JP3951711B2 - 蒸気圧縮式冷凍サイクル - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、サイクル内の残留冷媒量を判定する冷媒残量判定手段を備える蒸気圧縮式冷サイクルに関するもので、車両用空調装置に適用して有効である。
【０００２】
【従来の技術】
車両用空調装置に適用される一般的な蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、冷凍サイクルと略す。）では、冷媒中に潤滑油を混合して冷媒と共に潤滑油を循環させることにより圧縮機内の可動部や摺動部を潤滑している。
【０００３】
しかし、ゴムホースや配管継ぎ手等から冷媒が漏れ出してサイクル中の残留冷媒量が低下すると、圧縮機に吸入される冷媒量が低下するので、圧縮機に供給される潤滑油の量が低下し、焼き付き等の重大な損傷が圧縮機に発生するおそれが高い。
【０００４】
そこで、従来は、冷凍サイクル内の圧力（例えば、圧縮機の吸入圧力）を検出し、この検出圧力が所定圧力（例えば、０．３ＭＰａ）以下となったときに、サイクル中の残留冷媒量が規定量以下になったものと見なして、圧縮機を停止させている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、冷凍サイクルは密閉回路であるため、サイクル内に液相冷媒が存在する間は、冷媒漏れが発生しても、気液分離器内の液相冷媒が気化することにより飽和圧力が維持され、冷凍サイクル内の圧力が低下しない。
【０００６】
したがって、冷凍サイクル内の液相冷媒が全て気化した状態で冷媒漏れが進行し続けたときに始めて、冷凍サイクルの低圧側圧力が低下し始めるので、低圧側圧力が所定圧力以下となったときには、サイクル中に残留する実際の（質量）冷媒量は、既に正規の（質量）冷媒量に比べて大幅に減少してしまっている。
【０００７】
このため、冷凍サイクル内の圧力を検出する手段では、サイクル中の残留冷媒量が正規冷媒量に比べて大幅に減少するまで冷媒漏れを検出できないので、圧縮機に重大な損傷が発生するおそれが高い。
【０００８】
なお、サイクル中の冷媒が微量づつ漏れていく、いわゆる「スリーリーク」においては、残留冷媒量が正規冷媒量の略５０％以下となると、圧縮機に重大な損傷が発生するおそれが高いので、残留冷媒量が正規冷媒量の５０％以下となる前に冷媒漏れを検知する必要がある。因みに、冷凍サイクル内の圧力を検出する手段では、残留冷媒量が正規冷媒量の略１０％以下となるまで冷媒漏れを検知することが難しい。
【０００９】
本発明は、上記点に鑑み、早期に冷媒漏れを検知することを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明は、上記目的を達成するために、請求項１に記載の発明では、圧縮機（２１）、放熱器（２２）、減圧器（２４）及び蒸発器（２５）を有し、圧縮機（２１）にて圧縮された高温高圧の冷媒を放熱器（２２）にて冷却し、減圧器（２４）にて減圧された低温低圧の冷媒を蒸発させる蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、放熱器（２２）における実際の放熱量（Ｑ）に関係する実際のパラメータ（ｉΔＴ）と、放熱器（２２）の放熱量（ｉＱ）に関係する理論上のパラメータ（ｉΔＴ）とを比較し、サイクル内の残留冷媒量を判定し、実際のパラメータ（ΔＴ）及び理論上のパラメータ（ｉΔＴ）は、放熱器（２２）内の冷媒温度に関係する温度と放熱器（２２）に送風される冷却風の温度との差であることを特徴とする。
【００１１】
これにより、理論上の放熱器（２２）での放熱量（ｉＱ）と実際の放熱器（２２）での放熱量（Ｑ）との差は、後述するように大きくなるので、正規の冷媒量が冷凍サイクル内に存在するときから冷媒量が僅かに減少しても、その冷媒量の減少を的確に検出することができる。延いては、早期に冷媒漏れを検知することができる。
【００１２】
また、放熱器（２２）側での放熱量に基づいて冷媒漏れを検出すれば、後述するように、凝縮水の発生（潜熱）を考慮する必要がないので、十分に精度良く放熱器（２２）側での放熱量に関するパラメータを算出することができる。
【００１３】
