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WO2010134336A1 - 可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置、及び、車両用空調システム - Google Patents

可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置、及び、車両用空調システム Download PDF

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Publication number
WO2010134336A1
WO2010134336A1 PCT/JP2010/003374 JP2010003374W WO2010134336A1 WO 2010134336 A1 WO2010134336 A1 WO 2010134336A1 JP 2010003374 W JP2010003374 W JP 2010003374W WO 2010134336 A1 WO2010134336 A1 WO 2010134336A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
refrigerant
variable capacity
capacity compressor
compressor
pressure
Prior art date
Application number
PCT/JP2010/003374
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
石関徹也
樋口輝夫
天田訓正
Original Assignee
サンデン株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by サンデン株式会社 filed Critical サンデン株式会社
Priority to EP10777573.6A priority Critical patent/EP2420399A4/en
Publication of WO2010134336A1 publication Critical patent/WO2010134336A1/ja

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    • F04B27/14—Control
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    • F04B2205/00—Fluid parameters
    • F04B2205/05—Pressure after the pump outlet

Definitions

  • the present invention relates to a drive torque calculation device for a variable capacity compressor and an air conditioning system for a vehicle.
  • the vehicle air conditioning system has a system (refrigeration cycle system) for executing a refrigeration cycle.
  • the refrigeration cycle system has a circulation path through which refrigerant as a working fluid circulates, and a compressor, a radiator (condenser), an expander (expansion valve), and an evaporator are sequentially inserted in the circulation path.
  • the power (driving torque) of the compressor is transmitted from the engine via a belt. For this reason, from the viewpoint of controlling the engine of the vehicle, the compressor becomes a load, and particularly when the outside air temperature is high, the drivability of the vehicle including acceleration performance and the fuel efficiency are affected.
  • the driving torque calculation device for a variable displacement compressor disclosed in Patent Document 1 has a plurality of compressor driving torque maps according to the compressor discharge side pressure. The calculation device selects an optimum compressor driving torque map according to the compressor discharge side pressure, specifies a proportional characteristic based on the compressor driving rotational speed in the selected compressor driving torque map, and determines the proportional characteristic and the refrigerant flow rate. Calculate compressor drive torque.
  • variable capacity compressor for example, a piston type externally controlled variable capacity compressor is widely used.
  • This type of variable capacity compressor is provided with a capacity control valve, and the drive current supplied to the capacity control valve is controlled by an external control device.
  • the control device adjusts the drive current so that the suction pressure in the refrigeration cycle system or a pressure difference between two predetermined points (for example, a pressure difference between the discharge pressure and the suction pressure) approaches a target value.
  • the opening of the capacity control valve changes according to the drive current, the pressure in the crank chamber of the compressor is increased or decreased, thereby changing the discharge capacity.
  • the present invention has been made based on the above-described circumstances, and an object thereof is to provide a drive torque calculation device for a variable displacement compressor that is easily adapted to vehicle specifications and has high versatility, and the device.
  • the object is to provide a vehicle air conditioning system.
  • variable capacity compressor a variable capacity compressor, a radiator, an expansion valve, and an evaporator, which are sequentially inserted in a circulation path through which a refrigerant provided in a vehicle circulates, A capacity control valve for adjusting the discharge capacity of the variable capacity compressor, and an opening of the capacity control valve by adjusting a drive current supplied to the capacity control valve, whereby the variable capacity compressor
  • driving torque calculation device that is applied to a refrigeration cycle system for a vehicle including a capacity control means for controlling a discharge capacity, and calculates a driving torque of the variable capacity compressor, an inlet of the radiator A radiator inlet refrigerant pressure sensor for detecting the refrigerant pressure, a radiator outlet refrigerant pressure sensor for detecting the refrigerant pressure at the outlet of the radiator, and a rotational speed of the variable capacity compressor.
  • a drive torque calculation device for a variable capacity compressor comprising: a calculation means for calculating a drive torque of the variable capacity compressor based on a rotation speed of the compressor and a suction pressure of the refrigerant. (Claim 1).
  • the computing means is a formula:
  • Tr is the driving torque of the variable capacity compressor
  • Nc is the rotational speed of the variable capacity compressor
  • hd is the enthalpy of the refrigerant discharged from the variable capacity compressor
  • hs is drawn into the variable capacity compressor.
  • the driving torque is calculated based on the enthalpy of the refrigerant
  • ⁇ m is the mechanical efficiency in the variable capacity compressor
  • Gr is the flow rate of the refrigerant in the circulation path.
  • the calculation means includes a refrigerant flow rate calculation unit that calculates the flow rate of the refrigerant in the circulation path based on the pressure of the refrigerant at the inlet and the outlet of the radiator.
  • the calculation means is discharged from the variable capacity compressor based on the pressure of the refrigerant at the inlet of the radiator, the suction pressure, the flow rate of the refrigerant, and the rotational speed of the variable capacity compressor.
  • an enthalpy difference calculating unit for calculating a difference between the enthalpy of the refrigerant and the enthalpy of the refrigerant sucked into the variable capacity compressor.
  • the calculation means includes a mechanical efficiency calculation unit that calculates the mechanical efficiency based on the pressure of the refrigerant at the inlet of the radiator, the suction pressure, and the rotational speed of the variable capacity compressor ( Claim 5).
  • the calculation means includes a discharge capacity determination unit that determines whether or not the variable capacity compressor is operating at a maximum discharge capacity, and the variable capacity compressor has a maximum discharge capacity determined by the discharge capacity determination unit.
  • the capacity control unit adjusts the drive current so that the suction pressure approaches a target value
  • the calculation unit includes a suction pressure calculation unit that calculates the suction pressure based on the drive current ( Claim 7).
  • the calculation means includes a discharge capacity determination unit that determines whether or not the variable capacity compressor is operating at a maximum discharge capacity, and the variable capacity compressor has a maximum discharge capacity determined by the discharge capacity determination unit.
  • the suction pressure calculation unit instead of the drive current, the pressure of the refrigerant at the inlet of the radiator, the rotational speed of the variable capacity compressor, and the The suction pressure is calculated based on the flow rate of the refrigerant in the circulation path.
  • a vehicle air conditioning system including the drive torque calculation device for any one of the variable displacement compressors described above (claim 9).
  • the calculation means includes the refrigerant pressure at the inlet and the outlet of the radiator, the rotational speed of the variable capacity compressor, and the refrigerant suction pressure. Based on the above, the drive torque of the variable capacity compressor is calculated, and map data is not required. For this reason, in order to prepare map data, it is not necessary to operate the vehicle air-conditioning system mounted on the vehicle under an extremely large number of conditions and measure the driving torque and various parameters. As a result, the drive torque calculation device can be easily applied to vehicles having different specifications, and the vehicle air conditioning system and the vehicle price can be reduced.
  • the driving torque is accurately calculated by the calculation means calculating the driving torque according to a predetermined expression.
  • the refrigerant flow rate calculation unit accurately calculates the refrigerant flow rate in the circulation path, and as a result, the drive torque is accurately calculated.
  • the difference between the enthalpy of the refrigerant discharged from the variable capacity compressor and the enthalpy of the refrigerant sucked into the variable capacity compressor by the enthalpy difference calculation unit is accurate.
  • the driving torque is accurately calculated.
  • the mechanical efficiency is accurately calculated by the mechanical efficiency calculation unit, and as a result, the drive torque is accurately calculated.
  • the driving torque calculation apparatus for the variable capacity compressor of claim 6 when the variable capacity compressor is operating at the maximum discharge capacity, the mechanical efficiency is accurately calculated by the mechanical efficiency calculation unit, and as a result, The driving torque is accurately calculated.
  • the suction pressure is accurately calculated by the suction pressure calculation unit, and as a result, the drive torque is accurately calculated.
  • the suction pressure is accurately calculated by the suction pressure calculation unit, and as a result, The driving torque is accurately calculated.
  • the engine is controlled by using the value of the driving torque of the variable capacity compressor calculated by the driving torque calculation device of the variable capacity compressor. Is achieved. As a result, the operation of the engine and the vehicle air conditioning system becomes stable, and the drivability of the vehicle, the fuel consumption and the comfort of the passenger compartment are improved.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a vehicle to which a vehicle air conditioning system according to an embodiment is applied. It is a figure which shows schematic structure of the refrigerating-cycle system applied to the vehicle air conditioning system of FIG. 1 with the longitudinal cross-section of a compressor. It is a figure which shows the connection state of the capacity control valve applied to the compressor of FIG. 2 with the cross section of a capacity control valve. 2 is a graph showing a relationship between a drive current of a capacity control valve and a suction pressure in the vehicle air conditioning system of FIG. 1. It is a figure which shows the input-output relationship of the signal in the vehicle of FIG. It is a flowchart of the program which the drive torque calculating apparatus applied to the vehicle air conditioning system of FIG. 1 performs.
  • FIG. 1 shows an outline of a vehicle to which a vehicle air conditioning system according to the embodiment is applied.
  • the interior of a passenger compartment 10 can be cooled at a desired set temperature.
  • the vehicle air conditioning system includes a refrigeration cycle system 12 that executes a refrigeration cycle, and the refrigeration cycle system 12 includes a circulation path 14 that circulates a refrigerant as a working fluid.
  • the circulation path 14 extends from the engine room 16 through the partition wall 17 to the equipment space 18.
  • the equipment space 18 is partitioned by an instrument panel 20 in the front portion of the vehicle compartment 10.
  • a compressor 100, a radiator (condenser) 24, a receiver / dryer 25, and an expansion valve 26 are sequentially inserted in the circulation path 14 extending in the engine room 16 in the direction in which the refrigerant flows.
  • An evaporator 28 is inserted in a portion of the circulation path 14 extending in the equipment space 18.
  • the receiver / dryer 25 may be omitted.
  • the compressor 100 is mechanically coupled to the engine 29 and is operated by power supplied from the engine 29.
  • the compressor 100 is, for example, a piston type (reciprocating type) variable capacity compressor, and includes a capacity control valve 200 as shown in FIG. More specifically, the compressor 100 is, for example, a swash plate type clutchless compressor.
  • the compressor 100 includes a cylinder block 101, and the cylinder block 101 is formed with a plurality of cylinder bores 101a.
