(57)【要約】【課題】  推定トルクとコンプレッサの実際のトルクとのずれを無くし、吹き出し温度の上昇を防止することができる空調装置用可変容量圧縮機の制御方法及び可変容量圧縮機のトルク算出装置を提供する。【解決手段】  本発明の制御方法は、目標エバポレータ出口側吹き出し温度より吹き出し温度が高い時は前記圧縮機を最大容量で稼働し、吹き出し温度が目標エバポレータ出口側吹き出し温度に達したとき、コントロールバルブへの入力信号を第１のデューティー比で出力して容量制御運転を行い、その後目標吹き出し温度に基づき目標エバポレータ出口側吹き出し温度を定めて、この目標エバポレータ出口側吹き出し温度に応じて圧縮機の容量を制御する。【選択図】      図１１
2006329048.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
目標吹き出し温度に基づき目標エバポレータ出口側吹き出し温度を定め、該目標エバポレータ出口側吹き出し温度に応じて圧縮機の容量を制御する空調装置用可変容量圧縮機の制御方法であって、
低圧圧力を検出して弁開度を調整し、外部信号により弁開度を変位させる外部制御手段を有したコントロールバルブにより吸入圧力を制御可能とし、
目標エバポレータ出口側吹き出し温度より吹き出し温度が高い時は前記圧縮機を最大容量で稼働し、吹き出し温度が目標エバポレータ出口側吹き出し温度に達したとき、コントロールバルブへの入力信号を第１のデューティー比で出力して容量制御運転を行い、その後目標吹き出し温度に基づき目標エバポレータ出口側吹き出し温度を定めて、この目標エバポレータ出口側吹き出し温度に応じて圧縮機の容量を制御することを特徴とする空調装置用可変容量圧縮機の制御方法。
【請求項２】
目標吹き出し温度に基づき目標エバポレータ出口側吹き出し温度を定め、該目標エバポレータ出口側吹き出し温度に応じて圧縮機の容量を制御する空調装置用可変容量圧縮機のトルク算出装置であって、
低圧圧力を検出して弁開度を調整し、外部信号により弁開度を変位させる外部制御手段を有したコントロールバルブにより吸入圧力を制御可能とし、
目標エバポレータ出口側吹き出し温度より吹き出し温度が高い時は前記圧縮機を最大容量で稼働し、吹き出し温度が目標エバポレータ出口側吹き出し温度に達したとき、コントロールバルブへの入力信号を第１のデューティー比で出力して容量制御運転を行い、その後目標吹き出し温度に基づき目標エバポレータ出口側吹き出し温度を定めて、この目標エバポレータ出口側吹き出し温度に応じてコントロールバルブへの入力信号を第２のデューティー比で出力して容量制御運転を行い、それぞれのデューティー比の信号に基づいて圧縮機のトルクを演算することを特徴とする可変容量圧縮機のトルク算出装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両用空調装置の冷凍サイクルに設けられる可変容量圧縮機（以下「可変容量コンプレッサ」という）の制御方法及び、可変容量コンプレッサのトルク算出装置及びトルク算出方法に関する。
【背景技術】
【０００２】
この種の可変容量コンプレッサは、省動力化を図るべく外部制御信号によって冷媒の吐出容量を可変する。冷媒の吐出容量が可変すると、エンジンに対する負荷を変動するため、エンジン制御側は例えばアイドリングモードでのエンスト、空吹かし等を防止するために吸入空気量（燃料供給量）を制御する必要がある。エンジン制御側がこのような制御を行うため、可変容量コンプレッサのトルクを認識する必要があり、従来より種々のトルク算出装置が提案されている。本出願人も、高い推定精度のトルク算出装置を先に提案した（特許文献１参照）。
【０００３】
この可変容量コンプレッサのトルク算出装置は、エバポレータを通過して車室に流れ込む室内風量を算出する室内風量算出部と、室内風量とエバポレータ前後のエンタルピの変化によりエバポレータ空気吸熱量を算出するエバポレータ空気吸熱量算出部と、エバポレータ空気吸熱量とエバポレータ前後の冷媒エンタルピの変化によりエバポレータを流れる冷媒流量を算出する冷媒流量算出部と、算出した冷媒流量を用いてコンプレッサのトルクを算出するコンプレッサ駆動トルク算出部とから構成されている。このトルク算出装置は、冷凍サイクルのエバポレータを流れる冷媒流量を考慮することで、高い推定精度のトルクを算出することができるものである。
【０００４】
また、上記の可変容量コンプレッサは、目標吹き出し温度と実際に吹き出されている温度との関係により、コントロールバルブへの入力信号のデューティー比を変化させて、目標吹き出し温度となるように制御している。例えば、目標温度より実際に吹き出されている温度が高ければ、デューティー比を上げて、コンプレッサの仕事量を増やし、目標吹き出し温度とするべく温度を下げようとする。
【０００５】
また逆の場合（目標吹き出し温度より実際に吹き出されている温度が低ければ）には、コントロールバルブへの入力信号のデューティー比を下げてコンプレッサの仕事量を少なくして、目標吹き出し温度とするべく温度を上げようとする。
