(57)【要約】【課題】車両に搭載された駆動源により駆動される外部制御式の可変容量型圧縮機を用いた冷凍サイクルを有するシステムにおいて、多くのセンサを必要とせず、また、マップを用意しなくても高い精度で圧縮機の駆動トルクを推定することが可能な圧縮機の駆動トルク推定装置を提供する。【解決手段】冷凍サイクルの圧縮機から膨張装置までの高圧側冷媒圧力と、蒸発器の温度と、圧縮機の回転数と、吐出容量を調整するために供給される制御電流値とを変数とした１つの多項式により圧縮機の駆動トルクを演算する。駆動トルクの演算において、条件判別式やマップデータからの選択を不要とし、駆動トルクを演算する多項式は、高圧側冷媒圧力、蒸発器の温度、圧縮機の回転数、制御電流値の２次式を用いる。【選択図】      図４
2020165353.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
車両に搭載された駆動源により駆動される圧縮機と、この圧縮機から吐出する高温高圧の冷媒を冷却する放熱器と、この放熱器から流出した高圧冷媒を断熱膨張させる膨張装置と、この膨張装置で断熱膨張された冷媒を蒸発気化させる蒸発器とを有する冷凍サイクルを備え、前記圧縮機を、供給される制御電流値に応じて吐出容量を可変する可変容量型圧縮機とするシステムに利用可能な圧縮機のトルク推定装置であって、
前記冷凍サイクルの前記圧縮機から膨張装置までの高圧側冷媒圧力と、前記蒸発器の温度と、前記圧縮機の回転数と、前記制御電流値とを変数とした１つの多項式により前記圧縮機の駆動トルクを演算することを特徴とする圧縮機の駆動トルク推定装置。
【請求項２】
前記圧縮機は、ハウジングに画成された吐出室、吸入室、及びクランク室と、前記吐出室と前記クランク室との間を接続する給気通路と、前記給気通路の開度を調節する圧力制御弁とを備え、前記クランク室と前記吸入室との圧力差が小さくなると吐出容量を大きくし、前記クランク室と前記吸入室との圧力差が大きくなると吐出容量を小さくする圧縮機構と、を有する可変容量圧縮機であり、
前記圧力制御弁は、前記吐出室と前記クランク室とを接続する弁口と、前記吐出室の圧力の影響を受けずに前記弁口の開度を調節可能な作動棒と、前記吸入室の圧力に応じて前記作動棒の位置を調節する感圧部材と、供給される制御電流値に応じて前記作動棒の位置を調節するソレノイドと、を有することを特徴とする請求項１記載の圧縮機の駆動トルク推定装置。
【請求項３】
前記駆動トルクの演算において、条件判別式やマップデータからの選択を不要にしたことを特徴とする請求項１又は２記載の圧縮機の駆動トルク推定装置。
【請求項４】
前記駆動トルクを演算する多項式は、前記高圧側冷媒圧力、前記蒸発器の温度、前記圧縮機の回転数、及び前記制御電流値の２次式であることを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の圧縮機の駆動トルク推定装置。
【請求項５】
前記多項式の変数として、車室内空気温度、前記蒸発器への風量の少なくとも１つをさらに加えたことを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載の圧縮機の駆動トルク推定装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両に搭載される車両用空調装置の冷凍サイクルに用いられる圧縮機の駆動トルクを推定する圧縮機の駆動トルク推定装置に関し、特に可変容量圧縮機の定常時における駆動トルクの推定装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
内燃機関（エンジン）を走行用の動力源とする車両においては、このエンジンにより、オリタネータ、パワーステアリングポンプ等と共に、空調装置用の圧縮機も駆動される。特に、空調装置用の圧縮機は、空調装置の負荷に応じて駆動トルクが変動し、ドライバビリティやエンジン制御に影響を与えるため、圧縮機の駆動トルクを推定することが試みられている。
【０００３】
固定容量型圧縮機の駆動トルクは、圧縮機の吐出容量、吸入圧力（低圧側圧力）、吐出圧力（高圧側圧力）を変数とした下記の数１の一般式により、理論的に算出することが可能であるが、吐出容量が変動する可変容量圧縮機の場合には、運転中の吐出容量を直接検出することが困難であるため、従来から様々な駆動トルクの推定方法が考えられている。
【０００４】
【数１】
2020165353.tif 000003
【０００５】