  • a front housing (crankcase) 102 is connected to one end of the cylinder block 101, and a rear housing (cylinder head) 104 is connected to the other end of the cylinder block 101 via a valve plate 103.
  • the cylinder block 101 and the front housing 102 define a crank chamber 105, and a drive shaft 106 extends longitudinally through the crank chamber 105.
  • the drive shaft 106 passes through an annular swash plate 107 disposed in the crank chamber 105, and the swash plate 107 is hinged to a rotor 108 fixed to the drive shaft 106 via a connecting portion 109. Accordingly, the swash plate 107 can tilt while moving along the drive shaft 106.
  • a coil spring 110 that urges the swash plate 107 toward the minimum inclination angle is attached to a portion of the drive shaft 106 that extends between the rotor 108 and the swash plate 107.
  • a coil spring that biases the swash plate 107 toward the maximum inclination angle at a portion of the drive shaft 106 opposite to the swash plate 107, that is, a portion of the drive shaft 106 extending between the swash plate 107 and the cylinder block 101. 111 is attached.
  • the drive shaft 106 passes through a boss portion 102a that protrudes to the outside of the front housing 102, and an outer end of the drive shaft 106 is connected to a pulley 112 as a power transmission device.
  • the pulley 112 is rotatably supported by a boss portion 102a via a ball bearing 113, and a belt 115 is wound around the pulley of the engine 29 as an external drive source.
  • a shaft seal device 116 is disposed inside the boss portion 102 a, and the shaft seal device 116 blocks the inside and the outside of the front housing 102.
  • the drive shaft 106 is rotatably supported by bearings 117, 118, 119, and 120 in the radial direction and the thrust direction. Power from the engine 29 is transmitted to the pulley 112, and can rotate in synchronization with the rotation of the pulley 112.
  • a piston 130 is disposed in the cylinder bore 101a, and a tail portion protruding into the crank chamber 105 is formed integrally with the piston 130.
  • a pair of shoes 132 is disposed in a recess 130a formed in the tail portion, and the shoes 132 are in sliding contact with the outer peripheral portion of the swash plate 107 so as to be sandwiched therebetween. Therefore, the piston 130 and the swash plate 107 are interlocked with each other via the shoe 132, and the piston 130 reciprocates in the cylinder bore 101a by the rotation of the drive shaft 106.
  • a suction chamber 140 and a discharge chamber 142 are defined in the rear housing 104, and the suction chamber 140 can communicate with the cylinder bore 101a via a suction hole 103a provided in the valve plate 103.
  • the discharge chamber 142 can communicate with the cylinder bore 101 a through a discharge hole 103 b provided in the valve plate 103.
  • the suction hole 103a and the discharge hole 103b are opened and closed by a suction valve and a discharge valve (not shown), respectively.
  • a muffler 150 is provided outside the cylinder block 101, and the muffler casing 152 is joined to a muffler base 101b formed integrally with the cylinder block 101 via a seal member (not shown).
  • the muffler casing 152 and the muffler base 101b define a muffler space 154, and the muffler space 154 communicates with the discharge chamber 142 via a discharge passage 156 that passes through the rear housing 104, the valve plate 103, and the muffler base 101b.
  • a discharge port 152a is formed in the muffler casing 152, and a check valve 170 is disposed in the muffler space 154 so as to block between the discharge passage 156 and the discharge port 152a.
  • the check valve 170 opens and closes according to the pressure difference between the pressure on the discharge passage 156 side and the pressure on the muffler space 154 side. Specifically, the closing operation is performed when the pressure difference is smaller than a predetermined value, and the opening operation is performed when the pressure difference is larger than the predetermined value.
  • the discharge chamber 142 can communicate with the forward portion of the circulation path 14 via the discharge passage 156, the muffler space 154, and the discharge port 152a, and the muffler space 154 is intermittently connected by the check valve 170.
  • the suction chamber 140 communicates with the return path portion of the circulation path 14 via a suction port 104 a formed in the rear housing 104.
  • a capacity control valve (electromagnetic control valve) 200 is accommodated in the rear housing 104, and the capacity control valve 200 is inserted in the air supply passage 160.
  • the air supply passage 160 extends from the rear housing 104 to the cylinder block 101 through the valve plate 103 so as to communicate between the discharge chamber 142 and the crank chamber 105.
  • the suction chamber 140 communicates with the crank chamber 105 via the extraction passage 162.
  • the extraction passage 162 includes a clearance between the drive shaft 106 and the bearings 119 and 120, a space 164, and a fixed orifice 103 c formed in the valve plate 103.
  • the suction chamber 140 is connected to the capacity control valve 200 independently of the air supply passage 160 through a pressure sensitive passage 166 formed in the rear housing 104.
  • the capacity control valve 200 is composed of a valve unit and a solenoid unit as shown in FIG.
  • the valve unit has a substantially cylindrical valve housing 202, and a valve hole 204 is formed inside the valve housing 202.
  • the valve hole 204 extends in the axial direction of the valve housing 202, and one end of the valve hole 204 is connected to the outlet port 206.
  • the outlet port 206 passes through the valve housing 202 in the radial direction, and the valve hole 204 communicates with the crank chamber 105 via the outlet port 206 and the downstream portion of the air supply passage 160.
  • the valve chamber 208 is defined on the solenoid unit side of the valve housing 202, and the other end of the valve hole 204 opens at the end wall of the valve chamber 208.
  • a substantially cylindrical valve body 210 is accommodated in the valve chamber 208, and the valve body 210 can move in the axial direction of the valve housing 202 in the valve chamber 208. When one end of the valve body 210 abuts against the end wall of the valve chamber 208, the valve body 210 can close the valve hole 204, and the end wall of the valve chamber 208 functions as a valve seat.
  • an inlet port 212 is formed in the valve housing 202, and the inlet port 212 also penetrates the valve housing 202 in the radial direction.
  • the inlet port 212 communicates with the discharge chamber 142 through the upstream portion of the air supply passage 160.
  • the inlet port 212 opens at the peripheral wall of the valve chamber 208, and the discharge chamber 142 and the crank chamber 105 can communicate with each other through the inlet port 212, the valve chamber 208, the valve hole 204, and the outlet port 206.
  • a pressure sensitive chamber 214 is defined in the valve housing 202 on the side opposite to the solenoid unit, and a pressure sensitive port 216 is formed on the peripheral wall of the pressure sensitive chamber 214.
  • the pressure sensing chamber 214 communicates with the suction chamber 140 through the pressure sensing port 216 and the pressure sensing passage 166.
  • An axial hole 218 is provided between the pressure sensitive chamber 214 and the valve hole 204, and the axial hole 218 extends coaxially with the valve hole 204.
  • a pressure sensitive rod 220 is integrally and coaxially connected to the other end of the valve body 210.
  • the pressure sensitive rod 220 extends through the valve hole 204 and the axial hole 218, and the tip of the pressure sensitive rod 220 protrudes into the pressure sensitive chamber 214.
  • the pressure-sensitive rod 220 has a large-diameter portion on the distal end side, and the large-diameter portion of the pressure-sensitive rod 220 is slidably supported by the inner peripheral surface of the axial hole 218. Therefore, the airtightness between the pressure sensitive chamber 214 and the valve hole 204 is ensured by the large diameter portion of the pressure sensitive rod 220.
  • the end wall of the pressure sensitive chamber 214 is formed by a cap 222 that is press-fitted into the end of the valve housing 202, and the cap 222 has a stepped bottomed cylindrical shape.
  • a cylindrical portion of the support member 224 is slidably fitted to the small diameter portion of the cap 222, and a forced release spring 226 is disposed between the bottom wall of the cap 222 and the support member 224.
  • a pressure sensor 228 is accommodated in the pressure sensing chamber 214, and one end of the pressure sensor 228 is fixed to the support member 224. Therefore, the cap 222 supports the pressure sensor 228 via the support member 224.
  • the pressure sensor 228 has a bellows 230, and the bellows 230 can expand and contract in the axial direction of the valve housing 202. Both ends of the bellows 230 are hermetically closed by caps 232 and 234, and the inside of the bellows 230 is kept in a vacuum state (depressurized state).
  • a compression coil spring 236 is disposed inside the bellows 230, and the compression coil spring 236 biases the caps 232 and 234 away from each other so that the bellows 230 extends.
  • the cap 234 of the pressure sensor 228 can be brought into contact with the pressure sensing rod 220 via the adapter 238.
  • the pressure sensing rod 228 extends through the pressure sensing rod 220.
  • the valve body 210 is urged in the valve opening direction. Note that the amount of press-fitting of the cap 222 to the valve housing 202 is adjusted so that the displacement control valve 200 performs a predetermined operation.
  • the solenoid unit has a substantially cylindrical solenoid housing 240 coaxially connected to the valve housing 202, and a substantially cylindrical fixed core 242 is concentrically disposed in the solenoid housing 240.
  • One end portion of the fixed core 242 is fitted to the end portion of the valve housing 202 to partition the valve chamber 208 and supports the valve body 210 slidably.
  • a bottomed sleeve 244 is fitted into a portion extending from the center portion of the fixed core 242 to the other end portion.
  • a core housing space 246 is defined between the bottom wall of the sleeve 244 and the other end of the fixed core 242, and a movable core 248 is disposed in the core housing space 246.
  • the movable core 248 is slidably supported by the sleeve 244 and can reciprocate in the axial direction of the solenoid housing 240.
  • a solenoid rod 250 extending in the fixed core 242 contacts the other end of the valve body 210, and the other end of the solenoid rod 250 is fixed integrally with the movable core 248. Therefore, the valve body 210 moves in the valve closing direction in conjunction with the movable core 248.
  • a compression coil spring 252 is disposed between the movable core 248 and the bottom wall of the sleeve 244, and the compression coil spring 252 constantly urges the valve body 210 in the valve closing direction via the movable core 248 and the solenoid rod 250. To do.
  • a cylindrical coil (solenoid coil) 254 wound around the bobbin 253 is disposed, and the bobbin 253 and the coil 254 are surrounded by an integrally molded resin member 255.
  • the solenoid housing 240, the fixed core 242 and the movable core 248 are all formed of a magnetic material to constitute a magnetic circuit, while the sleeve 244 is formed of a nonmagnetic stainless steel material.
  • a radial hole 256 is formed at the base of the distal end portion of the fixed core 242, and a communication hole 258 that connects the radial hole 256 and the pressure sensing chamber 214 is formed in the valve housing 202.
