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JP4804797B2 - Control method for variable capacity compressor for air conditioner and torque calculation device for variable capacity compressor - Google Patents

Control method for variable capacity compressor for air conditioner and torque calculation device for variable capacity compressor Download PDF

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JP4804797B2
JP4804797B2 JP2005153141A JP2005153141A JP4804797B2 JP 4804797 B2 JP4804797 B2 JP 4804797B2 JP 2005153141 A JP2005153141 A JP 2005153141A JP 2005153141 A JP2005153141 A JP 2005153141A JP 4804797 B2 JP4804797 B2 JP 4804797B2
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浩文 武藤
大介 清水
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Honda Motor Co Ltd
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Description

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。   The present invention relates to a control method for a variable capacity compressor (hereinafter referred to as “variable capacity compressor”) provided in a refrigeration cycle of a vehicle air conditioner, a torque calculation device and a torque calculation method for a variable capacity compressor.

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)。   This type of variable displacement compressor varies the refrigerant discharge capacity by an external control signal in order to save power. If the discharge capacity of the refrigerant is variable, the load on the engine fluctuates. Therefore, the engine control side needs to control the intake air amount (fuel supply amount) in order to prevent, for example, engine stall or idling in the idling mode. Since the engine control side performs such control, it is necessary to recognize the torque of the variable displacement compressor, and various torque calculation devices have been proposed. The present applicant also previously proposed a torque calculation device with high estimation accuracy (see Patent Document 1).

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。   The torque calculation device for the variable capacity compressor includes an indoor air volume calculating unit that calculates an indoor air volume that flows into the vehicle compartment through the evaporator, and an evaporator air absorption device that calculates the evaporator air heat absorption amount by changing the indoor air volume and the enthalpy before and after the evaporator. A calorific value calculation unit; a refrigerant flow rate calculation unit that calculates a flow rate of refrigerant flowing through the evaporator according to changes in the evaporator air heat absorption amount and refrigerant enthalpy before and after the evaporator; and a compressor drive torque calculation unit that calculates the torque of the compressor using the calculated refrigerant flow rate It consists of and. This torque calculation device can calculate torque with high estimation accuracy by taking into consideration the flow rate of refrigerant flowing through the evaporator of the refrigeration cycle.

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。   The variable displacement compressor controls the target blowout temperature by changing the duty ratio of the input signal to the control valve according to the relationship between the target blowout temperature and the actual blowout temperature. . For example, if the temperature that is actually blown out is higher than the target temperature, the duty ratio is increased to increase the amount of work of the compressor and to lower the temperature to obtain the target blowing temperature.

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。
特開2003−278660号公報
In the opposite case (if the actual blown temperature is lower than the target blowing temperature), the duty ratio of the input signal to the control valve is lowered to reduce the work of the compressor so that the target blowing temperature is obtained. Try to raise the temperature.
JP 2003-278660 A

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。   However, after the compressor is started, when the actual blown-out temperature approaches the target blowing temperature, the duty ratio decreases and stabilizes. At this time, the compressor torque starts to decrease, but the compressor suction side pressure In the variable compressor of Ps control, the compressor side is not variable unless the value is equal to or less than the set Ps corresponding to the duty ratio.

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。   On the other hand, since the compressor torque control calculates the estimated torque based on the duty ratio, the torque is calculated according to the duty ratio. For this reason, a deviation from the estimated torque occurs. As a result, the blowing temperature may increase.

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。   Therefore, the present invention eliminates the difference between the estimated torque and the actual torque of the compressor, and prevents a rise in the blowing temperature, and a control method for a variable capacity compressor for an air conditioner and a torque calculation apparatus for a variable capacity compressor. For the purpose of provision.

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、
前記コントロールバルブへの入力信号のデューティー比によって前記圧縮機の容量制御を行い、
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く、前記コントロールバルブへの入力信号のデューティー比が所定値以上の場合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、前記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うことを特徴とする。
請求項2の発明は、請求項1記載の空調装置用可変容量圧縮機の制御方法であって、
前記コントロールバルブへの入力信号のデューティー比によって前記圧縮機の容量制御を行い、
前記第1のデューティー比で容量制御運転を行った後、目標エバポレータ出口側吹き出し温度と吹き出し温度との温度差が所定の範囲内である場合、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求め、前記コントロールバルブへのデューティー比を算出し、算出されたデューティー比によって容量制御を行うことを特徴とする。
請求項3の発明は、請求項1又は請求項2記載の空調装置用可変容量圧縮機の制御方法であって、
前記コントロールバルブへの入力信号を第1のデューティー比を出力してから所定時間以内にエバポレータ出口側空気温度が目標エバポレータ出口側空気温度より高くなった場合には、第2のデューティー比を出力し、容量制御を行うことを特徴とする。
The invention according to claim 1, which achieves the above object, determines a target evaporator outlet side outlet temperature based on a target outlet temperature, and controls the capacity of the compressor according to the target evaporator outlet side outlet temperature. Control method,
The low pressure pressure is detected to adjust the valve opening, and the suction pressure can be controlled by a control valve having an external control means for displacing the valve opening by an external signal.
The capacity of the compressor is controlled by the duty ratio of the input signal to the control valve,
Temperature balloon than the target evaporator outlet air temperature is rather high, the duty ratio of the input signal to the control valve is equal to or larger than a predetermined value running at maximum capacity the compressor, the temperature blowoff blowoff temperature-side target evaporator outlet when reaching, it characterized the TURMERIC line capacity control operation by outputting an input signal to the control valve in the first duty ratio.
Invention of Claim 2 is the control method of the variable capacity compressor for air conditioners of Claim 1, Comprising:
The capacity of the compressor is controlled by the duty ratio of the input signal to the control valve,
After performing the capacity control operation at the first duty ratio, when the temperature difference between the target evaporator outlet side outlet temperature and the outlet temperature is within a predetermined range, the target evaporator outlet side outlet temperature is obtained based on the target outlet temperature. The duty ratio to the control valve is calculated, and the capacity control is performed based on the calculated duty ratio.
Invention of Claim 3 is the control method of the variable capacity compressor for air conditioners of Claim 1 or Claim 2, Comprising:
When the evaporator outlet side air temperature becomes higher than the target evaporator outlet side air temperature within a predetermined time after the first duty ratio is output as the input signal to the control valve, the second duty ratio is output. The capacity control is performed.