例えば、特許文献１においては、外気温センサにより検出された外気温度Ｔac、回転速度センサにより検出された回転速度Ｎc、高圧側圧力センサにより検出された高圧側圧力Ｐh、および車速センサ３４で検出された車速Ｕに基づき、可変容量コンプレッサの可変領域にある容量Ｖcを計算し、この計算した容量Ｖcと高圧側圧力Ｐhとを用いて可変領域にある駆動トルクＴaを計算する第１トルク演算手段と、最大容量Ｖcm（固定値）と高圧側圧力Ｐhとを用いて最大容量Ｖcmに達した後の駆動トルクＴbを計算する第２トルク演算手段と、を備え、両駆動トルクＴa，Ｔbのうちで小さい方を最終的な駆動トルクとして決定するようにしている。
【０００６】
また、特許文献２は、電磁式容量制御弁に供給する制御電流値に応じて、任意の設定吸入圧になるよう吐出容量を制御する周知の外部制御式の可変容量型圧縮機を用いた冷凍サイクルにおける圧縮機の駆動トルク演算方法に関し、低圧側圧力を一定値となるように圧縮機の吐出容量を制御した場合、高圧側圧力が圧縮機の駆動トルクと相関性をもつことに着目し、高圧側圧力の変化に対する駆動トルクの変化を予め計測してトルク・高圧側圧力の特性線図をマップ化しておき、高圧センサによって検出された高圧側圧力に基づき、前記マップから圧縮機の駆動トルクを推定するようにしている。
【０００７】
また、圧力制御弁に供給する電流を変更することで圧縮機の設定吸入圧を変更することが可能となるので、圧力制御弁に供給する電流を異ならせて高圧圧力に対する駆動トルクの特性線図を複数マップ化しておき、高圧センサで検出された高圧圧力値と圧力制御弁に供給する電流値との基づきマップを選択し、広範囲における圧縮機の駆動トルクを推定できるようにしている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００８】
【特許文献１】特開平５−９９１５６号公報
【特許文献２】特開平１１−１７０８５８号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】
しかしながら、前者の構成においては、外気温度や車速を計算に用いるため、外気温度センサや車速センサが必要となり、コストを抑えることができない。しかも、可変容量型圧縮機の自立制御機能により吸入圧力をほぼ一定とするように制御されることを期待して、吸入圧力値をトルク演算のパラメータに加えていないため、設定吸入圧力を調節することが可能な外部制御式可変容量型圧縮機においては、正確に駆動トルクを推定することができない。
【００１０】
また、後者においては、空調装置および車両に通常設けられているセンサや圧縮機に供給される制御電流値に基づき圧縮機の駆動トルクを演算しているため、新たにセンサを追加する必要はないが、複数の駆動トルクの特性線図を予め計測してマップ化しておく必要があり、プログラミングが煩雑になる不都合がある。
しかも、吸入圧力の代用値として圧力制御弁に供給する制御電流値を用いているが、圧縮機の吐出容量が最大に達してしまうと、蒸発器の熱負荷に応じて吸入圧力が変動するため、もはや圧力制御弁の制御電流と吸入圧力との相関がなくなり、駆動トルクの推定精度が悪くなるという不都合がある。
【００１１】
本発明は、係る事情に鑑みてなされたものであり、外部制御式の可変容量型圧縮機において、多くのセンサを必要とせず、また、多数のマップを用意しなくても高い精度で圧縮機の駆動トルクを推定すること圧縮機の駆動トルク推定装置を提供することを主たる課題としている。
【課題を解決するための手段】
【００１２】
本発明者らは、既存の設置されているセンサから得られる情報に基づき、可変容量型圧縮機の駆動トルクの近似式を得るために、先ず、冷凍サイクルの高圧側圧力Phと,低圧側の特性を示すエバポレータ温度Tevaと、圧縮機の回転数Neのみを用いて近似式が得られないかを検討したが、圧縮機が中間ストロークである場合と最大ストロークに達している場合とで駆動トルクの推定値の精度が大きく異なる結果となった。
【００１３】
圧縮機の中間ストロークにおいては、圧縮機の吸入圧力は、制御弁の供給電流に対応した圧力に制御されるのに対し、圧縮機が最大ストロークに達してしまうと、制御弁の供給電流と吸入圧力との相関がなくなり、制御弁の供給電流に拘わらず、蒸発器の熱負荷に応じて吸入圧力が変化する。そこで、発明者らは、この点に着目し、多変量解析のパラメータに制御弁の供給電流を加えることによって、ストロークに応じて特性が変わる駆動トルクの近似式を一つの多項式で近似することを試みた。その結果、制御弁の供給電流値を加えた少なくとも４つパラメータを用いた多項式によって得られるトルク推定値は、実際の駆動トルクから大きく外れることがなくなることを見出し、本発明を完成するに至った。
【００１４】