  • the inner diameter of the central portion and the other end portion of the fixed core 242 is larger than the outer diameters of the valve body 210 and the solenoid rod 250, and the central portion of the fixed core 242 is between the pressure sensing chamber 214 and the core housing space 246. And the inside of the other end part, it communicates via the radial hole 256 and the communication hole 258.
  • crank pressure Pc acts on one end surface of the valve body 210 as a force in the valve opening direction
  • suction pressure Ps acts on the other end surface of the valve body 210.
  • An air conditioner control device (A / C control device) 32 for controlling the vehicle air conditioning system is electrically connected to the solenoid 254 of the capacity control valve, and the air conditioner control device 32 controls the drive current I supplied to the solenoid 254.
  • the discharge capacity of the compressor 100 is adjusted by adjusting the amount of current.
  • the air conditioner control device 32 can be configured by an electric circuit such as an ECU (electronic control device).
  • a Ps control system for controlling the pressure of the refrigerant sucked by the compressor 100 that is, the suction pressure Ps
  • the suction pressure Ps is employed as the discharge capacity control system.
  • the pressure in the discharge chamber 142 of the compressor 100 that is, the difference between the pressure of the refrigerant discharged from the compressor 100 (discharge pressure Pd) and the suction pressure Ps (Pd-Ps differential pressure).
  • FIG. 4 shows the relationship between the drive current I supplied to the capacity control valve 200 and the suction pressure Ps.
  • the target value Pss of the suction pressure Ps is set from various information such as the cabin set temperature set by the occupant, and the drive current I having a magnitude corresponding to the target value Pss is supplied to the solenoid 254. .
  • the opening degree of the capacity control valve 200 is set so that the suction pressure Ps approaches the target value Pss.
  • a pressure sensor 228 that detects the suction pressure Ps extends in accordance with the suction pressure Ps to finely adjust the opening, and compensates for fluctuations in the suction pressure Ps.
  • a condenser fan 33 is disposed in the vicinity of the radiator 24 and passes through the radiator 24 by wind from the front of the vehicle due to running of the vehicle, wind from the condenser fan 33, or both.
  • the refrigerant to be cooled is cooled.
  • the expansion valve 26 expands the refrigerant that passes through the expansion valve 26.
  • the expansion valve 26 is, for example, a temperature-sensitive expansion valve, and the opening degree of the expansion valve 26 is adjusted so that the degree of superheat of the refrigerant at the outlet of the evaporator 28 becomes a predetermined value.
  • the evaporator 28 is disposed in the air conditioning unit housing 34, and a blower fan 36 and a heater core (not shown) are also disposed in the air conditioning unit housing 34.
  • a blower fan 36 and a heater core (not shown) are also disposed in the air conditioning unit housing 34.
  • an inside / outside air switching damper 38 is disposed at the inlet of the air conditioning unit housing 34
  • an outlet switching damper (not shown) is disposed at the outlet of the air conditioning unit housing 34.
  • the refrigerant passing through the evaporator 28 is heated by the wind from the blower fan 36 and evaporates.
  • the wind from the blower fan 36 is cooled by the evaporator 28 to become cool air, and the cool air is blown into the vehicle interior 10 to cool the vehicle interior 10.
  • the vehicle air conditioning system includes an outside air temperature sensor 42, an evaporator outlet air temperature sensor 44, a radiator inlet refrigerant pressure sensor 46, and a radiator outlet refrigerant pressure sensor 48 as a sensor group for detecting various information.
  • the outside air temperature sensor 42, the evaporator outlet air temperature sensor 44, the radiator inlet refrigerant pressure sensor 46, and the radiator outlet refrigerant pressure sensor 48 are electrically connected to the air conditioner control device 32, respectively.
  • the vehicle control system that controls the operation of the entire vehicle includes a vehicle control device (engine control device) 50, and the vehicle control device 50 can also be configured by an electronic circuit such as an ECU.
  • the vehicle control device 50 appropriately controls the rotational speed Ne of the engine 29 mainly based on an input by an occupant via an accelerator pedal 52 disposed in the passenger compartment 10, a brake pedal (not shown), a shift lever, and the like. To do.
  • the vehicle control device 50 detects and outputs the rotation speed Ne of the engine 29 using, for example, a rotation speed sensor, and the rotation speed Ne of the engine 29 is input to the air conditioner control device 32.
  • FIG. 5 shows signal input / output among the solenoid 254, the air conditioner control device 32, the vehicle control device 50, and the sensor group of the capacity control valve 200 described above.
  • the air conditioner control device 32 receives the set temperature of the passenger compartment 10 and the like via the operation panel, and the outside air temperature Ta detected by the outside air temperature sensor 42 and the evaporator outlet air temperature sensor 44, respectively.
  • the evaporator outlet air temperature Tc is input. Based on these input information and the like, the air conditioner control device 32 sets a target value of the drive current I supplied to the solenoid 254 of the capacity control valve 200, and is driven so that the actual value approaches this target value.
  • the current I is adjusted.
  • the discharge capacity of the variable capacity compressor 100 is adjusted to a predetermined value.
  • the air conditioner control device 32 also has a function as a calculation means for calculating the drive torque Tr of the variable capacity compressor 100.
  • the air conditioner control device 32 includes the rotational speed Ne of the engine 29, the radiator inlet refrigerant pressure Pin detected by the radiator inlet refrigerant pressure sensor 46, and the radiator outlet refrigerant pressure sensor 48, and the radiator outlet.
  • the refrigerant pressure Pout is input.
  • the air conditioner control device 32, the engine rotation speed detection means, the radiator inlet refrigerant pressure sensor 46, and the radiator outlet refrigerant pressure sensor 48 constitute a driving torque calculation device of the compressor 100.
  • the air conditioner control device 32 includes a circuit (drive torque calculation circuit) 300 for calculating the drive torque Tr of the compressor 100, and the drive torque calculation circuit 300 includes a compressor rotation speed calculation unit 301, The refrigerant flow rate calculation unit 302, the maximum refrigerant flow rate calculation unit 304, the discharge capacity determination unit 305, the suction pressure calculation unit 306, the enthalpy difference calculation unit 308, and the mechanical efficiency calculation unit 310 are included.
  • FIG. 6 illustrates a flowchart of a program for calculating the drive torque Tr of the compressor 100, which is repeatedly executed by the drive torque calculation circuit 300 at predetermined intervals.
  • this program is described according to the flow, first, the radiator inlet refrigerant pressure Pin, the radiator outlet refrigerant pressure Pout, the engine rotational speed Ne, and the drive current I supplied to the capacity control valve 200 are read (S10). .
  • the maximum refrigerant flow rate Grmax is calculated based on the radiator inlet refrigerant pressure Pin, the radiator outlet refrigerant pressure Pout, the compressor rotational speed Nc, and the drive current I supplied to the capacity control valve 200 (S12). .
  • the maximum refrigerant flow rate Grmax is a refrigerant flow rate in the circulation path 14 when it is assumed that the discharge capacity of the compressor 100 is the maximum.
  • coefficients included in the function F 1 can be determined without depending on the specifications of the vehicle.
  • the refrigerant flow rate Gr is calculated based on the radiator inlet refrigerant pressure Pin and the radiator outlet refrigerant pressure Pout.
  • the refrigerant flow rate Gr is the flow rate of the refrigerant actually flowing through the circulation path 14.
  • the coefficient included in the function F 2 is the variable in each condition, that is, the radiator, when the vehicle air-conditioning system is mounted on the vehicle and the vehicle air-conditioning system is operated under a small number of conditions, for example, about 10.
  • the inlet refrigerant pressure Pin, the radiator outlet refrigerant pressure Pout, and the refrigerant flow rate Gr are measured and determined based on these measured values.
  • the drive torque calculation circuit 300 compares the calculated maximum refrigerant flow rate Grmax with the refrigerant flow rate Gr, and determines whether or not the discharge capacity of the compressor 100 is maximum (S14). At this time, if the refrigerant flow rate Gr is equal to or larger than the maximum discharge capacity Grmax (Gr ⁇ Grmax), it is determined that the discharge capacity of the compressor 100 is maximum (Yes), and the refrigerant flow rate Gr is If it is smaller than the maximum discharge capacity Grmax (Gr ⁇ Grmax), it is determined that the discharge capacity of the compressor 100 is not maximum (No).
  • the pressure of the refrigerant sucked into the compressor 100 is calculated based on the drive current I supplied to the capacity control valve 200 (S16).
  • Function F 3 although is illustrated in Figure 4, the bench test before mounting the air conditioning system for a vehicle in a vehicle, it is possible predetermined. In other words, coefficients included in the function F 3 can be determined without depending on the specifications of the vehicle.
  • the enthalpy difference ⁇ h is calculated based on the radiator inlet refrigerant pressure Pin, the compressor rotation speed Nc, the refrigerant flow rate Gr, and the suction pressure Ps calculated in S14 (S18).
  • the enthalpy difference ⁇ h is a difference (hd ⁇ hs) between the enthalpy hd of the refrigerant discharged from the compressor 100 and the enthalpy hs of the refrigerant sucked into the compressor 100.
  • Function F 4 is the bench test before mounting the air conditioning system for a vehicle in a vehicle, it is possible predetermined. In other words, the coefficient included in the function F 4 can be determined without depending on the specifications of the vehicle.
  • the mechanical efficiency ⁇ m of the compressor 100 is calculated based on the radiator inlet refrigerant pressure Pin, the compressor rotational speed Nc, and the suction pressure Ps calculated in S14.
  • Function F 5 depending bench test before mounting the air conditioning system for a vehicle in a vehicle, it is possible predetermined. In other words, coefficients included in the function F 5 can be determined without depending on the specifications of the vehicle.
  • the drive torque Tr of the compressor 100 is calculated (S20).
  • the driving torque calculation device 300 outputs the calculated value of the driving torque Tr to the outside, and the value of the driving torque Tr is input to the vehicle control device 50.
  • the suction pressure Ps is calculated based on the radiator inlet refrigerant pressure Pin, the compressor rotation speed Nc, and the refrigerant flow rate Gr (S22).
  • Function F 7 is the bench test before mounting the air conditioning system for a vehicle in a vehicle, it is possible predetermined. In other words, coefficients included in the function F 7 can be determined without depending on the specifications of the vehicle.