請求項２に記載の発明では、圧縮機（２１）、放熱器（２２）、減圧器（２４）及び蒸発器（２５）を有し、圧縮機（２１）にて圧縮された高温高圧の冷媒を放熱器（２２）にて冷却し、減圧器（２４）にて減圧された低温低圧の冷媒を蒸発させる蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、放熱器（２２）における、実際の放熱量（Ｑ）に関係するパラメータ（ΔＴ）を算出する実放熱量パラメータ算出手段（１８ｃ、１８ｄ）と、正規の冷媒量がサイクル内に存在するときのデータに基づいて、放熱器（２２）の放熱量（ｉＱ）に関係する理論上のパラメータ（ｉΔＴ）を算出する理論放熱量パラメータ算出手段（Ｓ１５０）と、実放熱量パラメータ算出手段（１８ｃ、１８ｄ）が算出したパラメータ（ΔＴ）と理論放熱量パラメータ算出手段（Ｓ１５０）が算出したパラメータ（ｉΔＴ）とを比較し、サイクル内の残留冷媒量を判定する冷媒残量判定手段（Ｓ１６０）とを備え、実際のパラメータ（ΔＴ）及び理論上のパラメータ（ｉΔＴ）は、放熱器（２２）内の冷媒温度に関係する温度と放熱器（２２）に送風される冷却風の温度との差であることを特徴とする。
【００１４】
これにより、理論上の放熱器（２２）での放熱量（ｉＱ）と実際の放熱器（２２）での放熱量（Ｑ）との差は、後述するように大きくなるので、正規の冷媒量が冷凍サイクル内に存在するときから冷媒量が僅かに減少しても、その冷媒量の減少を的確に検出することができる。延いては、早期に冷媒漏れを検知することができる。
【００１５】
また、放熱器（２２）側での放熱量に基づいて冷媒漏れを検出すれば、後述するように、凝縮水の発生（潜熱）を考慮する必要がないので、十分に精度良く放熱器（２２）側での放熱量に関するパラメータを算出することができる。
【００１６】
請求項３に記載の発明では、圧縮機（２１）、放熱器（２２）、減圧器（２４）及び蒸発器（２５）を有し、圧縮機（２１）にて圧縮された高温高圧の冷媒を放熱器（２２）にて冷却し、減圧器（２４）にて減圧された低温低圧の冷媒を蒸発させる蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、放熱器（２２）における、実際の放熱量（Ｑ）に関係する実際のパラメータ（ΔＴ）を算出する実放熱量パラメータ算出手段（１８ｃ、１８ｄ）と、正規の冷媒量がサイクル内に存在するときの蒸発器（２５）における冷媒の蒸発温度に関する物理量（Ｔｅ）に基づいて、放熱器（２２）における放熱量に関係する理論上のパラメータ（ｉΔＴ）を算出する理論放熱量パラメータ算出手段（Ｓ１５０）と、実放熱量パラメータ算出手段（１８ｃ、１８ｄ）が算出したパラメータ（ΔＴ）と理論放熱量パラメータ算出手段（Ｓ１５０）が算出したパラメータ（ｉΔＴ）とを比較し、サイクル内の残留冷媒量を判定する冷媒残量判定手段（Ｓ１６０）とを備えることを特徴とする。
【００１７】
これにより、理論上の放熱器（２２）での放熱量（ｉＱ）と実際の放熱器（２２）での放熱量（Ｑ）との差は、後述するように大きくなるので、正規の冷媒量が冷凍サイクル内に存在するときから冷媒量が僅かに減少しても、その冷媒量の減少を的確に検出することができる。延いては、早期に冷媒漏れを検知することができる。
【００１８】
また、放熱器（２２）側での放熱量に基づいて冷媒漏れを検出すれば、後述するように、凝縮水の発生（潜熱）を考慮する必要がないので、十分に精度良く放熱器（２２）側での放熱量に関するパラメータを算出することができる。
【００１９】
なお、実際のパラメータ（ΔＴ）及び理論上のパラメータ（ｉΔＴ）は、請求項４に記載の発明のごとく、放熱器（２２）内の冷媒温度に関係する温度と放熱器（２２）に送風される冷却風の温度との差を用いることが望ましい。
【００２０】
また、請求項５に記載の発明のごとく、実際のパラメータ（ΔＴ）及び理論上のパラメータ（ｉΔＴ）として、放熱器（２２）に送風される冷却風の放熱器（２２）前後での温度差を用いてもよい
ところで、後述するように、冷媒量が不足すると、圧縮機（２１）の吸入圧が大きく変化するので、請求項６に記載の発明のごとく、理論上のパラメータ（ｉΔＴ）を算出するに当たって、圧縮機（２１）の吸入圧を考慮すれば、より正確に冷媒漏れを検出することができる。
【００２１】
また、後述するように、冷媒量が不足すると、放熱器（２２）における冷媒の比エンタルピ変化量（ｉΔＨ）が大きく変化するので、請求項７に記載の発明のごとく、理論上のパラメータ（ｉΔＴ）を算出するに当たって、放熱器（２２）における冷媒の比エンタルピ変化量（ｉΔＨ）を考慮すれば、より正確に冷媒漏れを検出することができる。
【００２２】