即ち、本発明に係る圧縮機の駆動トルク推定装置は、車両に搭載された駆動源により駆動される圧縮機と、この圧縮機から吐出する高温高圧の冷媒を冷却する放熱器と、この放熱器から流出した高圧冷媒を断熱膨張させる膨張装置と、この膨張装置で断熱膨張された冷媒を蒸発気化させる蒸発器とを有する冷凍サイクルを備え、前記圧縮機を、供給される制御電流値に応じて吐出容量を可変する可変容量型圧縮機とするシステムに利用可能な圧縮機のトルク推定装置であって、前記冷凍サイクルの前記圧縮機から膨張装置までの高圧側冷媒圧力と、前記蒸発器の温度と、前記圧縮機の回転数と、前記制御電流値とを変数とした１つの多項式により前記圧縮機の駆動トルクを演算することを特徴としている。
【００１５】
したがって、冷凍サイクルの高圧側冷媒圧力と、蒸発器の温度と、圧縮機の回転数と、圧縮機に供給される制御電流値とから、圧縮機の駆動トルクを推定できるので、車両用空調装置に既に設けられている高圧センサや蒸発器温度センサなどの信号値を利用することで、可変容量型圧縮機の駆動トルクを推定することが可能となる。
【００１６】
ここで、圧縮機の回転数は、圧縮機の回転数を直接検出するものであってもよいが、車両側ＥＣＵによって得られたエンジン回転数にプーリ比をかけて圧縮機回転数を算出するようにしてもよい。
【００１７】
なお、圧縮機は、可変容量型圧縮機であれば、給気通路の開度を制御してクランク室圧を調節する入口制御であっても、抽気通路の開度を制御してクランク室圧を調節する出口制御であっても、給気通路と抽気通路の両方の開度を調節してクランク室圧を調節する出入口制御であってもよく、例えば、入口制御を行う可変容量型圧縮機であれば、前記圧縮機は、ハウジングに画成された吐出室、吸入室、及びクランク室と、前記吐出室と前記クランク室との間を接続する給気通路と、前記給気通路の開度を調節する圧力制御弁とを備え、前記クランク室と前記吸入室との圧力差が小さくなると吐出容量を大きくし、前記クランク室と前記吸入室との圧力差が大きくなると吐出容量を小さくする圧縮機構と、を有する可変容量圧縮機であり、前記圧力制御弁は、前記吐出室と前記クランク室とを接続する弁口と、前記吐出室の圧力の影響を受けずに前記弁口の開度を調節可能な作動棒と、前記吸入室の圧力に応じて前記作動棒の位置を調節する感圧部材と、供給される制御電流値に応じて前記作動棒の位置を調節するソレノイドと、を備えるようにするとよい。
【００１８】
特に、圧力制御弁の弁口の開度を調節する作動棒は吐出室の圧力の影響を受けないようにすることで、吐出圧の大小に拘わらず、供給電流値のみで設定吸入圧を求めることができ、供給電流値をトルク推定値のパラメータの１つとする本発明のシステムにおいては、上述した圧力制御弁を用いることで、トルク推定値の精度をさらに高めることが可能となる。
【００１９】
また、本発明に係る駆動トルク推定装置は、前記駆動トルクの演算において、条件判別式やマップデータからの選択を不要とすることを特徴としている。
条件判別やマップデータからの選択を不要としているので、プログラムを簡略化することが可能となり、プログラムにバグが含まれるおそれを低減することが可能となる。
【００２０】
また、駆動トルクを演算する多項式は、前記高圧側冷媒圧力、前記蒸発器の温度、前記圧縮機の回転数、及び前記制御電流値の２次式にするとよい。
駆動トルクを演算する多項式を３次以上の高次式にすると、緻密なトルク推定が可能となるが、演算される推定トルク値の変動が変数の変動に対して過敏となり、エンジン制御を損なう不都合がある。このため、駆動トルクを演算する多項式を２次式とすることで、エンジン制御を損なわずに十分な推定精度を確保することが可能となる。
【００２１】
さらに、圧縮機の駆動トルクの推定精度を高めるために、前記多項式の変数として、車室内空気温度、蒸発器への風量の少なくとも１つをさらに加えるようにしてもよい。
この際、圧縮機の制御電流値を変数から除いて、車室内空気温度や蒸発器への風量を加えても駆動トルクの推定精度を高めることには寄与しないことを確認しており、圧縮機の制御電流値を演算パラメータとすることは、推定精度を確保する上で必須となる。
【発明の効果】
【００２２】
以上述べたように、本発明によれば、可変容量型圧縮機の駆動トルクの推定値を算出するに当たり、冷凍サイクルの高圧側冷媒圧力と、蒸発器の温度と、圧縮機の回転数と、圧縮機の制御電流値とを変数とした１つの多項式により圧縮機の駆動トルクを演算するようにしたので、多くのセンサを必要とせず、また、マップを用意しなくても高い精度で圧縮機の駆動トルクを推定すること可能となる。
【図面の簡単な説明】
【００２３】
【図１】図１は、圧縮機のトルク推定を行なうための車両搭載システムの概略構成図である。
【図２】図２は、冷凍サイクルに用いられる可変容量型圧縮機の構成例を示す断面図である。
