(57)【要約】【課題】高負荷停止状態から圧縮機を始動した際に生じる圧力異常を防止する。【解決手段】圧縮機１０を起動する時の冷媒圧力が高くなるほど、起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）を小さくして圧縮機１０を起動する。これにより、圧縮機１０を起動した時に高圧側圧力が許容圧力を超えてしまうことを未然に防止でき、高負荷停止状態から圧縮機１０を始動した際に生じる圧力異常を防止できる。延いては、安全装置が作動してしまうことを防止できるので、高負荷停止状態から圧縮機１０を始動した際に空調装置が停止してしまうことを防止できる。【選択図】　　　　図１
2004036943.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、
前記圧縮機（１０）から吐出した高圧冷媒を放冷する高圧側熱交換器（２０）と、
高圧冷媒を減圧するとともに、絞り開度が固定された減圧手段（４０）と、
低圧冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器（３０）と、
前記圧縮機（１０）の回転数を制御する回転数制御手段（６０）と有し、
前記回転数制御手段（６０）は、前記圧縮機（１０）を起動する時の冷媒圧力が高くなるほど、前記圧縮機（１０）を起動する時の目標とする前記圧縮機（１０）の回転数を小さくして前記圧縮機（１０）を起動することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍機。
【請求項２】
冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、
前記圧縮機（１０）から吐出した高圧冷媒を放冷する高圧側熱交換器（２０）と、
高圧冷媒を減圧するとともに、絞り開度が固定された減圧手段（４０）と、
低圧冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器（３０）と、
前記圧縮機（１０）の回転数を制御する回転数制御手段（６０）と有し、
前記回転数制御手段（６０）は、前記高圧側熱交換器（２０）が設置された部位の雰囲気温度及び前記低圧側熱交換器が設置された部位の雰囲気温度のうち少なくとも一方の温度が高くなるほど、前記圧縮機（１０）を起動する時の目標とする前記圧縮機（１０）の回転数を小さくして前記圧縮機（１０）を起動することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍機。
【請求項３】
冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、
前記圧縮機（１０）から吐出した高圧冷媒の熱を室外に放冷する高圧側熱交換器（２０）と、
高圧冷媒を減圧するとともに、絞り開度が固定された減圧手段（４０）と、
室内に吹き出す空気から吸熱して低圧冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器（３０）と、
前記圧縮機（１０）の回転数を制御する回転数制御手段（６０）と有し、
前記回転数制御手段（６０）は、室外空気の温度が高くなるほど、前記圧縮機（１０）を起動する時の目標とする前記圧縮機（１０）の回転数を小さくして前記圧縮機（１０）を起動することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍機。
【請求項４】
冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、
前記圧縮機（１０）から吐出した高圧冷媒の熱を室外に放冷する高圧側熱交換器（２０）と、
高圧冷媒を減圧するとともに、絞り開度が固定された減圧手段（４０）と、
室内に吹き出す空気から吸熱して低圧冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器（３０）と、
前記圧縮機（１０）の回転数を制御する回転数制御手段（６０）と有し、
前記回転数制御手段（６０）は、室内空気の温度が高くなるほど、前記圧縮機（１０）を起動する時の目標とする前記圧縮機（１０）の回転数を小さくして前記圧縮機（１０）を起動することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍機。
【請求項５】