請求項4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、
前記コントロールバルブへの入力信号のデューティー比によって前記圧縮機の容量制御を行い、
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く、前記コントロールバルブへの入力信号のデューティー比が所定値以上の場合は前記圧縮機を最大容量で稼動し、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、前記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、前記第1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。
請求項の発明は、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、
前記コントロールバルブへの入力信号のデューティー比によって前記圧縮機の容量制御を行い、
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く、前記コントロールバルブへの入力信号のデューティー比が所定値以上の場合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、前記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、前記第1のデューティー比を出力してから所定時間以内にエバポレータ出口側空気温度が目標エバポレータ出口側空気温度より高くなった場合には、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。
請求項6記載の空調装置用可変容量圧縮機のトルク算出装置であって、
前記コントロールバルブへの入力信号のデューティー比によって前記圧縮機の容量制御を行い、
前記第1のデューティー比で容量制御運転を行った後、目標エバポレータ出口側吹き出し温度と吹き出し温度との温度差が所定の範囲内である場合、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求め、前記コントロールバルブへのデューティー比を算出し、算出されたデューティー比によって容量制御を行うことを特徴とする。
The invention according to claim 4 is a torque calculation device for a variable capacity compressor for an air conditioner that determines a target evaporator outlet side outlet temperature based on the target outlet temperature and controls the capacity of the compressor according to the target evaporator outlet side outlet temperature. There,
The low pressure pressure is detected to adjust the valve opening, and the suction pressure can be controlled by a control valve having an external control means for displacing the valve opening by an external signal.
The capacity of the compressor is controlled by the duty ratio of the input signal to the control valve,
When the blowout temperature is higher than the target evaporator outlet side blowout temperature and the duty ratio of the input signal to the control valve is equal to or greater than the predetermined value, the compressor is operated at the maximum capacity, and the blowout temperature reaches the target evaporator outlet blowout temperature. Then, a capacity control operation is performed by outputting an input signal to the control valve at a first duty ratio, and a torque of the compressor is calculated based on the signal of the first duty ratio.
The invention according to claim 5 is a torque calculation device for a variable capacity compressor for an air conditioner that determines a target evaporator outlet side outlet temperature based on the target outlet temperature and controls the capacity of the compressor according to the target evaporator outlet side outlet temperature. There,
The low pressure pressure is detected to adjust the valve opening, and the suction pressure can be controlled by a control valve having an external control means for displacing the valve opening by an external signal.
The capacity of the compressor is controlled by the duty ratio of the input signal to the control valve,
Temperature balloon than the target evaporator outlet air temperature is rather high, the duty ratio of the input signal to the control valve is equal to or larger than a predetermined value running at maximum capacity the compressor, the temperature blowoff blowoff temperature-side target evaporator outlet When the output reaches the control valve, a capacity control operation is performed by outputting an input signal to the control valve at a first duty ratio, and within a predetermined time after the output of the first duty ratio, the evaporator outlet side air temperature is changed to a target evaporator. When the air temperature becomes higher than the outlet side air temperature, a capacity control operation is performed by outputting at a second duty ratio, and the torque of the compressor is calculated based on each duty ratio signal.
A torque calculation device for a variable capacity compressor for an air conditioner according to claim 6,
The capacity of the compressor is controlled by the duty ratio of the input signal to the control valve,
After performing the capacity control operation at the first duty ratio, when the temperature difference between the target evaporator outlet side outlet temperature and the outlet temperature is within a predetermined range, the target evaporator outlet side outlet temperature is obtained based on the target outlet temperature. The duty ratio to the control valve is calculated, and the capacity control is performed based on the calculated duty ratio.

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。
請求項2の発明によれば、請求項1と同様の効果を得ることができる。
請求項3の発明によれば、請求項1又は請求項2と同様の効果を得ることができる。
According to the first aspect of the present invention, when the blowing temperature is higher than the target evaporator outlet side temperature, the compressor is operated at the maximum capacity, and when the blowing temperature reaches the target evaporator outlet side temperature, the capacity control is performed with the first duty ratio. Since the operation is performed, the responsiveness of the compressor is accelerated, the deviation from the estimated torque is reduced, and the rise of the blowing temperature can be suppressed.
According to the invention of claim 2, the same effect as that of claim 1 can be obtained.
According to the invention of claim 3, the same effect as that of claim 1 or claim 2 can be obtained.

請求項4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高い推定精度のトルクを算出することができる。
請求項の発明によれば、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。
請求項6の発明によれば、請求項5と同様の効果を得ることができる。
According to the invention of claim 4, when the blowing temperature is higher than the target evaporator outlet side temperature, the compressor is operated at the maximum capacity, and when the blowing temperature reaches the target evaporator outlet side temperature, the capacity control is performed with the first duty ratio. Since the operation is performed, the responsiveness of the compressor is accelerated, the deviation from the estimated torque is reduced, and the torque with high estimation accuracy can be calculated.
According to the invention of claim 5 , when the blowing temperature is higher than the target evaporator outlet side temperature, the compressor is operated at the maximum capacity, and when the blowing temperature reaches the target evaporator outlet side temperature, the capacity control is performed with the first duty ratio. Since the operation is performed, the responsiveness of the compressor is accelerated, the deviation from the estimated torque is reduced, and the estimated torque can be easily predicted when the blowing temperature reaches the target evaporator outlet side temperature.
According to the invention of claim 6, the same effect as that of claim 5 can be obtained.

以下、本発明の一実施形態を図面に基づいて説明する。   Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.