請求項８に記載の発明では、理論上のパラメータ（ｉΔＴ）は、圧縮機（２１）の吸入圧に基づいて算出され、さらに、理論上のパラメータ（ｉΔＴ）は、放熱器（２２）における冷媒の比エンタルピ変化量（ｉΔＨ）に基づいて算出されることを特徴とする。
【００２３】
これにより、請求項６及び７に記載のごとく、より正確に冷媒漏れを検出することができる。
【００２６】
なお、請求項９に記載の発明のごとく、圧縮機（２１）として、吐出流量が所定流量となるようにその吐出容量を可変制御することができる可変容量型の圧縮機を採用してもよい。
【００２７】
また、請求項１０に記載の発明のごとく、圧縮機（２１）として、冷媒流路に設けられた絞り前後の差圧に基づいて、その吐出容量を可変制御することができる可変容量型の圧縮機を採用してもよい。
【００２８】
また、請求項９又は１０に記載の発明においては、請求項１１に記載の発明のごとく、１００％容量で圧縮機（２１）が稼動しているものとして算出した冷媒流量と、少なくとも圧縮機（２１）の吐出圧に基づいて決定される最大流量とを比較し、いずれか小さい方の値に基づいて理論上のパラメータ（ｉΔＴ）を算出することが望ましい。
【００２９】
因みに、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。
【００３０】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
本実施形態は、本発明に係る蒸気圧縮式冷凍サイクルを車両用空調装置に適用したものであって、図１は本実施形態に係る車両用空調装置１の模式図である。
【００３１】
図１は本実施形態に係る車両用空調装置１の模式図であり、空気流路をなす空調ケーシング２の空気上流側部位には、車室内気を吸入するための内気吸入口３と外気を吸入するための外気吸入口４とが形成されているとともに、これらの吸入口３、４の開口割合を調節する吸入口切換ドア５が設けられている。
【００３２】
そして、吸入口切換ドア５の下流側部位には、遠心式の送風機６が配設されており、この送風機６の空気下流側には、室内に向けて送風する空気を冷却する蒸発器２５が配設されており、送風機６により送風された空気は全てこの蒸発器２５を通過する。
【００３３】
なお、蒸発器２５は、冷媒を蒸発させることにより冷凍能力を発揮する蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、冷凍サイクルと略す。）２０の低圧側の熱交換器であり、冷凍サイクル２０（図１の一転鎖線で囲まれた範囲）については後述する。
【００３４】
また、蒸発器２５の空気下流側には、エンジン８の冷却水を熱源として室内に吹き出す空気を加熱するヒータコア９が配設されており、空調ケーシング２には、ヒータコア９をバイパスするバイパス通路１０が形成されている。そして、ヒータコア９の空気上流側には、ヒータコア９を通る風量（温風）とバイパス通路１０を通る風量（冷風）との風量割合を調節するエアミックスドア１１が配設されている。
【００３５】
また、空調ケーシング２の最下流側部位には、車室内乗員の上半身に空調空気を吹き出すためのフェイス吹出口１２と、車室内乗員の足元に空気を吹き出すためのフット吹出口１３と、フロントガラス（図示せず。）の内面に向かって空気を吹き出すためのデフロスタ吹出口１４とが形成されている。
【００３６】
そして、上記各吹出口１２〜１４の空気上流側部位には、各吹出口１２〜１４の開口度合いを調節して吹出モードを切り換える吹出モード切換ドア１５〜１７が配設されている。なお、これらの吹出モード切換ドア１５〜１７、吸入口切換ドア５及びエアミックスドア１１は、サーボモータ等の駆動手段により開閉制御され、これら駆動手段並びに送風機６は、電子制御装置（ＥＣＵ）１８により制御される。
【００３７】
次に、冷凍サイクル２０について述べる。
【００３８】
圧縮機２１は走行用エンジン８から駆動力を得て冷媒を吸入圧縮するものでであり、この圧縮機２１は、駆動力を断続可能に伝達する電磁クラッチ２１ａを介して駆動力を得て稼動する。
【００３９】
凝縮器２２は圧縮機２１から吐出した高温高圧の冷媒と室外空気との間で熱交換して冷媒を冷却凝縮させる高圧側熱交換器であり、レシーバ２３は凝縮器２２から流出した冷媒を気相冷媒の液相冷媒とに分離して液相冷媒を流出させるとともに、冷凍サイクル２０中の余剰冷媒を蓄える気液分離器である。
【００４０】
減圧器２４はレシーバ２３から流出した冷媒を減圧する減圧手段であり、本実施形態では、減圧器２４として、蒸発器２５の冷媒出口側における冷媒過熱度が所定値となるように開度を調節する、いわゆる温度式膨張弁を採用している。