【図３】図３は、可変容量型圧縮機に用いられる圧力制御弁の構成例を示す図である。
【図４】図４は、図１のエアコン制御ユニット（Ａ／Ｃ  ＣＵ）によるトルク推定処理例を示すフローチャートである。
【図５】図５（ａ）は、冷凍サイクルの高圧側圧力（Ph）と、蒸発器の温度（Teva）と、圧縮機の回転数(Nc)の３変数を用いた多項式による駆動トルク推定値と実際の駆動軸トルクとを乖離状態を示す線図であり、図５（ｂ）は、冷凍サイクルの高圧側圧力（Ph）と、蒸発器の温度（Teva）と、圧縮機の回転数(Nc)と、圧力制御弁４７へ供給される制御電流値（Isol）の４変数を用いた多項式による駆動トルク推定値と実際の駆動軸トルクとを乖離状態を示す線図である。
【図６】図６は、冷凍サイクルの高圧側圧力（Ph）と、蒸発器の温度（Teva）と、圧縮機の回転数(Nc)の３変数を用いた場合（（a）の場合）、及び、これに制御電流値（Isol）以外の変数を加えたトルク演算式を用いた場合（（ｃ）、（ｄ）の場合）において、実際の駆動トルクとの剥離状態を調べた結果を示すと共に、冷凍サイクルの高圧側圧力（Ph）と、蒸発器の温度（Teva）と、圧縮機の回転数(Nc)と、圧力制御弁４７へ供給される制御電流値（Isol）の４変数を用いた場合（（ｂ）の場合）、及び、これに他の変数を加えたトルク演算式を用いた場合（（ｅ）、（ｆ）、(ｇ)の場合）において、実際の駆動トルクとの剥離状態を調べた結果を示す表である。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２４】
以下、この発明の実施の形態を図面により説明する。
図１において、車両に搭載される冷凍サイクル１の構成例が示され、この冷凍サイクル１は、冷媒を圧縮する圧縮機２と、この圧縮機２で圧縮された冷媒を凝縮液化する凝縮器３と、この凝縮器３によって凝縮液化された冷媒を溜めると共に気相冷媒と液相冷媒とに分離し、液相冷媒のみを下流側へ送る受液器４と、この受液器４から送られる液相冷媒を減圧して低温低圧の気液混合冷媒にする膨張装置５と、この膨張装置５から送られる低温低圧の気液混合冷媒を蒸発気化する蒸発器６とを、この順で配管接続して構成されている。
【００２５】
圧縮機２は、走行用エンジン７からの動力を受け、この走行用エンジン７と同期して回転するもので、クラッチ付きのものであれば、稼動指令信号を受けて図示しない電磁クラッチをＯＮすることにより起動し、下記する圧力制御弁に供給される制御電流を調節することで、吐出量が調整される可変容量型圧縮機が用いられている。
このような可変容量型圧縮機の一例が図２に示されている。この圧縮機２は、シリンダブロック１１と、このシリンダブロック１１のリア側（図中、右側）にバルブプレート１２を介して組み付けられたリアヘッド１３と、シリンダブロック１１のフロント側（図中、左側）を閉塞するように組み付けられたフロントヘッド１４とを有して構成されている。これらフロントヘッド１４、シリンダブロック１１、バルブプレート１２、及び、リアヘッド１３は、締結ボルト１５により軸方向に締結されており、圧縮機全体のハウジングを構成している。
【００２６】
フロントヘッド１４とシリンダブロック１１とによって画設されるクランク室１６には、一端がフロントヘッド１４から突出する駆動軸１７がクランク室１６を渡すように収容されている。この駆動軸１７のフロントヘッド１４から突出した部分には、車両のエンジン７にベルトを介して連結される図示しない駆動プーリが回転自在に取り付けられる。また、この駆動軸１７の一端側は、フロントヘッド１４との間に設けられた軸封部材２０を介してフロントヘッド１４との間が気密よく封じられ、駆動軸１７に沿った冷媒漏洩を防止するようにしている。
【００２７】
そして、駆動軸１７の一端側は、フロントヘッド１４の軸封部材２０よりもクランク室側に収容されたラジアル軸受２１にて回転自在に支持され、駆動軸１７の他端側は、シリンダブロック１１に収容されたラジアル軸受２２にて回転自在に支持されている。
【００２８】
シリンダブロック１１には、前記ラジアル軸受２２が収容される支持孔２３と、この支持孔２３を中心とする円周上に等間隔に配された複数のシリンダボア２４とが形成されており、それぞれのシリンダボア２４には、片頭ピストン２５が往復摺動可能に挿入されている。この片頭ピストン２５は、シリンダボア２４内に挿入される頭部２５ａと、クランク室１６に突出する係合部２５ｂとを軸方向に接合して形成されている。
【００２９】
