(57)【要約】【課題】圧縮機オイル戻り性確保および蒸発器吹出空気温度のバラツキ低減のための圧縮機作動制御をより適切に実行できるようにする。【解決手段】吐出流量が目標吐出流量となるように吐出容量を可変制御する制御弁を有する流量制御タイプの可変容量型圧縮機を用い、目標吐出流量は蒸発器の実際の吹出温度が目標吹出温度となるように決定され、目標吐出流量に対応した仮の制御電流Ｉｎ−▲１▼を算出し（Ｓ１３１０）、仮の制御電流Ｉｎ−▲１▼が所定のしきい値Ｉｎ−ｓより大きい時は仮の制御電流Ｉｎ−▲１▼により制御弁を制御し（Ｓ１３２０、Ｓ１３３０）、仮の制御電流Ｉｎ−▲１▼が所定のしきい値Ｉｎ−ｓ以下である時は、所定のしきい値Ｉｎ−ｓと０との間で制御電流を断続する。【選択図】        図６
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
吐出流量を変更可能な圧縮機（１１）と、前記圧縮機（１１）の吸入側に設けられ、低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（９、２７）とを有する冷凍サイクル装置において、
サイクル内の循環冷媒の流量に関連する情報値に基づいて、前記循環冷媒の流量が所定のしきい値より大きいかどうかを判定し、
前記循環冷媒の流量が前記所定のしきい値より大きいときは、前記蒸発器（９、２７）の冷却度合いに応じて前記圧縮機（１１）の吐出流量を制御し、
一方、前記循環冷媒の流量が前記所定のしきい値以下であるときは、前記圧縮機（１１）の吐出流量を前記所定のしきい値近傍の中間流量と前記所定のしきい値より小さい小流量間で断続的に変化させることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項２】
前記循環冷媒の流量が前記所定のしきい値以下であるときに、前記蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが所定の低温側域にある間は前記圧縮機（１１）の吐出流量を前記小流量に維持し、前記蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが前記所定の低温側域よりも高温側に移行すると、前記圧縮機（１１）の吐出流量を前記中間流量と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。
【請求項３】
前記圧縮機（１１）は、吐出容量の変更を制御する制御弁（１１０）を有し、前記制御弁（１１０）により前記吐出流量が目標吐出流量となるように吐出容量を可変制御する流量制御タイプの可変容量型圧縮機であり、
前記目標吐出流量は前記蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが目標冷却度合いとなるように決定され、前記目標吐出流量に対応した制御信号を発生する制御手段（４０）を有し、
前記循環冷媒の流量に関連する情報値は前記制御信号の値であり、前記制御信号の値に基づいて前記循環冷媒の流量が前記所定のしきい値より大きいと判定したときは、前記制御信号を前記制御弁（１１０）に加えて前記吐出容量を制御し、
一方、前記制御信号の値に基づいて前記循環冷媒の流量が前記所定のしきい値以下であると判定したときは、前記制御信号の値を強制的に前記中間流量に対応する値と前記小流量に対応する値とに切り替えて、前記吐出容量を変化させることを特徴とする請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項４】
前記制御弁（１１０）は、サイクル高圧側圧力を用いて制御圧力を作り、この制御圧力により前記吐出容量の変更を制御するようになっており、
前記制御弁（１１０）の前記制御信号に対応する前記循環冷媒の流量が前記サイクル高圧側圧力の上昇に応じて減少するようになっており、
前記所定のしきい値を前記サイクル高圧側圧力の上昇に応じて増大するように補正することを特徴とする請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項５】
前記圧縮機は、モータ（１１ｉ）の回転数制御により前記吐出流量が目標吐出流量となるように制御される電動圧縮機（１１）であり、
前記目標吐出流量は前記蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが目標冷却度合いとなるように決定され、前記目標吐出流量に対応した回転数制御信号を発生するモータ制御手段（４０）を有し、
前記循環冷媒の流量に関連する情報値は前記回転数制御信号であり、前記回転数制御信号の値に基づいて前記循環冷媒の流量が前記所定のしきい値より大きいと判定したときは、前記回転数制御信号を前記モータ（１１ｉ）に加えて前記モータ（１１ｉ）の回転数を制御し、
一方、前記回転数制御信号の値に基づいて前記循環冷媒の流量が前記所定のしきい値以下であると判定したときは、前記回転数制御信号の値を強制的に前記中間流量に対応する値と前記小流量に対応する値とに切り替えて、前記モータ（１１ｉ）の回転数を変化させることを特徴とする請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項６】
前記小流量は実質上零流量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つに記載の冷凍サイクル装置。
【請求項７】
モータ（１１ｉ）の回転数制御により吐出流量を変更可能な電動圧縮機（１１）と、
前記電動圧縮機（１１）の吸入側に設けられ、低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（９、２７）とを有する冷凍サイクル装置において、
前記蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いと前記蒸発器（９、２７）の目標冷却度合いとの偏差を算出し、
前記偏差が大きいときは、前記電動圧縮機（１１）の回転数を前記偏差が小さくなるように連続的に制御し、
前記偏差が小さいときは、前記電動圧縮機（１１）の回転数を所定の中間領域のしきい値と回転数零との間で断続的に変化させることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項８】
前記偏差が大きいときに、前記電動圧縮機（１１）の回転数の下限値を前記所定の中間領域のしきい値に保持することを特徴とする請求項７に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項９】
前記蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いは、前記蒸発器（９、２７）の実際の吹出空気温度（Ｔｅ）であり、
前記目標冷却度合いは、冷房熱負荷条件に関係する情報値に基づいて算出される目標蒸発器温度（ＴＥＯ）であることを特徴とする請求項７または８に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項１０】
前記蒸発器は、互いに並列接続された複数の蒸発器（９、２
７）であり、前記圧縮機（１１）は１個であり、
前記１個の圧縮機（１１）により前記複数の蒸発器（９、２７）に冷媒を循環させることを特徴とする請求項１ないし９のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
【請求項１１】
車両用の冷凍サイクル装置であって、車室内前席側を空調する前席側空調ユニット（１）に前記複数の蒸発器（９、２７）の１つが配置され、
車室内後席側を空調する後席側空調ユニット（２６）に前記複数の蒸発器（９、２７）の他の１つが配置されていることを特徴とする請求項１０に記載の冷凍サイクル装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、吐出流量を変更可能な圧縮機、具体的には吐出容量を変更可能な可変容量型圧縮機、回転数制御可能な電動圧縮機等を備える冷凍サイクル装置における吐出流量制御に関するもので、車両用空調装置に適用して好適なものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、車室内前席側の領域を空調する前席側空調ユニットと、車室内後席側の領域を空調する後席側空調ユニットとを備えるデュアルエアコンタイプの車両用空調装置においては、前席側と後席側でそれぞれ蒸発器を独立に設けるとともに、圧縮機と凝縮器は共通使用している。
【０００３】
ところで、後席側蒸発器は前席側蒸発器に比較して圧縮機から遠く離れた位置に配置され、冷媒配管経路が長いので、冷媒配管経路の圧損がどうしても大きくなる。そのため、後席側蒸発器では冷媒流量が低下して冷媒流速が前席側蒸発器に比較して低下しやすい。これに加え、後席側蒸発器の低圧配管は、通常、車両の床下に配置され、圧縮機吸入配管よりも低い位置に配置されることが多い。
【０００４】