  • the enthalpy difference ⁇ h is calculated based on the radiator inlet refrigerant pressure Pin, the compressor rotational speed Nc, the refrigerant flow rate Gr, and the suction pressure Ps calculated in S22 (S24).
  • Function F 8 is the bench test before mounting the air conditioning system for a vehicle in a vehicle, it is possible predetermined. In other words, coefficients included in the function F 8 can be determined without depending on the specifications of the vehicle.
  • the mechanical efficiency ⁇ m of the compressor 100 is calculated based on the radiator inlet refrigerant pressure Pin, the compressor rotational speed Nc, and the suction pressure Ps calculated in S22.
  • Function F 9 is the bench test before mounting the air conditioning system for a vehicle in a vehicle, it is possible predetermined. In other words, coefficients included in the function F 9 can be determined without depending on the specifications of the vehicle.
  • the drive torque Tr is calculated in the same manner as in S16 and S18 except that the enthalpy difference ⁇ h and mechanical efficiency ⁇ m calculated in S24 are used, and the drive torque calculated in S22 is calculated.
  • the value of Tr is output.
  • the drive torque calculation circuit 300 includes the refrigerant pressures Pin and Pout at the inlet and outlet of the radiator 24, the rotational speed Nc of the variable capacity compressor 100, and Based on the refrigerant suction pressure Ps, the driving torque Tr of the variable capacity compressor 100 is calculated, and map data is not required.
  • the drive torque calculation device can be easily applied to vehicles having different specifications, and the vehicle air conditioning system and the vehicle price can be reduced.
  • the drive torque Tr is accurately calculated by the drive torque calculation circuit 300 calculating the drive torque Tr using a predetermined formula. Further, according to this drive torque calculation device, the refrigerant flow rate calculation unit 302 accurately calculates the refrigerant flow rate in the circulation path 14, and as a result, the drive torque Tr is accurately calculated.
  • the enthalpy difference calculation unit 308 accurately calculates the enthalpy difference ⁇ h, and as a result, the drive torque Tr is accurately calculated. Furthermore, according to this drive torque calculation device, the mechanical efficiency calculation unit 310 calculates the mechanical efficiency accurately, and as a result, the drive torque Tr is calculated accurately. According to the drive torque calculation device described above, the suction pressure calculation unit 306 accurately calculates the suction pressure Ps, and as a result, the drive torque Tr is accurately calculated.
  • the suction pressure calculation unit 306 accurately calculates the suction pressure Ps.
  • the drive torque Tr is calculated as follows. Calculated accurately.
  • engine control is optimized by controlling the engine 29 using the value of the drive torque Tr of the variable capacity compressor 100 calculated by the drive torque calculation device. Figured. As a result, the operation of the engine 29 and the vehicle air conditioning system becomes stable, and the drivability of the vehicle, the fuel consumption and the comfort of the passenger compartment are improved.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiment, and various modifications can be made.
  • it is determined in S14 whether or not the discharge capacity of the compressor 100 is the maximum, and a method of calculating the suction pressure Ps, the enthalpy difference ⁇ h, and the mechanical efficiency ⁇ m according to the determination result.
  • S14, S22 and S24 may be deleted.
  • the compressor rotation speed Nc is calculated based on the signal of the engine rotation speed Ne input from the vehicle control device 50.
  • the means for calculating or detecting the compressor rotation speed Nc is not limited to this. Without limitation, the compressor rotational speed Nc may be directly detected by a rotational speed sensor.
  • the suction pressure control system has been described, but the present invention is also applicable to a differential pressure control system that controls the Pd-Ps differential pressure.
  • the suction pressure Ps may be calculated from the drive current I corresponding to the Pd-Ps differential pressure and the radiator inlet refrigerant pressure Pin corresponding to the discharge pressure Pd.
  • the discharge pressure sensor attached to the compressor 100 can be used as a radiator inlet refrigerant pressure detection sensor.
  • the functions F 0 , F 1 , F 2 , F 3 , F 4 , F 5 and F 6 or the functions F 0 , F 1 , F 2 , F 7 , F 8 , F 9 and F 6 are used. Are sequentially executed to calculate the drive torque Tr.