【特許文献１】特開２００３−２７８６６０号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
しかしながら、コンプレッサの起動後、実際に吹き出されている温度が目標吹き出し温度に近づいてくると、デューティー比は小さくなって安定するが、このときコンプレッサトルクは、デューティー比は下がりはじめるがコンプレッサ吸入側圧力Ｐｓ制御の可変コンプレッサでは、デューティー比に応じた設定Ｐｓ以下にならない限りコンプレッサ側は可変しない。
【０００７】
一方、コンプレッサトルク制御はデューティー比により推定トルクを算出しているのでそのデューティー比に応じたトルク算出を行う。このため、推定トルクとのずれが生じる。この結果、吹き出し温度が上昇してしまうことがある。
【０００８】
そこで、本発明は、推定トルクとコンプレッサの実際のトルクとのずれを無くし、吹き出し温度の上昇を防止することができる空調装置用可変容量圧縮機の制御方法及び可変容量圧縮機のトルク算出装置の提供を目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
上記目的を達成する請求項１の発明は、目標吹き出し温度に基づき目標エバポレータ出口側吹き出し温度を定め、該目標エバポレータ出口側吹き出し温度に応じて圧縮機の容量を制御する空調装置用可変容量圧縮機の制御方法であって、
低圧圧力を検出して弁開度を調整し、外部信号により弁開度を変位させる外部制御手段を有したコントロールバルブにより吸入圧力を制御可能とし、目標エバポレータ出口側吹き出し温度より吹き出し温度が高い時は前記圧縮機を最大容量で稼働し、吹き出し温度が目標エバポレータ出口側吹き出し温度に達したとき、コントロールバルブへの入力信号を第１のデューティー比で出力して容量制御運転を行い、その後目標吹き出し温度に基づき目標エバポレータ出口側吹き出し温度を定めて、この目標エバポレータ出口側吹き出し温度に応じて圧縮機の容量を制御することを特徴とする。
【００１０】
請求項２の発明は、目標吹き出し温度に基づき目標エバポレータ出口側吹き出し温度を定め、該目標エバポレータ出口側吹き出し温度に応じて圧縮機の容量を制御する空調装置用可変容量圧縮機のトルク算出装置であって、
低圧圧力を検出して弁開度を調整し、外部信号により弁開度を変位させる外部制御手段を有したコントロールバルブにより吸入圧力を制御可能とし、
目標エバポレータ出口側吹き出し温度より吹き出し温度が高い時は前記圧縮機を最大容量で稼働し、吹き出し温度が目標エバポレータ出口側吹き出し温度に達したとき、コントロールバルブへの入力信号を第１のデューティー比で出力して容量制御運転を行い、その後目標吹き出し温度に基づき目標エバポレータ出口側吹き出し温度を定めて、この目標エバポレータ出口側吹き出し温度に応じてコントロールバルブへの入力信号を第２のデューティー比で出力して容量制御運転を行い、それぞれのデューティー比の信号に基づいて圧縮機のトルクを演算することを特徴とする。
【発明の効果】
【００１１】
請求項１の発明によれば、目標エバポレータ出口側温度より吹き出し温度が高いときは最大容量で圧縮機を稼働し、吹き出し温度が目標エバポレータ出口側温度に達したとき第１のデューティー比で容量制御運転を行うので、圧縮機の応答性が速まり、推定トルクとのずれが低減されて、吹き出し温度の上昇を抑えることができる。
【００１２】
請求項２の発明によれば、目標エバポレータ出口側温度より吹き出し温度が高いときは最大容量で圧縮機を稼働し、吹き出し温度が目標エバポレータ出口側温度に達したとき第１のデューティー比で容量制御運転を行うので、圧縮機の応答性が速まり、推定トルクとのずれが低減されると共に、吹き出し温度が目標エバポレータ出口側温度に達したときには、推定トルクを容易に予測することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１３】
以下、本発明の一実施形態を図面に基づいて説明する。
【００１４】
図１〜図１１は本発明の可変容量コンプレッサの制御方法及び可変容量コンプレッサのトルク算出装置、トルク算出方法を適用した実施形態を示す。図１は車両用空調装置６のシステム図、図２は可変容量コンプレッサ８の断面図、図３は可変容量コンプレッサ８の容量可変制御を説明する図、図４はモリエル線とこれに対応するよう記載された冷凍サイクル７とを示す図、図５はデューティ比をパラメータとするコンプレッサ吸入側圧力とコンプレッサ吐出側圧力の特性線図、図６は冷凍サイクル負荷（エバポレータ負荷）を一定とした場合にあって、デューティ比をパラメータとするコンプレッサ吐出側圧力とトルクの特性線図、図７はコンプレッサデューティー比を一定（６０％）とした場合にあって、冷凍サイクル負荷（エバポレータ吸気の空気温度（℃）、湿度（％）、送風機電圧（Ｖ））を変動させた場合のコンプレッサ吐出側圧力とトルクの特性線図、図８はコンプレッサデューティー比を一定（６０％）とした場合にあって、冷凍サイクル負荷（エバポレータ吸気の空気温度（℃）、湿度（％）、送風機電圧（Ｖ））を変動させた場合のトルクとエバ前後温度差とコンプレッサ吐出側圧力の比の特性線図、図９はトルク算出処理のフローチャート、図１０は本実施形態によって算出した推定トルクと実際に測定した実トルクとの特性線図である。