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。   1 to 11 show an embodiment to which a variable displacement compressor control method, a variable displacement compressor torque calculation device, and a torque calculation method according to the present invention are applied. 1 is a system diagram of a vehicle air conditioner 6, FIG. 2 is a sectional view of a variable displacement compressor 8, FIG. 3 is a diagram illustrating variable displacement control of the variable displacement compressor 8, and FIG. 4 corresponds to the Mollier line and this. FIG. 5 is a characteristic diagram of the compressor suction side pressure and the compressor discharge side pressure with the duty ratio as a parameter, and FIG. 6 is a diagram showing a case where the refrigeration cycle load (evaporator load) is constant. FIG. 7 is a characteristic diagram of the compressor discharge-side pressure and torque with the duty ratio as a parameter. FIG. 7 shows a case where the compressor duty ratio is constant (60%) and the refrigeration cycle load (air temperature of the evaporator intake air (° C.)). ), Humidity (%), blower voltage (V)), and the compressor discharge side pressure and torque characteristic diagram when FIG. When the tee ratio is constant (60%) and the refrigeration cycle load (evaporator intake air temperature (° C), humidity (%), blower voltage (V)) is varied, the torque and the pre-evaporation temperature 9 is a characteristic diagram of the ratio between the difference and the compressor discharge side pressure, FIG. 9 is a flowchart of torque calculation processing, and FIG. 10 is a characteristic diagram of the estimated torque calculated by the present embodiment and the actual torque actually measured.

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。   In FIG. 1, an engine 1 has a fuel injector 2 for fuel injection. The fuel injector 2 is controlled by a control signal from the engine control unit 3, and the engine speed is changed to a predetermined speed by the control of the fuel injector 2. The radiator 4 is connected to the engine 1 via a cooling water pipe (particularly, without reference numerals).

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。   The refrigeration cycle 7 of the vehicle air conditioner 6 includes a variable capacity compressor 8, a condenser 9, a liquid tank 10, a temperature type automatic expansion valve 11, an evaporator 12, and refrigerant piping (particularly without reference numerals) connecting them. It is configured.

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。   The variable capacity compressor 8 is driven by the rotation of the engine 1 and sends the low-temperature and low-pressure vaporized refrigerant sent from the evaporator 12 to the condenser 9 as a high-temperature and high-pressure vaporized refrigerant. The variable displacement compressor 8 has a control valve 13. The control valve 13 varies the refrigerant discharge capacity according to the duty ratio of a control pulse signal that is an external control signal from the air conditioning control unit 14. Detailed configuration of the variable displacement compressor 8 and variable displacement control will be described below.

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。   The capacitor 9 is disposed on the front surface of the radiator 4. The condenser 9 cools the high-temperature and high-pressure vaporized refrigerant to the condensing point by the running wind or the wind of the cooling electric fan 15 to obtain a high-pressure intermediate-temperature liquefied refrigerant. Then, the high-pressure and intermediate-temperature liquefied refrigerant is sent to the liquid tank 10.

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。   The liquid tank 10 removes moisture and dust contained in the high-pressure and intermediate-temperature liquefied refrigerant and stores the refrigerant so that the refrigerant can be supplied smoothly. The liquefied refrigerant stored in this way is sent to the temperature type automatic expansion valve 11.

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。   The temperature-type automatic expansion valve 11 rapidly expands the high-pressure and intermediate-temperature liquefied refrigerant and sends it to the evaporator 12 as a low-pressure and low-temperature mist-like liquefied refrigerant.

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。   The evaporator 12 evaporates the mist-like liquefied refrigerant by taking away the heat of the blast sent to the vehicle interior by the blower fan 16 to obtain a low-pressure and low-temperature vaporized refrigerant. Then, the low-pressure and low-temperature vaporized refrigerant is sent to the variable capacity compressor 8.

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。   The cooling electric fan 15 is rotated by the driving force of the fan motor 17.

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。   There is an inside / outside air switching box 39 on the suction side of the blower fan 16, and there is an inside air suction port 42 that sucks in the inside air that is air inside the vehicle interior and an outside air suction port 43 that sucks outside air that is outside the vehicle interior. Note that the inside / outside air switching door 40 disposed in the inside / outside air switching box 39 can switch the suction to the inside air and / or the outside air.

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。   The blower fan 16 is rotated by the driving force of the blower fan motor 19. When the blower fan 16 rotates, the inside air that is the air inside the vehicle interior and / or the outside air that is outside the vehicle interior are sucked, and the sucked air is pumped to the evaporator 12, and the cooled air is blown into the vehicle interior. The blower fan motor 19 is driven by a drive control signal from the air conditioning control unit 14.

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。   The engine control unit 3 is connected to the air conditioning control unit 14 via a bidirectional communication line. Sensor detection data of the engine control sensor group 20 is input to the engine control unit 3, and the engine control unit 3 controls the engine 1 based on these sensor detection data and engine control commands. The engine control sensor group 20 includes a vehicle speed sensor 20a, an engine rotation sensor 20b, an accelerator opening sensor 20c, an idle switch 20d, and the like.

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。   The air conditioning control unit 14 includes a fan motor control unit 14a, a compressor capacity control unit 14b, a compressor torque calculation unit 14c that is a compressor torque calculation device, and the like. The fan motor control unit 14a controls driving of the fan motor 17 as described above. The compressor capacity control unit 14b controls the control valve 13 as described above. The compressor torque calculation unit 14c calculates the torque of the variable displacement compressor 8 by executing the flow shown in FIG. This torque calculation process will be described in detail below.

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。   Further, sensor detection data of the air conditioning control sensor group 21 is input to the air conditioning control unit 14, and the air conditioning control unit 14 controls the variable capacity compressor 8, the blower fan motor 19 and the like based on the sensor detection data and the air conditioning control command. . The air conditioning control sensor group 21 is an existing sensor that is normally installed in the vehicle air conditioner 6, and includes an air conditioner switch 21a, a mode switch 21b, a differential switch 21c, an auto switch 21d, a FRE switch 21e, a REC switch 21f, and a temperature adjustment switch. 21g, an off switch 21h, an inside air temperature sensor 21i that is an inside air temperature detecting means for detecting the temperature inside the vehicle interior, an outside air temperature sensor 21j that is an outside air temperature detecting means for detecting the temperature of the outside air, a solar radiation sensor 21k, and an outlet side of the evaporator 12 A suction temperature sensor 21l that is an air temperature detection means, a water temperature sensor 21m, a refrigerant pressure sensor 21n that detects a compressor discharge side pressure of the variable capacity compressor 8, and the like.