【００４１】
なお、ＥＣＵ１８には、乗員が希望する室内温度を乗員が設定入力する温度設定手段１８ａの設定温度Ｔｓｅｔ、室内空気の温度を検出する内気温センサ１８ｂの検出温度Ｔｉｎ、室外空気の温度を検出する外気温センサ１８ｃの検出温度Ｔｏｕｔ、圧縮機２１から吐出した高圧冷媒の圧力を検出する高圧センサ１８ｄの検出圧力Ｐｄ、及び蒸発器２５を通過した直後の空気温度を検出する温度センサ１８ｅの検出温度Ｔｅ等の空調センサ信号が入力されている。
【００４２】
次に、本実施形態の特徴的作動、すなわち冷媒漏れの検出制御について、図２に示すフローチャートに基づいて述べる。
【００４３】
電磁クラッチ２１ａが繋がれて圧縮機２１、つまり冷凍サイクル２０が起動すると同時に、ＥＣＵ１８に入力された検出値である外気温Ｔｏｕｔ、高圧圧力Ｐｄ及びエバ後温度Ｔｅ等を読み込み（Ｓ１００）、エバ後温度Ｔｅから図３に示すマップに基づいて圧縮機２１の理論上の吸入圧力ｉＰｓを算出する（Ｓ１１０）。
【００４４】
ここで、図３に示すマップは、正規の質量冷媒量が冷凍サイクル内に存在するときの蒸発器２５を通過した直後の空気温度と圧縮機２１の吸入圧力との関係を、熱負荷条件を変化させて実験により求めたものであり、正規の質量冷媒量が冷凍サイクル内に存在するときには、蒸発器２５を通過した直後の空気温度と圧縮機２１の吸入圧力とは、概ね図３に示す特性となる。
【００４５】
次に、Ｓ１１０にて算出した吸入圧力ｉＰｓから図示しないマップに基づいて圧縮機２１に吸入される冷媒の密度ρｒを算出し、下記の数式１により圧縮機２１から吐出される冷媒質量流量ｉＧｒを算出する（Ｓ１２０）。
【００４６】
【数１】

次に、高圧圧力Ｐｄから図４に示すマップに基づいて、凝縮器２２における理論上の比エンタルピ変化量、つまりモリエル線図上の高圧側における冷媒の比エンタルピ変化量ｉΔＨを算出し（Ｓ１３０）、この比エンタルピ変化量ｉΔＨにＳ１２０にて算出した冷媒流量ｉＧｒを乗じることにより、理論上の凝縮器２２での放熱量ｉＱ（＝ｉΔＨ×ｉＧｒ）を算出する（Ｓ１４０）。
【００４７】
次に、下記の数式２に基づいて、理論上の外気温、つまり凝縮器２２を冷却する空気の温度と冷媒の凝縮温度との差（以下、理論上の放熱温度差ｉΔＴと呼ぶ。）を算出し（Ｓ１５０）、その後、図５に示すマップに基づいて理論上の放熱温度差ｉΔＴと実際の放熱温度差、つまり外気温Ｔｏｕｔと高圧圧力Ｐｄから算出した冷媒の凝縮温度との差ΔＴとから冷媒不足カウント値Ｒｃを決定する（Ｓ１６０）。
【００４８】
【数２】

なお、（Ｗｃｏｎ×φ）の値は、車両速度によって変化する値であり、本実施形態では、予め実験により決定された図示しないマップに基づいて決定される。
【００４９】
そして、理論上の放熱温度差ｉΔＴと実際の放熱温度差ΔＴとから決定される点Ｐが図５の領域Ａに属する場合には、冷媒量が適正値であると見なして冷媒不足カウント値Ｒｃを−１と、点Ｐが図５の領域Ｂに属する場合には、冷媒量が不足ぎみであると見なして冷媒不足カウント値Ｒｃを１とし、点Ｐが図５の領域Ｃに属する場合には、冷媒量が不足していると見なして冷媒不足カウント値Ｒｃを３とする。
【００５０】
そして、 前回加算して得られた冷媒不足カウント値Ｒｃに今回算出した冷媒不足カウント値Ｒｃを加算し（Ｓ１７０）、その加算された冷媒不足カウント値Ｒｃ（以下、積算カウント値ΣＲｃと呼ぶ。）が所定値Ｃｏ（本実施形態では、６４）以下であるか否かを判定する（Ｓ１８０）。
【００５１】
このとき、積算カウントΣＲｃが所定値Ｃｏ以下である場合は、冷媒量が規定値（正規冷媒量の約５０％）以上あるものと見なしてＳ１００〜Ｓ１８０を繰り返し、一方、積算カウントΣＲｃが所定値Ｃｏより大きい場合には、冷媒量が規定値（正規冷媒量の約５０％）未満であると見なして、室内計器盤に設けられた表示パネル（図示せず。）又は音声にて乗員に対して冷媒量が不足している旨の警告を発する。
【００５２】
次に、本実施形態の作用効果を述べる。
【００５３】
図６は正規の冷媒量が冷凍サイクル内に存在するときのモリエル線図であり、図７は冷媒量が不足したときの実際の冷凍サイクルの挙動を示すモリエル線図である。
【００５４】
そして、冷媒量が不足したときには、図７に示すように、蒸発器２５へ供給される冷媒量が少ないため、圧縮機２１の吸入作用により低圧側圧力、つまり蒸発器２５内の圧力が低下するとともに、蒸発器２５の途中で全ての液相冷媒が蒸発してしまうため、蒸発器２５の冷凍能力が低下し、蒸発器内温度に対してエバ後温度Ｔｅが上昇する。