【００１５】
図１において、エンジン１は、燃料噴射のためのフューエルインジェクタ２を有する。フューエルインジェクタ２は、エンジンコントロールユニット３の制御信号により制御され、フューエルインジェクタ２の制御によりエンジン回転数が所定の回転数に可変される。ラジエータ４は、冷却水配管（特に、符号を付さず）を介してエンジン１に連結されている。
【００１６】
車両用空調装置６の冷凍サイクル７は、可変容量コンプレッサ８とコンデンサ９とリキッドタンク１０と温度式自動膨脹弁１１とエバポレータ１２とこれらを連結する冷媒配管（特に、符号を付さず）とから構成されている。
【００１７】
可変容量コンプレッサ８は、エンジン１の回転により駆動され、エバポレータ１２から送られてくる低温低圧の気化冷媒を高温高圧の気化冷媒としてコンデンサ９に送る。可変容量コンプレッサ８は、コントロールバルブ１３を有する。コントロールバルブ１３は、空調コントロールユニット１４からの外部制御信号である制御パルス信号のデューティ比によって冷媒の吐出容量を可変する。可変容量コンプレッサ８の構成及び可変容量制御の詳しい内容は、下記する。
【００１８】
コンデンサ９は、ラジエータ４の前面に配置されている。コンデンサ９は、走行風や冷却電動ファン１５の風によって高温高圧の気化冷媒を凝縮点まで冷却して高圧中温の液化冷媒とする。そして、高圧中温の液化冷媒をリキッドタンク１０に送る。
【００１９】
リキッドタンク１０は、高圧中温の液化冷媒を含まれる水分やゴミを取り除き、冷媒が円滑に供給できるように溜める。そして、このように溜められた液化冷媒を温度式自動膨脹弁１１に送る。
【００２０】
温度式自動膨脹弁１１は、高圧中温の液化冷媒を急激に膨脹させ、低圧低温の霧状の液化冷媒としてエバポレータ１２に送る。
【００２１】
エバポレータ１２は、霧状の液化冷媒を、ブロワファン１６により車室内へと送られる送風の熱を奪うことによって蒸発させ、低圧低温の気化冷媒とする。そして、低圧低温の気化冷媒を可変容量コンプレッサ８に送る。
【００２２】
冷却電動ファン１５は、ファンモータ１７の駆動力によって回転される。
【００２３】
ブロワファン１６の吸込み側に内外気切替箱３９があり、車室内の空気である内気を吸込む内気吸込口４２、および車室外の空気である外気を吸込む外気吸込口４３がある。なお、内外気切替箱３９内に配置された内外気切替ドア４０により、内気、および、または外気に吸い込みを切替えることが可能になっている。
【００２４】
ブロワファン１６は、ブロワファンモータ１９の駆動力によって回転される。ブロワファン１６が回転すると、車室内の空気である内気、および、または車室外の空気である外気を吸い込み、この吸い込んだ送風をエバポレータ１２に圧送し、冷たくなった空気を車室内に送風する。ブロワファンモータ１９は、空調コントロールユニット１４からの駆動制御信号によって駆動される。
【００２５】
エンジンコントロールユニット３は、双方向通信線を介して空調コントロールユニット１４に接続されている。エンジンコントロールユニット３にはエンジン制御センサ群２０のセンサ検出データが入力され、エンジンコントロールユニット３はこれらセンサ検出データやエンジン制御指令に基づいてエンジン１を制御する。エンジン制御センサ群２０は、車速センサ２０ａ、エンジン回転センサ２０ｂ、アクセル開度センサ２０ｃ、アイドルスイッチ２０ｄなどである。
【００２６】
空調コントロールユニット１４は、ファンモータ制御部１４ａとコンプレッサ容量制御部１４ｂとコンプレッサトルク算出装置であるコンプレッサトルク算出部１４ｃ等を内蔵する。ファンモータ制御部１４ａは、上述したようにファンモータ１７の駆動を制御する。コンプレッサ容量制御部１４ｂは、上述したようにコントロールバルブ１３を制御する。コンプレッサトルク算出部１４ｃは、図１０に示すフローを実行することにより可変容量コンプレッサ８のトルクを算出する。このトルク算出処理については、下記に詳述する。
【００２７】
又、空調コントロールユニット１４には空調制御センサ群２１のセンサ検出データが入力され、空調コントロールユニット１４はこれらセンサ検出データや空調制御指令に基づいて可変容量コンプレッサ８やブロワファンモータ１９等を制御する。空調制御センサ群２１は、車両用空調装置６に通常設置される既設のセンサであり、エアコンスイッチ２１ａ、モードスイッチ２１ｂ、デフスイッチ２１ｃ、オートスイッチ２１ｄ、ＦＲＥスイッチ２１ｅ、ＲＥＣスイッチ２１ｆ、温度調整スイッチ２１ｇ、オフスイッチ２１ｈ、車室内の温度を検出する内気温度検出手段である内気温度センサ２１ｉ、外気の温度を検出する外気温度検出手段である外気温度センサ２１ｊ、日射センサ２１ｋ、エバポレータ１２の出口側空気温度検出手段である吸込温度センサ２１ｌ、水温センサ２１ｍ、可変容量コンプレッサ８のコンプレッサ吐出側圧力を検出する冷媒圧力センサ２１ｎ等である。