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。   The inside / outside air switching door controls the drive unit 41 based on selection of outside air suction (FRE) or inside air suction (REC) by a FRE switch (not shown) or a REC switch (not shown), or an air conditioning control command. And the inside / outside air switching door 40 is switched.

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。   In FIG. 2, the variable displacement compressor 8 includes a housing 22 having a plurality of housing bores 22a formed in the circumferential direction, a rotary shaft 24 that is disposed at the center position of the housing 22 and rotated by the rotation of the pulley 23, A swash plate 26 connected to the rotary shaft 24 via a swash plate driving body 25, and reciprocatingly moves in each housing bore 22a according to the rotation of the swash plate 26. This reciprocating stroke is determined by the inclination angle of the swash plate 26. A plurality of variable pistons 27 and a control valve 13 that controls the refrigerant discharge capacity by changing the inclination angle of the swash plate 26 by changing the crank chamber pressure Pc acting on the back surface of the piston 27. .

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。   The air conditioning control unit 14 calculates a target blowing temperature, a blowing air volume, and the like from the target indoor temperature set by the occupant and the detection values of various sensors. At this time, the target evaporator outlet side air temperature and the duty ratio of the control valve 13 are also calculated. The control valve 13 controls the capacity of the variable capacity compressor 8 according to the calculated duty ratio.

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。   The air conditioning control unit 14 calculates a target blowout temperature from the air conditioner, a blowout air volume, and the like from the detection values of various sensors and the target indoor temperature set by the occupant by the temperature adjustment switch. At this time, the target evaporator outlet side blowing temperature is obtained, and further the duty ratio of the compressor is calculated. The control valve of the compressor adjusts the capacity of the compressor based on the calculated duty ratio.

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。   As described above, the target blowing temperature and the blowing air volume are compared, and the duty ratio of the input signal to the compressor is calculated in a direction to eliminate the difference between the target blowing temperature and the blowing air volume. Therefore, stable operation is achieved if the target is reached.

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。   However, the compressor suction-side pressure Ps is controlled by applying the compressor suction-side pressure Ps to the diaphragm 32 as shown in FIG. 3 so that the compressor suction-side pressure Ps is kept constant. In the variable displacement control that is changed as shown in FIG. 5, since the compressor suction side pressure Ps control is performed as described above, even if the calculated duty ratio falls from 100%, the target suction side pressure Ps is still reached. If not, the compressor is at maximum capacity. For this reason, deviation occurs when the torque is estimated from the duty ratio.

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。   For this reason, the duty ratio is always calculated, but if the calculated duty ratio is equal to or greater than a predetermined value, a 100% duty ratio is output until the target evaporator outlet air temperature is achieved (in the embodiment, as shown in FIG. 11). Thus, when the evaporator outlet side air temperature has reached the target, the first duty ratio is output. Here, the first duty ratio is small enough to reliably control the capacity, and is about 50% in the embodiment. Thereafter, the steady duty ratio is calculated and controlled again.

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。   If the evaporator outlet side air temperature> the target evaporator outlet side air temperature within a predetermined time (about 10 seconds) after the output of the first duty ratio, as shown in FIG. The second duty ratio (65%) larger than the ratio is increased stepwise.

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。   After that, normal duty control is performed again. When the duty ratio exceeds the third duty ratio larger than the first and second without being stabilized, the maximum duty ratio is output.

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。   As described above, as shown in FIG. 11, the reason for changing from 100% to 50% and 75% or more to 100% is to speed up the response of the compressor. It is considered so that the response is not delayed by the mechanical loss of the compressor.

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。   As shown in FIG. 3, the control valve 13 includes a control body 28 that is disposed so as to be reciprocally movable with respect to the housing 22. In this control body 28, the high pressure ball 31 that controls the refrigerant flow rate from the high pressure chamber 29 to the crank chamber 30 by the lift amount, the diaphragm 32 on which the compressor suction side pressure Ps is applied, and the spring force of the set spring 33 are applied. The spring receiving portion 34 is integrally formed, and is formed so as to receive an electromagnetic force generated by energization of the electromagnetic coil 35 in the moving direction. The electromagnetic coil 35 is energized with the duty ratio of the control pulse signal from the air conditioning control unit 14, and an electromagnetic force proportional to the duty ratio acts on the control body 28. Thereby, the lift amount of the high-pressure ball 31 is varied, and the inclination angle of the swash plate 26 is varied by the lift amount of the high-pressure ball 31. As described above, the refrigerant discharge capacity of the variable capacity compressor 8 is controlled by the duty ratio of the control pulse signal sent from the air conditioning control unit 14 to the control valve 13. The variable capacity compressor 8 controls the refrigerant discharge capacity as shown in FIG. 5 by adjusting the refrigerant flow rate from the high pressure chamber 29 to the crank chamber 30, so that the compressor intake is determined from the duty ratio and the compressor discharge side pressure. The side pressure can be almost specified.

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。   In the variable capacity compressor 8 of the present embodiment, the compressor discharge side pressure Pd and the compressor shown in the duty = 0% diagram (dashed line) in FIG. 5 in a state where the electromagnetic coil 35 is not energized (duty ratio = 0%). The diaphragm 32 and the set spring 33 of the control valve 13 are set so as to satisfy the relationship of the suction side pressure Ps.

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。   For example, in a state where the compressor suction side pressure is very high (for example, 500 KPa), as shown in FIG. 3, a pressure of 500 KPa acts on the diaphragm 32, and the control body 28 and the high-pressure ball 31 are pushed down to be fully closed. Since the crank chamber 30 communicates with the suction chamber 50 via the communication passage 54, the inside of the crank chamber 30 is equivalent to the low pressure chamber pressure, that is, the compressor suction side pressure Ps, and the stroke amount of the piston 27 is maximum, that is, variable. The capacity of the capacity compressor 8 is maximized.