前記駆動軸１７には、クランク室１６内において、該駆動軸１７と一体に回転するスラストフランジ２７が固定されている。このスラストフランジ２７は、駆動軸１７に対して略垂直に形成されたフロントヘッド１４の内壁面に対して環状のスラスト軸受２８を介して回転自在に支持されている。このスラストフランジ２７には、リンク機構２９を介して斜板３０が連結されている。
【００３０】
斜板３０は、駆動軸１７上に摺動自在に設けられたヒンジボール３１を中心に傾動可能に取り付けられているもので、リンク機構２９を介してスラストフランジ２７の回転に同期して一体に回転するようになっている。そして、斜板３０の周縁部には、前後に配された一対のシュー３２を介して片頭ピストン２５の前記係合部２５ｂが係留されている。
【００３１】
したがって、駆動軸１７が回転すると、これに伴って斜板３０が回転し、この斜板３０の回転運動がシュー３２を介して片頭ピストン２５の往復直線運動に変換され、シリンダボア２４内において片頭ピストン２５とバルブプレート１２との間に形成される圧縮室３３の容積が変更されるようになっている。
【００３２】
リアヘッド１３には、吸入室４１とこの吸入室４１の外側に形成された吐出室４２とが形成されている。また、バルブプレート１２は、吸入室４１と圧縮室３３とを吸入弁（図示せず）を介して連通する吸入孔４４と、吐出室４２と圧縮室３３とを吐出弁（図示せず）を介して連通する吐出孔４５とが形成されている。
【００３３】
前記シリンダブロック１１やバルブプレート１２、リアヘッド１３には、吐出室４２とクランク室１６とを連通する給気通路４６が形成されている。そして、この給気通路４６の開度は、圧力制御弁４７によって調節され、この圧力制御弁４７によって給気通路４６を通って吐出室４２からクランク室１６へ流入する冷媒流量が調節され、クランク室１６の圧力が制御されるようになっている。
【００３４】
なお、駆動軸１７には、軸封部材２０と軸受け２１との間に形成されるシール室に供給されるオイルを放出すると共に、クランク室から冷媒ガスを放出する放出通路１７ａが設けられている。この放出通路１７ａと、駆動軸１７とバルブプレート１２との間に配設されたスペーサ４８に形成されている通孔４８ａ、及び、バルブプレート１２に形成されたオリフィス孔１２ａとにより、クランク室１６と吸入室４１とを連通する抽気通路４０が形成されている。
【００３５】
前記圧力制御弁４７は、例えば、図３に示されるように、給気通路開度調整部５０と駆動部６０とから構成されている。
給気通路開度調整部５０は、基部ケース６１に中間ケース６２を介して組付けられた頭部ケース５１に設けられているもので、この頭部ケース５１に軸心上を進退可能に収容された作動棒５５を有している。
【００３６】
頭部ケース５１には、軸方向に貫通するように形成された軸方向通路５２と、これに直交し、径方向に貫通するように形成された径方向通路５３とが形成され、前記作動棒５５は、径方向通路５３を過るように軸方向通路５２に摺動可能に収容され、頭部ケース５１から中間ケース６２側へ突出可能となっている。
圧力制御弁４７を圧縮機に取り付けた状態においては、軸方向通路５２は、給気通路４６を介してクランク室１６に連通し、径方向通路５３は、給気通路４６を介して吐出室４２に連通するようになっている。
【００３７】
前記作動棒５５は、先端部に形成された円柱状の弁頭部５５ａと、これに続くロッド部５５ｂとから構成され、先端から軸方向に有底の軸方向孔５５ｃが形成され、弁頭部５５ａよりも基端側の周面に、前記軸方向孔５５ｃと連通する側孔５５ｄが形成されている。
【００３８】
頭部ケース５１の軸方向通路５２には、径方向通路５３と交差する部分から基端側の途中にかけて作動棒５５の周面との間に間隙が形成されるように内径が拡大された拡径部５２ａが形成されており、前記側孔５５ｄは、この拡径部５２ａに臨むように開口している。
拡径部５２ａは、作動棒５５の弁頭部５５ａの外径よりも小さい径に形成され、径方向通路５３との接続部位にテーパ状に形成されたシート部５２ｂが形成され、このシート部５２ｂに作動棒５５の弁頭部５５ａが着座可能となっている。したがって、この拡径部５２ａの部分が弁頭部により開閉される弁口となっている。
【００３９】
また、軸方向通路５２の先端開口部には、内径が拡径されたスプリング収容室５２ｃが形成され、このスプリング収容室５２ｃの開口端部に設けられたばね受け５６と作動棒５５の弁頭部５５ａとの間にスプリング５７が弾装され、このスプリング５７によって弁頭部５５ａをシート部５２ｂに着座する方向へ付勢すると共に、作動棒５５のロッド５５ｂを頭部ケース５１から突出させて後述する福プランジャ６４に常時当接させた状態としている。
【００４０】