その結果、後席側蒸発器やその出口の低圧配管等に潤滑オイルが溜まって、圧縮機へのオイル戻り量が不足して圧縮機の耐久性に悪影響を与えるという不具合が発生する。
【０００５】
そこで、車両用空調装置に使用される冷凍サイクル装置において、固定容量型圧縮機の作動を強制的に断続制御したり、あるいは可変容量型圧縮機の吐出容量を強制的に変化させることにより圧縮機へのオイル戻り量の不足を解消するようにしたものが知られている（特許文献１）。
【０００６】
特開２０００−２８３５７６号公報
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、本発明者らの実験検討によると、冷凍サイクル内の循環冷媒の流量（質量流量）が各種サイクル毎に決まる所定のしきい値以下に低下すると、圧縮機へのオイル戻り量の不足が顕著になることが判明した。
【０００８】
また、循環冷媒の流量が所定のしきい値以下に低下すると、蒸発器内部の冷媒流路における冷媒流速の低下により液相冷媒が蒸発器内部の特定部位に集中する傾向が強まって、蒸発器内部の冷媒流路での液相冷媒と気相冷媒の偏在が顕著になる。そして、気相冷媒のみが存在する部位では顕熱分の吸熱のみとなり、蒸発潜熱を吸熱できないので、気相冷媒部位の蒸発器吹出空気温度が液相冷媒の集中部位に比較して高くなって、蒸発器吹出空気温度のバラツキが増大するという問題を引き起こす。
【０００９】
しかし、特許文献１の従来技術では、圧縮機の起動後における圧縮機の連続作動時間を計時し、この圧縮機連続作動時間が所定時間に到達すると、固定容量型圧縮機の作動を強制的に断続制御したり、あるいは可変容量型圧縮機の吐出容量を強制的に変化させる等の圧縮機作動制御を行っているだけである。すなわち、冷凍サイクル内の循環冷媒の流量低下に直接関連した制御を行っていないので、圧縮機オイル戻り不足の解消、あるいは蒸発器吹出空気温度のバラツキ低減という観点からみると、圧縮機の強制的な断続制御や吐出容量変化の実行時期を適切に設定できない場合が生じる。
【００１０】
そのため、上記圧縮機作動制御の実行が遅れて、圧縮機オイル戻りの不足状態や蒸発器吹出空気温度のバラツキの増大が発生したり、逆に、上記圧縮機作動制御の実行タイミングが早すぎて、必要のない圧縮機断続制御や圧縮機容量制御を行ってしまうという問題が生じる。
【００１１】
また、固定容量型圧縮機の断続制御は１００％容量で作動を断続制御することになるので、蒸発器吹出空気温度のバラツキが大きくなりやすいという問題が生じる。なお、特許文献１には可変容量型圧縮機の吐出容量変化の具体的内容が記載されていないが、固定容量型圧縮機と同様に１００％容量と０％容量との間で容量変化を行うのであれば、温度バラツキの問題が同様に発生する。
【００１２】
本発明は上記点に鑑みてなされたものであり、圧縮機オイル戻り性確保および蒸発器吹出空気温度のバラツキ低減のための圧縮機作動制御をより適切に実行できるようにすることを目的とする。
【００１３】
【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、吐出流量を変更可能な圧縮機（１１）と、圧縮機（１１）の吸入側に設けられ、低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（９、２７）とを有する冷凍サイクル装置において、サイクル内の循環冷媒の流量に関連する情報値に基づいて、循環冷媒の流量が所定のしきい値より大きいかどうかを判定し、循環冷媒の流量が所定のしきい値より大きいときは、蒸発器（９、２７）の冷却度合いに応じて圧縮機（１１）の吐出流量を制御し、一方、循環冷媒の流量が所定のしきい値以下であるときは、圧縮機（１１）の吐出流量を所定のしきい値近傍の中間流量と所定のしきい値より小さい小流量間で断続的に変化させることを特徴とする。
【００１４】
ここで、所定のしきい値より小さい小流量とは、具体的には請求項６に記載のように実質上零流量にすることができる。
【００１５】
請求項１によると、サイクル内の循環冷媒の流量に関連する情報値に基づいて、循環冷媒の流量が所定のしきい値より大きいかどうかを判定し、循環冷媒の流量が所定のしきい値以下となり、圧縮機オイル戻りの不足が発生しやすい条件になると、圧縮機（１１）の吐出流量を所定のしきい値近傍の中間流量と所定のしきい値より小さい小流量間で強制的に変化させるから、循環冷媒の流量の平均値が減少しても、ピーク流量としては所定のしきい値近傍の中間流量を維持できる。従って、このピーク流量に基づく冷媒流れによって蒸発器（９、２７）や蒸発器出口配管内部等に滞留する潤滑オイルを押し流して、圧縮機（１１）へのオイル戻りを確保できる。
【００１６】
しかも、サイクル内の循環冷媒の流量に関連する情報値に基づいて、循環冷媒の流量が所定のしきい値より大きいかどうかを判定し、この判定結果に基づいて圧縮機オイル戻り不足解消のための中間流量断続作動を実行するから、従来技術のように圧縮機起動後における圧縮機の連続作動時間を計時して、オイル戻り不足解消のための圧縮機の断続作動制御（あるいは吐出容量の大小切替）を行うものに比して、圧縮機オイル戻り不足解消の必要性を冷媒流量情報に基づいてより適切に判定できる。従って、オイル戻り不足解消のための中間流量断続作動をより適切な時期に実行できる。
【００１７】
また、ピーク流量として所定のしきい値近傍の中間流量を維持することにより、循環冷媒の小流量時に蒸発器内部の冷媒流路の特定部位に液相冷媒が集中することを抑制して、蒸発器吹出空気温度のバラツキを低減できる。
【００１８】
更に、循環冷媒の小流量時におけるオイル戻り不足を中間流量の断続作動により解消するから、オイル戻り不足を圧縮機最大能力による大流量の断続作動により解消する場合に比較して蒸発器吹出空気温度のバラツキを低減できる。従って、蒸発器吹出空気温度のバラツキの低減と小流量時におけるオイル戻り性確保との両立を良好に達成できる。
【００１９】
請求項２に記載の発明では、請求項１において、循環冷媒の流量が所定のしきい値以下であるときに、蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが所定の低温側域にある間は圧縮機（１１）の吐出流量を小流量に維持し、蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが所定の低温側域よりも高温側に移行すると、圧縮機（１１）の吐出流量を中間流量とすることを特徴とする。
【００２０】
これにより、循環冷媒の小流量時にオイル戻り不足解消のための中間流量断続作動を行っても、蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いを所定の温度域に維持できる。
【００２１】
請求項３に記載の発明では、請求項１または２において、圧縮機（１１）は、吐出容量の変更を制御する制御弁（１１０）を有し、制御弁（１１０）により吐出流量が目標吐出流量となるように吐出容量を可変制御する流量制御タイプの可変容量型圧縮機であり、
目標吐出流量は蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが目標冷却度合いとなるように決定され、目標吐出流量に対応した制御信号を発生する制御手段（４０）を有し、
循環冷媒の流量に関連する情報値は前記制御信号の値であり、この制御信号の値に基づいて循環冷媒の流量が所定のしきい値より大きいと判定したときは、前記制御信号を制御弁（１１０）に加えて吐出容量を制御し、一方、前記制御信号の値に基づいて循環冷媒の流量が所定のしきい値以下であると判定したときは、制御信号の値を強制的に中間流量に対応する値と小流量に対応する値とに切り替えて、吐出容量を変化させることを特徴とする。
【００２２】
これにより、流量制御タイプの可変容量型圧縮機（１１）を用いる冷凍サイクル装置において、目標吐出流量に対応した制御信号の値（具体的には容量制御電流の値）に基づいて循環冷媒の流量が所定のしきい値以下となる小流量時を判定して、この小流量時には制御信号の値を強制的に大小切り替えて吐出流量を変化させ、オイル戻り不足の解消を行うことができる。すなわち、請求項３によると、流量制御タイプの可変容量型圧縮機（１１）を用いて、請求項１、２の作用効果を良好に発揮できる。
【００２３】
請求項４に記載の発明では、請求項３において、制御弁（１１０）は、サイクル高圧側圧力を用いて制御圧力を作り、この制御圧力により吐出容量の変更を制御するようになっており、制御弁（１１０）の制御信号に対応する循環冷媒の流量がサイクル高圧側圧力の上昇に応じて減少するようになっており、所定のしきい値をサイクル高圧側圧力の上昇に応じて増大するように補正することを特徴とする。
【００２４】
これによると、サイクル高圧側圧力の上昇に応じて循環冷媒の流量が減少する圧力依存型の制御特性を制御弁（１１０）が有していても、所定のしきい値をサイクル高圧側圧力の上昇に応じて増大するように補正することにより、循環冷媒の小流量時におけるオイル戻り不足解消のための流量制御を支障なく行うことができる。
【００２５】