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。   Then, the compressor suction side pressure gradually decreases, and as the duty = 0% diagram is approached, the pressure acting on the diaphragm 32 also decreases, and the amount by which the control body 28 and the high-pressure ball 31 are pushed down decreases. The amount of refrigerant flowing in is reduced. Then, since the rate of increase in pressure acting on the back surface of the piston 27 is reduced, the stroke amount of the piston 27 is reduced, the capacity is controlled, and the compressor suction side pressure is stabilized at duty = 0%.

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。   When a control pulse signal is output from the air conditioning control unit 14 to the control valve 13 so that the duty ratio is 60%, the variable displacement compressor 8 causes the compressor discharge side pressure in the duty = 60% diagram (short dashed line). It is controlled so as to have a relationship between Pd and the compressor suction side pressure Ps.

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。   For example, when the electromagnetic coil 35 is energized, but the compressor suction side pressure is very high (for example, 500 KPa), a pressure of 500 KPa acts on the diaphragm 32, and the stroke amount of the piston 27 is maximum as described above. Thus, the capacity of the variable displacement compressor 8 is maximized.

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。   Then, the compressor suction side pressure gradually decreases, and as the duty = 60% diagram is approached, the pressure acting on the diaphragm 32 also decreases, and the amount of depression of the control body 28 and the high-pressure ball 31 decreases. The amount of refrigerant flowing in is reduced. Then, since the rate of increase of the pressure acting on the back surface of the piston 27 is reduced, the stroke amount of the piston 27 is reduced, the capacity is controlled, and the compressor suction side pressure is stabilized at duty = 60%.

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。   Next, the torque of the variable capacity compressor 8 is converted into the pre-evaporation temperature difference data, which is the temperature difference between the inlet side air temperature of the evaporator 12 and the outlet side air temperature of the evaporator 12, the compressor discharge side pressure data, and the control valve 13. The reason why it can be calculated from the duty ratio data that is the external control signal to be controlled and the compressor rotation speed data will be described.

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。   As a theoretical formula for obtaining the torque Tc of the variable displacement compressor 8, there is the following formula (1).

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。
Tc = (i1-i2) × Gr × ηm / Nc (1)
Here, i1 is the compressor discharge refrigerant enthalpy, i2 is the compressor suction refrigerant enthalpy, Gr is the refrigerant flow rate, ηm is the compressor machine efficiency, and Nc is the compressor rotation speed.

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。   As shown in FIG. 4, the compressor discharge refrigerant enthalpy i1 and the compressor suction refrigerant enthalpy i2 can be expressed by functions of i1 = f (Pd) and i2 = f (Ps), respectively. It can be represented by the following formula (2).

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。
Tc = {f (Pd) −f (Ps)} × Gr × ηm / Nc (2)
In the equation (2), ηm varies depending on the compressor compression ratio (Pd / Ps) and the refrigerant flow rate Gr, and is a value specific to the compressor model. Since Nc is a known value, if the compressor discharge side pressure Pd, the compressor suction side pressure Ps, and the refrigerant flow rate Gr can be read, the torque can be estimated.

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。   The compressor discharge side pressure Pd can be read from the sensor detection value of the refrigerant pressure sensor 21n. Since the compressor suction side pressure Ps is controlled by the duty ratio of the control pulse signal to the control valve 13 in the variable displacement compressor 8, the compressor suction side pressure Ps can be read from the compressor discharge side pressure Pd and the duty ratio. That is, as shown in FIG. 5, since the compressor suction side pressure Ps and the compressor discharge side pressure Pd show a predetermined characteristic line depending on the duty ratio, the compressor is controlled by the duty ratio and the compressor discharge side pressure Pd which are external control signals. The suction side pressure Ps can be almost specified.

従って、上記式(2)は、下記の式(3)で表すことができる。   Therefore, the above formula (2) can be expressed by the following formula (3).

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。
Tc = {f (Pd) −f (Pd, duty ratio)} × Gr × ηm / Nc (3)
Formula (3) can be further summarized by the following formula (4).

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。
Tc = F1 (Pd, duty ratio) × Gr × ηm / Nc (4)
Next, the variable of Expression (4) is narrowed down. The correlation between the compressor discharge side pressure Pd and the torque Tc when the duty ratio is a parameter when the refrigeration cycle load (evaporator intake load) is constant (25 ° C., humidity 50%, air flow (blower voltage 5 V)) is As shown in FIG. From FIG. 6, it can be considered that the torque Tc can be sufficiently estimated from the compressor discharge side pressure Pd and the duty ratio on a duty ratio basis.

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。   Therefore, if the refrigeration cycle load (evaporator intake load) is constant, Gr is expressed as a function of f1 (Pd, Ps) and ηm is expressed as a function of f2 (Pd, Pd). Therefore, the equation (4) can be expressed by the following equation (5).

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。
Tc = F (Pd, duty ratio) / Nc (5)
Next, it is verified what kind of torque fluctuation occurs when the refrigeration cycle load (evaporator intake load) changes. When the intake air temperature of the evaporator 12 is set to a constant 25 ° C. and the humidity and the air flow rate (voltage to the blower fan motor 19) are changed, a correlation between the compressor discharge side pressure Pd and the torque Tc is recognized as shown in FIG. It is done. That is, when the torque in the variable region is different and the refrigeration cycle load (evaporator intake load) changes, the refrigerant flow rate Gr changes. Therefore, an element for estimating the refrigerant flow rate Gr is necessary, and this element is examined from the following formula of the cooling performance by the evaporator load.

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。
If the evaporator refrigerant heat absorption amount is Qevap, the evaporator inlet side refrigerant enthalpy is i3, and the evaporator outlet side enthalpy is i2 (the same symbol is used for the compressor inlet side enthalpy),
Qevap = (i3-i2) × Gr (6)
Therefore, Gr = Qevap / (i3-i2) (7)
Here, the evaporator air heat absorption amount Qevap (air) can be expressed by the following equation.

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。
Qevap (air) = {(pre-evacuation air heat absorption amount) − (post-evacuation air heat absorption amount)} × (eva air amount) / (air specific volume)
The evaporator refrigerant heat absorption amount Qevap is the same value as the evaporator air heat absorption amount Qevap (air), and is proportional to the temperature difference between the evaporator inlet side air temperature and the outlet side air temperature. Therefore, the evaporator refrigerant heat absorption amount Qevap ) Can be estimated by reading. Therefore, it can be expressed as a function of Qevap = f (Δt).