【００５５】
一方、正規の冷媒量が冷凍サイクル内に存在するときには、蒸発器２５へ供給される液冷媒量が十分にあるため、蒸発器２５の途中で全ての液相冷媒が蒸発してしまうことがなく、蒸発器内温度とエバ後温度Ｔｅとがほぼ等しくなり、図３に示すように、エバ後温度Ｔｅと吸入圧力とが略比例して変化する。
【００５６】
したがって、冷媒量が不足したときには、理論上の吸入圧力ｉＰｓは、実際の吸入圧力Ｐｓより高くなるため、理論上の吸入冷媒の密度ρｒが大きくなり、理論上の冷媒流量ｉＧｒが大きくなる。
【００５７】
また、冷媒量が不足したときには、蒸発器２５での冷凍能力が低下するため、これに呼応して凝縮器２２での必要放熱量も減少する。したがって、図７に示すように、外気温、つまり凝縮器２２を冷却する空気の温度と冷媒の凝縮温度との温度差が小さくなると同時に、凝縮器２２における実際の比エンタルピ変化量ΔＨが正規の冷媒量が冷凍サイクル内に存在するときの比エンタルピ変化量ΔＨより小さくなり、凝縮途中から減圧されてしまう。
【００５８】
したがって、冷媒量が不足したときには、理論上の比エンタルピ変化量ｉΔＨは、正規の冷媒量が冷凍サイクル内に存在するときの実際の比エンタルピ変化量ΔＨより小さくなる。
【００５９】
以上に述べたことを要約すると、▲１▼冷媒量が不足すると、理論上の冷媒流量ｉＧｒは実際の冷媒流量Ｇｒより大きくなり、かつ、▲２▼理論上の比エンタルピ変化量ｉΔＨが実際の比エンタルピ変化量ΔＨより大きくなることとなる。したがって、冷媒量が不足すると、理論上の凝縮器２２での放熱量ｉＱ（＝ｉＧｒ×ｉΔＨ）は、実際の凝縮器２２での放熱量Ｑ（＝Ｇｒ×ΔＨ）より大きくなる。
【００６０】
このとき、理論上の凝縮器２２での放熱量ｉＱは、理論上の冷媒流量ｉＧｒと理論上の比エンタルピ変化量ｉΔＨとの積であり、実際の凝縮器２２での放熱量Ｑは実際の冷媒流量Ｇｒと実際の比エンタルピ変化量ΔＨとの積であるので、理論上の凝縮器２２での放熱量ｉＱと実際の凝縮器２２での放熱量Ｑとの差は、理論上の冷媒流量ｉＧｒと実際の冷媒流量Ｇｒとを比較した場合、又は理論上の比エンタルピ変化量ｉΔＨと実際の比エンタルピ変化量ΔＨとを比較した場合に比べて、その相違量が大きくなる。
【００６１】
したがって、理論上の実際の凝縮器２２での放熱量ｉＱと実際の凝縮器２２での放熱量Ｑとを比較すれば、正規の冷媒量が冷凍サイクル内に存在するときから冷媒量が僅かに減少しても、その冷媒量の減少を的確に検出することができる。延いては、早期に冷媒漏れを検知することができるので、圧縮機２１に重大な損傷が発生することを未然に防止できる。
【００６２】
ところで、理論上の放熱温度差ｉΔＴは、理論上の凝縮器２２での放熱量ｉＱと略比例関係にあるパラメータであり、実際の放熱温度差ΔＴは、実際の凝縮器２２での放熱量Ｑと略比例関係にあるパラメータである。したがって、理論上の放熱温度差ｉΔＴの大きさと実際の放熱温度差ΔＴの大きさとを比較することは、理論上の凝縮器２２での放熱量ｉＱの大きさと実際の凝縮器２２での放熱量Ｑとを比較する等しい。
【００６３】
また、理論上の実際の凝縮器２２での放熱量ｉＱは、前述のごとく、既存のセンサ出力であるエバ後温度Ｔｅ及び高圧圧力Ｐｄ等から算出することができるが、既存のセンサ出力から直接、実際の凝縮器２２での放熱量Ｑを検出することは困難である。
【００６４】
これに対して、本実施形態のごとく、実際の凝縮器２２での放熱量Ｑに関するパラメータである実際の放熱温度差ΔＴは、外気温センサ１８ｃの検出温度である外気温度Ｔｏｕｔ及び高圧センサ１８ｄの検出圧力である高圧圧力Ｐｄから算出することができるので、本実施形態のごとく、理論上の放熱温度差ｉΔＴの大きさと実際の放熱温度差ΔＴの大きさとを比較すれば、容易に早期に冷媒漏れを検知することができる。
【００６５】
ところで、凝縮器２２に送風される冷却風は、冷却風中の水分が凝縮しないので、冷却風の比熱一定値であるので、実際の放熱温度差ΔＴと実際の凝縮器２２での放熱量Ｑとは略比例関係となるのに対して、蒸発器２５に流入する空気は蒸発器２５にて冷却されて凝縮水を発生するので、蒸発器２５に流入する空気の温度と蒸発温度との差は、蒸発器２５での吸熱量に比例しない。
【００６６】
したがって、本実施形態のごとく、凝縮器２２側での放熱量に基づいて冷媒漏れを検出すれば、凝縮水の発生を考慮する必要がないので、放熱温度差のみでも、十分に精度良く凝縮器２２側での放熱量を算出することができる。