  • the function is a variable of another function, a function obtained by appropriately combining these functions may be used. That is, the radiator inlet refrigerant pressure Pin, the radiator outlet refrigerant pressure Pout, the drive current I, and the compressor rotational speed Nc may be detected directly or indirectly by calculation to calculate the drive torque Tr, preferably it may be calculating the driving torque Tr by using the function F 6.
  • radiator 32 air conditioner control device (capacity control means, calculation means) 46 Radiator inlet pressure sensor 48 Radiator outlet pressure sensor 100 Variable capacity compressor 200 Capacity control valve

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Abstract

【課題】車両の仕様に容易に適応させられ汎用性が高い可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置、及び、当該装置を備える車両用空調システムを提供する。 【解決手段】駆動トルク演算装置は、放熱器(24)の入口での冷媒の圧力を検知するための放熱器入口冷媒圧力センサ(46)と、放熱器(24)の出口での冷媒の圧力を検知するための放熱器出口冷媒圧力センサ(48)と、可変容量圧縮機(100)の回転速度を検知するための回転速度検知手段と、圧縮機(100)に吸入される冷媒の吸入圧力を検知するための吸入圧力検知手段と、放熱器(24)の入口及び出口での冷媒の圧力、可変容量圧縮機(100)の回転速度、及び、冷媒の吸入圧力に基づいて、可変容量圧縮機(100)の駆動トルクを演算する演算手段とを備える。

Description

可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置、及び、車両用空調システム
　本発明は可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置及び車両用空調システムに関する。
　車両用空調システムは、冷凍サイクルを実行するシステム（冷凍サイクルシステム）を有する。冷凍サイクルシステムは、作動流体としての冷媒が循環する循環路を有し、循環路には、圧縮機、放熱器（凝縮器）、膨張器（膨張弁）及び蒸発器が順次介挿される。
　圧縮機の動力（駆動トルク）は、エンジンからベルトを介して伝達される。このため、車両のエンジンの制御という観点からみれば、圧縮機は負荷となり、特に外気温度が高いときに、加速性能を含む車両のドライバビリティや、燃費に影響を及ぼす。
　一方、車両用空調システムの制御という観点からみれば、エンジンの回転速度の変化は、圧縮機の回転速度の変化をもたらし、冷凍サイクルを不安定にし、車室温度のばらつきをもたらす。
　そこで、圧縮機の駆動トルクを演算し、演算した駆動トルクをエンジンの制御に利用することが行われている。例えば、特許文献１が開示する可変容量コンプレッサの駆動トルク算出装置は、コンプレッサ吐出側圧力に応じて複数のコンプレッサ駆動トルクマップを有する。この算出装置は、コンプレッサ吐出側圧力に応じて最適のコンプレッサ駆動トルクマップを選択し、選択したコンプレッサ駆動トルクマップにてコンプレッサ駆動回転速度により比例特性を特定し、そして、この比例特性と冷媒流量によりコンプレッサ駆動トルクを算出する。
　なお、可変容量の圧縮機としては、例えば、ピストンタイプの外部制御式の可変容量圧縮機が広く利用されている。
　この種の可変容量圧縮機には、容量制御弁が備え付けられ、容量制御弁に供給される駆動電流は、外部の制御装置によって制御される。制御装置は、冷凍サイクルシステムにおける吸入圧力、若しくは、所定の２点間の圧力差（例えば、吐出圧力と吸入圧力との圧力差）が目標値に近付くように駆動電流を調整する。駆動電流に応じて容量制御弁の開度が変化するのに伴い、圧縮機のクランク室の圧力が増減され、これによって吐出容量が変化する。
特開２００３－２７８６６３号公報
　特許文献１が開示する可変容量コンプレッサの駆動トルク算出装置を車両に適用するにあたっては、フロントグリルの形状等の車両の仕様に応じて放熱器の放熱能力が変わるため、複数のコンプレッサ駆動トルクマップを準備しなければならない。そしてそのために、新しい車両を開発するたびに、実際の車両を用いて、１００又はそれ以上の条件で車両用空調システムを動作させ、駆動トルク及び種々のパラメータの値を測定する必要がある。
　このようなコンプレッサ駆動トルクマップの準備作業は、煩雑であるのみならず、多くの工数と費用を要するため、車両用空調システム及び車両の原価低減の妨げとなっていた。
　本発明は上述の事情に基づいてなされたもので、その目的とするところは、車両の仕様に容易に適応させられ汎用性が高い可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置、及び、当該装置を備える車両用空調システムを提供することにある。
　上記の目的を達成するべく、本発明の一態様によれば、車両に設けられた冷媒が循環する循環路に順次介挿された、可変容量圧縮機、放熱器、膨張弁及び蒸発器と、前記可変容量圧縮機の吐出容量を調整するための容量制御弁と、前記容量制御弁に供給する駆動電流を調整して前記容量制御弁の開度を調整し、これにより前記可変容量圧縮機の吐出容量を制御する容量制御手段とを備える車両用の冷凍サイクルシステムに適用され、前記可変容量圧縮機の駆動トルクを演算する可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置において、前記放熱器の入口での前記冷媒の圧力を検知するための放熱器入口冷媒圧力センサと、前記放熱器の出口での前記冷媒の圧力を検知するための放熱器出口冷媒圧力センサと、前記可変容量圧縮機の回転速度を検知するための回転速度検知手段と、前記可変容量圧縮機に吸入される前記冷媒の吸入圧力を検知するための吸入圧力検知手段と、前記放熱器の入口及び出口での前記冷媒の圧力、前記可変容量圧縮機の回転速度、及び、前記冷媒の吸入圧力に基づいて、前記可変容量圧縮機の駆動トルクを演算する演算手段とを備えることを特徴とする可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置が提供される（請求項１）。
　好ましくは、前記演算手段は、式：
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
（ただし、式中、Ｔｒは可変容量圧縮機の駆動トルク、Ｎｃは可変容量圧縮機の回転速度、ｈｄは可変容量圧縮機から吐出される冷媒のエンタルピ、ｈｓは可変容量圧縮機に吸入される冷媒のエンタルピ、ηｍは可変容量圧縮機における機械効率、Ｇｒは循環路における冷媒の流量である。）に基づいて、前記駆動トルクを演算する（請求項２）。
　好ましくは、前記演算手段は、前記放熱器の入口及び出口での前記冷媒の圧力に基づいて前記循環路における前記冷媒の流量を演算する冷媒流量演算部を有する（請求項３）。
　好ましくは、前記演算手段は、前記放熱器の入口での前記冷媒の圧力、前記吸入圧力、前記冷媒の流量、及び、前記可変容量圧縮機の回転速度に基づいて前記可変容量圧縮機から吐出される冷媒のエンタルピと前記可変容量圧縮機に吸入される冷媒のエンタルピとの差を演算するエンタルピ差演算部を有する（請求項４）。
　好ましくは、前記演算手段は、前記放熱器の入口での前記冷媒の圧力、前記吸入圧力、及び、前記可変容量圧縮機の回転速度に基づいて前記機械効率を演算する機械効率演算部を有する（請求項５）。
　好ましくは、前記演算手段は、前記可変容量圧縮機が最大吐出容量で動作しているか否かを判定する吐出容量判定部を有し、前記吐出容量判定部によって前記可変容量圧縮機が最大吐出容量で動作していると判定されたときに、前記機械効率演算部は、前記放熱器の入口での前記冷媒の圧力、前記吸入圧力、前記可変容量圧縮機の回転速度、及び、前記循環路における前記冷媒の流量に基づいて前記機械効率を演算する（請求項６）。
　好ましくは、前記容量制御手段は、前記吸入圧力が目標値に近付くように前記駆動電流を調整し、前記演算手段は、前記駆動電流に基づいて前記吸入圧力を演算する吸入圧力演算部を有する（請求項７）。
　好ましくは、前記演算手段は、前記可変容量圧縮機が最大吐出容量で動作しているか否かを判定する吐出容量判定部を有し、前記吐出容量判定部によって前記可変容量圧縮機が最大吐出容量で動作していると判定されたときに、前記吸入圧力演算部は、前記駆動電流に代えて、前記放熱器の入口での前記冷媒の圧力、前記可変容量圧縮機の回転速度、及び、前記循環路における前記冷媒の流量に基づいて前記吸入圧力を演算する（請求項８）。
　また、本発明の一態様によれば、上述した何れかの可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置を備えたことを特徴とする車両用空調システムが提供される（請求項９）。
　本発明の請求項１の可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置によれば、演算手段が、放熱器の入口及び出口での冷媒の圧力、可変容量圧縮機の回転速度、及び、冷媒の吸入圧力に基づいて、可変容量圧縮機の駆動トルクを演算しており、マップデータを必要としていない。このため、マップデータを準備するために、車両に搭載された車両用空調システムを極めて多数の条件で作動させ、駆動トルク及び種々のパラメータの測定を行う必要がない。この結果として、この駆動トルク演算装置は、仕様の異なる車両に容易に適用され、車両用空調システム及び車両の価格低減が図られる。
　請求項２の可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置によれば、演算手段が所定の式によって駆動トルクを演算することによって、駆動トルクが正確に演算される。
　請求項３の可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置によれば、冷媒流量演算部によって、循環路における冷媒の流量が正確に演算され、この結果として、駆動トルクが正確に演算される。
　請求項４の可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置によれば、エンタルピ差演算部によって可変容量圧縮機から吐出される冷媒のエンタルピと可変容量圧縮機に吸入される冷媒のエンタルピとの差が正確に演算され、この結果として、駆動トルクが正確に演算される。
　請求項５の可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置によれば、機械効率演算部によって、機械効率が正確に演算され、この結果として、駆動トルクが正確に演算される。
　請求項６の可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置によれば、可変容量圧縮機が最大吐出容量で動作しているときに、機械効率演算部によって機械効率が正確に演算され、この結果として、駆動トルクが正確に演算される。
