅを冷媒飽和温度とし、こ
れに基づいて圧縮機２１の吸入圧力Ｐｓを算出し、ま
た、暖房時には外気温度Ｔａｍを冷媒飽和温度とし、こ
れに基づいて圧縮機２１の吸入圧力Ｐｓを算出し、そし
て、この算出した吸入圧力Ｐｓと、吐出圧力センサ３８
により検出された吐出圧力Ｐｄとにより次の数式２によ
り目標中間圧力Ｐｍｏを算出する。

【００５４】

【数２】目標中間圧力Ｐｍｏ＝（Ｐｄ＊Ｐｓ）^1/2 次のステップ２０５では、目標発熱機器冷却温度Ｔｒｏ
を算出する。ここで、発熱機器２５０がインバータ等の
電子機器の場合は、電子機器表面での結露を確実に防止
するため、目標発熱機器冷却温度Ｔｒｏは前述の数式１
に示すように、外気温度（発熱機器２５０の周囲温度）
Ｔａｍに対して所定温度α（例えば、５°Ｃ）だけ高い
温度として算出する。

【００５５】次に、ステップ２０６ではステップ２０２
にて読み込んだ吹出空気温度Ｔｅとステップ２０３で算
出した目標吹出温度Ｔｅｏが一致するように、インバー
タ制御により圧縮機２１の回転数が制御される。この回
転数制御は、前述したように吹出空気温度Ｔｅと目標吹
出空気温度Ｔｅｏの偏差に応じて行う。これにより、空
調能力は、温度コントロールレバーで設定される値に常
に制御することが可能となる。

【００５６】ステップ２０７では、実際の中間圧力Ｐｍ
が目標中間圧力Ｐｍｏと比較される。実際の中間圧力Ｐ
ｍが目標中間圧力より低い場合にはステップ２０８に移
り、第１、第２電気膨張弁２４、２７の合計減圧量を減
らす。これは、図１０において膨張弁開度のパターンを
実線で示されるパターンから破線で示されるパターン
（弁開度増大側のパターン）に移動することを意味して
いる。

【００５７】これにより、第１、第２の電気膨張弁２
４、２７の合計減圧量が減少するので、図１１のモリエ
ル線図において凝縮器と第２中間圧力との間の圧力損失
が小さくなるため、第２中間圧力が上昇する。また、実
際の中間圧力Ｐｍが目標中間圧力Ｐｍｏより高い場合に
はステップ２０９に移り、第１、第２電気膨張弁２４、
２７の合計減圧量を増やす。これは、図１０において膨
張弁開度のパターンを実線で示されるパターンから一点
鎖線で示されるパターン（弁開度減少側のパターン）に
移動することを意味している。これにより、第１、第２
電気膨張弁２４、２７の合計減圧量が増加するので、図
１１において凝縮器と第２中間圧力との間の圧力損失が
大きくなるため、第２中間圧力が下降する。

【００５８】一方、実際の発熱機器冷却温度Ｔｒはステ
ップ２１０にて目標発熱機器冷却温度Ｔｒｏと比較され
る。実際の発熱機器冷却温度Ｔｒが目標温度Ｔｒｏより
低い場合にはステップ２１１に移り、第１電気膨張弁２
４の弁開度を増大させ、第２電気膨張弁２７の弁開度を
減少させる。これは図１０において弁開度マップのステ
ップ数を０方向に移動することを意味している。これに
より、凝縮器と発熱機器冷却器２５の間の圧力損失は小
さく、発熱機器冷却器２５と気液分離器２６０の間の圧
力損失が大きくなるため、図１１において第１中間圧力
が高くなり冷却温度も高くなる。

【００５９】また、実際の発熱機器冷却温度Ｔｒが目標
温度Ｔｒｏより高い場合にはステップ２１２に移り、第
１電気膨張弁２４の弁開度を減少させ、第２電気膨張弁
２７の弁開度を増大させる。これは図１０において弁開
度マップのステップ数を１００方向に移動することを意
味している。これにより、凝縮器と発熱機器冷却器２５
の間の圧力損失は大きく、発熱機器冷却器２５と気液分
離器２６０の間の圧力損失が小さくなるため、図１１に
おいて第１中間圧力が低くなり冷却温度も低くなる。こ
のように、第１電気膨張弁２４の弁開度と第２電気膨張
弁２７の弁開度の比（すなわち、減圧比）を制御するこ
とにより、発熱機器冷却温度Ｔｒは常に目標発熱機器冷
却温度Ｔｒｏと一致するように制御される。

【００６０】従って、本第３実施形態においても、空調
能力は圧縮機回転数で、また、発熱機器冷却温度は第
１、第２膨張弁開度でそれぞれ独立に制御可能となるた
め、大きな空調能力が要求され低圧圧力が低くなる場合
でも発熱機器冷却温度は必要以上に低くなることはな
く、結露の発生を防止できる。また、発熱機器２５０の
発熱量が大きい場合も、発熱機器冷却温度が上昇しない
ように制御されるため、冷却不足となることもない。さ
らに、ガスインジェクショウサイクルにおいて、中間圧
力も常に最適に制御できるため、効率が良く消費電力の
低減を図ることができる。