前記減圧手段（４０）は、冷媒を等エントロピ的に減圧膨脹させるノズル（４１）を有し、前記ノズル（４１）から噴射する高速冷媒の巻き込み作用によって前記低圧側熱交換器（３０）に冷媒を循環させるエジェクタであることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍機。
【請求項６】
前記圧縮機（１０）の吐出圧は、冷媒の臨界圧力以上であることを特徴とする請求項１ないし５のいずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍機。
【請求項７】
冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、
前記圧縮機（１０）から吐出した高圧冷媒を放冷するとともに、内部の圧力が冷媒の臨界圧力以上となる高圧側熱交換器（２０）と、
高圧冷媒を減圧するとともに、高圧冷媒の温度に基づいて成績係数が高くなるように絞り開度を制御する減圧手段と、
低圧冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器（３０）と、
前記圧縮機（１０）の回転数を制御する回転数制御手段（６０）と有し、
前記回転数制御手段（６０）は、前記圧縮機（１０）を起動する時の冷媒圧力が高くなるほど、前記圧縮機（１０）を起動する時の目標とする前記圧縮機（１０）の回転数を小さくして前記圧縮機（１０）を起動することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍機。
【請求項８】
冷媒として二酸化炭素が用いられていることを特徴とする請求項１ないし７のいずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、低温側の熱を高温側に移動させる蒸気圧縮式冷凍機に関するもので、空調装置に適用して有効である。
【０００２】
【従来の技術】
蒸気圧縮式冷凍機を利用した空調装置として、例えば特許第２９０２０６１号公報に記載の発明では、設定温度や室内空気温度及び室外空気温度から求めた目標回転数となるように圧縮機の回転数を制御することにより蒸気圧縮式冷凍機の能力を制御している。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、減圧手段として絞り開度が固定された固定絞りを採用した蒸気圧縮式冷凍機では、以下のような問題が発生する。
【０００４】
例えば室内空気温度及び室外空気温度が高く、空調負荷、つまり冷房負荷が大きい場合には必要とする冷凍能力が大きくなるため、圧縮機の制御装置は、高い目標回転数を設定して、その高い目標回転数となるように圧縮機の回転数を制御する。
【０００５】
このため、夏場等の冷房負荷が大きいときに、圧縮機、つまり空調装置を起動すると、高い目標回転数が設定されることに加えて、圧縮機が起動する前の段階において既に冷凍機内の冷媒圧力が上昇しているため、高圧側圧力が許容圧力を超えてしまうおそれが高い。
【０００６】
しかも、減圧手段として固定絞りを採用していると、高圧側圧力は回転数の約２乗に比例して上昇するので、圧縮機を起動した時に高圧側圧力が許容圧力を超えてしまう可能性が非常に高い。
【０００７】
なお、高圧側圧力が許容圧力を超えると、通常、安全装置が作動して圧縮機を停止させるので、空調装置が停止してしまう。
【０００８】
本発明は、上記点に鑑み、第１には、従来と異なる新規な蒸気圧縮式冷凍機を提供し、第２には、高負荷停止状態から圧縮機を始動した際に生じる圧力異常を防止することを目的とする。
【０００９】
【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、冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、圧縮機（１０）から吐出した高圧冷媒を放冷する高圧側熱交換器（２０）と、高圧冷媒を減圧するとともに、絞り開度が固定された減圧手段（４０）と、低圧冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器（３０）と、圧縮機（１０）の回転数を制御する回転数制御手段（６０）と有し、回転数制御手段（６０）は、圧縮機（１０）を起動する時の冷媒圧力が高くなるほど、圧縮機（１０）を起動する時の目標とする圧縮機（１０）の回転数を小さくして圧縮機（１０）を起動することを特徴とする。