請求項５に記載の発明では、請求項１または２において、圧縮機は、モータ（１１ｉ）の回転数制御により吐出流量が目標吐出流量となるように制御される電動圧縮機（１１）であり、
目標吐出流量は蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いが目標冷却度合いとなるように決定され、目標吐出流量に対応した回転数制御信号を発生するモータ制御手段（４０）を有し、
循環冷媒の流量に関連する情報値は前記回転数制御信号であり、この回転数制御信号の値に基づいて循環冷媒の流量が所定のしきい値より大きいと判定したときは、回転数制御信号をモータ（１１ｉ）に加えてモータ（１１ｉ）の回転数を制御し、一方、前記回転数制御信号の値に基づいて循環冷媒の流量が所定のしきい値以下であると判定したときは、回転数制御信号の値を強制的に中間流量に対応する値と小流量に対応する値とに切り替えて、モータ（１１ｉ）の回転数を変化させることを特徴とする。
【００２６】
これにより、回転数制御可能な電動圧縮機（１１）を用いる冷凍サイクル装置において、モータ（１１ｉ）の回転数制御により請求項３と同様の作用効果を発揮できる。
【００２７】
請求項７に記載の発明では、モータ（１１ｉ）の回転数制御により吐出流量を変更可能な電動圧縮機（１１）と、電動圧縮機（１１）の吸入側に設けられ、低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（９、２７）とを有する冷凍サイクル装置において、
蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いと蒸発器（９、２７）の目標冷却度合いとの偏差を算出し、
この偏差が大きいときは、電動圧縮機（１１）の回転数を偏差が小さくなるように連続的に制御し、偏差が小さいときは、電動圧縮機（１１）の回転数を所定の中間領域のしきい値と回転数零との間で断続的に変化させることを特徴とする。
【００２８】
請求項７は、請求項５と同様に回転数制御可能な電動圧縮機（１１）を用いる冷凍サイクル装置に関するものであって、上記偏差が大きいときは電動圧縮機（１１）の回転数を連続的に制御して蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いを目標冷却度合いに近づけるように制御できる。
【００２９】
一方、上記偏差が小さいときは、電動圧縮機（１１）の回転数を所定の中間領域のしきい値と回転数零との間で断続的に変化させるから、サイクル内循環冷媒の流量の平均値が減少しても、ピーク流量としては所定のしきい値近傍の中間流量を維持できる。従って、このピーク流量に基づく冷媒流れによって蒸発器（９、２７）等に滞留する潤滑オイルを押し流して、圧縮機（１１）へのオイル戻りを確保できる。
【００３０】
請求項８に記載の発明では、請求項７において、前記偏差が大きいときに、電動圧縮機（１１）の回転数の下限値を前記所定の中間領域のしきい値に保持することを特徴とする。
【００３１】
これにより、前記偏差が大きいときにも、所定のしきい値近傍の中間流量を確実に維持でき、圧縮機（１１）へのオイル戻りを確保できる。
【００３２】
請求項９に記載の発明のように、請求項７または８において、蒸発器（９、２７）の実際の冷却度合いは、蒸発器（９、２７）の実際の吹出空気温度（Ｔｅ）であり、目標冷却度合いは、冷房熱負荷条件に関係する情報値に基づいて算出される目標蒸発器温度（ＴＥＯ）である。ここで、冷房熱負荷条件に関係する情報値としては、具体的には、車室内吹出空気の目標吹出温度（ＴＡＯ）、外気温（Ｔａｍ）等を用いることができる。
【００３３】
請求項１０に記載の発明では、請求項１ないし９のいずれか１つにおいて、蒸発器は、互いに並列接続された複数の蒸発器（９、２７）であり、圧縮機（１１）は１個であり、１個の圧縮機（１１）により複数の蒸発器（９、２７）に冷媒を循環させることを特徴とする。
【００３４】
このように複数の蒸発器（９、２７）を並列接続した冷凍サイクル装置では、複数の蒸発器（９、２７）のうち圧縮機（１１）から遠く離れた方の蒸発器に、小流量時にオイルの滞留が発生しやすいが、このような冷凍サイクル装置においても、この装置に対応したしきい値を選択することにより、小流量時のオイル戻り不足を良好に解消できる。
【００３５】
請求項１１に記載の発明のように、車室内前席側を空調する前席側空調ユニット（１）に複数の蒸発器（９、２７）の１つが配置され、車室内後席側を空調する後席側空調ユニット（２６）に複数の蒸発器（９、２７）の他の１つが配置されている車両用の冷凍サイクル装置においても、この装置に対応したしきい値を選択することにより、小流量時のオイル戻り不足を良好に解消できる。
【００３６】
なお、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ものである。
【００３７】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
図１は、第１実施形態の全体構成の概要を示すもので、車両用空調装置は室内空調ユニットとして、前席側空調ユニット１と後席側空調ユニット２６を備えている。前席側空調ユニット１は、車室内最前部の計器盤（図示せず）の内側部に配設されて、車室内前席側の領域を空調するものである。
【００３８】
前席側空調ユニット１はケース２を有し、このケース２内に車室内前席側へ向かって空気が送風される空気通路を構成する。このケース２の空気通路の最上流部に内気導入口３および外気導入口４を有する内外気切替箱５を配置している。この内外気切替箱５内に、内外気切替手段としての内外気切替ドア６を回転自在に配置している。
【００３９】
この内外気切替ドア６はサーボモータ７によって駆動されるもので、内気導入口３より内気（車室内空気）を導入する内気導入モードと外気導入口４より外気（車室外空気）を導入する外気導入モードとを切り替える。
【００４０】
内外気切替箱５の下流側には車室内に向かう空気流を発生させる電動式の前席側送風機８を配置している。この送風機８は、遠心式の送風ファン８ａをモータ８ｂにより駆動するようになっている。送風機８の下流側にはケース２内を流れる空気を冷却する前席側蒸発器９を配置している。この蒸発器９は、送風機８の送風空気を冷却する冷房用熱交換器で、冷凍サイクル装置１０を構成する要素の一つである。
【００４１】
なお、冷凍サイクル装置１０は、圧縮機１１の吐出側から、凝縮器１２、受液器１３および前席側減圧手段をなす膨張弁１４を介して前席側蒸発器９に冷媒が循環するように形成された周知のものである。また、受液器１３の出口側と圧縮機１１の吸入側との間に、前席側膨張弁１４および前席側蒸発器９と並列に、後席側減圧手段をなす膨張弁２８および後席側蒸発器２７が設けられ、前席側蒸発器９と後席側蒸発器２７に冷媒が並列に循環するようになっている。
【００４２】
冷凍サイクル装置１０においては、圧縮機１１により冷媒が高温高圧に圧縮され、この圧縮機１１から吐出された高圧ガス冷媒は凝縮器（放熱器）１２に導入され、この凝縮器１２にてガス冷媒は冷却用電動ファン１２ａにより送風される外気と熱交換して放熱し凝縮する。凝縮器１２を通過した冷媒を受液器１３にて液相冷媒と気相冷媒とに分離するとともに、液相冷媒を受液器１３内に貯留する。
【００４３】
受液器１３からの高圧液冷媒を前席側温度式膨張弁１４にて低圧の気液２相状態に減圧し、この減圧後の低圧冷媒を上記の前席側蒸発器９において空調空気から吸熱して蒸発させるようになっている。同様に、受液器１３からの高圧液冷媒は後席側温度式膨張弁２８にて低圧の気液２相状態に減圧されて後席側蒸発器２７に流入し、この低圧冷媒が後席側蒸発器２７にて空調空気から吸熱して蒸発する。前後の蒸発器９、２７において蒸発した後のガス冷媒は再度、圧縮機１１に吸入され、圧縮される。
【００４４】
なお、前後の温度式膨張弁１４、２８は周知のごとく蒸発器出口の冷媒過熱度が所定値に維持されるように弁開度を自動調節するものである。冷凍サイクル装置１０のうち、圧縮機１１、凝縮器１２、受液器１３等の機器は、車両エンジンルーム（図示せず）内に配置されている。
【００４５】
一方、前席側空調ユニット１において、前席側蒸発器９の下流側にはケース２内を流れる空気を加熱する前席側ヒータコア１５を配置している。このヒータコア１５は車両エンジンの温水（エンジン冷却水）を熱源として、蒸発器９通過後の空気（冷風）を加熱する暖房用熱交換器であり、その側方にはヒータコア１５をバイパスして空気が流れるバイパス通路１６が形成してある。
【００４６】
蒸発器９とヒータコア１５との間にエアミックスドア１７を回転自在に配置してある。このエアミックスドア１７はサーボモータ１８により駆動されて、その回転位置（開度）が連続的に調節可能になっている。エアミックスドア１７の開度によりヒータコア１５を通る空気量（温風量）と、バイパス通路１６を通過してヒータコア１５をバイパスする空気量（冷風量）とを調節し、これにより、車室内前席側に吹き出す空気の温度を調節するようになっている。
【００４７】