【００６７】
ところで、車両の走行状態によって、熱負荷や圧縮機の回転数が変化するので、冷媒不足でないのに、冷媒カウント値Ｒｃが領域Ｃと判定されること（誤検出）がある得るが、本実施形態では、前回加算して得られた冷媒不足カウント値Ｒｃに今回算出した冷媒不足カウント値Ｒｃを加算して得られた積算カウント値ΣＲｃが所定値Ｃｏより大きくなったときに、冷媒量が不足していると判定するので、一時的な誤検出に基づく最終的な誤検出を未然に防止できる。
【００６８】
（第２実施形態）
本実施形態は、エバ後温度Ｔｅである温度センサ１８ｅの検出温度と実際の放熱温度差ΔＴとから冷媒カウント値Ｒｃを算出するマップ（図８）を、予め実機試験及び数値シミレーション等の手段により求めておき、このマップから冷媒カウント値Ｒｃを算出するものである。
【００６９】
これにより、空調装置において、Ｓ１１０〜Ｓ１５０まで省略することができるので、ＥＣＵ１８の演算速度を向上させることができ、空調装置の応答性を向上させることができる。
【００７０】
なお、理論上の凝縮器２２での放熱量ｉＱは、前述のごとく、エバ後温度Ｔｅを用いて算出するので、本実施形態では、図８を３つの領域Ａ〜Ｃに区画するラインが理論上の凝縮器２２での放熱量ｉＱに関するパラメータとなり、エバ後温度Ｔｅ及び実際の放熱温度差ΔＴが実際の凝縮器２２での放熱量Ｑに関するパラメータとなる。
【００７１】
（第３実施形態）
上述の実施形態では、吐出容量Ｖｃが固定された圧縮機２１を例に本発明を説明したが、本実施形態は、吐出容量Ｖｃを可変制御することができる圧縮機２１を用いた例である。
【００７２】
なお、圧縮機２１は、圧縮機２１の吐出側に絞りを設け、この絞り前後の差圧が所定値となるように圧縮機２１の吐出容量を制御することにより圧縮機２１から吐出される冷媒流量が所定流量となるように制御するもので、例えば特開２００１−１０７８５４号公報に記載の圧縮機と同じである。
【００７３】
そして、本実施形態では、第１実施形態で示されたフローチャート（図２参照）のうち、Ｓ１２０で行われる冷媒質量流量ｉＧｒの算出方法を可変容量型の圧縮機２１に合わせて変更したものである。
【００７４】
図９は、Ｓ１２０にて行われる冷媒質量流量ｉＧｒの算出方法を示すフローチャートであり、先ず、圧縮機２１が最大容量（１００％容量）で稼動している場合の冷媒質量流量ｉＧｒを下記の数式３に従って算出する（Ｓ１２１）。なお、密度ρｒの算出方法は、第１実施形態と同じである。
【００７５】
【数３】

次に、圧縮機２１の吐出容量を制御する制御電流値Ｉ、及び圧縮機２１の吐出圧である高圧圧力Ｐｄと図１０に示すマップとから冷媒質量流量ｉＧｒを求める（Ｓ１２２）。なお、図９に示すフローチャートでは、Ｓ１２１で求めた冷媒質量流量ｉＧｒをｉＧｒ（１００％）と表記し、Ｓ１２２で求めた冷媒質量流量ｉＧｒをｉＧｒ（Ｉ、ＰＤ）と表記している。
【００７６】
そして、Ｓ１２１で求めた冷媒質量流量ｉＧｒとＳ１２２で求めた冷媒質量流量ｉＧｒとを比較して、いずれか小さい方の値をＳ１２０（図２参照）で決定された冷媒質量流量ｉＧｒとして出力する。
【００７７】
なお、図１０に示すグラフは、制御電流値Ｉ及び吐出圧Ｐｄによって決まる設計上の最大流量であるので、現実の流量がＳ１２２で求めた流量を超えることはない。したがって、Ｓ１２１で求めた冷媒質量流量ｉＧｒがＳ１２２で求めた冷媒質量流量ｉＧｒより小さいときは、理論上の冷媒質量流量ｉＧｒはＳ１２１で求めた値となり、逆に、Ｓ１２２で求めた冷媒質量流量ｉＧｒがＳ１２１で求めた冷媒質量流量ｉＧｒより小さいときは、理論上の冷媒質量流量ｉＧｒはＳ１２２で求めた値となる。
【００７８】
これにより、可変容量型の圧縮機２１を用いても、第１、２実施形態と同様に、正規の冷媒量が冷凍サイクル内に存在するときから冷媒量が僅かに減少した場合あっても、その冷媒量の減少を的確に検出することができる。
【００７９】
なお、本実施形態では、圧縮機２１の吐出側に設けられた絞り前後の差圧が所定値となるように吐出容量を制御する圧縮機２１であったが、本実施形態はこれに限定されるものではなく、例えば冷媒流量を検出し、この検出流量に基づいて吐出容量を制御する圧縮機２１にも適用することができる。
【００８０】
（その他の実施形態）