【００１０】
これにより、圧縮機（１０）を起動した時に高圧側圧力が許容圧力を超えてしまうことを未然に防止できるので、高負荷停止状態から圧縮機（１０）を始動した際に生じる圧力異常を防止できるとともに、従来と異なる新規な蒸気圧縮式冷凍機を得ることができる。
【００１１】
請求項２に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、圧縮機（１０）から吐出した高圧冷媒を放冷する高圧側熱交換器（２０）と、高圧冷媒を減圧するとともに、絞り開度が固定された減圧手段（４０）と、低圧冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器（３０）と、圧縮機（１０）の回転数を制御する回転数制御手段（６０）と有し、回転数制御手段（６０）は、高圧側熱交換器（２０）が設置された部位の雰囲気温度及び低圧側熱交換器が設置された部位の雰囲気温度のうち少なくとも一方の温度が高くなるほど、圧縮機（１０）を起動する時の目標とする圧縮機（１０）の回転数を小さくして圧縮機（１０）を起動することを特徴とする。
【００１２】
雰囲気温度が高くなるほど、圧縮機（１０）を起動する時の冷媒圧力、つまりサイクル均衡圧力は高くなるので、請求項２に記載の発明によれば、圧縮機（１０）を起動した時に高圧側圧力が許容圧力を超えてしまうことを未然に防止でき、高負荷停止状態から圧縮機（１０）を始動した際に生じる圧力異常を防止できるとともに、従来と異なる新規な蒸気圧縮式冷凍機を得ることができる。
【００１３】
請求項３に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、圧縮機（１０）から吐出した高圧冷媒の熱を室外に放冷する高圧側熱交換器（２０）と、高圧冷媒を減圧するとともに、絞り開度が固定された減圧手段（４０）と、室内に吹き出す空気から吸熱して低圧冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器（３０）と、圧縮機（１０）の回転数を制御する回転数制御手段（６０）と有し、回転数制御手段（６０）は、室外空気の温度が高くなるほど、圧縮機（１０）を起動する時の目標とする圧縮機（１０）の回転数を小さくして圧縮機（１０）を起動することを特徴とする。
【００１４】
室外空気が高くなるほど、圧縮機（１０）を起動する時の冷媒圧力、つまりサイクル均衡圧力は高くなるので、請求項３に記載の発明によれば、圧縮機（１０）を起動した時に高圧側圧力が許容圧力を超えてしまうことを未然に防止でき、高負荷停止状態から圧縮機（１０）を始動した際に生じる圧力異常を防止できるとともに、従来と異なる新規な蒸気圧縮式冷凍機を得ることができる。
【００１５】
請求項４に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、圧縮機（１０）から吐出した高圧冷媒の熱を室外に放冷する高圧側熱交換器（２０）と、高圧冷媒を減圧するとともに、絞り開度が固定された減圧手段（４０）と、室内に吹き出す空気から吸熱して低圧冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器（３０）と、圧縮機（１０）の回転数を制御する回転数制御手段（６０）と有し、回転数制御手段（６０）は、室内空気の温度が高くなるほど、圧縮機（１０）を起動する時の目標とする圧縮機（１０）の回転数を小さくして圧縮機（１０）を起動することを特徴とする。
【００１６】
室内外空気が高くなるほど、圧縮機（１０）を起動する時の冷媒圧力、つまりサイクル均衡圧力は高くなるので、請求項４に記載の発明によれば、圧縮機（１０）を起動した時に高圧側圧力が許容圧力を超えてしまうことを未然に防止でき、高負荷停止状態から圧縮機（１０）を始動した際に生じる圧力異常を防止できるとともに、従来と異なる新規な蒸気圧縮式冷凍機を得ることができる。
【００１７】
請求項５に記載の発明では、減圧手段（４０）は、冷媒を等エントロピ的に減圧膨脹させるノズル（４１）を有し、ノズル（４１）から噴射する高速冷媒の巻き込み作用によって低圧側熱交換器（３０）に冷媒を循環させるエジェクタであることを特徴とするものである。
【００１８】
請求項６に記載の発明では、圧縮機（１０）の吐出圧は、冷媒の臨界圧力以上であることを特徴とするものである。
【００１９】