　請求項７の可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置によれば、吸入圧力演算部によって吸入圧力が正確に演算され、この結果として、駆動トルクが正確に演算される。
　請求項８の可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置によれば、可変容量圧縮機が最大吐出容量で動作しているときに、吸入圧力演算部によって吸入圧力が正確に演算され、この結果として、駆動トルクが正確に演算される。
　請求項９の車両用空調システムを適用した車両では、可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置によって演算された可変容量圧縮機の駆動トルクの値を用いてエンジンを制御することによって、エンジン制御の最適化が図られる。この結果として、エンジン及び車両用空調システムの動作が安定になり、車両のドライバビリティ、燃費及び車室の快適性が向上
する。
一実施形態の車両用空調システムが適用された車両の概略構成を示す図である。 図１の車両用空調システムに適用された冷凍サイクルシステムの概略構成を、圧縮機の縦断面とともに示す図である。 図２の圧縮機に適用された容量制御弁の接続状態を、容量制御弁の断面とともに示す図である。 図１の車両用空調システムにおける、容量制御弁の駆動電流と吸入圧力との関係を示すグラフである。 図１の車両における信号の入出力関係を示す図である。 図１の車両用空調システムに適用された駆動トルク演算装置が実行するプログラムのフローチャートである。
　図１は、実施形態に係る車両用空調システムを適用した車両の概略を示し、この車両用空調システムによれば車室１０内を所望の設定温度にて冷房可能である。
　車両用空調システムは冷凍サイクルを実行する冷凍サイクルシステム１２を備え、冷凍サイクルシステム１２は、作動流体としての冷媒を循環させる循環路１４を有する。
　循環路１４は、エンジンルーム１６から隔壁１７を貫通して機器スペース１８に渡っている。機器スペース１８は、車室１０の前方部分にインストルメントパネル２０により区画されている。エンジンルーム１６内を延びる循環路１４の部分には、圧縮機１００、放熱器（凝縮器）２４、レシーバ・ドライヤ２５及び膨張弁２６が、冷媒が流れる方向にて順次介挿される。機器スペース１８内を延びる循環路１４の部分には、蒸発器２８が介挿されている。なお、レシーバ・ドライヤ２５は省略してもよい。
　圧縮機１００は、エンジン２９と機械的に連結され、エンジン２９から供給される動力によって作動させられる。圧縮機１００は、例えばピストンタイプ（往復動式）の可変容量圧縮機であり、図２に示したように、容量制御弁２００を内蔵している。
　より詳しくは、圧縮機１００は、例えば斜板式のクラッチレス圧縮機である。圧縮機１００はシリンダーブロック１０１を備え、シリンダーブロック１０１には、複数のシリンダボア１０１ａが形成されている。シリンダーブロック１０１の一端にはフロントハウジング（クランクケース）１０２が連結され、シリンダーブロック１０１の他端には、バルブプレート１０３を介してリアハウジング（シリンダヘッド）１０４が連結されている。
　シリンダーブロック１０１及びフロントハウジング１０２はクランク室１０５を規定し、クランク室１０５内を縦断して駆動軸１０６が延びている。駆動軸１０６は、クランク室１０５内に配置された環形状の斜板１０７を貫通し、斜板１０７は、駆動軸１０６に固定されたロータ１０８と連結部１０９を介してヒンジ結合されている。従って、斜板１０７は、駆動軸１０６に沿って移動しながら傾動可能である。
　ロータ１０８と斜板１０７との間を延びる駆動軸１０６の部分には、斜板１０７を最小傾角に向けて付勢するコイルばね１１０が装着されている。斜板１０７を挟んで反対側の駆動軸１０６の部分、即ち斜板１０７とシリンダーブロック１０１との間を延びる駆動軸１０６の部分には、斜板１０７を最大傾角に向けて付勢するコイルばね１１１が装着されている。
　駆動軸１０６は、フロントハウジング１０２の外側に突出したボス部１０２ａ内を貫通し、駆動軸１０６の外端は、動力伝達装置としてのプーリ１１２に連結されている。プーリ１１２は、ボール軸受１１３を介してボス部１０２ａによって回転自在に支持され、外部駆動源としてのエンジン２９のプーリとの間にベルト１１５が架け回される。
　ボス部１０２ａの内側には軸封装置１１６が配置され、軸封装置１１６は、フロントハウジング１０２の内部と外部とを遮断している。駆動軸１０６はラジアル方向及びスラスト方向にベアリング１１７，１１８，１１９，１２０によって回転自在に支持され、エンジン２９からの動力がプーリ１１２に伝達され、プーリ１１２の回転と同期して回転可能である。
　シリンダボア１０１ａ内にはピストン１３０が配置され、ピストン１３０には、クランク室１０５内に突出したテール部が一体に形成されている。テール部に形成された凹所１３０ａ内には一対のシュー１３２が配置され、シュー１３２は斜板１０７の外周部に対し挟み込むように摺接している。従って、シュー１３２を介して、ピストン１３０と斜板１０７とは互いに連動し、駆動軸１０６の回転によりピストン１３０がシリンダボア１０１ａ内を往復動する。
　リアハウジング１０４の内部には、吸入室１４０及び吐出室１４２が区画形成され、吸入室１４０は、バルブプレート１０３に設けられた吸入孔１０３ａを介してシリンダボア１０１ａと連通可能である。吐出室１４２は、バルブプレート１０３に設けられた吐出孔１０３ｂを介してシリンダボア１０１ａと連通可能である。なお、吸入孔１０３ａ及び吐出孔１０３ｂは、図示しない吸入弁及び吐出弁によってそれぞれ開閉される。
　シリンダーブロック１０１の外側にはマフラ１５０が設けられ、マフラケーシング１５２は、シリンダーブロック１０１に一体に形成されたマフラベース１０１ｂに図示しないシール部材を介して接合されている。マフラケーシング１５２及びマフラベース１０１ｂはマフラ空間１５４を規定し、マフラ空間１５４は、リアハウジング１０４、バルブプレート１０３及びマフラベース１０１ｂを貫通する吐出通路１５６を介して吐出室１４２と連通している。
　マフラケーシング１５２には吐出ポート１５２ａが形成され、マフラ空間１５４には、吐出通路１５６と吐出ポート１５２ａとの間を遮るように逆止弁１７０が配置されている。逆止弁１７０は、吐出通路１５６側の圧力とマフラ空間１５４側の圧力との圧力差に応じて開閉する。具体的には、圧力差が所定値より小さい場合閉作動し、圧力差が所定値より大きい場合開作動する。
　したがって吐出室１４２は、吐出通路１５６、マフラ空間１５４及び吐出ポート１５２ａを介して循環路１４の往路部分と連通可能であり、マフラ空間１５４は逆止弁１７０によって断続される。一方、吸入室１４０は、リアハウジング１０４に形成された吸入ポート１０４ａを介して循環路１４の復路部分と連通している。
　リアハウジング１０４には、容量制御弁（電磁制御弁）２００が収容され、容量制御弁２００は給気通路１６０に介挿されている。給気通路１６０は、吐出室１４２とクランク室１０５との間を連通するようにリアハウジング１０４からバルブプレート１０３を経てシリンダーブロック１０１にまで亘っている。
　一方、吸入室１４０は、クランク室１０５と抽気通路１６２を介して連通している。抽気通路１６２は、駆動軸１０６とベアリング１１９，１２０との隙間、空間１６４及びバルブプレート１０３に形成された固定オリフィス１０３ｃからなる。
　また、吸入室１４０は、リアハウジング１０４に形成された感圧通路１６６を通じて、給気通路１６０とは独立して容量制御弁２００に接続されている。
　容量制御弁２００は、図３に示すように、弁ユニットとソレノイドユニットとからなる。弁ユニットは、略円筒形状の弁ハウジング２０２を有し、弁ハウジング２０２の内部には弁孔２０４が形成されている。弁孔２０４は、弁ハウジング２０２の軸線方向に延び、弁孔２０４の一端は出口ポート２０６に繋がっている。出口ポート２０６は、弁ハウジング２０２を径方向に貫通しており、弁孔２０４は出口ポート２０６及び給気通路１６０の下流側部分を介してクランク室１０５と連通している。
　弁ハウジング２０２のソレノイドユニット側には弁室２０８が区画され、弁孔２０４の他端は弁室２０８の端壁にて開口している。弁室２０８内には、略円柱形状の弁体２１０が収容され、弁体２１０は、弁室２０８内を弁ハウジング２０２の軸線方向に移動可能である。弁体２１０の一端が弁室２０８の端壁に当接することにより、弁体２１０は弁孔２０４を閉塞可能であり、弁室２０８の端壁は弁座として機能する。
　また、弁ハウジング２０２には入口ポート２１２が形成され、入口ポート２１２も弁ハウジング２０２を径方向に貫通している。入口ポート２１２は、給気通路１６０の上流側部分を介して吐出室１４２と連通している。入口ポート２１２は、弁室２０８の周壁にて開口しており、入口ポート２１２、弁室２０８、弁孔２０４及び出口ポート２０６を通じて、吐出室１４２とクランク室１０５とは連通可能となっている。
　更に、弁ハウジング２０２には、ソレノイドユニットと反対側に感圧室２１４が区画され、感圧室２１４の周壁には感圧ポート２１６が形成されている。感圧ポート２１６及び感圧通路１６６を通じて、感圧室２１４は吸入室１４０と連通している。また、感圧室２１４と弁孔２０４との間には軸方向孔２１８が設けられ、軸方向孔２１８は、弁孔２０４と同軸上を延びている。
　弁体２１０の他端には、感圧ロッド２２０が一体且つ同軸に連結されている。感圧ロッド２２０は、弁孔２０４及び軸方向孔２１８内を延び、感圧ロッド２２０の先端部は、感圧室２１４内に突出している。感圧ロッド２２０は先端側に大径部を有しており、感圧ロッド２２０の大径部は、軸方向孔２１８の内周面によって摺動可能に支持されている。従って、感圧ロッド２２０の大径部によって、感圧室２１４と弁孔２０４との間の気密性が確保されている。
　感圧室２１４の端壁は、弁ハウジング２０２の端部に圧入されたキャップ２２２により形成され、キャップ２２２は段付きの有底円筒状をなす。キャップ２２２の小径部には、支持部材２２４の筒部が摺動自在に嵌合され、キャップ２２２の底壁と支持部材２２４との間には強制開放ばね２２６が配置されている。
　感圧室２１４内には感圧器２２８が収容され、感圧器２２８の一端が支持部材２２４に固定されている。従って、キャップ２２２は、支持部材２２４を介して感圧器２２８を支持している。
　感圧器２２８はベローズ２３０を有し、ベローズ２３０は、弁ハウジング２０２の軸線方向に伸縮可能である。ベローズ２３０の両端はキャップ２３２，２３４によって気密に閉塞され、ベローズ２３０の内部は、真空状態（減圧状態）に保たれている。また、ベローズ２３０の内部には、圧縮コイルばね２３６が配置され、圧縮コイルばね２３６は、ベローズ２３０が伸長するように、キャップ２３２，２３４を相互に離間する方向に付勢している。
　感圧器２２８のキャップ２３４は、アダプタ２３８を介して感圧ロッド２２０に当接可能であり、感圧室２１４内の圧力が低下して感圧器２２８が伸長した場合、感圧ロッド２２０を介して弁体２１０が開弁方向に付勢される。
　なお、弁ハウジング２０２に対するキャップ２２２の圧入量は、容量制御弁２００が所定の動作をするように調整される。
　一方、ソレノイドユニットは、弁ハウジング２０２に同軸的に連結された略円筒形状のソレノイドハウジング２４０を有し、ソレノイドハウジング２４０内には、略円筒形状の固定コア２４２が同心上に配置されている。固定コア２４２の一端部は、弁ハウジング２０２の端部に嵌合して弁室２０８を区画するとともに、弁体２１０を摺動自在に支持している。