第１実施形態では、放熱器である凝縮器２２での放熱量に関するパラメータとして放熱温度差を用いたが、本実施形態は、凝縮器２２での放熱量に関するパラメータとして凝縮器２２に送風される冷却風（外気温度Ｔｏｕｔ）の凝縮器２２前後での温度差を用いてもよい。
【００８１】
また、上述の実施形態では、車両用空調装置に本発明を適用したが、本発明はこれに限定されるものではなく、その他の蒸気圧縮式冷凍サイクルにも適用することができる。
【００８２】
また、第１実施形態では、冷媒流量ｉＧｒを算出するに当たって、エバ後温度Ｔｅを検出したが、エバ後温度Ｔｅに加えて送風量や蒸発器２５に流入する空気の温度及び湿度等を考慮すれば、より正確な冷媒流量ｉＧｒを算出することができる。
【００８３】
また、第１実施形態では、理論上の比エンタルピ変化量ｉΔＨを算出するに当たって、高圧圧力Ｐｄ検出したが、高圧圧力Ｐｄに加えて、凝縮器２２に送風される冷却風の送風量（送風機の回転数及び車速等）、アイドリング運転時（車両停止時）におけるエンジンルーム側からの熱風の巻き込みによる冷却風の温度上昇等を考慮すれば、より正確な比エンタルピ変化量ｉΔＨを算出することができる。
【００８４】
また、上述の実施形態では、凝縮器２２での放熱量に着目したが、蒸発器２５における実際の吸熱量に関係する実際のパラメータと、蒸発器２５の吸熱量に関係する理論上のパラメータとを比較し、サイクル内の残留冷媒量を判定してもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態に係る車両用空調装置の模式図である。
【図２】本発明の第１実施形態に係る車両用空調装置の制御作動を示すフローチャートである。
【図３】エバ後温度と吸入圧力との関係を示すグラフである。
【図４】凝縮器での比エンタルピ変化量と高圧圧力との関係を示すグラフである。
【図５】理論上の放熱温度差と実際の放熱温度差との関係を示すグラフである。
【図６】正規の冷媒量が冷凍サイクル内に存在するときのモリエル線図である。
【図７】冷媒量が不足したときの実際の冷凍サイクルの挙動を示すモリエル線図である。
【図８】放熱温度差とエバ後温度との関係を示すグラフである。
【図９】本発明の第３実施形態に係る車両用空調装置の制御作動を示すフローチャートである。
【図１０】制御電流値と冷媒質量流量との関係を示すグラフである。
【符号の説明】
１８ｃ…外気温センサ、１８ｄ…高圧センサ、１８ｅ…温度センサ、
２２…凝縮器、２５…蒸発器。

Claims (11)

1. 圧縮機（２１）、放熱器（２２）、減圧器（２４）及び蒸発器（２５）を有し、前記圧縮機（２１）にて圧縮された高温高圧の冷媒を前記放熱器（２２）にて冷却し、前記減圧器（２４）にて減圧された低温低圧の冷媒を蒸発させる蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、
   前記放熱器（２２）における実際の放熱量（Ｑ）に関係する実際のパラメータ（ΔＴ）と、前記放熱器（２２）の放熱量（ｉＱ）に関係する理論上のパラメータ（ｉΔＴ）とを比較し、サイクル内の残留冷媒量を判定し、
   前記実際のパラメータ（ΔＴ）及び前記理論上のパラメータ（ｉΔＴ）は、前記放熱器（２２）内の冷媒温度に関係する温度と前記放熱器（２２）に送風される冷却風の温度との差であることを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。
2. 圧縮機（２１）、放熱器（２２）、減圧器（２４）及び蒸発器（２５）を有し、前記圧縮機（２１）にて圧縮された高温高圧の冷媒を前記放熱器（２２）にて冷却し、前記減圧器（２４）にて減圧された低温低圧の冷媒を蒸発させる蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、
   前記放熱器（２２）における、実際の放熱量（Ｑ）に関係するパラメータ（ΔＴ）を算出する実放熱量パラメータ算出手段（１８ｃ、１８ｄ）と、
   正規の冷媒量がサイクル内に存在するときのデータに基づいて、前記放熱器（２２）の放熱量（ｉＱ）に関係する理論上のパラメータ（ｉΔＴ）を算出する理論放熱量パラメータ算出手段（Ｓ１５０）と、
   前記実放熱量パラメータ算出手段（１８ｃ、１８ｄ）が算出したパラメータ（ΔＴ）と前記理論放熱量パラメータ算出手段（Ｓ１５０）が算出したパラメータ（ｉΔＴ）とを比較し、サイクル内の残留冷媒量を判定する冷媒残量判定手段（Ｓ１６０）とを備え、