請求項７に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１０）と、圧縮機（１０）から吐出した高圧冷媒を放冷するとともに、内部の圧力が冷媒の臨界圧力以上となる高圧側熱交換器（２０）と、高圧冷媒を減圧するとともに、高圧冷媒の温度に基づいて成績係数が高くなるように絞り開度を制御する減圧手段と、低圧冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器（３０）と、圧縮機（１０）の回転数を制御する回転数制御手段（６０）と有し、回転数制御手段（６０）は、圧縮機（１０）を起動する時の冷媒圧力が高くなるほど、圧縮機（１０）を起動する時の目標とする圧縮機（１０）の回転数を小さくして圧縮機（１０）を起動することを特徴とする。
【００２０】
これにより、圧縮機（１０）を起動した時に高圧側圧力が許容圧力を超えてしまうことを未然に防止できるので、高負荷停止状態から圧縮機（１０）を始動した際に生じる圧力異常を防止できるとともに、従来と異なる新規な蒸気圧縮式冷凍機を得ることができる。
【００２１】
請求項８に記載の発明では、冷媒として二酸化炭素が用いられていることを特徴とするものである。
【００２２】
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。
【００２３】
【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機を車両空調装置に適用したものであり、図１はエジェクタを用いた蒸気圧縮式冷凍機、いわゆるエジェクタサイクル１の模式図であり、図２はエジェクタサイクルの全体のマクロ的作動を示すｐ−ｈ線図である。
【００２４】
圧縮機１０は電動モータ１１から動力を得て冷媒を吸入圧縮する固定容量型の圧縮機であり、放熱器２０は圧縮機１０から吐出した冷媒と室外空気とを熱交換して冷媒を冷却する高圧側熱交換器である。
【００２５】
なお、図１では、圧縮機１０と電動モータ１１とは別体のごとく描かれているが、圧縮機１０と電動モータ１１とを一体化した電動圧縮機を用いてもよいことは言うまでもない。
【００２６】
また、蒸発器３０は室内に吹き出す空気と液相冷媒とを熱交換させて液相冷媒を蒸発させることにより冷媒を蒸発させて室内に吹き出す空気を冷却する低圧側熱交換器である。
【００２７】
また、エジェクタ４０は冷媒を減圧膨張させて蒸発器３０にて蒸発した気相冷媒を吸引するとともに、膨張エネルギーを圧力エネルギーに変換して圧縮機１０の吸入圧を上昇させるものである。
【００２８】
そして、エジェクタ４０は、流入する冷媒の圧力エネルギーを速度エネルギーに変換して冷媒を減圧膨張させるノズル４１、ノズル４１から噴射する高い速度の冷媒流により蒸発器３０にて蒸発した気相冷媒を吸引しながら、ノズル４１から噴射する冷媒流とを混合する混合部４２、及びノズル４１から噴射する冷媒と蒸発器３０から吸引した冷媒とを混合させながら速度エネルギーを圧力エネルギーに変換して冷媒の圧力を昇圧させるディフューザ４３等からなるものである。
【００２９】
なお、ノズル４１は、絞り開度が固定された一種の固定絞りであり、高圧冷媒を略等エントロピ的に減圧膨脹させる。
【００３０】
このとき、混合部４２においては、駆動流の運動量と吸引流の運動量との和が保存されるように駆動流と吸引流とが混合するので、混合部４２においても冷媒の圧力が（静圧）が上昇する。
【００３１】
一方、ディフューザ４３においては、通路断面積を徐々に拡大することにより、冷媒の速度エネルギ（動圧）を圧力エネルギ（静圧）に変換するので、エジェクタ４０においては、混合部４２及びディフューザ４３の両者にて冷媒圧力を昇圧する。そこで、以下、混合部４２とディフューザ４３とを総称して昇圧部と呼ぶ。
【００３２】
因みに、本実施形態では、ノズル４１から噴出する冷媒の速度を音速以上まで加速するために、通路途中に通路面積が最も縮小した喉部４１ａを有するラバールノズル（流体工学（東京大学出版会）参照）を採用しているが、勿論、先細ノズルを採用してもよいことは言うまでもない。
【００３３】
また、気液分離器５０はエジェクタ４０から流出した冷媒が流入するとともに、その流入した冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離して冷媒を蓄える気液分離手段であり、気液分離器５０の気相冷媒流出口は圧縮機１０の吸引側に接続され、液相冷媒流出口は蒸発器３０側の流入側に接続される。なお、気液分離器５０の液相冷媒流出口と蒸発器３０とを結ぶ冷媒通路は、所定の圧力損失が発生するように設定されている。