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。   Further, as shown in FIG. 4, the evaporator inlet side enthalpy i3 and the evaporator outlet side enthalpy i2 can be expressed by functions of i3 = f (Pd) and i2 = f (Ps), respectively, and therefore the above equation (7) Can be represented by the following formula (8).

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。
Gr = f3 (Δt) / f4 (Pd) −f (Pd, duty ratio) (8)
Since the above equation (8) is a function of the denominator Pd and the duty ratio, this can be summarized by the following equation (9).

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。
Gr = f3 (Δt) / F2 (Pd, duty ratio) (9)
From this equation (9) and the above equation (4), the torque Tc can be expressed by the following equation (10).

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。
Tc = F1 (Pd, duty ratio) × {f3 (Δt) / F2 (Pd, duty ratio)} / Nc (10)
The above formula (10) is further summarized into the following formula (11).

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。
Tc = f (Δt) / f (Pd, duty ratio) / Nc (11)
If the relationship between Δt / Pd and torque Tc is expressed in a graph from the above torque calculation formula (11), it is as shown in FIG. FIG. 8 shows that the difference in the evaporator load (intake humidity, air flow) can be absorbed. As described above, the torque Tc of the variable displacement compressor 8 is obtained by adjusting the front-rear temperature difference Δt, which is the temperature difference between the inlet side air temperature of the evaporator 12 and the outlet side air temperature of the evaporator, the compressor discharge side pressure Pd, and the control valve 13. It can be calculated from the duty ratio of the control pulse signal to be controlled and the compressor rotation speed Nc.

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。   In the present embodiment, in order to easily calculate the torque Tc of the variable capacity compressor 8 at idling or at the time of fuel cut at the time of deceleration, in the above equation (11), a constant value (when idling or at the time of deceleration) is used as the compressor rotation speed Nc. (Normal rotation value at the time of fuel cut) is used, and the pre-evaporation temperature difference Δt and the compressor discharge side pressure Pd are used as variable terms, and are determined based on the measured values in the actual vehicle according to the duty ratio and the pre-evaporation temperature difference Δt. The following torque calculation formula (12) is used in which the data values to be set are constant terms A and B.

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。
Tc = A × LN (Pd / Δt) + B (12)
The compressor torque calculation unit 14c stores the torque calculation formula (12) and the data values of the constant terms A and B obtained by measurement under various conditions in an external or built-in memory (not shown), and calculates the torque. The torque is calculated by inputting each data corresponding to the variable term and the constant term of Expression (12) and executing the calculation.

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)。   Next, torque calculation processing of the variable capacity compressor 8 at the time of idling, fuel cut at deceleration, etc. will be described based on the flow of FIG. As shown in FIG. 9, first, it is determined whether the intake door (not shown) is at the outside air introduction position or the inside air circulation position based on the output information from the FRE switch 21e and the REC switch 21f (step S1). If it is the outside air introduction position, the detected temperature of the outside air temperature sensor 21j is taken as the evaporator inlet side air temperature, and the outside temperature sensor recognition value obtained by delay-correcting this detected data is input to the compressor torque calculation unit 14c (step S2). If it is the inside air circulation position, the detected temperature of the inside air temperature sensor 21i is taken in as the evaporator inlet side air temperature, and the inside air temperature sensor recognition value obtained by delay-correcting this detected data is input to the compressor torque calculation unit 14c (step S3).

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)。   Next, the detected temperature of the suction temperature sensor 21l that is the evaporator outlet side air temperature is taken in, and the suction temperature sensor recognition value obtained by delay-correcting the detected data is input to the compressor torque calculation unit 14c (step S4).

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。   Next, the temperature difference data Δt before and after the evaporation is calculated from the above data (step S5). That is, if the outside air is introduced, the suction temperature sensor recognition value is subtracted from the outside air temperature sensor recognition value, and if it is the inside air circulation, the suction temperature sensor recognition value is subtracted from the inside air temperature sensor recognition value to obtain the temperature difference data Δt before and after the evaporation. Is calculated.

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)。   Next, the detected pressure of the refrigerant pressure sensor 21n is taken in, and the compressor discharge side pressure recognition value obtained by delay-correcting the detected data is input to the compressor torque calculation unit 14c (step S6).

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)。   Next, the duty ratio of the control pulse signal sent from the compressor capacity control unit 14b to the control valve 13 is input to the compressor torque calculation unit 14c (step S7).

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。   Next, the compressor torque calculation unit 14c calculates the torque by inputting the obtained data into the torque calculation formula (12) and executing the calculation (step S8). Then, the calculated torque is transmitted to the engine control unit 3 (step S9). By repeating the above processing, the torque of the variable displacement compressor 8 is calculated in real time. The engine control unit 3 controls the intake air amount (fuel supply amount) to prevent, for example, engine stall or idling in the idling mode, based on the transmitted torque.

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。   As described above, provided in the refrigeration cycle 7 of the vehicle air conditioner 6, the refrigerant discharge capacity is controlled by the duty ratio of the control pulse signal, and the compressor suction side pressure is substantially controlled by the duty ratio of the control pulse signal and the compressor discharge side pressure. In the variable capacity compressor 8 that can be specified, the temperature difference data Δt before and after the evaporator, which is the temperature difference between the inlet side air temperature of the evaporator 12 and the outlet side air temperature of the evaporator, compressor discharge side pressure data Pd, duty ratio data, and compressor rotation The torque is calculated based on the numerical data Nc. That is, the fact that the compressor suction side pressure Ps can be substantially specified by the duty ratio of the control pulse signal and the compressor discharge side pressure Pd, and when the evaporator intake load as the load of the refrigeration cycle 7 is constant, the refrigerant flow rate Gr And the compressor mechanical efficiency ηm is obtained as a function of the duty ratio and the compressor discharge side pressure Pd, and when the evaporator intake load as the load of the refrigeration cycle 7 fluctuates, the value of the changing refrigerant flow rate Gr is used as the evaporator refrigerant heat absorption amount. Can be estimated from the temperature difference data of the evaporator inlet side air temperature and the evaporator outlet air temperature, and using these relationships, the temperature difference data Δt before and after the evaporator, the compressor discharge side pressure data Pd, the duty ratio data, and the compressor rotational speed data Nc Torque was calculated based on this. Therefore, by considering the refrigerant flow rate Gr flowing through the evaporator 12 of the refrigeration cycle, it is possible to calculate a torque with high estimation accuracy.