   前記実際のパラメータ（ΔＴ）及び前記理論上のパラメータ（ｉΔＴ）は、前記放熱器（２２）内の冷媒温度に関係する温度と前記放熱器（２２）に送風される冷却風の温度との差であることを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。
3. 圧縮機（２１）、放熱器（２２）、減圧器（２４）及び蒸発器（２５）を有し、前記圧縮機（２１）にて圧縮された高温高圧の冷媒を前記放熱器（２２）にて冷却し、前記減圧器（２４）にて減圧された低温低圧の冷媒を蒸発させる蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、
   前記放熱器（２２）における、実際の放熱量（Ｑ）に関係する実際のパラメータ（ΔＴ）を算出する実放熱量パラメータ算出手段（１８ｃ、１８ｄ）と、
   正規の冷媒量がサイクル内に存在するときの前記蒸発器（２５）における冷媒の蒸発温度に関する物理量（Ｔｅ）に基づいて、前記放熱器（２２）における放熱量に関係する理論上のパラメータ（ｉΔＴ）を算出する理論放熱量パラメータ算出手段（Ｓ１５０）と、
   前記実放熱量パラメータ算出手段（１８ｃ、１８ｄ）が算出したパラメータ（ΔＴ）と前記理論放熱量パラメータ算出手段（Ｓ１５０）が算出したパラメータ（ｉΔＴ）とを比較し、サイクル内の残留冷媒量を判定する冷媒残量判定手段（Ｓ１６０）とを備えることを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。
4. 前記実際のパラメータ（ΔＴ）及び前記理論上のパラメータ（ｉΔＴ）は、前記放熱器（２２）内の冷媒温度に関係する温度と前記放熱器（２２）に送風される冷却風の温度との差であることを特徴とする請求項３に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
5. 前記実際のパラメータ（ΔＴ）及び前記理論上のパラメータ（ｉΔＴ）は、前記放熱器（２２）に送風される冷却風の前記放熱器（２２）前後での温度差であることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
6. 前記理論上のパラメータ（ｉΔＴ）は、前記圧縮機（２１）の吸入圧に基づいて算出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つに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
7. 前記理論上のパラメータ（ｉΔＴ）は、前記放熱器（２２）における冷媒の比エンタルピ変化量（ｉΔＨ）に基づいて算出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つに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
8. 前記理論上のパラメータ（ｉΔＴ）は、前記圧縮機（２１）の吸入圧に基づいて算出され、
   さらに、前記理論上のパラメータ（ｉΔＴ）は、前記放熱器（２２）における冷媒の比エンタルピ変化量（ｉΔＨ）に基づいて算出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つに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
9. 前記圧縮機（２１）は、吐出流量が所定流量となるようにその吐出容量を可変制御することができる可変容量型の圧縮機であることを特徴とする請求項１ないし８のいずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
10. 前記圧縮機（２１）は、冷媒流路に設けられた絞り前後の差圧に基づいて、その吐出容量を可変制御することができる可変容量型の圧縮機であることを特徴とする請求項１ないし８のいずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
11. １００％容量で前記圧縮機（２１）が稼動しているものとして算出した冷媒流量と、少なくとも前記圧縮機（２１）の吐出圧に基づいて決定される最大流量とを比較し、いずれか小さい方の値に基づいて前記理論上のパラメータ（ｉΔＴ）を算出することを特徴とする請求項９又は１０に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。

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