なお、径方向通路５３とスプリング収容室５２ｃとの間の軸方向通路５２の内径は、作動棒５５の弁頭部５５ａの外径にほぼ等しく形成され、また、軸方向通路５２の拡径部５２ａより基端側の内径は、作動棒５５のロッド５５ｂの外径にほぼ等しく形成され、それぞれ冷媒ガスが漏れず、且つ、作動棒５５の摺動を阻害しない程度のクリアランスを持たせている。
【００４１】
したがって、弁頭部５５ａがシート部５２ｂに着座しない状態においては、吐出室４２からの冷媒が給気通路４６を介して径方向通路５３から軸方向通路５２の拡径部５２ａに導かれ、この拡径部５２ａから作動棒５５の側孔５５ｄを介して軸方向孔５５ｃに入り、軸方向通路５２及び給気通路４６を介してクランク室１６へ供給される。弁頭部５５ａがシート部５２ｂに着座した状態においては、操作棒５５の側孔５５ｄと径方向通路５３との連通が絶たれ、吐出室４２からクランク室１６への冷媒の供給が停止される。
【００４２】
駆動部６０は、圧力制御弁４７の頭部ケース５１より基端側に設けられているもので、圧縮機の吸入圧に応動する感圧部材としてのダイヤフラム６７と外部から供給される制御電流によって応動するソレノイド７０とを有している。
【００４３】
頭部ケース５１とこれが組付けられる中間ケース６２との間には、ダイヤフラム室６３が形成され、このダイヤフラム室６３には、軸方向に進退可能に副プランジャ６４が収容されている。この副プランジャ６４は、中間ケース６３との間に弾装されたスプリング６５により、頭部ケース５１から突出した作動棒５５のロッド部５５ｂに当接するように付勢され、作動棒５５と一体に変位するようになっている。ダイヤフラム室６３は、周壁の一部に開口部が設けられ（この例では、周壁を形成する頭部ケース５１の一部が切り欠かれて開口部６６が形成され）、圧力制御弁４７を圧縮機に取り付けた状態においては、この開口部６６に連通する低圧通路４９（図１に示す）を介して吸入室４１と連通するようになっている。したがって、ダイヤフラム室は、吸入室４１の圧力と等しくなっている。
【００４４】
中間ケース６２が組み付けられた基端ケース６１には、励磁コイル７１を収容すると共に、この励磁コイル７１の軸線上を進退可能に収容された磁性体からなる主プランジャ７２と、この主プランジャ７２に対して副プランジャ６４とは反対側に間隔をあけて配置された吸引子７３とを有するソレノイド７０が配置されている。また、主プランジャ７２は、これに固定されたステム７４を介してスプリング７５により図中左方へ常時付勢されている。
そして、中間ケース６２と基部ケース６１との間には、副プランジャ６４と主プランジャ７２との間に挟み込まれるように配され、これらのプランジャ６４，７２が常時当接するダイヤフラム６７が固定されている。ダイヤフラム６７は変形可能な薄膜であり、ダイヤフラム６７を境界とした主プランジャ側の圧力（大気圧もしくは真空などの基準圧力）と副プランジャ６４側の圧力（ダイヤフラム室６３室の圧力）の差に応じて、主プランジャ７２と副プランジャ６４が当接する中央部が変位するようになっている。
【００４５】
以上の構成の圧縮機を搭載した冷凍サイクルの動作について以下説明する。
蒸発器の温度は、冷凍サイクルの冷凍能力に対する蒸発器周囲の熱負荷により変化する。例えば、車室内が暑いときには、蒸発器６の蒸発温度が高くなり、もって蒸発器内の圧力および圧縮機２の吸入室内の圧力Ｐｓが高くなる。吸入圧力Ｐｓが変化すると、ダイヤフラム６７が変位し、ダイヤフラム６７に連動する副プランジャ６４および作動棒５５が、側孔５５ｄと径方向通路５３との連通状態を調整する。
【００４６】
吸入圧力Ｐｓが所定の圧力以上のときは、作動棒５５の図中右方向への変位量は十分大きくなり、弁頭部５５ａがシート部５２ｂに着座する。これにより側孔５５ｄと径方向通路５３との連通が閉鎖され、吐出室４２からクランク室１６へ高圧冷媒が供給されなくなり、クランク室圧が低下して斜板３０の傾斜角が最大となる。このため圧縮機は最大吐出容量で運転される。
【００４７】
熱負荷が下がってくると（車室内が冷えてくると）、蒸発器の温度および吸入圧力Ｐｓが低下し、ダイヤフラム６７が図中左方に変位する。吸入圧力が所定値を下回ると、作動棒５５の弁頭部５５ａがシート部５２ｂから離れ、吐出室４２からクランク室１６へ高圧冷媒が供給され、クランク室圧が上昇して斜板３０の傾斜角が減少し始める。これに伴い圧縮機の吐出容量が減少すると、冷凍能力が低下するために蒸発器の温度が上昇し、吸入圧力の低下が抑制され、ダイヤフラム６７の変位ひいては吐出容量の制御にフィードバックされる。このように、熱負荷に対して冷凍サイクルの冷凍能力が余剰になってくると、ダイヤフラムの変位を利用したクランク室圧の調整によって、吸入圧力が所定値を維持するように、吐出容量が自律的に制御される。
ここで、自律的に制御される前記所定の吸入圧力のことを、設定吸入圧と呼ぶ。
【００４８】