【００３４】
そして、本実施形態では、図２に示すように、圧縮機１０にてノズル４１に流入する高圧の冷媒を冷媒の臨界圧力以上まで昇圧している。因みに、図２の●で示される符号は、図１に示す●で示される符号位置における冷媒の状態を示すものである。
【００３５】
また、図１中、圧力センサ６１は圧縮機１０の吐出側に設置されてエジェクタサイクル内を循環する冷媒の圧力を検出圧力検出手段であり、外気センサ６２は放熱器２０の近傍に設置されて室外空気の温度を検出する室外空気温度検出手段であり、内気センサ６３は室内に設置されて室内空気の温度を検出する室内空気温度検出手段であり、日射センサ６４は室内に降り注がれる日射量を検出する日射量検出手段である。
【００３６】
そして、これらセンサ６１〜６４の検出信号は、電子制御装置（ＥＣＵ）６０に入力されており、電子制御装置６０はセンサ６１〜６４の検出信号に基づいて予め設定されたプログラムに基づいて圧縮機１０の回転数、つまりモータ１１の回転数を制御する。
【００３７】
次に、エジェクタサイクルの概略作動を述べる（図２参照）。
【００３８】
圧縮機１０から吐出した冷媒を放熱器２０側に循環させる。これにより、放熱器２０にて冷却された冷媒は、エジェクタ４０のノズル４１にて等エントロピ的に減圧膨張して、音速以上の速度で混合部４２内に流入する。
【００３９】
そして、混合部４２に流入した高速冷媒の巻き込み作用に伴うポンプ作用により、蒸発器３０内で蒸発した冷媒が混合部４２内に吸引されるため、低圧側の冷媒が気液分離器５０→蒸発器３０→エジェクタ４０（昇圧部）→気液分離器５０の順に循環する。
【００４０】
一方、蒸発器３０から吸引された冷媒（吸引流）とノズル４１から吹き出す冷媒（駆動流）とは、混合部４２にて混合しながらディフューザ４３にてその動圧が静圧に変換されて気液分離器５０に戻る。
【００４１】
次に、本実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍機１の特徴的な制御作動を述べる。
【００４２】
図３は圧縮機１０の制御作動を示すフローチャートであり、蒸気圧縮式冷凍機１、つまり圧縮機１０の起動スイッチ（Ａ／Ｃスイッチ）が投入されると、センサ６１〜６４の検出値を読み込んで（Ｓ１００）、これら読み込んだ値に基づいて下記の数式１に従って車室内に吹き出す空気の温度（目標吹出温度ＴＡＯ）を算出し、この目標吹出温度ＴＡＯから目標とする蒸発器内温度（目標蒸発器温度ＴＥＯ）を算出して、目標とする圧縮機１０の回転数（目標圧縮機回転数ＩＶＯ）を決定する（Ｓ１１０）。
【００４３】
なお、目標圧縮機回転数ＩＶＯは目標吹出温度ＴＡＯに基づいて決定されることから、図３では、目標圧縮機回転数ＩＶＯのことをｆ（ＴＡＯ）と表記しており、図４は目標吹出温度ＴＡＯと目標圧縮機回転数ＩＶＯとの関係を示す特性図である。
【００４４】
【数１】
ＴＡＯ＝Ｋｓｅｔ×Ｔｓｅｔ−Ｋｒ×Ｔｒ−Ｋａｍ×Ｔａｍ−Ｋｓ×Ｔｓ−Ｃ１
Ｋｓｅｔ、Ｋｒ、Ｋａｍ、Ｋｓ：ゲイン
Ｃ１：定数
ＴＲ：室内空気温度
ＴＡＭ：室外空気温度
ＴＳ：日射センサの検出値
次に、圧縮機１０を起動する時であるか否かを判定し（Ｓ１２０）、圧縮機１０を起動する時でない、つまり圧縮機１０が既に起動しているときには、実際の圧縮機１０の回転数が目標圧縮機回転数ＩＶＯとなるように圧縮機１０の駆動電流を制御する（Ｓ１３０）。
【００４５】
一方、圧縮機１０を起動する時、つまり圧縮機１０が未だ起動していないときには、目標圧縮機回転数ＩＶＯと圧縮機１０を起動する時の冷媒圧力ＳＰｓｔａｒｔに基づいて決定される起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）とを比較して、小さい方の目標回転数となるように圧縮機１０を起動させる（Ｓ１４０、Ｓ１５０）。
【００４６】
このとき、起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）は、図５に示すように、圧縮機１０を起動する時の冷媒圧力が高くなるほど、起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）が小さくなるように決定される。因みに、本実施形態では、起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）の下限値を１０００ｒｐｍとし、上限値を９０００ｒｐｍとしている。