【００２８】
内外気切替ドアは、ＦＲＥスイッチ（図示せず）、もしくはＲＥＣスイッチ（図示せず）による外気吸込み（ＦＲＥ）、もしくは内気吸込み（ＲＥＣ）の選択、または空調制御指令に基づいて、駆動部４１を制御し、内外気切替ドア４０が切替えられる。
【００２９】
図２において、可変容量コンプレッサ８は、周方向に複数のハウジングボア２２ａが形成されたハウジング２２と、このハウジング２２の中心位置に配置され、プーリ２３の回転によって回転される回転軸２４と、この回転軸２４に斜板駆動体２５を介して連結された斜板２６と、この斜板２６の回転に応じて各ハウジングボア２２ａ内を往復移動し、この往復ストロークを斜板２６の傾斜角によって可変する複数のピストン２７と、ピストン２７の背面に作用するクランク室圧力Ｐｃを変化させることによって、斜板２６の傾斜角を変化させ、冷媒の吐出容量を制御するコントロールバルブ１３とを備えている。
【００３０】
空調コントロールユニット１４は、乗員が設定した目標室内温度と、各種センサの検出値とから目標吹出し温度、吹出し風量などを演算する。このとき、目標エバポレータ出口側空気温度、およびコントロールバルブ１３のデューティー比も算出する。そして、コントロールバルブ１３は、算出されたデューティー比によって可変容量コンプレッサ８の容量を制御する。
【００３１】
空調コントロールユニット１４は、各種センサーの検出値と温度調整スイッチにより乗員が設定した目標室内温度から、空調装置からの目標吹き出し温度、吹き出し風量などを演算する。この時、目標エバポレータ出口側吹き出し温度を求め、さらにコンプレッサのデューティー比を算出する。コンプレッサのコントロールバルブはこの算出されたデューティー比によりコンプレッサの容量をする。
【００３２】
前述のように目標吹き出し温度と吹き出し風量を比較し、この目標吹き出し温度と吹き出し風量差を解消する方向にコンプレッサへの入力信号のデューティー比を算出する。従って、目標到達すれば安定作動される。
【００３３】
しかし、図３に示すようなダイヤフラム３２にコンプレッサ吸入側圧力Ｐｓを作用させ、コンプレッサ吸入側圧力Ｐｓを一定にするよう制御し、電磁コイルのデューティー比による通電で安定させるコンプレッサ吸入側圧力Ｐｓを図５のように変化させる可変容量制御においては、前述のように、コンプレッサ吸入側圧力Ｐｓ制御である為、算出されたデューティー比が１００％からさがってもその時まだ目標吸入側圧力Ｐｓまで到達していない場合はコンプレッサは最大容量である。このため、デューティー比からトルクを推定した場合ずれが生じてしまう。
【００３４】
このため、デューティー比は常時算出するが、算出されたデューティー比が所定値以上の場合は目標エバポレータ出口側空気温度に対し達成するまで１００％デューティー比を出力し（実施例では、図１１に示すように目標エバポレータ出口側空気温度に対しマイナス１度まで）、エバポレータ出口側空気温度が目標に対し達成した場合は第１のデューティー比を出力する。ここで第１のデューティー比は確実に容量制御する程度に小さく、実施例では５０％程度である。その後、また定常デューティー比を算出し制御する。
【００３５】
もし、第１のデューティー比を出力してから所定時間（１０秒程度）以内にエバポレータ出口側空気温度＞目標エバポレータ出口側空気温度になった場合には図１１に示すように、第１のデューティー比よりも大きい第２のデューティー比（６５％）にステップ的に上昇させる。
【００３６】
その後、又通常デューティー制御となる。安定せずデューティー比が第１、第２よりも大きい第３のデューティー比を超えた場合、最大デューティー比を出力する。
【００３７】
このように、図１１に示す如く、１００％から５０％、７５％以上は１００％とステップ的に変化させるのは、コンプレッサの応答性を速めるためである。コンプレッサのメカニカル的なロスで応答が遅れないように考慮されている。
【００３８】
コントロールバルブ１３は、図３に示すように、ハウジング２２に対して往復移動自在に配置された制御体２８を有する。この制御体２８は、高圧室２９からクランク室３０への冷媒流量をリフト量によって制御する高圧ボール３１と、コンプレッサ吸入側圧力Ｐｓが作用されたダイヤフラム３２と、セットバネ３３のバネ力が作用されたバネ受け部３４とを一体に有し、電磁コイル３５の通電によって発生する電磁力を移動方向に受けるように形成されている。電磁コイル３５には、空調コントロールユニット１４からの制御パルス信号のデューティ比による通電が行われ、デューティ比に比例する電磁力が制御体２８に作用する。これにより、高圧ボール３１のリフト量が可変され、高圧ボール３１のリフト量によって斜板２６の傾斜角が可変される。以上より、空調コントロールユニット１４がコントロールバルブ１３に送る制御パルス信号のデューティ比によって可変容量コンプレッサ８の冷媒の吐出容量が制御される。又、この可変容量コンプレッサ８は、高圧室２９からクランク室３０への冷媒流量を調整することで図５に示すように冷媒の吐出容量を制御するため、デューティ比とコンプレッサ吐出側圧力からコンプレッサ吸入側圧力をほぼ特定できる。