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。   In the outside air introduction mode, the outside air temperature detection value is used as the inlet side air temperature of the evaporator 12, and in the inside air circulation mode, the room temperature detection value is used as the inlet side air temperature of the evaporator 12. Therefore, the outside air introduction mode is normally installed in the vehicle air conditioner 6. There is no need to install new sensors other than existing sensors.

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。   In the above embodiment, since a constant value is used as the compressor rotation speed data Nc, the compressor rotation speed Nc is obtained when the compressor rotation speed Nc is substantially constant at a predetermined rotation speed, such as when idling or during fuel deceleration. Data can be reduced and calculation of torque calculation formula becomes easy.

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。   In the above embodiment, a part of the temperature difference data Δt before and after the evaporation, the compressor discharge side pressure data Pd, the duty ratio data, and the compressor rotation speed data Nc are used as variable terms, and the data determined based on the data contents is a constant term A. , B, and the data values of the constant terms A, B obtained by measurement under various conditions are stored, and the variable terms and constant terms A, B of the torque calculation equation (12) are stored. Since the torque is calculated by inputting each data corresponding to and executing the calculation, the data of the constant terms A and B can be adjusted so that the torque close to the actual measurement can be obtained. Can be obtained by estimation. FIG. 11 is a characteristic diagram between the estimated torque calculated by the present embodiment and the actual torque obtained by actual measurement. As is clear from the characteristic diagram of FIG. 11, an estimated torque close to the actual torque was obtained. It can be seen that torque estimation within approximately ± 2 Nm is possible even with respect to load fluctuations.

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。   Next, a modification of the above embodiment will be described. The compressor torque calculation unit 14c has an external or built-in memory (not shown) with a torque calculation formula (11) having the front and rear temperature difference data Δt, the compressor discharge side pressure data Pd, the duty ratio data, and the compressor rotation speed data Nc as variables. The torque is calculated by inputting the data obtained in the torque calculation formula (11) and executing the calculation. In the torque calculation process, compressor rotation speed data Nc is input in addition to the various data input in the above embodiment. With this configuration, the amount of data stored in the memory can be reduced. Further, it is possible to calculate the torque during the entire operation of the vehicle air conditioner 6 regardless of idling or fuel cut during deceleration.

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。   Note that a torque calculation formula may be stored in which the compressor rotation speed Nc in the torque calculation formula (11) is a constant value (normal rotation value at idling or fuel cut at deceleration). In this way, when the compressor rotation speed Nc is substantially constant at a predetermined rotation speed, such as during idling or fuel cut during deceleration, data to be acquired can be reduced and calculation of the torque calculation formula is easy. become.

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。   In the above embodiment, the duty ratio of the control pulse signal is used as an external control signal for controlling the refrigerant discharge capacity of the variable capacity compressor 8 from the outside. However, various electric quantities can be used, and the duty ratio is limited to the duty ratio. Of course, it is not done.

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。   In the above embodiment, the example using the variable displacement compressor 8 driven by the engine has been described. However, the present invention can be applied to a variable displacement compressor driven by an electric motor as well.

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。   In addition, an evaporator inlet side temperature sensor 21p may be disposed on the inlet side of the evaporator 12 to detect the evaporator inlet side air temperature. In this case, step S1, step S2, and step S3 of the flowchart shown in FIG. 9 are abolished, and the evaporator inlet side air temperature detected by the evaporator inlet side temperature sensor 21p is input to the compressor torque calculator 14c, and the steps after step S4 By performing the above arithmetic processing, the same effect as the above-described embodiment can be obtained.

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。1 is a system diagram of a vehicle air conditioner according to an embodiment of the present invention. 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。1 is a cross-sectional view of a variable displacement compressor according to an embodiment of the present invention. 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。It is a figure which shows one Embodiment of this invention and demonstrates the capacity | capacitance variable control of a variable capacity compressor. 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。It is a figure which shows one Embodiment of this invention and shows the Mollier line and the refrigerating cycle described corresponding to this. 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。FIG. 4 is a characteristic diagram of a compressor suction side pressure and a compressor discharge side pressure with a duty ratio as a parameter, showing an embodiment of the present invention. 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。FIG. 5 is a characteristic diagram of compressor discharge-side pressure and torque with a duty ratio as a parameter when the refrigeration cycle load (evaporator load) is constant according to an embodiment of the present invention. 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。FIG. 5 is a characteristic diagram of compressor discharge side pressure and torque in the case where the refrigeration cycle load (evaporator load) varies according to one embodiment of the present invention. 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。FIG. 5 is a characteristic diagram of torque and compressor discharge side pressure when the duty ratio is constant (60%) according to the embodiment of the present invention. 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。1 is a flowchart illustrating a torque calculation process according to an embodiment of the present invention. 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。FIG. 3 is a characteristic diagram of estimated torque and actual torque according to an embodiment of the present invention. 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。It is a characteristic diagram which shows the duty ratio which shows one Embodiment of this invention and changes stepwise.