【００４７】
なお、Ｓ１４０で目標圧縮機回転数ＩＶＯと起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）との大小比較を行うが、高負荷停止状態から圧縮機１０を稼動させる時には、通常、目標圧縮機回転数ＩＶＯが起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）より大きくなるため、高負荷停止状態から圧縮機１０を稼動させる時には起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）により圧縮機１０が起動される。
【００４８】
次に、本実施形態の作用効果を述べる。
【００４９】
圧縮機１０を起動する時の冷媒圧力が高くなるほど、起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）を小さくして圧縮機１０を起動するので、圧縮機１０を起動した時に高圧側圧力が許容圧力を超えてしまうことを未然に防止でき、高負荷停止状態から圧縮機１０を始動した際に生じる圧力異常を防止できる。
【００５０】
延いては、安全装置が作動してしまうことを防止できるので、高負荷停止状態から圧縮機１０を始動した際に空調装置が停止してしまうことを防止できる。
【００５１】
因みに、発明者が試験によると、高負荷停止状態では、圧縮機１０が始動する前にサイクル均衡圧力は約８〜９ＭＰａ程度まで上昇しているため、このまま、目標圧縮機回転数ＩＶＯとなるように圧縮機１０を制御すれば、確実に安全装置が作動して空調装置が停止する。
【００５２】
なお、図６は本実施形態における起動時の冷媒圧力及び圧縮機１０の回転数の変化、並びに従来の技術における起動時の冷媒圧力及び圧縮機の回転数の変化を示すグラフであり、本実施形態によれば、高負荷時においても空調装置を停止させることなく、空調装置を起動することができる。
【００５３】
（第２実施形態）
第１実施形態は、目標圧縮機回転数ＩＶＯと圧縮機１０を起動する時の冷媒圧力ＳＰｓｔａｒｔに基づいて決定される起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）とを比較して、小さい方の目標回転数となるように圧縮機１０を起動させたが、本実施形態は、目標圧縮機回転数ＩＶＯと圧縮機１０を起動する時の室外空気温度ＴＡＭに基づいて決定される起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＴＡＭ）とを比較して、小さい方の目標回転数となるように圧縮機１０を起動させるものである。
【００５４】
そして、起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＴＡＭ）は、図７に示すように、圧縮機１０を起動する時の室外空気温度ＴＡＭが高くなるほど、起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＴＡＭ）が小さくなるように決定される。
【００５５】
このとき、室外空気温度ＴＡＭが高くなるほど、圧縮機１０を起動する時の冷媒圧力ＳＰｓｔａｒｔ、つまりサイクル均衡圧力は高くなるので、本実施形態においても、圧縮機１０を起動した時に高圧側圧力が許容圧力を超えてしまうことを未然に防止でき、高負荷停止状態から圧縮機１０を始動した際に生じる圧力異常を防止できる。
【００５６】
（第３実施形態）
第１実施形態は、目標圧縮機回転数ＩＶＯと圧縮機１０を起動する時の冷媒圧力ＳＰｓｔａｒｔに基づいて決定される起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）とを比較して、小さい方の目標回転数となるように圧縮機１０を起動させたが、本実施形態は、目標圧縮機回転数ＩＶＯと圧縮機１０を起動する時の室内空気温度ＴＲに基づいて決定される起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＴＲ）とを比較して、小さい方の目標回転数となるように圧縮機１０を起動させるものである。
【００５７】