【００３９】
本実施例の可変容量コンプレッサ８では、電磁コイル３５に通電がない状態（デューティー比＝０％）で、図５のｄｕｔｙ＝０％線図（一点鎖線）に示されるコンプレッサ吐出側圧力Ｐｄとコンプレッサ吸入側圧力Ｐｓの関係に成るようにコントロールバルブ１３のダイヤフラム３２とセットバネ３３が設定されている。
【００４０】
例えば、コンプレッサ吸入側圧力が非常に高い状態（例えば５００ＫＰａ）では、図３に示すように、ダイヤフラム３２に５００ＫＰａの圧力が作用し、制御体２８と高圧ボール３１が押し下げられて全閉となる。クランク室３０は、連通路５４を介して吸入室５０に連通しているため、クランク室３０内は低圧室圧力、つまりコンプレッサ吸入側圧力Ｐｓと同等となり、ピストン２７のストローク量が最大、つまり可変容量コンプレッサ８の容量が最大となる。
【００４１】
すると、コンプレッサ吸入側圧力は徐々に低下し、ｄｕｔｙ＝０％線図に近づくとダイヤフラム３２に作用する圧力も低下して、制御体２８、高圧ボール３１の押し下げ量が低下するため、クランク室３０内へ流入する冷媒の量が減少する。すると、ピストン２７の背面に作用する圧力の上昇率が小さくなるため、ピストン２７のストローク量が減少し、容量制御状態となり、コンプレッサ吸入側圧力はｄｕｔｙ＝０％上で安定する。
【００４２】
また、空調コントロールユニット１４からデューティー比が６０％とするようにコントロールバルブ１３に制御パルス信号が出力されると、可変容量コンプレッサ８は、ｄｕｔｙ＝６０％線図（短破線）のコンプレッサ吐出側圧力Ｐｄとコンプレッサ吸入側圧力Ｐｓの関係になるように制御される。
【００４３】
例えば、電磁コイル３５は通電されているが、コンプレッサ吸入側圧力が非常に高い状態（例えば５００ＫＰａ）では、ダイヤフラム３２に５００ＫＰａの圧力が作用し、上記説明と同様に、ピストン２７のストローク量が最大となり、可変容量コンプレッサ８の容量が最大となる。
【００４４】
すると、コンプレッサ吸入側圧力は徐々に低下し、ｄｕｔｙ＝６０％線図に近づくとダイヤフラム３２に作用する圧力も低下して、制御体２８、高圧ボール３１の押し下げ量が低下するため、クランク室３０内へ流入する冷媒の量が減少する。すると、ピストン２７の背面に作用する圧力の上昇率が小さくなるため、ピストン２７のストローク量が減少し、容量制御状態となり、コンプレッサ吸入側圧力はｄｕｔｙ＝６０％上で安定する。
【００４５】
次に、可変容量コンプレッサ８のトルクを、エバポレータ１２の入口側空気温度とエバポレータ１２の出口側空気温度との温度差であるエバ前後温度差データと、コンプレッサ吐出側圧力データと、コントロールバルブ１３を制御する外部制御信号であるデューティ比データとコンプレッサ回転数データより算出できる理由を説明する。
【００４６】
可変容量コンプレッサ８のトルクＴｃを求める理論式の一つとして下記の式（１）がある。
【００４７】
Ｔｃ＝（ｉ１−ｉ２）×Ｇｒ×ηｍ／Ｎｃ・・・（１）
但し、ｉ１はコンプレッサ吐出冷媒エンタルピ、ｉ２はコンプレッサ吸入冷媒エンタルピ、Ｇｒは冷媒流量、ηｍはコンプレッサ機械効率、Ｎｃはコンプレッサ回転数である。
【００４８】
図４に示すように、コンプレッサ吐出冷媒エンタルピｉ１とコンプレッサ吸入冷媒エンタルピｉ２は、それぞれｉ１＝ｆ（Ｐｄ）、ｉ２＝ｆ（Ｐｓ）の関数で表すことができるため、上記（１）式は、下記の式（２）で表すことができる。
【００４９】
Ｔｃ＝｛ｆ（Ｐｄ）−ｆ（Ｐｓ）｝×Ｇｒ×ηｍ／Ｎｃ・・・（２）
（２）式において、ηｍはコンプレッサ圧縮比（Ｐｄ／Ｐｓ）及び冷媒流量Ｇｒにて変化し、コンプレッサ機種固有の値である。又、Ｎｃは既知の値であるため、コンプレッサ吐出側圧力Ｐｄ、コンプレッサ吸入側圧力Ｐｓ及び冷媒流量Ｇｒが読み取りできればトルク推定ができることになる。
【００５０】
コンプレッサ吐出側圧力Ｐｄは、冷媒圧力センサ２１ｎのセンサ検出値より読み取り可能である。コンプレッサ吸入側圧力Ｐｓは、本可変容量コンプレッサ８ではコントロールバルブ１３への制御パルス信号のデューティ比によってコンプレッサ吸入側圧力Ｐｓを制御するため、コンプレッサ吐出側圧力Ｐｄとデューティ比から読み取ることができる。つまり、図５に示すように、コンプレッサ吸入側圧力Ｐｓとコンプレッサ吐出側圧力Ｐｄがデューティ比によって所定の特性線を示すことになるため、外部制御信号であるデューティ比とコンプレッサ吐出側圧力Ｐｄによりコンプレッサ吸入側圧力Ｐｓをほぼ特定できる。
【００５１】
従って、上記式（２）は、下記の式（３）で表すことができる。
【００５２】