ケース２の空気通路の最下流部には、車両の前面窓ガラスＷに向けて空調風を吹き出すためのデフロスタ吹出口１９、前席乗員の顔部に向けて空調風を吹き出すための前席側フェイス吹出口２０、および前席乗員の足元部に向けて空調風を吹き出すための前席側フット吹出口２１の計３種類の吹出口が設けられている。
【００４８】
これら吹出口１９〜２１の上流部にはデフロスタドア２２、前席側フェイスドア２３および前席側フットドア２４が回転自在に配置されている。これらのドア２２〜２４は、図示しないリンク機構を介して共通のサーボモータ２５によって開閉操作される。
【００４９】
次に、後席側空調ユニット２６について説明する。この後席側空調ユニット２６は車室内の後席側領域を空調するように車室内の後部側に配置される。後席側空調ユニット２６は空気通路を形成するケース２６ａを有し、このケース２６ａの上流側に内気（車室内空気）を吸入して送風する後席側送風機２９が配置されている。この後席側送風機２９は遠心式送風ファン２９ａをモータ２９ｂにより駆動するようになっている。後席側送風機２９の下流側に前述の後席側蒸発器２７を配置してケース２６ａ内を流れる空気を冷却する。
【００５０】
後席側蒸発器２７の下流側に車両エンジンの温水を熱源として空気を加熱する後席側ヒータコア３０を配置し、この後席側ヒータコア３０の下流側に、後席乗員の顔部に向けて空調風を吹き出すための後席側フェイス吹出口３１と、後席乗員の足元部に向けて空調風を吹き出すための後席側フット吹出口３２とを設けている。そして、後席側フェイス吹出口３１を開閉する後席側フェイスドア３３および後席側フット吹出口３２を開閉する後席側側フットドア３４が回転自在に配置され、この両ドアドア３３、３４を図示しないリンク機構を介して共通のサーボモータ３５によって開閉操作する。
【００５１】
次に、圧縮機１１について説明すると、圧縮機１１は、プーリ１１ａ、ベルト等を介して車両エンジン（図示せず）の回転動力が伝達されて回転駆動される。本実施形態の圧縮機１１は、外部からの制御信号により吐出容量を連続的に可変制御できる可変容量型圧縮機である。具体的には、斜板式の圧縮機において吐出圧と吸入圧を利用して斜板室の圧力を制御することにより、斜板の傾斜角度を可変してピストンのストロークを変化させ、これにより、圧縮機吐出容量を略０％〜１００％の範囲で連続的に変化させることができる。
【００５２】
このような斜板式の可変容量型圧縮機１１は周知である。本実施形態は、斜板式の可変容量型圧縮機の中でも特に特開２００１−１０７８５４号公報等により公知になっている流量制御タイプの可変容量型圧縮機を圧縮機１１として用いている。
【００５３】
この流量制御タイプの可変容量型圧縮機１１を以下図２により説明すると、図２は、斜板式可変容量型圧縮機１１の吐出側流路部分と、斜板室の圧力制御用の制御弁１１０部分を示す概略図であり、圧縮機１１の吐出室１１ｂは図示しない複数のピストン作動室（シリンダ）から吐出される冷媒を集合するとともに吐出脈動を平滑化する部分である。
【００５４】
この吐出室１１ｂの出口側流路１１ｃに絞り部１１ｄを設けて、圧縮機１１の吐出冷媒がこの絞り部１１ｄを通過することにより、この絞り部１１ｄの前後間に所定の差圧ΔＰが発生するようにしてある。ここで、差圧ΔＰ＝ＰｄＨ−ＰｄＬである。ＰｄＨは絞り部１１ｄの上流部の冷媒圧力であり、ＰｄＬは絞り部１１ｄの下流部の冷媒圧力である。
【００５５】
差圧ΔＰはベルヌーイの定理により圧縮機１１の吐出冷媒流量と比例関係にあるから、差圧ΔＰを制御することにより圧縮機１１の吐出冷媒流量を制御できることになる。
【００５６】
一方、制御弁１１０は、上記差圧ΔＰに応じた力Ｆ１を発生する差圧応動機構１１１と、この差圧応動機構１１１の力Ｆ１に対抗する電磁力Ｆ２を発生する電磁機構１１２とを備え、この差圧ΔＰに応じた力Ｆ１と電磁力Ｆ２との釣り合いにより弁体１１３の位置（図２の左右方向位置）を変化させるようになっている。
【００５７】
差圧応動機構１１１は、ケース１１１ａ内に弁体１１３の移動方向（図２の左右方向）に弾性的に伸縮可能なベローズ１１１ｂを収容し、ベローズ１１１ｂの内部に絞り部１１ｄの上流部の冷媒圧力ＰｄＨを導入する。一方、ケース１１１ａ内には絞り部１１ｄの下流部の冷媒圧力ＰｄＬを導入する。
【００５８】
ベローズ１１１ｂの図２の右端部がケース１１１ａに固定される固定端を構成し、ベローズ１１１ｂの図２の左端部が弾性的な伸縮作用により図２の左右方向に変位する可動端１１１ｃを構成する。また、ベローズ１１１ｂの内部にはベローズ１１１ｂを伸長方向（図２の左側方向）に押圧するばね１１１ｄが設けられている。
【００５９】
ベローズ１１１ｂの可動端１１１ｃにプッシュロッド１１１ｅが一体に連結されている。このプッシュロッド１１１ｅは、ケース１１１ａの嵌合穴１１１ｆに対して摺動可能に、かつ、図示しないシール機構により気密に嵌合し、ケース１１１ａの外部へ突出している。
【００６０】
一方、電磁機構１１２は電磁コイル１１２ａを有し、この電磁コイル１１２ａの内周部にプランジャ１１２ｂがその軸方向（図２の左右方向）に変位可能に配置されている。プランジャ１１２ｂの端部には可動鉄心１１２ｃが一体に構成され、この可動鉄心１１２ｃに固定鉄心１１２ｄが対向配置され、この可動鉄心１１２ｃと固定鉄心１１２ｄとの間に、電磁コイル１１２ａに供給される制御電流Ｉｎに応じた電磁力（吸引力）Ｆ２を発生するようになっている。また、可動鉄心１１２ｃと固定鉄心１１２ｄとの間には電磁力Ｆ２と逆方向のばね力を発生するばね１１２ｅが配置されている。
【００６１】
プランジャ１１２ｂのうち、可動鉄心１１２ｃと反対側の端部（図２の右端部）に上記した弁体１１３が一体に形成されている。更に、弁体１１３は弁体１１３よりも十分小径の連結軸部１１３ａを介してプッシュロッド１１１ｅに一体に連結されている。従って、プランジャ１１２ｂと弁体１１３とプッシュロッド１１１ｅは一体物を構成し、プランジャ１１２ｂの軸方向（図２の左右方向）に一体に変位する。
【００６２】
弁体１１３は制御圧通路１１４に配置され、制御圧通路１１４の通路面積を増減する。この制御圧通路１１４の一端部は連通路１１５を介して圧縮機１１の吐出室１１ｂに連通するので、制御圧通路１１４の一端部には絞り部１１ｄの上流部の冷媒圧力ＰｄＨが導入される。一方、制御圧通路１１４の他端部は連通路１１６を介して圧縮機１１の斜板室１１ｅに連通する。
【００６３】
そして、斜板室１１ｅは絞り１１ｆを有する連通路１１ｇを介して圧縮機１１の吸入室１１ｈに連通する。弁体１１３は図２の右方向に変位すると制御圧通路１１４の通路面積を減少し、図２の左方向に変位すると制御圧通路１１４の通路面積を増加させる。従って、電磁力Ｆ２は弁体１１３を図２の右方向に変位させる閉弁方向の力であり、逆に、差圧ΔＰに応じた力Ｆ１は弁体１１３を図２の左方向に変位させる開弁方向の力である。
【００６４】
制御圧通路１１４の通路面積が減少すると、圧縮機１１の吐出室１１ｂから連通路１１５→制御圧通路１１４→連通路１１６を経て斜板室１１ｅに流入する吐出冷媒量が減少して、斜板室１１ｅの圧力、すなわち、制御圧Ｐｃが低下し、逆に制御圧通路１１４の通路面積が増加すると斜板室１１ｅに流入する吐出冷媒量が増加して、斜板室１１ｅの制御圧Ｐｃが上昇する。
【００６５】
なお、斜板式可変容量型圧縮機１１においては、周知のように制御圧Ｐｃの低下→斜板の傾斜角度の増加→ピストンストロークの増加→吐出容量の増加となり、逆に、制御圧Ｐｃの上昇→斜板の傾斜角度の減少→ピストンストロークの減少→吐出容量の減少となるように吐出容量変更機構が構成されている。
【００６６】
ところで、電磁力Ｆ２は、差圧ΔＰに応じた力Ｆ１に対抗する力であるから、電磁力Ｆ２を増減することにより目標差圧を決定することになり、現実の差圧ΔＰがこの電磁力Ｆ２により決定される目標差圧となるように斜板室１１ｅの制御圧Ｐｃが制御され、吐出容量が変化することになる。更に、差圧ΔＰと吐出冷媒流量は前述のように比例関係にあるから、目標差圧を決定することは目標吐出冷媒流量を決定することになる。
【００６７】
そして、電磁力Ｆ２は電磁コイル１１２ａに供給される制御電流Ｉｎに応じて決定されるから、図３に示すように、制御電流Ｉｎの増加に応じて目標差圧および目標吐出冷媒流量が増加する関係となる。
【００６８】
なお、制御電流Ｉｎ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Ｉｎ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。
【００６９】
また、斜板式可変容量型圧縮機１１においては制御圧Ｐｃの調整により吐出容量を１００％から略０％付近まで連続的に変化させることができる。そして、吐出容量を略０％付近に減少することにより、圧縮機１１が実質的に作動停止状態になる。従って、圧縮機１１の回転軸をプーリ１１ａ、ベルト等を介して車両エンジン側のプーリ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。しかし、圧縮機１１の回転軸に必要に応じて電磁クラッチを装着して電磁クラッチにより圧縮機１１への動力伝達を断続する構成としても良い。