ダイヤフラム６７の図中右側に配された主プランジャ７２は、ソレノイド７０の励磁コイル７１への通電量に応じて、吸引子７３方向（図中右方）へ吸引される。励磁コイル７１への通電量が大きくなると、主プランジャ７２を吸引子７３方向（図中右方）へ吸引する力が大きくなり、通電量が小さくなると、主プランジャ７２を吸引子７３方向（図中右方）へ吸引する力が小さくなる。主プランジャ７２は、ダイヤフラム６７、副プランジャ６４を介して作動棒５５と連動するので、励磁コイル７１への通電量を変化させることで、作動棒５５の弁頭部５５ａがシート部５２ｂから離れ始める吸入圧力、すなわち設定吸入圧を変化させることができる。この例においては、励磁コイル７１への通電量を大きくすると設定吸入圧が低くなり、通電量を小さくすると設定吸入圧が高くなるようになっている。
【００４９】
ところで、前記走行用エンジン７は、エンジン制御ユニット（ＥＣＵ）１００によって制御されている。このＥＣＵ１００は、アクセルペダルの踏み代をエンジン吸気管路に設けられたスロットル弁の開度として検出するアクセル開度センサ１０１や、車速（Ｖcar ）を検出する車速センサ１０２、エンジン回転速度（Ｎeng）を検出するエンジン回転速度センサ１０３などからの信号を入力し、これらセンサの入力信号から得られた情報に基づき、また、後述する圧縮機のトルク推定値（Ｔtr）に基づき、必要トルクに見合う燃料噴射量や噴射タイミング、点火時期などを最適値に制御している。
【００５０】
また、圧縮機２を含む車両用空調装置は、エアコン制御ユニット（Ａ／Ｃ  ＣＵ）１１０によって制御されている。このエアコン制御ユニット（Ａ／Ｃ  ＣＵ）１１０は、例えば圧縮機２の出口側から膨張装置５の入口側までの高圧側冷媒圧力（Ｐｈ）を検出する高圧圧力センサ１１１、蒸発器６の表面温度又は蒸発器６を通過した空気温度などの蒸発器６の冷媒温度に関連する温度（以下、蒸発器温度Ｔevaという）を検出する蒸発器温度センサ１１２、圧縮機の回転数（Ｎｃ）を検出する圧縮機回転数センサ１１３などの各種センサからの信号が入力されると共に、圧縮機２の圧力制御弁４７に供給する前記制御電流（Ｉsol：励磁コイル７１への通電量に相当）や、エアコンスイッチ（Ａ／Ｃスイッチ）１１５及び車室の目標温度を設定する温度設定器などを備えた操作パネル１１６からの信号が入力され、これら信号に基づき空調装置の総合的な制御を行っている。
【００５１】
ここで、高圧圧力センサ１１１は、例えば、受液器４に取り付けら、又は、凝縮器３の上流に取り付けられて、冷凍サイクルの異常高圧を検出するために取り付けられた既存の高圧センサで代用される。また、蒸発器温度センサ１１２は、例えば、蒸発器６の通風路直後に配置されて、蒸発器６を通過した空気温度を測定する既存の温度センサで代用される。
【００５２】
また、エンジン制御ユニット（ＥＣＵ）１００やエアコン制御ユニット（Ａ／Ｃ  ＣＵ）１１０は、中央演算装置（ＣＰＵ）、読出専用メモリ（ＲＯＭ）、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）、入出力ポート等を備えて構成されるそれ自体公知のもので、メモリに与えられた所定のプログラムにしたがって各種入力信号を処理し、例えば、エアコン制御ユニット（Ａ／Ｃ  ＣＵ）３０において、以下に述べる手法によって圧縮機２の駆動トルクを推定演算し、エンジン制御ユニット（ＥＣＵ）２０に対して、この演算されたトルク推定値を送信する等の処理を行なっている。
【００５３】
図４において、圧縮機１のトルク推定を行なう演算処理例がフローチャートとして示されており、以下、このフローチャートに基づいてトルク推定の演算処理例を説明する。
【００５４】
エアコン制御ユニット（Ａ／Ｃ  ＣＵ）１１０は、イグニッションスイッチが投入されて冷凍サイクル１が起動した後にこの制御処理を圧縮機制御の一環として行うようにしているもので、ステップ５０において、エアコンスイッチ１１５が投入される等により圧縮機が起動した初期の状態であるか否かが判定される。このステップ５０で圧縮機１が起動した初期であると判定された場合には、起動初期に適した他のトルク推定処理へ移行し、圧縮機が起動初期の段階ではなく、定常運転へ移行した状態であると判定された場合には、冷凍サイクル１の高圧側冷媒圧力（Ph）と、蒸発器６の温度（Teva）と、圧縮機２の回転数(Nc)と、圧力制御弁４７へ供給される制御電流値（Isol）の各変数を入力し（ステップ５２）、この入力された４つパラメータを変数とした数２で示す１つの多項式（二次式）によって圧縮機２の駆動トルク（Ttr）を演算推定する。
【００５５】
【数２】
2020165353.tif 000004