Ｔｃ＝｛ｆ（Ｐｄ）−ｆ（Ｐｄ，デューティ比）｝×Ｇｒ×ηｍ／Ｎｃ・・・（３）
式（３）を更にまとめると、下記の式（４）で表すことができる。
【００５３】
Ｔｃ＝Ｆ１（Ｐｄ，デューティ比）×Ｇｒ×ηｍ／Ｎｃ・・・（４）
次に、式（４）の変数の絞り込みを行う。冷凍サイクル負荷（エバポレータ吸気負荷）を一定（２５℃、湿度５０％、送風量（ブロワ電圧５Ｖ））とした時のデューティ比をパラメータとした際のコンプレッサ吐出側圧力ＰｄとトルクＴｃの相関関係は、図６に示すものとなる。図６からデューティ比ベースでコンプレッサ吐出側圧力Ｐｄとデューティ比からトルクＴｃを充分に推定可能と考えることができる。
【００５４】
従って、冷凍サイクル負荷（エバポレータ吸気負荷）が一定であれば、Ｇｒはｆ１（Ｐｄ，Ｐｓ）、ηｍはｆ２（Ｐｄ，Ｐｄ）の関数で表される。従って、式（４）は下記の式（５）で表現できる。
【００５５】
Ｔｃ＝Ｆ（Ｐｄ，デューティ比）／Ｎｃ・・・（５）
次に、冷凍サイクル負荷（エバポレータ吸気負荷）が変化した場合にどのようなトルク変動が起こるか検証する。エバポレータ１２の吸気温度を一定の２５℃とし、湿度及び送風量（ブロワファンモータ１９への電圧）を変化させると、図７に示すように、コンプレッサ吐出側圧力ＰｄとトルクＴｃの相関関係が認められる。つまり、可変領域のトルクが違い、冷凍サイクル負荷（エバポレータ吸気負荷）が変化した場合に冷媒流量Ｇｒが変化する。従って、冷媒流量Ｇｒを推定する要素が必要であり、この要素をエバポレータ負荷による冷房性能の下記式より検討する。
【００５６】
エバポレータ冷媒吸熱量をＱｅｖａｐ、エバポレータ入口側冷媒エンタルピをｉ３、エバポレータ出口側エンタルピをｉ２（コンプレッサ吸入側エンタルピと同値のため、同じ記号を使用）とすると、
Ｑｅｖａｐ＝（ｉ３−ｉ２）×Ｇｒ・・・（６）
従って、Ｇｒ＝Ｑｅｖａｐ／（ｉ３−ｉ２）・・・（７）
ここで、エバポレータ空気吸熱量Ｑｅｖａｐ（空気）は、下記の式で表せる。
【００５７】
Ｑｅｖａｐ（空気）＝｛（エバ前空気吸熱量）−（エバ後空気吸熱量）｝×（エバ風量）／（空気比容積）
エバポレータ冷媒吸熱量Ｑｅｖａｐはエバポレータ空気吸熱量Ｑｅｖａｐ（空気）と同値であり、エバポレータ入口側空気温度と出口側空気温度との温度差に比例するため、エバポレータ冷媒吸熱量Ｑｅｖａｐはエバ前後温度差（Δｔ）より読み取ることで推定できる。従って、Ｑｅｖａｐ＝ｆ（Δｔ）の関数で表すことができる。
【００５８】
又、図４に示すように、エバポレータ入口側エンタルピｉ３とエバポレータ出口側エンタルピｉ２は、それぞれｉ３＝ｆ（Ｐｄ）、ｉ２＝ｆ（Ｐｓ）の関数で表すことができるため、上記（７）式は、下記の式（８）で表すことができる。
【００５９】
Ｇｒ＝ｆ３（Δｔ）／ｆ４（Ｐｄ）−ｆ（Ｐｄ，デューティ比）・・・（８）
上記式（８）は、分母がＰｄ、デューティ比の関数であるため、これをまとめると下記の式（９）で表せる。
【００６０】
Ｇｒ＝ｆ３（Δｔ）／Ｆ２（Ｐｄ，デューティ比）・・・（９）
この式（９）と上記した式（４）より、トルクＴｃは下記の式（１０）で表せる。
【００６１】
Ｔｃ＝Ｆ１（Ｐｄ，デューティ比）×｛ｆ３（Δｔ）／Ｆ２（Ｐｄ，デューティ比）｝／Ｎｃ・・・（１０）
上記式（１０）を更にまとめると、下記式（１１）になる。
【００６２】
Ｔｃ＝ｆ（Δｔ）／ｆ（Ｐｄ，デューティ比）／Ｎｃ・・・（１１）
上記のトルク演算式（１１）より、Δｔ／ＰｄとトルクＴｃの関係をグラフに表すと、図８に示すものとなる。図８よりエバポレータ負荷（吸気湿度、送風量）の差を吸収できる結果となった。以上より、可変容量コンプレッサ８のトルクＴｃを、エバポレータ１２の入口側空気温度とエバポレータの出口側空気温度との温度差であるエバ前後温度差Δｔと、コンプレッサ吐出側圧力Ｐｄと、コントロールバルブ１３を制御する制御パルス信号のデューティ比とコンプレッサ回転数Ｎｃより算出できる。
【００６３】
本実施形態では、アイドリング時や減速時フューエルカット時等における可変容量コンプレッサ８のトルクＴｃを簡単に算出するために、上記式（１１）において、コンプレッサ回転数Ｎｃとして一定値（アイドリング時や減速時フューエルカット時の通常回転数値）を使用すると共に、エバ前後温度差Δｔ、コンプレッサ吐出側圧力Ｐｄを変数項とし、デューティ比及びエバ前後温度差Δｔに応じて、実車での計測値に基づいて決定されるデータ値を定数項Ａ，Ｂとする下記のトルク演算式（１２）を用いる。
【００６４】
Ｔｃ＝Ａ×ＬＮ（Ｐｄ／Δｔ）＋Ｂ・・・（１２）
コンプレッサトルク算出部１４ｃは、上記トルク演算式（１２）と各種条件毎の測定により得られる定数項Ａ，Ｂのデータ値とを外付け又は内蔵のメモリ（図示せず）に記憶し、トルク演算式（１２）の変数項及び定数項に該当する各データを入力して計算を実行することによりトルクを算出する。
【００６５】