【００７０】
次に、図４により本実施形態の電気制御部の概要を説明すると、空調制御装置４０は本発明の制御手段を構成するものであり、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。この空調制御装置４０は、そのＲＯＭ内に空調制御のための制御プログラムを記憶しており、その制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行う。
【００７１】
空調制御装置４０の入力側にはセンサ群４１からのセンサ検出信号、前席側空調パネル４２からの操作信号および後席側空調パネル４３からの操作信号が入力される。
【００７２】
センサ群４１には、前席側蒸発器９の空気吹出部に配置されて前席側蒸発器吹出空気温度Ｔｅを検出する前席側蒸発器温度センサ４１ａが設けられており、この前席側蒸発器温度センサ４１ａの他に、外気温Ｔａｍ、内気温Ｔｒ、日射量Ｔｓ、温水温度Ｔｗ等を検出する各種のセンサ４１ｂ〜４１ｅ等が備えられている。
【００７３】
前席側空調パネル４２は、車室内の運転席前方の計器盤（図示せず）付近に配置されるものであって、乗員により操作される以下の操作スイッチ４２ａ〜４２ｅを有する。温度設定スイッチ４２ａは車室内前席側の設定温度の信号を出すものであり、内外気切替スイッチ４２ｂは内外気切替ドア６による内気モードと外気モードをマニュアル設定する信号を出すものである。
【００７４】
吹出モードスイッチ４２ｃは前席側吹出モードとして周知のフェイスモード、バイレベルモード、フットモード、フットデフロスタモード、およびデフロスタモードをマニュアル設定するための信号を出すものである。風量切替スイッチ４２ｄは前席側送風機８のオンオフおよび前席側送風機８の風量切替をマニュアル設定するための信号を出すものである。
【００７５】
エアコンスイッチ４２ｅは圧縮機１１の作動状態と停止状態を切り替えるものであり、エアコンスイッチ４２ｅをオフ状態にすると、制御弁１１０の制御電流Ｉｎを強制的に０にして、圧縮機１１の吐出容量を略０容量にし、圧縮機１１が実質的に停止状態となる。エアコンスイッチ４２ｅをオン状態にすると、制御弁１１０に空調制御装置４０で演算された所定の制御電流Ｉｎが出力される状態となって、圧縮機１１が作動状態となる。
【００７６】
一方、後席側空調パネル４３は車室内の後席側領域等に配置されるもので、後席側風量切替スイッチ４３ａおよび後席側吹出モードスイッチ４３ｂを備えている。後席側風量切替スイッチ４３ａは後席側送風機２９のオンオフおよび後席側送風機２９の風量切替をマニュアル設定するための信号を出すものである。後席側吹出モードスイッチ４３ｂは後席側吹出モードとして周知のフェイスモード、バイレベルモード、およびフットモードをマニュアル設定するための信号を出すものである。
【００７７】
空調制御装置４０の出力側には、圧縮機１１の容量制御弁１１０の電磁コイル１１２ａ、各機器の電気駆動手段をなすサーボモータ７、１８、２５、前席側送風機８のモータ８ｂおよび後席側送風機２９のモータ２９ｂ等が接続され、これらの機器の作動が空調制御装置４０の出力信号により制御される。
【００７８】
次に、上記構成において本実施形態の作動を説明する。最初に、車両用空調置としての作動の概要を説明すると、まず、前席側空調ユニット１および後席側空調ユニット２６をともに作動させるときは、前席側空調パネル４２の風量切替スイッチ４２ｄおよび後席側空調パネル４３の風量切替スイッチ４３ａを投入して、前後両方の送風機８、２９を作動させ、両空調ユニット１、２６に送風する。
【００７９】
そして、前席側空調パネル４２の圧縮機作動スイッチであるエアコンスイッチ４２ｅを投入すると、圧縮機１１の制御弁１１０に空調制御装置４０で演算された所定の制御電流Ｉｎが出力される状態となって、圧縮機１１が所定の吐出容量の状態にて車両エンジンにより回転駆動され、圧縮機１１が作動状態となる。この制御電流Ｉｎの演算については後述の図６の制御フローチャートにより詳述する。
【００８０】
圧縮機１１の作動により、冷凍サイクル装置１０において前後の蒸発器９、２７に冷媒が並列に循環する。そのため、前席側空調ユニット１では送風空気を蒸発器９により冷却、除湿して、車室内の前席側空間へ空調風を吹き出すことができる。同様に、後席側空調ユニット２６においても、送風空気を蒸発器２７により冷却、除湿して、車室内の後席側空間へ空調風を吹き出すことができる。
【００８１】
前後両方の空調ユニット１、２６を上記のように同時運転しているときは、前後の温度式膨張弁１４、２８がそれぞれ前後の蒸発器９、２７の冷房熱負荷に対応した弁開度に調節され、その冷房熱負荷に対応した流量の冷媒が常時、各蒸発器９、２７の流路を通過する。これにより、各蒸発器９、２７の出口冷媒の過熱度を所定値に調節する。
【００８２】
次に、後席側空調ユニット２６を停止して、前席側空調ユニット１のみ単独運転するときは、前席側風量切替スイッチ４２ｄのみを投入し、後席側風量切替スイッチ４３ａをオフ状態とする。これにより、後席側送風機２９が停止し、後席側蒸発器２７に空気が送風されないので、後席側蒸発器２７の出口冷媒がその雰囲気温度に対応する飽和状態となり、過熱度を持たない。
【００８３】
その結果、後席側温度式膨張弁２８が閉弁状態、もしくは閉弁に近い状態となるので、冷凍サイクル装置１０において後席側蒸発器２７への冷媒の循環が停止され、前席側蒸発器９のみに冷媒が循環する。
【００８４】
次に、図５により空調制御装置４０により実行される容量制御全体の概要を説明すると、先ず、ステップＳ１００にてセンサ群４１の検出信号、操作パネル４２、４３からの操作信号等を読み込む。次に、ステップＳ１１０にて車室内前席側への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は空調熱負荷変動にかかわらず、前席側操作パネル４２の温度設定スイッチ４２ａにより乗員が設定した設定温度Ｔｓｅｔに車室内前席側を維持するために必要な車室内前席側への吹出空気温度であって、ＴＡＯは公知のごとく設定温度Ｔｓｅｔ、外気温Ｔａｍ、内気温Ｔｒ、日射量Ｔｓに基づいて算出する。
【００８５】
次に、ステップＳ１２０にて前席側蒸発器９の目標蒸発器温度ＴＥＯを算出する。この目標蒸発器温度ＴＥＯは前席側蒸発器吹出空気の目標温度であり、上記ＴＡＯにより車室内温度制御のために決定される第１目標蒸発器温度ＴＥＯ１と、外気温Ｔａｍに基づいて決定される第２目標蒸発器温度ＴＥＯ２のうち、低い方の温度を最終的にＴＥＯとして算出する。すなわち、ＴＥＯ＝ＭＩＮ（ＴＥＯ１、ＴＥＯ２）である。
【００８６】
第１目標蒸発器温度ＴＥＯ１は具体的には上記ＴＡＯの上昇につれて上昇するように決定される。また、第２目標蒸発器温度ＴＥＯ２は外気温Ｔａｍが中間温度域（例えば、２０℃付近）以上になると、窓ガラスの防曇性能確保のための除湿作用の必要性が低下するので、第２目標蒸発器温度ＴＥＯ２を高くして圧縮機１１の駆動動力を低減することにより車両エンジンの省動力を図る。一方、外気温Ｔａｍが中間温度域より低温となる低温域では第２目標蒸発器温度ＴＥＯ２を低くして蒸発器９、２７の除湿作用により窓ガラスの防曇性能を確保する。
【００８７】
次に、ステップＳ１３０にて、圧縮機容量制御のための制御電流Ｉｎを算出する。この制御電流Ｉｎは前述の図３に示すように圧縮機１１の容量制御弁１１０における目標差圧（目標流量）を決定するものであって、この制御電流Ｉｎは基本的には、蒸発器吹出温度センサ４１ａにより検出される実際の前席側蒸発器吹出温度Ｔｅが目標蒸発器吹出温度ＴＥＯとなるように決定されるが、制御電流Ｉｎの具体的算出方法は図６により後述する。
【００８８】
次に、ステップＳ１４０にて上記の制御電流Ｉｎが容量制御弁１１０のコイル１１２ａに出力され、圧縮機１１の容量制御が実行される。
【００８９】
次に、図６は図５の基本制御ルーチンにおける制御電流Ｉｎの算出ステップＳ１３０の具体例を示すものであり、まず、ステップＳ１３１０にて仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼を実際の蒸発器吹出温度Ｔｅと目標蒸発器吹出温度ＴＥＯとの偏差Ｅｎに基づいて算出する。具体的には、偏差Ｅｎ（Ｅｎ＝Ｔｅ−ＴＥＯ）を算出し、この偏差Ｅｎに基づいてＴｅをＴＥＯに近づけるための仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼を比例積分制御（ＰＩ制御）によるフィードバック制御の手法にて算出する。
【００９０】
次に、ステップＳ１３２０にて仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼が所定のしきい値Ｉｎ−ｓより大きいか判定する。このしきい値Ｉｎ−ｓは、図３の特性図から分かるように、所定の目標差圧ΔＰ−ｓ、ひいては所定の目標流量Ｇ−ｓを決定するものであるから、仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼が所定のしきい値Ｉｎ−ｓより大きい状態とは、圧縮機吐出冷媒流量（質量流量）が所定のしきい値より大きい状態を意味することになる。