そして、起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＴＲ）は、図８に示すように、圧縮機１０を起動する時の室内空気温度ＴＲが高くなるほど、起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＴＲ）が小さくなるように決定される。
【００５８】
このとき、室内空気温度ＴＲが高くなるほど、圧縮機１０を起動する時の冷媒圧力ＳＰｓｔａｒｔ、つまりサイクル均衡圧力は高くなるので、本実施形態においても、圧縮機１０を起動した時に高圧側圧力が許容圧力を超えてしまうことを未然に防止でき、高負荷停止状態から圧縮機１０を始動した際に生じる圧力異常を防止できる。
【００５９】
（第４実施形態）
第１実施形態では、起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）を圧縮機１０を起動する時の冷媒圧力ＳＰｓｔａｒｔの変化に対して連続的に変化させたが、本実施形態は、図９に示すように、起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）を圧縮機１０を起動する時の冷媒圧力ＳＰｓｔａｒｔの変化に対して段階的に変化さるものである。
【００６０】
なお、本実施形態は、第２、３実施形態に対しても適用することができることは言うまでもない。
【００６１】
（第５実施形態）
第１実施形態では、起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）を圧縮機１０を起動する時の冷媒圧力ＳＰｓｔａｒｔの変化に対して連続的に線形変化させたが、本実施形態は、図９に示すように、起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）を圧縮機１０を起動する時の冷媒圧力ＳＰｓｔａｒｔの変化に対して連続的に非線形変化させるものである。
【００６２】
なお、本実施形態は、第２、３実施形態に対しても適用することができることは言うまでもない。
【００６３】
（その他の実施形態）
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ない。
【００６４】
また、上述の実施形態では、減圧手段としてエジェクタ４０を採用したが、固定絞りやキャピラリーチューブのごとく、冷媒を等エンタルピ的に減圧する減圧手段を採用しもよい。
【００６５】
また、上述の実施形態では、冷媒を二酸化炭素として、圧縮機１０の吐出圧を冷媒の臨界圧力以上としたが、本発明はこれに限定されるものではない。
【００６６】
また、減圧手段として高圧冷媒の温度に基づいて成績係数が高くなるように絞り開度を制御する圧力制御弁を採用してもよい。なお、圧力制御弁では、高圧冷媒の温度に基づいて成績係数が高くなるように絞り開度を制御するので、高負荷停止状態から圧縮機１０を始動した際には、絞り開度が小さくなり、高圧側圧力が上昇し易い。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図２】ｐ−ｈ線図である。
【図３】本発明の第１実施形態に係るエジェクタサイクルの制御フローチャートである。
【図４】目標圧縮機回転数ＩＶＯと目標吹出温度ＴＡＯとの関係を示す特性図である。
【図５】冷媒圧力ＳＰｓｔａｒｔと起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）との関係を示す特性図である。
【図６】本実施形態における起動時の冷媒圧力及び圧縮機の回転数の変化、並びに従来の技術における起動時の冷媒圧力及び圧縮機の回転数の変化を示すグラフである。
【図７】外気温度ＴＡＭと起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＴＡＭ）との関係を示す特性図である。
【図８】内気温度ＴＲと起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＴＲ）との関係を示す特性図である。
【図９】冷媒圧力ＳＰｓｔａｒｔと起動時目標圧縮機回転数ｆ（ＳＰ）との関係を示す特性図である。
【符号の説明】
１０…圧縮機、２０…放熱器、３０…蒸発器、４０…エジェクタ、
５０…気液分離器、６０…電子制御装置、６１…圧力センサ。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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