次に、アイドリング時や減速時フューエルカット時等における可変容量コンプレッサ８のトルク演算処理を図９のフローに基づいて説明する。図９に示すように、先ず、ＦＲＥスイッチ２１ｅとＲＥＣスイッチ２１ｆからの出力情報によりインテークドア（図示せず）が外気導入位置であるか内気循環位置であるかを判別する（ステップＳ１）。外気導入位置であれば、エバポレータ入口側空気温度として外気温度センサ２１ｊの検出温度を取り込み、この検出データを遅延補正した外気温度センサ認識値をコンプレッサトルク算出部１４ｃに入力する（ステップＳ２）。内気循環位置であれば、エバポレータ入口側空気温度として内気温度センサ２１ｉの検出温度を取り込み、この検出データを遅延補正した内気温度センサ認識値をコンプレッサトルク算出部１４ｃに入力する（ステップＳ３）。
【００６６】
次に、エバポレータ出口側空気温度である吸込温度センサ２１ｌの検出温度を取り込み、この検出データを遅延補正した吸込温度センサ認識値をコンプレッサトルク算出部１４ｃに入力する（ステップＳ４）。
【００６７】
次に、上記データよりエバ前後温度差データΔｔを算出する（ステップＳ５）。つまり、外気導入であれば、外気温度センサ認識値から吸込温度センサ認識値を減算し、内気循環であれば、内気温度センサ認識値から吸込温度センサ認識値を減算してエバ前後温度差データΔｔを算出する。
【００６８】
次に、冷媒圧力センサ２１ｎの検出圧力を取り込み、この検出データを遅延補正したコンプレッサ吐出側圧力認識値をコンプレッサトルク算出部１４ｃに入力する（ステップＳ６）。
【００６９】
次に、コンプレッサ容量制御部１４ｂがコントロールバルブ１３に送る制御パルス信号のデューティ比をコンプレッサトルク算出部１４ｃに入力する（ステップＳ７）。
【００７０】
次に、コンプレッサトルク算出部１４ｃは、入手した上記各データをトルク演算式（１２）に入力して計算を実行することによりトルクを算出する（ステップＳ８）。そして、算出したトルクをエンジンコントロールユニット３に送信する（ステップＳ９）。以上の処理を繰り返すことによってリアルタイムに可変容量コンプレッサ８のトルクを算出する。エンジンコントロールユニット３は送信されて来るトルクを元に、例えばアイドリングモードでのエンスト、空吹かし等を防止すべく吸気空気量（燃料供給量）を制御する。
【００７１】
以上、車両用空調装置６の冷凍サイクル７に設けられ、制御パルス信号のデューティ比により冷媒の吐出容量を制御し、且つ、制御パルス信号のデューティ比とコンプレッサ吐出側圧力によりコンプレッサ吸入側圧力をほぼ特定できる可変容量コンプレッサ８において、エバポレータ１２の入口側空気温度とエバポレータの出口側空気温度との温度差であるエバ前後温度差データΔｔと、コンプレッサ吐出側圧力データＰｄと、デューティ比データとコンプレッサ回転数データＮｃに基づいてトルクを算出するよう構成した。つまり、制御パルス信号のデューティ比とコンプレッサ吐出側圧力Ｐｄによりコンプレッサ吸入側圧力Ｐｓをほぼ特定できることを利用すると共に、冷凍サイクル７の負荷としてのエバポレータ吸気負荷が一定である場合には、冷媒流量Ｇｒとコンプレッサ機械効率ηｍがデューティ比とコンプレッサ吐出側圧力Ｐｄの関数として得られ、冷凍サイクル７の負荷としてのエバポレータ吸気負荷が変動する場合には、変化する冷媒流量Ｇｒの値を、エバポレータ冷媒吸熱量をエバポレータ入口側空気温度とエバポレータ出口空気温度の温度差データより推定でき、これらの関係を利用してエバ前後温度差データΔｔとコンプレッサ吐出側圧力データＰｄとデューティ比データとコンプレッサ回転数データＮｃに基づいてトルクを算出した。従って、冷凍サイクルのエバポレータ１２を流れる冷媒流量Ｇｒを考慮することで、高い推定精度のトルクを算出できる。
【００７２】
外気導入モードでは、エバポレータ１２の入口側空気温度として外気温度検出値を、内気循環モードでは、エバポレータ１２の入口側空気温度として室内温度検出値を利用するので、車両用空調装置６に通常設置される既存センサ以外の新規センサを付設する必要がない。
【００７３】
上記実施形態では、コンプレッサ回転数データＮｃとして一定値を使用するので、アイドリング時や減速時フューエルカット時のようにコンプレッサ回転数Ｎｃが所定の回転数でほぼ一定である場合にあって、取得するデータを削減できると共にトルク演算式の計算が容易になる。
【００７４】
上記実施形態では、エバ前後温度差データΔｔ、コンプレッサ吐出側圧力データＰｄ、デューティ比データ及びコンプレッサ回転数データＮｃの一部を変数項とし、上記データ内容に基づいて決定されるデータを定数項Ａ，Ｂとするトルク演算式（１２）を記憶すると共に、各種条件毎の測定により得られる定数項Ａ，Ｂのデータ値を記憶し、トルク演算式（１２）の変数項及び定数項Ａ，Ｂに該当する各データを入力して計算を実行することによりトルクを算出するので、実際の測定に近いトルクを得られるように定数項Ａ，Ｂのデータを調整できるため、実際のトルクに近いトルクを推定により得ることができる。図１１は、本実施形態によって算出した推定トルクと実際の測定による実トルクとの特性線図である。図１１の特性線図より明らかなように、トルク実トルクに近い推定トルクが得られた。負荷変動に対してもほぼ±２Ｎｍ以内のトルク推定が可能であることが分かる。