【００９１】
そして、所定の目標流量Ｇ−ｓは、「発明が解決しようとする課題」の欄にて既述した圧縮機へのオイル戻り量の不足が顕著になるしきい値であって、この所定の目標流量Ｇ−ｓは、本発明者らの実験検討によると、冷凍サイクル装置１０の仕様により変化する値であり、通常、４０〜８０ｋｇ／ｈ程度の範囲内となる。従って、しきい値Ｉｎ−ｓは、このオイル戻り量の不足が顕著になる吐出冷媒流量のしきい値（例えば、６０ｋｇ／ｈ）から決まる値である。
【００９２】
そして、仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼が所定のしきい値Ｉｎ−ｓより大きいときはステップＳ１３３０に進み、最終決定の制御電流値Ｉｎ−▲２▼＝Ｉｎ−▲１▼とする。これにより、仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼が容量制御弁１１０のコイル１１２ａに出力され、仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼により目標差圧、ひいては目標流量が決定される。
【００９３】
この結果、実際の差圧ΔＰ（＝ＰｄＨ−ＰｄＬ）が仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼により決定された目標差圧となるように圧縮機１１の吐出容量が変制御される。このことは、換言すると、実際の圧縮機吐出流量がＩｎ−▲１▼により決定された目標流量となるように圧縮機１１の吐出容量が制御されることである。そして、このように圧縮機吐出流量が容量制御弁１１０の制御電流値により制御されることにより、前席側蒸発器９の冷却能力が増減されて前席側蒸発器９の実際の吹出空気温度Ｔｅが目標吹出空気温度ＴＥＯに維持される。
【００９４】
後席側蒸発器２７においても、圧縮機吐出流量が容量制御弁１１０の制御電流値により制御されることにより、前席側蒸発器９と同様に冷却能力が増減されるので、後席側蒸発器２７の実際の吹出空気温度も前席側蒸発器９の吹出空気温度Ｔｅに準じた制御を行うことができる。
【００９５】
一方、ステップＳ１３２０にて仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼が所定のしきい値Ｉｎ−ｓ以下であると判定されると、ステップＳ１３４０に進み、前席側蒸発器９の実際の吹出空気温度Ｔｅが目標吹出空気温度ＴＥＯより高いかどうか判定する。この判定は具体的には、図７に示すように判定しきい値に所定のヒステリシス幅（図示の例は１℃）を持たせて行うようになっており、ＴｅがＴＥＯ＋１℃より高くなると判定結果を「１」とし、ＴｅがＴＥＯより低くなると判定結果を「０」とする。従って、判定結果の「１」は、ＴｅがＴＥＯより高温側であることを示し、判定結果の「０」は、ＴｅがＴＥＯより低温側であることを示す。
【００９６】
そして、判定結果が「１」であるときはステップＳ１３５０に進み、最終決定の制御電流値Ｉｎ−▲２▼を前述のしきい値Ｉｎ−ｓとする。一方、判定結果が「０」であるときはステップＳ１３６０に進み、最終決定の制御電流値Ｉｎ−▲２▼を０とする。
【００９７】
つまり、仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼≦所定のしきい値Ｉｎ−ｓであるときは、図８に示すようにＴｅとＴＥＯとの高低判定に基づいて最終決定の制御電流値Ｉｎ−▲２▼をしきい値Ｉｎ−ｓと０との間で繰り返すことになる。そして、この制御電流値の変化に基づいて圧縮機の吐出容量が変化し、この結果、圧縮機吐出流量が所定のしきい値Ｇ−ｓと０との間で断続的に変化する。
【００９８】
そして、所定の中間流量、例えば、６０ｋｇ／ｈを決定する所定のしきい値Ｇ−ｓにて圧縮機吐出流量を断続することにより、平均流量は低下するものの、所定のしきい値Ｇ−ｓによるピーク流量を断続的に流すことができる。そのため、このピーク流量の冷媒流れによって後席側蒸発器２７および後席側蒸発器２７の出口側冷媒配管等に停滞しようとするオイルを押し流して、圧縮機１に還流できる。従って、圧縮機吐出流量、すなわち、サイクル内循環冷媒の小流量時においても、圧縮機１１へのオイル戻り量を確保して圧縮機１１の潤滑性を良好に維持できる。
【００９９】
一方、ＴｅとＴＥＯとの高低判定に基づいて圧縮機吐出流量を所定のしきい値Ｇ−ｓにて断続することにより平均流量が低下して、前席側蒸発器９の吹出空気温度Ｔｅを目標蒸発器吹出温度ＴＥＯに維持でき、前席側蒸発器９の吹出空気温度の制御性を確保できる。後席側蒸発器２７の吹出空気温度も前席側蒸発器９に準じた同様の制御を行うことができる。
【０１００】
更に、圧縮機吐出流量を決定する容量制御電流値に着目して、この容量制御電流値によりサイクル内循環冷媒流量が所定のしきい値Ｇ−ｓ以下となる小流量域を判定し、この小流量域では圧縮機吐出流量を所定のしきい値Ｇ−ｓにて断続するから、この所定のしきい値Ｇ−ｓとして圧縮機１１へのオイル戻り不足が顕著になる各種冷凍サイクルごとのしきい値を実験検討により予め設定しておくことにより、オイル戻り不足と直接的な相関関係のある冷媒流量低下を判定して、オイル戻り不足解消のための冷媒流量断続制御（図８）を適切な時期に実行することができる。
【０１０１】
また同時に、オイル戻り不足解消のための冷媒流量断続制御を所定の中間流量にて断続するから、蒸発器９、２７における冷媒流量の変動幅が１００％容量による大流量を断続する場合に比較して大幅に小さくなるので、蒸発器吹出温度のバラツキも低減できる。
【０１０２】
なお、ステップＳ１３２０では、仮の制御電流値Ｉｎ−▲１▼を所定のしきい値Ｉｎ−ｓと単純に大小比較する例について説明したが、ステップＳ１３４０のＴｅ判定（図７参照）のようにステップＳ１３２０の判定においても、しきい値Ｉｎ−ｓにヒステリシス幅を設定して、圧縮機吐出流量制御のハンチングを防止するようにした方が実用上好ましい。
【０１０３】
（第２実施形態）
図９は第２実施形態を示すものであり、第１実施形態に対してステップＳ１３６５を追加し、図８に示すオイル戻り不足解消のための冷媒流量断続制御を行う際に、圧縮機吐出流量が０となる区間では凝縮器１２の冷却用電動ファン１２ａへの通電を遮断して、凝縮器冷却用電動ファン１２ａを停止する。
【０１０４】
すなわち、圧縮機吐出流量が０となる区間では凝縮器１２での冷媒の放熱が実質上不要となるので、凝縮器冷却用電動ファン１２ａを停止して凝縮器冷却用電動ファン１２ａの電力消費をなくすようにしている。
【０１０５】
（第３実施形態）
第１実施形態では、圧縮機１１の吸入側に前席側蒸発器９および後席側蒸発器２７を並列接続するデュアルエアコンタイプの冷凍サイクル装置１０について説明したが、第３実施形態では図１０に示すように、圧縮機１１の吸入側に１つの蒸発器９、すなわち、前席側蒸発器９のみを接続するシングルエアコンタイプの冷凍サイクル装置１０に関する。
【０１０６】
シングルエアコンタイプの冷凍サイクル装置１０では圧縮機１１に対して長さの長い冷媒配管を介して接続される後席側蒸発器２７が廃止されるので、後席側蒸発器２７および後席側冷媒配管におけるオイル滞留がなくなるので、デュアルエアコンタイプの冷凍サイクルに比較してオイル戻り不足の問題が軽減される。しかし、サイクル循環冷媒流量の小流量域では、シングルエアコンタイプの冷凍サイクル装置１０においてもオイル戻り不足が起こりやすい。従って、図６および図９に示す圧縮機吐出冷媒流量の制御は、シングルエアコンタイプの冷凍サイクル装置１０においても有効に実行できる。
【０１０７】
なお、シングルエアコンタイプの冷凍サイクル装置１０では上記のようにデュアルエアコンタイプの冷凍サイクルに比較してオイル戻り不足の問題が軽減されるので、シングルエアコンタイプにおけるステップＳ１３２０のしきい値Ｉｎ−ｓは、デュアルエアコンタイプのしきい値Ｉｎ−ｓより小さい値でよい。例えば、デュアルエアコンタイプにおけるしきい値Ｉｎ−ｓが例えば、冷媒流量：６０ｋｇ／ｈに対応する値である場合は、シングルエアコンタイプにおけるしきい値Ｉｎ−ｓは、例えば、冷媒流量：５０ｋｇ／ｈ程度に対応する値にすればよい。
【０１０８】
（第４実施形態）
第１実施形態で用いる制御弁１１０では、図３に示すように制御電流Ｉｎの増加に比例して目標差圧が増加し、これに伴って、目標流量が増加する制御特性になっており、この図３の制御特性はサイクル高圧側圧力Ｐｄ（圧縮機１１の吐出側から膨張弁１４、２８の入口側までの冷媒圧力）の影響を受けずに、制御電流Ｉｎによって一義的に決まる特性になっているが、第４実施形態では、図１１のように目標差圧（目標流量）が制御電流Ｉｎの他にサイクル高圧側圧力Ｐｄの変化に依存して決定される制御特性を持つ制御弁１１０を用いる場合に関する。
【０１０９】
図１１の制御特性によると、制御電流Ｉｎが同一の値、例えば、Ｉｎ１０であっても、サイクル高圧側圧力Ｐｄが上昇すると、目標差圧（目標流量）が減少する特性となる。このため、目標差圧（目標流量）を所定のしきい値ΔＰ−ｓ（Ｇ−ｓ）に維持するためには、Ｐｄの上昇に応じて制御電流Ｉｎを増加する必要がある。