　固定コア２４２の中央部から他端部に亘る部分には、有底のスリーブ２４４が嵌合されている。スリーブ２４４の底壁と固定コア２４２の他端との間には、コア収容空間２４６が区画され、コア収容空間２４６には可動コア２４８が配置されている。可動コア２４８は、スリーブ２４４によって摺動自在に支持され、ソレノイドハウジング２４０の軸線方向に往復動可能である。
　弁体２１０の他端には、固定コア２４２内を延びるソレノイドロッド２５０の一端が当接し、ソレノイドロッド２５０の他端部は、可動コア２４８と一体に固定されている。従って、弁体２１０は、可動コア２４８に連動して閉弁方向に移動する。可動コア２４８とスリーブ２４４の底壁との間には、圧縮コイルばね２５２が配置され、圧縮コイルばね２５２は、可動コア２４８及びソレノイドロッド２５０を介して弁体２１０を閉弁方向に常時付勢する。
　スリーブ２４４の周囲には、ボビン２５３に巻回された状態で円筒形のコイル（ソレノイドコイル）２５４が配置され、ボビン２５３及びコイル２５４は、一体に成型された樹脂部材２５５によって囲まれている。ソレノイドハウジング２４０、固定コア２４２及び可動コア２４８はいずれも磁性材料で形成されて磁気回路を構成し、一方、スリーブ２４４は非磁性のステンレス系材料で形成されている。
　ここで、固定コア２４２の先端部の根元には、径方向孔２５６が形成され、弁ハウジング２０２には、径方向孔２５６と感圧室２１４とを連通する連通孔２５８が形成されている。また、固定コア２４２の中央部及び他端部の内径は、弁体２１０及びソレノイドロッド２５０の外径よりも大きく、感圧室２１４とコア収容空間２４６との間は、固定コア２４２の中央部及び他端部の内側、径方向孔２５６及び連通孔２５８を介して連通している。
　従って、弁体２１０の一端面には、クランク室１０５の圧力（クランク圧力Ｐｃ）が開弁方向の力として作用し、一方、弁体２１０の他端面には吸入室１４０の圧力（吸入圧力Ｐｓ）が閉弁方向の力として作用する。
　容量制御弁のソレノイド２５４には、車両用空調システムを制御するエアコン制御装置（Ａ／Ｃ制御装置）３２が電気的に接続され、エアコン制御装置３２は、ソレノイド２５４に供給される駆動電流Ｉの電流量を調整することによって、圧縮機１００の吐出容量を調整する。エアコン制御装置３２は、例えば、ＥＣＵ（電子制御装置）等の電気回路によって構成することができる。
　容量制御弁２００を採用した場合、吐出容量の制御方式としては、圧縮機１００が吸入する冷媒の圧力、すなわち吸入圧力Ｐｓを制御するＰｓ制御方式が採用される。なお、容量制御弁の種類に応じて、圧縮機１００の吐出室１４２の圧力、すなわち、圧縮機１００が吐出する冷媒の圧力（吐出圧力Ｐｄ）と吸入圧力Ｐｓとの差（Ｐｄ－Ｐｓ差圧）を制御する差圧制御方式を採用することもできる。
　図４は、容量制御弁２００に供給される駆動電流Ｉと吸入圧力Ｐｓとの関係を示している。Ｐｓ制御方式では、乗員によって設定された車室設定温度等の種々の情報から吸入圧力Ｐｓの目標値Ｐｓｓが設定され、目標値Ｐｓｓに対応する大きさの駆動電流Ｉがソレノイド２５４に供給される。これにより、容量制御弁２００の開度は、吸入圧力Ｐｓが目標値Ｐｓｓに近付くように設定される。この一方で、吸入圧力Ｐｓを検知する感圧器２２８が、吸入圧力Ｐｓに応じて伸長して開度を微調整し、吸入圧力Ｐｓの変動を補償する。
　再び図１を参照すると、放熱器２４の近傍にはコンデンサファン３３が配置され、車両の走行による車両前方からの風、コンデンサファン３３からの風、又は、これらの両方によって、放熱器２４を通過する冷媒は冷却される。
　膨張弁２６は自身を通過する冷媒を膨張させる。膨張弁２６は、例えば感温式膨張弁であり、膨張弁２６の開度は、蒸発器２８の出口での冷媒の過熱度が所定値になるよう調整される。
　蒸発器２８は、空調ユニットハウジング３４内に配置され、空調ユニットハウジング３４内には、ブロワファン３６及びヒータコア（図示せず）も配置されている。また、空調ユニットハウジング３４の入口には、内外気切換ダンパ３８が配置され、空調ユニットハウジング３４の出口には、吹出口切換ダンパ（図示せず）が配置されている。
　蒸発器２８を通過する冷媒は、ブロワファン３６からの風によって加熱され、蒸発する。この一方で、ブロワファン３６からの風は、蒸発器２８によって冷却されて冷風になり、この冷風が車室１０内に吹き出すことで、車室１０が冷房される。
　また、車両用空調システムは、種々の情報を検知するセンサ群として、外気温度センサ４２、蒸発器出口空気温度センサ４４、放熱器入口冷媒圧力センサ４６、及び、放熱器出口冷媒圧力センサ４８を有する。これら外気温度センサ４２、蒸発器出口空気温度センサ４４、放熱器入口冷媒圧力センサ４６、及び、放熱器出口冷媒圧力センサ４８は、それぞれエアコン制御装置３２と電気的に接続されている。
　一方、車両全体の動作を制御する車両制御システムは、車両制御装置（エンジン制御装置）５０を備え、車両制御装置５０も、ＥＣＵ等の電子回路によって構成することができる。車両制御装置５０は、主に、車室１０に配置されたアクセルペダル５２、図示しないブレーキペダル、及び、シフトレバー等を介した乗員による入力に基づいて、エンジン２９の回転速度Ｎｅを適当に制御する。
　また、車両制御装置５０は、例えば回転速度センサを用いてエンジン２９の回転速度Ｎｅを検知して出力し、エンジン２９の回転速度Ｎｅは、エアコン制御装置３２に入力される。
　図５は、上述した容量制御弁２００のソレノイド２５４、エアコン制御装置３２、車両制御装置５０及びセンサ群の間における、信号の入出力を示している。
　エアコン制御装置３２には、操作パネルを介して、車室１０の設定温度等が入力されるとともに、外気温度センサ４２、及び、蒸発器出口空気温度センサ４４によってそれぞれ検知された、外気温度Ｔａ、及び、蒸発器出口空気温度Ｔｃが入力される。これらの入力された情報等に基づいて、エアコン制御装置３２は、容量制御弁２００のソレノイド２５４に供給される駆動電流Ｉの目標値を設定し、この目標値に実際の値が近付くように駆動電流Ｉを調整する。これにより、可変容量圧縮機１００の吐出容量が所定の値に調整される。
　一方、エアコン制御装置３２は、可変容量圧縮機１００の駆動トルクＴｒを演算する演算手段としての機能も有する。そのために、エアコン制御装置３２には、エンジン２９の回転速度Ｎｅとともに、放熱器入口冷媒圧力センサ４６、及び、放熱器出口冷媒圧力センサ４８によってそれぞれ検知された放熱器入口冷媒圧力Ｐｉｎ及び放熱器出口冷媒圧力Ｐｏｕｔが入力される。
　つまり、エアコン制御装置３２、エンジン回転速度検知手段、放熱器入口冷媒圧力センサ４６、及び、放熱器出口冷媒圧力センサ４８は、圧縮機１００の駆動トルク演算装置を構成している。
　具体的には、エアコン制御装置３２は、圧縮機１００の駆動トルクＴｒを演算するための回路（駆動トルク演算回路）３００を有し、駆動トルク演算回路３００は、圧縮機回転速度演算部３０１、冷媒流量演算部３０２、最大冷媒流量演算部３０４、吐出容量判定部３０５、吸入圧力演算部３０６、エンタルピ差演算部３０８、及び、機械効率演算部３１０を有する。
　図６は、駆動トルク演算回路３００が所定の間隔で繰り返し実行する、圧縮機１００の駆動トルクＴｒを演算するためのプログラムのフローチャートを例示している。
　このプログラムをフローに則して説明すると、まず、放熱器入口冷媒圧力Ｐｉｎ、放熱器出口冷媒圧力Ｐｏｕｔ、エンジン回転速度Ｎｅ及び容量制御弁２００に供給されている駆動電流Ｉが読み込まれる（Ｓ１０）。
　この後、エンジン回転速度Ｎｅに基づいて圧縮機１００の回転速度Ｎｃが演算される（Ｓ１１）。つまり、そのために、例えば関数Ｆ０（Ｎｅ）＝Ｎｃを用いることができ、関数Ｆ０に含まれる係数は、エンジン２９と圧縮機１００のプーリ比に応じて予め決定可能である。
　次に、放熱器入口冷媒圧力Ｐｉｎ、放熱器出口冷媒圧力Ｐｏｕｔ、圧縮機回転速度Ｎｃ及び容量制御弁２００に供給されている駆動電流Ｉに基づいて、最大冷媒流量Ｇｒｍａｘが演算される（Ｓ１２）。最大冷媒流量Ｇｒｍａｘは、圧縮機１００の吐出容量が最大であると仮定したときの、循環路１４における冷媒の流量である。そのために、例えば関数Ｆ１（Ｐｉｎ，Ｐｏｕｔ,Ｎｃ，Ｉ）＝Ｇｒｍａｘを用いることができ、関数Ｆ１は、車両用空調システムを車両に搭載する前の台上試験によって、予め決定可能である。換言すれば、関数Ｆ１に含まれる係数は、車両の仕様に依存することなく決定可能である。
　また一方、Ｓ１２では、放熱器入口冷媒圧力Ｐｉｎ及び放熱器出口冷媒圧力Ｐｏｕｔに基づいて冷媒流量Ｇｒが演算される。冷媒流量Ｇｒは、循環路１４を実際に流れている冷媒の流量である。そのために、例えば関数Ｆ２（Ｐｉｎ，Ｐｏｕｔ）＝Ｇｒを用いることができる。
　ここで、フロントグリルの形状、車両における放熱器１４の配置等の車両の仕様に応じて、放熱器１４の放熱能力は変化し、従って、関数Ｆ２に含まれる係数の値は変化する。
このため、関数Ｆ２に含まれる係数は、車両用空調システムを車両に搭載した状態で、例えば１０個程度の少数の条件で車両用空調システムを作動させ、各条件での変数、すなわち放熱器入口冷媒圧力Ｐｉｎ及び放熱器出口冷媒圧力Ｐｏｕｔ、並びに、冷媒流量Ｇｒを測定し、測定したこれらの値に基づいて決定される。
　この後、駆動トルク演算回路３００は、演算された最大冷媒流量Ｇｒｍａｘと冷媒流量Ｇｒとを比較し、圧縮機１００の吐出容量が最大であるか否かを判定する（Ｓ１４）。このとき、冷媒流量Ｇｒが最大吐出容量Ｇｒｍａｘと等しいか、又は最大吐出容量Ｇｒｍａｘより大きければ（Ｇｒ≧Ｇｒｍａｘ）、圧縮機１００の吐出容量は最大である（Ｙｅｓ）と判定され、冷媒流量Ｇｒが最大吐出容量Ｇｒｍａｘより小さければ（Ｇｒ＜Ｇｒｍａｘ）、圧縮機１００の吐出容量は最大ではない（Ｎｏ）と判定される。
　Ｓ１４での判定結果がＮｏの場合、容量制御弁２００に供給されている駆動電流Ｉに基づいて、圧縮機１００に吸入される冷媒の圧力、即ち吸入圧力Ｐｓが演算される（Ｓ１６）。そのために、例えば関数Ｆ３（Ｉ）＝Ｐｓを用いることができる。関数Ｆ３は、図４に例示されているけれども、車両用空調システムを車両に搭載する前の台上試験によって、予め決定可能である。換言すれば、関数Ｆ３に含まれる係数は、車両の仕様に依存することなく決定可能である。
　この後、放熱器入口冷媒圧力Ｐｉｎ、圧縮機回転速度Ｎｃ、冷媒流量Ｇｒ、及び、Ｓ１４で演算された吸入圧力Ｐｓに基づいて、エンタルピ差Δｈが演算される（Ｓ１８）。このエンタルピ差Δｈとは、圧縮機１００から吐出される冷媒のエンタルピｈｄと圧縮機１００に吸入される冷媒のエンタルピｈｓとの差（ｈｄ－ｈｓ）である。そのために、例えば関数Ｆ４（Ｐｉｎ，Ｎｃ，Ｇｒ，Ｐｓ）＝Δｈを用いることができる。関数Ｆ４は、車両用空調システムを車両に搭載する前の台上試験によって、予め決定可能である。換言すれば、関数Ｆ４に含まれる係数は、車両の仕様に依存することなく決定可能である。
　また、Ｓ１８では、放熱器入口冷媒圧力Ｐｉｎ、圧縮機回転速度Ｎｃ、及び、Ｓ１４で演算された吸入圧力Ｐｓに基づいて、圧縮機１００の機械効率ηｍが演算される。そのために、例えば関数Ｆ５（Ｐｉｎ，Ｎｃ，Ｐｓ）＝ηｍを用いることができる。関数Ｆ５は、車両用空調システムを車両に搭載する前の台上試験によって、予め決定可能である。換言すれば、関数Ｆ５に含まれる係数は、車両の仕様に依存することなく決定可能である。