【００６１】次に、第１実施形態の図３および第３実施
形態の図８のフローチャートにおける各ステップと、特
許請求の範囲における各機能実現手段との対応関係につ
いて説明すると、請求項２、５における目標冷却温度
Ｔｒｏを算出する目標冷却温度算出手段は、図３のステ
ップ１０４または図８のステップ２０５である。 請求項２における実際の冷却温度Ｔｒが目標冷却温度
Ｔｒｏに一致するように両電気膨張弁２４、２７の弁開
度を制御する弁開度制御手段は、図３のステップ１０６
〜１０８または図８のステップ２１０〜２１２である。

【００６２】請求項３における圧縮機２１の回転数を
制御する制御手段は、図３のステップ１０３、１０５ま
たは図８のステップ２０３、２０６である。 請求項５における圧縮機２１の吐出圧Ｐｄおよび吸入
圧Ｐｓに応じて第２中間圧力の目標圧力Ｐｍｏを算出す
る目標圧力算出手段は、図８のステップ２０４である。

【００６３】請求項５における実際の第２中間圧力Ｐ
ｍが目標圧力（Ｐｍｏ）に一致するように前記両電気膨
張弁（２４、２７）全体の減圧量を制御する減圧量制御
手段は、図８のステップ２０７〜２０９である。 請求項５における実際の冷却温度（Ｔｒ）が目標冷却
温度（Ｔｒｏ）に一致するように両電気膨張弁（２４、
２７）の減圧比を制御して、第１中間圧力を可変する減
圧比制御手段は、図８のステップ２１０〜２１２であ
る。

【００６４】なお、上記した実施形態では、冷却器２５
により発熱機器２５０を直接冷却する場合について説明
したが、冷却器２５により水等の冷却媒体を冷却し、こ
の冷却媒体により発熱機器２５０を冷却するようにして
もよい。すなわち、冷却器２５により発熱機器２５０を
冷却媒体を介して間接的に冷却してもよい。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の第１実施形態を示す全体構成図であ
る。

【図２】（ａ）は第１実施形態の作動説明用のモリエル
線図、（ｂ）は第１実施形態の作動説明用の図表であ
る。

【図３】第１実施形態による作動を示すフローチャート
である。

【図４】第１実施形態における温度コントロールレバー
位置と目標蒸発器後空気温度との特性図である。

【図５】第１実施形態における電気膨張弁開度の組み合
わせ制御マップを示す特性図である。

【図６】本発明の第２実施形態を示す全体構成図であ
る。

【図７】本発明の第３実施形態を示す全体構成図であ
る。

【図８】第３実施形態による作動を示すフローチャート
である。

【図９】第３実施形態における温度コントロールレバー
位置と目標吹出空気温度との特性図である。

【図１０】第３実施形態における電気膨張弁開度の制御
マップを示す特性図である。

【図１１】第３実施形態の作動説明用のモリエル線図で
ある。

【符号の説明】

２…空調ダクト（空調空気通路）、３…送風機、４、５
…吸入口、７、８、９…吹出口、２１…圧縮機、２２…
凝縮器（室外熱交換器）、２３…蒸発器（室内熱交換
器）、２４、２７…電気膨張弁（第１、第２減圧手
段）、２５…冷却器、２９…温度式膨張弁（第３減圧手
段）、２５０…発熱機器、２６０…気液分離器。