【０１１０】
図１２は、図１１の制御特性の制御弁１１０を用いて圧縮機１１の吐出流量制御を行った場合における制御電流と冷媒流量との関係を示す具体的測定値のグラフである。
【０１１１】
第４実施形態のようにサイクル高圧側圧力Ｐｄの変化に依存する制御特性を持つ制御弁１１０を用いる場合は、ステップＳ１３２０の判定に用いるしきい値Ｉｎ−ｓを図１３に示すようにサイクル高圧側圧力Ｐｄの上昇に応じて増加するように決定する。
【０１１２】
なお、図１３おいて、サイクル高圧側圧力Ｐｄが所定値Ｐｄ１以下の領域ではしきい値Ｉｎ−ｓを一定値Ｉｎ１に保持しているのは、ＰｄがＰｄ１以下になると、このＰｄ１に対応するしき値Ｉｎ−ｓ１にて圧縮機１１１の吐出容量が１００％容量になるからである。
【０１１３】
（第５実施形態）
上記の第１〜第４実施形態では、いずれも、圧縮機１１として、吐出容量の変更により吐出流量を制御する流量制御タイプの可変容量型圧縮機１１を用いる場合について説明したが、第５実施形態では図１４に示すように圧縮機１１として電動圧縮機１１を用いている。この電動圧縮機１１は、モータ１１ｉと、モータ１１ｉにより駆動される圧縮機構部１１ｊとを一体化したものである。モータ１１ｉは具体的には３相交流モータであり、また、圧縮機構部１１ｊは例えば周知のスクロール式圧縮機構である。
【０１１４】
モータ１１ｉに付与される３相交流電源の周波数をインバータ１１ｋにより可変制御することによりモータ回転数を制御し、モータ回転数の高低に応じて電動圧縮機１１の冷媒吐出流量を増減できる。インバータ１１ｋは空調用制御装置４０の制御出力により制御される。
【０１１５】
第５実施形態によると、モータ回転数の制御信号の値に基づいて冷媒吐出流量が所定のしきい値以下であるかどうかを判定し、冷媒吐出流量が所定のしきい値以下であるときは、この所定のしきい値に対応する所定の中間モータ回転数と０回転数との間で、モータ回転数を断続的に変化させれば、流量制御タイプの可変容量型圧縮機１１を用いる第１〜第４実施形態と同様の作用効果を発揮できる。
【０１１６】
（第６実施形態）
第６実施形態は上記の第５実施形態による電動圧縮機１１を用いる冷凍サイクル装置において、電動圧縮機１１の具体的制御例に関するものである。
【０１１７】
図１５〜図１９は第６実施形態を示すもので、第１〜第５実施形態と同等部分には同一符号を付して説明を省略する。図１５は第６実施形態の全体システム構成を示すもので、冷凍サイクル装置１０は、第３実施形態（図１０）と同様に圧縮機１１の吸入側に１つの蒸発器９、すなわち、前席側蒸発器９のみを接続するシングルエアコンタイプの構成になっている。
【０１１８】
なお、第６実施形態の冷凍サイクル装置１０では、図１０の受液器１３の代わりにアキュムレータ１３ａを蒸発器９の出口側に設けるアキュムレータサイクルの構成になっている。
【０１１９】
空調ユニット１内の通風系の構成は図１と基本的に同一である。なお、図１５にはヒータコア１５に温水を循環する温水回路５０が示してあり、この温水回路５０では熱源装置５１において温水が加熱され、この加熱された高温の温水を温水ポンプ５２によりヒータコア１５に循環するようになっている。
【０１２０】
熱源装置５１は、車両走行用エンジン、燃料電池搭載車における燃料電池、あるいは燃焼式ヒータ等で構成される。温水ポンプ５２はエンジン駆動の機械式ポンプあるいはモータ駆動の電動ポンプで構成される。
【０１２１】
次に、図１６は第６実施形態の電気制御部のブロック図であり、空調制御装置４０のマイクロコンピュータにより実行される制御処理の代表的な機能実現手段を符号４０ａ〜４０のブロックで示している。
【０１２２】
次に、図１７は第６実施形態の空調制御装置４０のマイクロコンピュータにより実行される制御フロチャートであり、図５と同等部分には同一符号を付している。図１７の制御ルーチンがスタートすると、先ず、ステップＳ１０にてフラグ、タイマー等の初期化処理を行い、ステップＳ１００ａにて空調操作パネル４２スイッチ操作信号を読み込み、次のステップＳ１００ｂにてセンサ群４１ａ〜４１ｅの検出信号を読み込む。
【０１２３】
次に、ステップＳ１１０にて車室内への吹出空気の目標吹出空気温度ＴＡＯを算出する。この目標吹出空気温度ＴＡＯは、空調熱負荷の変動にかかわらず、車室内温度を温度設定器３２の設定温度Ｔｓｅｔに維持するために必要な吹出空気温度であり、空調制御の基本目標値である。このＴＡＯは、空調操作パネル４２の温度設定スイッチ４２ａ（図４参照）により設定された設定温度Ｔｓｅｔと、空調熱負荷に関係する内気温ＴＲ、外気温ＴＡＭ、及び日射量ＴＳとに基づいて公知の下記数式１により算出する。
【０１２４】
【数１】
ＴＡＯ＝Ｋｓｅｔ  ×Ｔｓｅｔ  −Ｋｒ  ×ＴＲ−Ｋａｍ×ＴＡＭ−Ｋｓ  ×ＴＳ＋Ｃ
但し、Ｋｓｅｔ  、Ｋｒ  、Ｋａｍ、Ｋｓ  ：制御ゲイン、Ｃ：補正用の定数
次に、ステップＳ１１１にて送風機駆動用モータ８ａに印加するブロワ電圧を上記の目標吹出空気温度ＴＡＯに基づいて図１８（ａ）のように算出する。このブロワ電圧により送風機８の送風ファン８ａの回転数、すなわち、車室内吹出空気の風量をＴＡＯの低温領域および高温領域で高くし、中間温度域で風量が低くなるように決定できる。
【０１２５】
次に、ステップＳ１１２にて内外気吸い込みモードを目標吹出空気温度ＴＡＯに基づいて図１８（ｂ）のように決定する。次に、ステップＳ１１３にて吹出口モードを目標吹出空気温度ＴＡＯに基づいて図１８（ｃ）のように決定する。図１８（ｃ）のＦＡＣＥ（フェイス）モードはフェイス吹出口２０、３１（図１参照）から空調風を吹き出すモードであり、Ｂ／Ｌ（バイレベル）モードは、フェイス吹出口２０、３１とフット吹出口２１、３２の両方から空調風を吹き出すモードであり、ＦＯＯＴ（フット）モードは、フット吹出口２１、３２から空調風を吹き出すモードである。フットモード時にデフロスタ吹出口１９から少量の空調風を吹き出すようにしてもよい。
【０１２６】
次に、ステップＳ１１４にて、車室内へ吹き出す空調風の温度を目標吹出空気温度ＴＡＯにするための、エアミックスドア１７の目標開度ＳＷを算出する。具体的には、蒸発器９の吹出空気温度Ｔｅ（温度センサ４１ａの検出温度）、ヒータコア１５の温水温度Ｔｗ（水温センサ４１ｅの検出温度）、および目標吹出空気温度ＴＡＯに基づいて目標エアミックスドア開度ＳＷを次の数式２にて算出する。
【０１２７】
【数２】
ＳＷ＝｛（ＴＡＯ−Ｔｅ）／（Ｔｗ−Ｔｅ）｝×１００（％）
次に、ステップＳ１２０にて蒸発器９の目標蒸発器温度ＴＥＯを算出する。この目標蒸発器温度ＴＥＯの算出方法は基本的に図５のステップＳ１２０と同じであり、目標吹出空気温度ＴＡＯに基づいて図１８（ｄ）のように決定される第１目標蒸発器温度ＴＥＯ１と、外気温Ｔａｍに基づいて図１８（ｅ）のように決定される第２目標蒸発器温度ＴＥＯ２のうち、低い方の温度を目標蒸発器温度ＴＥＯとして決定する。
【０１２８】
次に、ステップＳ１３５にて電動圧縮機１１の制御のための目標回転数を算出する。このステップＳ１３５の詳細は図１９により後述する。そして、次のステップＳ１４０にて各制御対象の機器に対して制御値を出力して各制御対象の機器を駆動する。
【０１２９】
図１９は、ステップＳ１３５による電動圧縮機制御の詳細を示すものであり、先ず、ステップＳ２００にて圧縮機作動指令がＯＮ状態になっているか判定する。この判定は、空調操作パネル４２における圧縮機作動スイッチをなすエアコンスイッチ４２ｅ（図４参照）のＯＮ、ＯＦＦに基づいて行う。
【０１３０】
圧縮機作動指令がＯＮ状態になっているときは、次のステップＳ２１０にて冷房必要能力Ｆ１の判定を行う。この判定は、本実施形態では温度センサ４１ａにより検出される現実の蒸発器吹出温度Ｔｅと前述のステップＳ１２０にて算出された目標蒸発器温度ＴＥＯとの偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）に基づいて行う。
【０１３１】
より具体的には、偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）が４℃以上になると冷房必要能力Ｆ１＝２とする。ここで、Ｆ１＝２は冷房必要能力：大を表す。そして、一旦、Ｆ１＝２の状態になると、現実の蒸発器吹出温度Ｔｅが目標蒸発器温度ＴＥＯよりも低下して、偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）が−１℃となるまで維持される。そして、偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）が０℃以上になると、冷房必要能力Ｆ１＝１とする。ここで、Ｆ１＝１は冷房必要能力：中を表す。この冷房必要能力Ｆ１＝１は、偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）が４℃未満で、且つ、−１℃を超える範囲内で維持される。
【０１３２】