【００７５】
次に、上記実施形態の変形例を説明する。コンプレッサトルク算出部１４ｃは、エバ前後温度差データΔｔ、コンプレッサ吐出側圧力データＰｄ及びデューティ比データ、コンプレッサ回転数データＮｃを変数とするトルク演算式（１１）を外付け又は内蔵のメモリ（図示せず）に記憶し、トルク演算式（１１）に入手した上記各データを入力して計算を実行することによりトルクを算出する。トルク演算処理過程では、上記実施形態で入力した各種データに加えてコンプレッサ回転数データＮｃを入力する。このように構成すれば、メモリに記憶するデータ量が少なくて済む。又、アイドリング時や減速時フューエルカット時等に拘わらず、車両用空調装置６の全作動中におけるトルクを算出できる。
【００７６】
尚、トルク演算式（１１）内のコンプレッサ回転数Ｎｃを一定値（アイドリング時や減速時フューエルカット時の通常回転数値）としたトルク演算式を記憶するようにしても良い。このようにすれば、アイドリング時や減速時フューエルカット時のようにコンプレッサ回転数Ｎｃが所定の回転数でほぼ一定である場合にあって、取得するデータを削減できると共にトルク演算式の計算が容易になる。
【００７７】
尚、上記実施形態では、可変容量コンプレッサ８の冷媒の吐出容量を外部より制御する外部制御信号として制御パルス信号のデューティ比を使用したが、各種の電気量を使用可能であり、デューティ比に限定されるものでないことはもちろんである。
【００７８】
尚、上記実施形態では、エンジン駆動による可変容量コンプレッサ８を用いた例を説明したが、電動モータの駆動による可変容量コンプレッサにも同様に本発明を適用できることはもちろんである。
【００７９】
また、エバポレータ１２の入口側にエバ入口側温度センサ２１ｐを配置し、エバポレータ入口側空気温度を検出する構成とすることが可能である。この場合、図９に示すフローチャートのステップＳ１、ステップＳ２、およびステップＳ３を廃止し、エバ入口側温度センサ２１ｐによって検出されたエバポレータ入口側空気温度をコンプレッサトルク算出部１４ｃに入力し、ステップＳ４以降の演算処理を行なうことで、上記実施形態と同様の作用効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【００８０】
【図１】本発明の一実施形態を示し、車両用空調装置のシステム図である。
【図２】本発明の一実施形態を示し、可変容量コンプレッサの断面図である。
【図３】本発明の一実施形態を示し、可変容量コンプレッサの容量可変制御を説明する図である。
【図４】本発明の一実施形態を示し、モリエル線とこれに対応するよう記載された冷凍サイクルとを示す図である。
【図５】本発明の一実施形態を示し、デューティ比をパラメータとするコンプレッサ吸入側圧力とコンプレッサ吐出側圧力の特性線図である。
【図６】本発明の一実施形態を示し、冷凍サイクル負荷（エバポレータ負荷）を一定とした場合にあって、デューティ比をパラメータとするコンプレッサ吐出側圧力とトルクの特性線図である。
【図７】本発明の一実施形態を示し、冷凍サイクル負荷（エバポレータ負荷）が変動する場合にあって、コンプレッサ吐出側圧力とトルクの特性線図である。
【図８】本発明の一実施形態を示し、デューティ比を一定（６０％）とした場合にあって、トルクとコンプレッサ吐出側圧力の特性線図である。
【図９】本発明の一実施形態を示し、トルク算出処理のフローチャートである。
【図１０】本発明の一実施形態を示し、推定トルクと実トルクの特性線図である。
【図１１】本発明の一実施形態を示しステップ的に変化させるデューティー比を示す特性線図である。
【符号の説明】
【００８１】
６  車両用空調装置
７  冷凍サイクル
８  可変容量コンプレッサ（可変容量圧縮機）
１２  エバポレータ
１４ｃ  コンプレッサトルク算出部
２１ｉ  内気温度センサ（内気温度検出手段）
２１ｊ  外気温度センサ（外気温度検出手段）
２１ｌ  吸込温度センサ（エバポレータ出口側温度検出手段）
２１ｎ  冷媒圧力センサ（コンプレッサ吐出側圧力検出手段）
【図１】
2006329048.tif 000003
【図２】
2006329048.tif 000004
【図３】
2006329048.tif 000005
【図４】
2006329048.tif 000006
【図５】
2006329048.tif 000007
【図６】
2006329048.tif 000008
【図７】
2006329048.tif 000009
【図８】
2006329048.tif 000010
【図９】
2006329048.tif 000011
【図１０】
2006329048.tif 000012
【図１１】
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