Claims (7)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 一端側に空気の吸入口（４、５）を有
   し、他端側に空気の吹出口（５、６、７）を有する空調
   空気通路（２）と、 この空調空気通路（２）に設置され、この空調空気通路
   （２）を通して空気を前記吸入口（４、５）側から前記
   吹出口（５、６、７）側へ送風する送風機（３）と、 前記空調空気通路（２）に設置され、前記空気と熱交換
   を行う室内熱交換器（２３）と、 前記空調空気通路（２）の外部に設置され、外気と冷媒
   との間で熱交換を行う室外熱交換器（２２）と、 冷媒を圧縮する圧縮機（２１）と、 前記室内熱交換器（２３）、前記室外熱交換器（２２）
   および前記圧縮機（２１）を包含する冷凍サイクルの中
   間圧力の冷媒が発熱機器（２５０）から吸熱して蒸発す
   るように構成された冷却器（２５）と、 この冷却器（２５）の上流側および下流側にそれぞれ配
   置され、外部信号により弁開度が制御可能な電気膨張弁
   （２４、２７）とを備え、 この両電気膨張弁（２４、２７）の弁開度をそれぞれ制
   御することにより前記中間圧力を可変し、前記発熱機器
   （２５０）の冷却量を制御することを特徴とする空調装
   置。
2. 【請求項２】 前記冷却器（２５）による実際の冷却温
   度（Ｔｒ）を検出する冷却温度検出手段（３７）と、 目標冷却温度（Ｔｒｏ）を算出する目標冷却温度算出手
   段（１０４、２０５）と、 前記実際の冷却温度（Ｔｒ）が前記目標冷却温度（Ｔｒ
   ｏ）に一致するように前記両電気膨張弁（２４、２７）
   の弁開度を制御する弁開度制御手段（１０６〜１０８、
   ２１０〜２１２）とを備えることを特徴とする請求項１
   記載の空調装置。
3. 【請求項３】 前記圧縮機（２１）の回転数を制御する
   制御手段（１０３、１０５、２０３、２０６）を有し、 前記室内熱交換器（２３）による空調側の能力の制御
   を、前記発熱機器（２５０）の冷却量制御とは独立に、
   前記圧縮機（２１）の回転数制御で行うことを特徴とす
   る請求項１または２に記載の空調装置。
4. 【請求項４】 一端側に空気の吸入口（４、５）を有
   し、他端側に空気の吹出口（５、６、７）を有する空調
   空気通路（２）と、 この空調空気通路（２）に設置され、この空調空気通路
   （２）を通して空気を前記吸入口（４、５）側から前記
   吹出口（５、６、７）側へ送風する送風機（３）と、 前記空調空気通路（２）に設置され、前記空気と熱交換
   を行う室内熱交換器（２３）と、 前記空調空気通路（２）の外部に設置され、外気と冷媒
   との間で熱交換を行う室外熱交換器（２２）と、 低圧冷媒を吸入する吸入ポート（２１ｂ）、中間圧力の
   ガス冷媒を導入するガスインジェクションポート（２１
   ｃ）、および圧縮された冷媒を吹出する吐出ポート（２
   １ａ）を有する圧縮機（２１）と、 前記室内熱交換器（２３）、前記室外熱交換器（２２）
   および前記圧縮機（２１）を包含する冷凍サイクルの高
   圧冷媒を第１中間圧力まで減圧する第１減圧手段（２
   ４）と、 前記第１中間圧力の冷媒が流入するとともに、この第１
   中間圧力の冷媒が発熱機器（２５０）から吸熱して蒸発
   するように構成された冷却器（２５）と、 この冷却器（２５）の下流側に配置され、前記第１中間
   圧力の冷媒を第２中間圧力まで減圧する第２減圧手段
   （２７）と、 この第２減圧手段（２７）で減圧された第２中間圧力の
   冷媒の気液を分離する気液分離器（２６０）と、 この気液分離器（２６０）で分離された液冷媒を、低圧
   圧力まで減圧する第３減圧手段（２９）と、 前記気液分離器（２６０）で分離されたガス冷媒を、前
   記圧縮機（２１）のガスインジェクションポート（２１
   ｃ）に導くガスインジェクション通路（２１ｄ）とを備
   え、 前記第１、第２減圧手段として、外部信号により弁開度
   が制御可能な電気膨張弁（２４、２７）を用いるととも
   に、 この両電気膨張弁（２４、２７）の弁開度をそれぞれ制
   御することにより前記第１中間圧力を可変し、前記発熱
   機器（２５０）の冷却量を制御することを特徴とする空
   調装置。
5. 【請求項５】 前記圧縮機（２１）の吐出圧（Ｐｄ）お
   よび吸入圧（Ｐｓ）に応じて前記第２中間圧力の目標圧
   力（Ｐｍｏ）を算出する目標圧力算出手段（２０４）
   と、 実際の第２中間圧力（Ｐｍ）が前記目標圧力（Ｐｍｏ）
   に一致するように前記両電気膨張弁（２４、２７）全体
   の減圧量を制御する減圧量制御手段（２０７〜２０９）
   と、 前記冷却器（２５）による実際の冷却温度（Ｔｒ）を検
   出する冷却温度検出手段（３７）と、 目標冷却温度（Ｔｒｏ）を算出する目標冷却温度算出手
   段（２０５）と、 前記実際の冷却温度（Ｔｒ）が前記目標冷却温度（Ｔｒ
   ｏ）に一致するように前記両電気膨張弁（２４、２７）
   の減圧比を制御して、前記第１中間圧力を可変する減圧
   比制御手段（２１０〜２１２）とを備えることを特徴と
   する請求項４記載の空調装置。
6. 【請求項６】 前記圧縮機（２１）の回転数を制御する
   制御手段（２０３、２０６）を有し、 前記室内熱交換器（２３）による空調側の能力の制御
   を、前記発熱機器（２５０）の冷却量制御および前記第
   ２中間圧力制御とは独立に、前記圧縮機（２１）の回転
   数制御で行うことを特徴とする請求項４または５に記載
   の空調装置。
7. 【請求項７】 前記目標冷却温度算出手段（１０４、２
   ０５）は、前記発熱機器（２５０）の周囲温度（Ｔａ
   ｍ）より所定温度高い値を前記目標冷却温度（Ｔｒｏ）
   として算出することを特徴とする請求項２または５に記
   載の空調装置。