このように、冷房必要能力Ｆ１＝２とする場合および冷房必要能力Ｆ１＝１とする場合をそれぞれ所定の偏差範囲にて維持しているのは、電動圧縮機１１の回転数制御のハンチングを防止して、電動圧縮機１１の回転数制御を安定化するためである。そして、偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）が−１℃以下では冷房必要能力Ｆ１＝０とする。このＦ１＝０は冷房能力：不要を表す。
【０１３３】
次のステップＳ２２０では冷房必要能力Ｆ１＝０であるか判定し、Ｆ１＝０であれば、ステップＳ２３０に進み、電動圧縮機１１の目標回転数ｆｎ＝０ｒｐｍとし、電動圧縮機１１を停止状態とする。
【０１３４】
Ｆ１＝０でないときはステップＳ２４０に進み、Ｆ１＝１であるか判定する。Ｆ１＝１は冷房必要能力が「中」の状態を表しているから、Ｆ１＝１であれば、ステップＳ２５０に進み、電動圧縮機１１の目標回転数ｆｎ＝所定の中間回転数ｆｎ−ｓ、具体的には１５００ｒｐｍとする。
【０１３５】
ここで、この所定の中間回転数ｆｎ−ｓ（１５００ｒｐｍ）は電動圧縮機１１の最大使用回転数（例えば、７５００ｒｐｍ）に対する所定の中間領域の回転数である。本実施形態では、この所定の中間回転数ｆｎ−ｓ（１５００ｒｐｍ）において、圧縮機吐出流量が第１〜第４実施形態で述べた所定の中間流量しきい値（目標流量）Ｇ−ｓとなるように、ｆｎ−ｓを決定している。
【０１３６】
ステップＳ２４０の判定がＮＯのときはＦ１＝２、すなわち、冷房必要能力が「大」の状態であるから、ステップＳ２６０に進み、冷房必要能力に対応した仮の目標回転数ｆｎｏを算出する。このステップＳ２６０における仮の目標回転数ｆｎｏの算出方法は、特開平８−２２３６号公報等において公知となっているファジー制御による算出方法でよい。
【０１３７】
このファジー制御による算出方法の概要を説明すると、現実の蒸発器吹出温度Ｔｅと目標蒸発器温度ＴＥＯとの偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）を算出するとともに、この偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）の変化率を算出し、この偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）と偏差変化率とに基づいて、この偏差を小さくするために必要な目標回転数の増減量Δｆｎをファジー制御により算出する。そして、この目標回転数増減量Δｆｎと前回算出の目標回転数ｆｎとの和（ｆｎ＋Δｆｎ）により仮の目標回転数ｆｎｏを算出する。
【０１３８】
次に、ステップＳ２７０にて仮の目標回転数ｆｎｏが所定の中間回転数ｆｎ−ｓ（１５００ｒｐｍ）より大きいか判定する。通常はステップＳ２７０の判定がＹＥＳとなり、次のステップＳ２８０にて目標回転数ｆｎ＝ｆｎｏとする。すなわち、ステップＳ２６０にて算出された仮の目標回転数ｆｎｏをそのまま目標回転数ｆｎとする。
【０１３９】
これに対し、ステップＳ２７０の判定がＮＯとなったときは次のステップＳ２９０にて目標回転数ｆｎ＝ｆｎ−ｓ（１５００ｒｐｍ）とする。すなわち、目標回転数ｆｎを所定の中間回転数ｆｎ−ｓ（１５００ｒｐｍ）に固定する。
【０１４０】
以上のごとく電動圧縮機１１の目標回転数ｆｎを決定して電動圧縮機１１の回転数制御を行うことにより、冷房必要能力が「中」レベルであるときは電動圧縮機１１の回転数を所定の中間回転数ｆｎ−ｓ（１５００ｒｐｍ）に固定する（Ｓ２５０）。電動圧縮機１１の回転数が所定の中間回転数ｆｎ−ｓであっても、冷房熱負荷が小さいときは蒸発器吹出温度Ｔｅが目標蒸発器温度ＴＥＯよりも低下して、Ｆ１＝０となり、電動圧縮機１１の回転数を０とする（Ｓ２３０）。
【０１４１】
従って、冷房熱負荷が小さいときは電動圧縮機１１の回転数が所定の中間回転数ｆｎ−ｓと０との間で断続的に変化することになる。この結果、電動圧縮機１１の吐出流量は図８（ｃ）のように、所定のしきい値（中間流量）Ｇ−ｓと０流量との間で断続的に変化するので、流量制御タイプの可変容量型圧縮機１１を用いる第１〜第４実施形態と同様に、圧縮機１１へのオイル戻り性の確保および蒸発器吹出温度バラツキ低減の作用効果を発揮できる。
【０１４２】
なお、冷房必要能力が「大」レベルであるときは、現実の蒸発器吹出温度Ｔｅと目標蒸発器温度ＴＥＯとの偏差（Ｔｅ−ＴＥＯ）に基づいて、この偏差を小さくするための仮の目標回転数ｆｎｏを算出し、この仮の目標回転数ｆｎｏが所定の中間回転数ｆｎ−ｓより大きい時はこの仮の目標回転数ｆｎｏをそのまま目標回転数ｆｎとして電動圧縮機１１を作動させる。これにより、冷房必要能力が「大」レベルであるときに、能力確保のために必要なサイクル内循環冷媒流量を確保できる。
【０１４３】
また、冷房必要能力が「大」レベルである場合にも、ファジー制御により仮の目標回転数ｆｎｏが所定の中間回転数ｆｎ−ｓよりも低い低回転となることがある。そこで、このときはステップＳ２９０にて電動圧縮機１１の回転数の下限値を所定の中間回転数ｆｎ−ｓに固定することにより、圧縮機１１へのオイル戻り性確保等の効果を発揮できる。
【０１４４】
（他の実施形態）
なお、上記の各実施形態では、容量制御電流Ｉｎが所定のしきい値Ｉｎ−ｓ以下であるとき、換言すると、冷媒流量が所定のしきい値Ｇ−ｓ以下であるときは、容量制御電流Ｉｎを所定のしきい値Ｉｎ−ｓと０との間で断続的に変化させ、これにより、圧縮機１１の吐出流量を所定の中間流量（しきい値）Ｇ−ｓと０流量との間で断続的に変化させているが、容量制御電流Ｉｎを所定のしきい値Ｉｎ−ｓと完全に一致させず、所定のしきい値Ｉｎ−ｓ近傍の値と０との間で断続的に変化させるようにしてもよい。また、容量制御電流Ｉｎを断続的に変化させる際に、容量制御電流Ｉｎの下限値を完全に０とせず、０付近の僅少値に設定してもよい。
【０１４５】
また、第１実施形態では、前席側蒸発器９の吹出空気温度Ｔｅを検出し、前席側蒸発器９の実際の吹出空気温度Ｔｅが目標吹出空気温度ＴＥＯとなるように、圧縮機１１の吐出冷媒流量を制御しているが、後席側蒸発器２７の吹出空気温度も検出し、例えば、前後の両蒸発器９、２７の吹出空気温度のうち、高い方の吹出空気温度が目標吹出空気温度ＴＥＯとなるように、圧縮機１１の吐出冷媒流量を制御してもよい。
【０１４６】
また、前席側蒸発器９の吹出空気温度Ｔｅの代わりに、蒸発器９のフィンやチューブの表面温度等を検出して、蒸発器冷却度合いを検出するようにしてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態による冷凍サイクル装置を含む車両用空調装置の全体構成図である。
【図２】第１実施形態における可変容量型圧縮機の一部と容量制御弁の概略断面図である。
【図３】第１実施形態における可変容量型圧縮機の吐出流量制御特性図である。
【図４】第１実施形態における電気制御部の概略ブロック図である。
【図５】第１実施形態による容量制御全体の概略フローチャートである。
【図６】図５の容量制御の要部の具体的フローチャートである。
【図７】図６の蒸発器吹出温度判定ステップの具体例の説明図である。
【図８】図６の容量制御の要部の作動説明図である。
【図９】第２実施形態による容量制御の要部の具体的フローチャートである。
【図１０】第３実施形態による車両空調用冷凍サイクル装置の全体構成図である。
【図１１】第４実施形態における可変容量型圧縮機の吐出流量制御特性図である。
【図１２】第４実施形態における冷媒流量と制御電流との関係を示す測定値のグラフである。
【図１３】第４実施形態における制御電流しきい値とサイクル高圧側圧力との関係を示す特性図である。
【図１４】第５実施形態の電動圧縮機の制御ブロック図である。
【図１５】第６実施形態による冷凍サイクル装置を含む車両用空調装置の全体構成図である。
【図１６】第６実施形態における電気制御部の概略ブロック図である。
【図１７】第６実施形態による空調制御全体の概略フローチャートである。
【図１８】第６実施形態による空調制御の作動特性図である。
【図１９】第６実施形態による電動圧縮機制御の具体例を示す具体的フローチャートである。
【符号の説明】
１…前席側空調ユニット、９…前席側蒸発器、１１…圧縮機、
２６…後席側空調ユニット、２７…後席側蒸発器、４０…空調用制御装置、
１１０…制御弁。
【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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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
2004308925.tif 000016
【図１５】
2004308925.tif 000017
【図１６】
2004308925.tif 000018
【図１７】
2004308925.tif 000019
【図１８】
2004308925.tif 000020
【図１９】
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