　かくして演算された圧縮機回転速度Ｎｃ、冷媒流量Ｇｒ、エンタルピ差Δｈ及び機械効率ηｍに基づいて、圧縮機１００の駆動トルクＴｒが演算される（Ｓ２０）。そのために、関数Ｆ６（Ｇｒ，Δｈ，ηｍ，Ｎｃ）＝Ｔｒを用いることができる。より詳しくは、関数Ｆ６は、以下の演算式で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　最後に、駆動トルク演算装置３００は、演算された駆動トルクＴｒの値を外部に出力し、駆動トルクＴｒの値は車両制御装置５０に入力される。一方、Ｓ１４の判定結果がＹｅｓであった場合、放熱器入口冷媒圧力Ｐｉｎ、圧縮機回転速度Ｎｃ、及び、冷媒流量Ｇｒに基づいて、吸入圧力Ｐｓが演算される（Ｓ２２）。そのために、例えば関数Ｆ７（Ｐｉｎ，Ｎｃ，Ｇｒ）＝Ｐｓを用いることができる。関数Ｆ７は、車両用空調システムを車両に搭載する前の台上試験によって、予め決定可能である。換言すれば、関数Ｆ７に含まれる係数は、車両の仕様に依存することなく決定可能である。
　Ｓ２２の後、放熱器入口冷媒圧力Ｐｉｎ、圧縮機回転速度Ｎｃ、冷媒流量Ｇｒ、及び、Ｓ２２で演算された吸入圧力Ｐｓに基づいて、エンタルピ差Δｈが演算される（Ｓ２４）。そのために、例えば関数Ｆ８（Ｐｉｎ，Ｎｃ，Ｇｒ，Ｐｓ）＝Δｈを用いることができる。関数Ｆ８は、車両用空調システムを車両に搭載する前の台上試験によって、予め決定可能である。換言すれば、関数Ｆ８に含まれる係数は、車両の仕様に依存することなく決定可能である。
　また、Ｓ２４では、放熱器入口冷媒圧力Ｐｉｎ、圧縮機回転速度Ｎｃ、及び、Ｓ２２で演算された吸入圧力Ｐｓに基づいて、圧縮機１００の機械効率ηｍが演算される。そのために、例えば関数Ｆ９（Ｐｉｎ，Ｎｃ，Ｇｒ，Ｐｓ）＝ηｍを用いることができる。関数Ｆ９は、車両用空調システムを車両に搭載する前の台上試験によって、予め決定可能である。換言すれば、関数Ｆ９に含まれる係数は、車両の仕様に依存することなく決定可能である。
　この後、Ｓ２０では、Ｓ２４で演算されたエンタルピ差Δｈ及び機械効率ηｍを用いること以外はＳ１６及びＳ１８を経由した場合と同様に、駆動トルクＴｒが演算され、そして、Ｓ２２において演算された駆動トルクＴｒの値が出力される。
　上述した可変容量圧縮機１００の駆動トルク演算装置によれば、駆動トルク演算回路３００が、放熱器２４の入口及び出口での冷媒の圧力Ｐｉｎ，Ｐｏｕｔ、可変容量圧縮機１００の回転速度Ｎｃ、及び、冷媒の吸入圧力Ｐｓに基づいて、可変容量圧縮機１００の駆動トルクＴｒを演算し、マップデータを必要としていない。このため、マップデータを準備するために、車両に搭載された車両用空調システムを１０００個にも達する極めて多数の条件で作動させ、駆動トルクＴｒ及び種々のパラメータの測定を行う必要がない。この結果として、この駆動トルク演算装置は、仕様の異なる車両に容易に適用され、車両用空調システム及び車両の価格低減が図られる。
　上述した駆動トルク演算装置によれば、駆動トルク演算回路３００が所定の式によって駆動トルクＴｒを演算することによって、駆動トルクＴｒが正確に演算される。
　また、この駆動トルク演算装置によれば、冷媒流量演算部３０２によって、循環路１４における冷媒の流量が正確に演算され、この結果として、駆動トルクＴｒが正確に演算される。
　上述した駆動トルク演算装置によれば、エンタルピ差演算部３０８によってエンタルピ差Δｈが正確に演算され、この結果として、駆動トルクＴｒが正確に演算される。
　また更に、この駆動トルク演算装置によれば、機械効率演算部３１０によって、機械効率が正確に演算され、この結果として、駆動トルクＴｒが正確に演算される。
　上述した駆動トルク演算装置によれば、吸入圧力演算部３０６によって吸入圧力Ｐｓが正確に演算され、この結果として、駆動トルクＴｒが正確に演算される。
　上述した駆動トルク演算装置によれば、可変容量圧縮機１００が最大吐出容量で動作しているときに、吸入圧力演算部３０６によって吸入圧力Ｐｓが正確に演算され、この結果として、駆動トルクＴｒが正確に演算される。
　そして、上述した車両用空調システムを適用した車両では、駆動トルク演算装置によって演算された可変容量圧縮機１００の駆動トルクＴｒの値を用いてエンジン２９を制御することによって、エンジン制御の最適化が図られる。この結果として、エンジン２９及び車両用空調システムの動作が安定になり、車両のドライバビリティ、燃費及び車室の快適性が向上する。
　本発明は、上述した一実施形態に限定されることはなく、種々の変形が可能である。
　例えば、一実施形態では、好ましい態様として、Ｓ１４で圧縮機１００の吐出容量が最大であるか否かを判定し、判定結果に応じて吸入圧力Ｐｓ、エンタルピ差Δｈ及び機械効率ηｍの演算方法を変更したが、Ｓ１４、Ｓ２２及びＳ２４を削除してもよい。
　一実施形態では、車両制御装置５０から入力されたエンジン回転速度Ｎｅの信号に基づいて圧縮機回転速度Ｎｃが演算されているが、圧縮機回転速度Ｎｃを演算又は検知するための手段はこれに限定されず、回転速度センサによって、圧縮機回転速度Ｎｃを直接検知してもよい。
　一実施形態では、吸入圧力制御方式の場合について説明したが、本発明は、Ｐｄ－Ｐｓ差圧を制御する差圧制御方式にも適用可能である。この場合、Ｓ１６において、Ｐｄ－Ｐｓ差圧に対応する駆動電流Ｉと、吐出圧力Ｐｄに対応する放熱器入口冷媒圧力Ｐｉｎとから、吸入圧力Ｐｓを演算すればよい。
　なお、熱負荷が高いときには、吐出圧力Ｐｄと放熱器入口冷媒圧力Ｐｉｎとの間に差が生じるが、この差を適宜補正することは可能である。このことからすれば、圧縮機１００に取り付けられた吐出圧力センサを放熱器入口冷媒圧力検知センサとして用いることも可能である。
　一実施形態では、関数Ｆ０、Ｆ１、Ｆ２、Ｆ３、Ｆ４、Ｆ５及びＦ６、又は、関数Ｆ０、Ｆ１、Ｆ２、Ｆ７、Ｆ８、Ｆ９及びＦ６を順次実行して駆動トルクＴｒを演算したけれども、関数が他の関数の変数になっているので、これらの関数を適宜組み合わせた関数を用いてもよいのは勿論である。すなわち、放熱器入口冷媒圧力Ｐｉｎ、放熱器出口冷媒圧力Ｐｏｕｔ、駆動電流Ｉ及び圧縮機回転速度Ｎｃを直接検知するか又は演算により間接的に検知して駆動トルクＴｒを演算すればよく、好ましくは、関数Ｆ６を用いて駆動トルクＴｒを演算すればよい。
　　２４　　放熱器
　　３２　　エアコン制御装置（容量制御手段、演算手段）
　　４６　　放熱器入口冷媒圧力センサ
　　４８　　放熱器出口冷媒圧力センサ
　１００　　可変容量圧縮機
　２００　　容量制御弁

Claims (9)

  1. 　車両に設けられた冷媒が循環する循環路に順次介挿された、可変容量圧縮機、放熱器、膨張弁及び蒸発器と、前記可変容量圧縮機の吐出容量を調整するための容量制御弁と、前記容量制御弁に供給する駆動電流を調整して前記容量制御弁の開度を調整し、これにより前記可変容量圧縮機の吐出容量を制御する容量制御手段とを備える車両用の冷凍サイクルシステムに適用され、前記可変容量圧縮機の駆動トルクを演算する可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置において、
    　前記放熱器の入口での前記冷媒の圧力を検知するための放熱器入口冷媒圧力センサと、
    　前記放熱器の出口での前記冷媒の圧力を検知するための放熱器出口冷媒圧力センサと、 　前記可変容量圧縮機の回転速度を検知するための回転速度検知手段と、
    　前記可変容量圧縮機に吸入される前記冷媒の吸入圧力を検知するための吸入圧力検知手段と、
    　前記放熱器の入口及び出口での前記冷媒の圧力、前記可変容量圧縮機の回転速度、及び、前記冷媒の吸入圧力に基づいて、前記可変容量圧縮機の駆動トルクを演算する演算手段とを備えることを特徴とする可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置。
  2. 　前記演算手段は、式：
    Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
     （ただし、式中、Ｔｒは可変容量圧縮機の駆動トルク、Ｎｃは可変容量圧縮機の回転速度、ｈｄは可変容量圧縮機から吐出される冷媒のエンタルピ、ｈｓは可変容量圧縮機に吸入される冷媒のエンタルピ、ηｍは可変容量圧縮機における機械効率、Ｇｒは循環路における冷媒の流量である。）に基づいて、前記駆動トルクを演算する
    ことを特徴とする請求項１記載の可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置。
  3. 　前記演算手段は、前記放熱器の入口及び出口での前記冷媒の圧力に基づいて前記循環路における前記冷媒の流量を演算する冷媒流量演算部を有することを特徴とする請求項２に記載の可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置。
  4. 　前記演算手段は、前記放熱器の入口での前記冷媒の圧力、前記吸入圧力、前記冷媒の流量、及び、前記可変容量圧縮機の回転速度に基づいて前記可変容量圧縮機から吐出される冷媒のエンタルピと前記可変容量圧縮機に吸入される冷媒のエンタルピとの差を演算するエンタルピ差演算部を有することを特徴とする請求項２又は３に記載の可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置。
  5. 　前記演算手段は、前記放熱器の入口での前記冷媒の圧力、前記吸入圧力、及び、前記可変容量圧縮機の回転速度に基づいて前記機械効率を演算する機械効率演算部を有することを特徴とする請求項２乃至４の何れかに記載の可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置。
  6. 　前記演算手段は、前記可変容量圧縮機が最大吐出容量で動作しているか否かを判定する吐出容量判定部を有し、
    　前記吐出容量判定部によって前記可変容量圧縮機が最大吐出容量で動作していると判定されたときに、前記機械効率演算部は、前記放熱器の入口での前記冷媒の圧力、前記吸入圧力、前記可変容量圧縮機の回転速度、及び、前記循環路における前記冷媒の流量に基づいて前記機械効率を演算する
    ことを特徴とする請求項５に記載の可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置。
  7. 　前記容量制御手段は、前記吸入圧力が目標値に近付くように前記駆動電流を調整し、
    　前記演算手段は、前記駆動電流に基づいて前記吸入圧力を演算する吸入圧力演算部を有することを特徴とする請求項１乃至６の何れかに記載の可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置。
  8. 　前記演算手段は、前記可変容量圧縮機が最大吐出容量で動作しているか否かを判定する吐出容量判定部を有し、
    　前記吐出容量判定部によって前記可変容量圧縮機が最大吐出容量で動作していると判定されたときに、前記吸入圧力演算部は、前記駆動電流に代えて、前記放熱器の入口での前記冷媒の圧力、前記可変容量圧縮機の回転速度、及び、前記循環路における前記冷媒の流量に基づいて前記吸入圧力を演算する
    ことを特徴とする請求項７に記載の可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置。
  9. 　請求項１乃至８の何れか１項に記載の可変容量圧縮機の駆動トルク演算装置を備えたことを特徴とする車両用空調システム。
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