符号の説明Explanation of symbols

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)
6 Air conditioning system for vehicles 7 Refrigeration cycle 8 Variable capacity compressor (variable capacity compressor)
12 Evaporator 14c Compressor Torque Calculation Unit 21i Inside Air Temperature Sensor (Inside Air Temperature Detection Means)
21j Outside air temperature sensor (outside air temperature detecting means)
21l Suction temperature sensor (Evaporator outlet side temperature detection means)
21n Refrigerant pressure sensor (compressor discharge side pressure detection means)

Claims (6)

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、
前記コントロールバルブへの入力信号のデューティー比によって前記圧縮機の容量制御を行い、
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く、前記コントロールバルブへの入力信号のデューティー比が所定値以上の場合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、前記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う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。
A control method for a variable capacity compressor for an air conditioner that determines a target evaporator outlet side outlet temperature based on a target outlet temperature, and controls the capacity of the compressor according to the target evaporator outlet side outlet temperature,
The low pressure pressure is detected to adjust the valve opening, and the suction pressure can be controlled by a control valve having an external control means for displacing the valve opening by an external signal.
The capacity of the compressor is controlled by the duty ratio of the input signal to the control valve,
Temperature balloon than the target evaporator outlet air temperature is rather high, the duty ratio of the input signal to the control valve is equal to or larger than a predetermined value running at maximum capacity the compressor, the temperature blowoff blowoff temperature-side target evaporator outlet when reaching the control method of the air conditioner for a variable capacity compressor, wherein the TURMERIC line capacity control operation by outputting an input signal to the control valve in the first duty ratio.
請求項1記載の空調装置用可変容量圧縮機の制御方法であって、  A control method for a variable capacity compressor for an air conditioner according to claim 1,
前記コントロールバルブへの入力信号のデューティー比によって前記圧縮機の容量制御を行い、  The capacity of the compressor is controlled by the duty ratio of the input signal to the control valve,
前記第1のデューティー比で容量制御運転を行った後、目標エバポレータ出口側吹き出し温度と吹き出し温度との温度差が所定の範囲内である場合、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求め、前記コントロールバルブへのデューティー比を算出し、算出されたデューティー比によって容量制御を行う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。  After performing the capacity control operation at the first duty ratio, when the temperature difference between the target evaporator outlet side outlet temperature and the outlet temperature is within a predetermined range, the target evaporator outlet side outlet temperature is obtained based on the target outlet temperature. A control method for a variable capacity compressor for an air conditioner, wherein a duty ratio to the control valve is calculated and capacity control is performed according to the calculated duty ratio.
請求項1又は請求項2記載の空調装置用可変容量圧縮機の制御方法であって、  A control method for a variable capacity compressor for an air conditioner according to claim 1 or 2,
前記コントロールバルブへの入力信号を第1のデューティー比を出力してから所定時間以内にエバポレータ出口側空気温度が目標エバポレータ出口側空気温度より高くなった場合には、第2のデューティー比を出力し、容量制御を行う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。  When the evaporator outlet side air temperature becomes higher than the target evaporator outlet side air temperature within a predetermined time after the first duty ratio is output as the input signal to the control valve, the second duty ratio is output. A method for controlling a variable capacity compressor for an air conditioner, wherein capacity control is performed.
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、  A torque calculation device for a variable capacity compressor for an air conditioner that determines a target evaporator outlet side outlet temperature based on a target outlet temperature, and controls the capacity of the compressor according to the target evaporator outlet side outlet temperature,
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、  The low pressure pressure is detected to adjust the valve opening, and the suction pressure can be controlled by a control valve having an external control means for displacing the valve opening by an external signal.
前記コントロールバルブへの入力信号のデューティー比によって前記圧縮機の容量制御を行い、  The capacity of the compressor is controlled by the duty ratio of the input signal to the control valve,
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く、前記コントロールバルブへの入力信号のデューティー比が所定値以上の場合は前記圧縮機を最大容量で稼動し、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、前記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、前記第1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。  When the blowout temperature is higher than the target evaporator outlet side blowout temperature and the duty ratio of the input signal to the control valve is equal to or greater than the predetermined value, the compressor is operated at the maximum capacity, and the blowout temperature reaches the target evaporator outlet blowout temperature. Then, a variable control operation is performed by outputting an input signal to the control valve at a first duty ratio to perform a capacity control operation, and calculating a torque of the compressor based on the signal of the first duty ratio. Torque calculation device for capacity compressor.
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、A torque calculation device for a variable capacity compressor for an air conditioner that determines a target evaporator outlet side outlet temperature based on a target outlet temperature, and controls the capacity of the compressor according to the target evaporator outlet side outlet temperature,
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、  The low pressure pressure is detected to adjust the valve opening, and the suction pressure can be controlled by a control valve having an external control means for displacing the valve opening by an external signal.
前記コントロールバルブへの入力信号のデューティー比によって前記圧縮機の容量制御を行い、  The capacity of the compressor is controlled by the duty ratio of the input signal to the control valve,
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く、前記コントロールバルブへの入力信号のデューティー比が所定値以上の場合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、前記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、前記第1デューティー比を出力してから所定時間以内にエバポレータ出口側空気温度が目標エバポレータ出口側温度より高くなった場合には、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。  When the blowout temperature is higher than the target evaporator outlet side blowout temperature and the duty ratio of the input signal to the control valve is greater than or equal to a predetermined value, the compressor is operated at the maximum capacity, and the blowout temperature reaches the target evaporator outlet blowout temperature. In this case, the input signal to the control valve is output at the first duty ratio to perform capacity control operation, and the evaporator outlet side air temperature is within the predetermined time period after the first duty ratio is output. When the temperature becomes higher than the temperature, output at the second duty ratio to perform capacity control operation, and calculate the torque of the compressor based on the respective duty ratio signals. Torque calculation device.
請求項5記載の空調装置用可変容量圧縮機のトルク算出装置であって、  A torque calculation device for a variable capacity compressor for an air conditioner according to claim 5,
前記コントロールバルブへの入力信号のデューティー比によって前記圧縮機の容量制御を行い、  The capacity of the compressor is controlled by the duty ratio of the input signal to the control valve,
前記第1のデューティー比で容量制御運転を行った後、目標エバポレータ出口側吹き出し温度と吹き出し温度との温度差が所定の範囲内である場合、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求め、前記コントロールバルブへのデューティー比を算出し、算出されたデューティー比によって容量制御を行うことを特徴とする空調装置用可変容量圧縮機のトルク算出装置。  After performing the capacity control operation at the first duty ratio, when the temperature difference between the target evaporator outlet side outlet temperature and the outlet temperature is within a predetermined range, the target evaporator outlet side outlet temperature is obtained based on the target outlet temperature. A torque calculation device for a variable capacity compressor for an air conditioner, wherein a duty ratio to the control valve is calculated and capacity control is performed based on the calculated duty ratio.
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