【００５６】
この多項式は、前記４つの変数（高圧側冷媒圧力：Ph、発器の温度：Teva、圧縮機の回転数：Nc、制御電流値：Isol）の二次式で表され、予備的な試験として、熱負荷、圧縮機の回転数、制御弁への制御電流値を変化させ、複数の運転状況における実際の圧縮機２の駆動軸トルクを測定し、この測定された実際の駆動トルクに対して、前記４つのパラメータ（高圧側冷媒圧力：Ph、発器の温度：Teva、圧縮機の回転数：Nc、制御電流値：Isol）を変数とした多変量解析を行い、上記二次式の常数（C１〜C１５）を決定することで求められる。
【００５７】
本発明者らの研究によれば、Isolを除いた３つの変数（Ph,Teva,Nc）による多項式により演算した推定駆動トルクと、実際の駆動トルクとを比較した結果、図５（ａ）及び図６（ａ）に示されるように、推定駆動トルクと実際の駆動トルクとの間に＋５．６〜−４．４の範囲のずれがあり、駆動トルクの演算式としては許容できるものではなかった。
これに対して、Isolを加えた４変数を用いた上述の多項式を用いて演算された推定駆動トルクと、実際のトルクとを比較すると、図５（ｂ）及び図６（ｂ）に示されるように、推定駆動トルクに対する実際の駆動トルクは、＋２．１〜−３．２の範囲のずれですみ、ほぼ±３Ｎｍ以下という高いトルク推定精度が得られた。
【００５８】
なお、上述の例では、コンプレッサの回転数（Ｎｃ）を直接計測して多項式に利用した例を示したが、コンプレッサ回転数の代用値として、車両側ＥＣＵで得られたエンジン回転数の出力値を用い、エンジン回転数にプーリ比を乗じて圧縮機回転数を算出するようにしてもよい。
【００５９】
したがって、以上の制御によれば、冷凍サイクル１の高圧側冷媒圧力（Ph）と、蒸発器６の温度（Teva）と、圧縮機２の回転数（Nc）と、圧縮機２に供給される制御電流値（Isol）から、圧縮機２の駆動トルクを上述した１つの多項式によって精度よく推定できるので、車両用空調装置に既に設けられている高圧センサ、蒸発器温度センサ、などの信号値を利用するだけで駆動トルクを推定することが可能となる。このため、多くのセンサを必要とせず、また、マップを用意しなくても高い精度で圧縮機の駆動トルクを推定すること可能となる。
【００６０】
また、上述の制御弁を用いる場合においては、吐出室の圧力（吐出圧：Ｐｄ）が操作棒５５の弁頭部５５ａに対して軸方向に作用しないようになっているので、吐出圧Ｐｄの大小の変化が設定吸入圧に影響を及ぼさない。このため、吐出圧Ｐｄの大小によって設定吸入圧がシフトすることはないので、供給電流値のみで設定吸入値を設定することが可能となり、このような観点からもトルク推定の精度を高めることが可能となる。
【００６１】
なお、Isolを変数に加えた場合において、３次以上の高次式を用いることも考えられるが、３次以上の高次式にすると、より緻密な推定は可能になるが、変数の変動に対して算出される推定トルクの変動が過敏となり、かえってエンジン制御を損なう不都合がある。このため、許容できる十分なトルク推定精度を確保しつつ、安定したエンジン制御を維持するためには、上記２次式の多項式を用いることが好ましい。
【００６２】
また、上述の例では、トルク推定の多項式において、冷凍サイクルの高圧側冷媒圧力（Ph）、蒸発器の温度（Teva）、圧縮機の回転数(Nc)、及び制御電流値（Isol）の４つの変数を用いた多項式（二次式）によりトルク推定を行う場合について説明したが、これに加えて他の変数（室内温度センサで検出された車室内空気温度：Ｔｒや蒸発器への風量（送風機への印加電圧）（Ｆrate）を必要に応じて加えるようにしてもよい。
図６の表で示すように、制御弁に供給される制御電流値（Isol）を除いて他の変数を追加しても、トルク推定値の精度は上記４変数を用いた場合よりも悪くなるが、制御電流値（Isol）を加えた上で、他の変数を加えると、さらにトルク推定値が良くなることが確認されたので、要求される精度に応じて、適宜変数を追加するとよい。
【符号の説明】
【００６３】
１  冷凍サイクル
２  圧縮機
３  放熱器
５  膨張装置
６  蒸発器
１６  クランク室
４１  吸入室
４２  吐出室
４６  給気通路
４７  圧力制御弁
６７  ダイヤフラム
７０  ソレノイド
【図１】
2020165353.tif 000005
【図２】
2020165353.tif 000006
【図３】
2020165353.tif 000007
【図４】
2020165353.tif 000008
【図５】
2020165353.tif 000009
【図６】
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