JP2007022131A - 車両用空調装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 圧縮機高速回転域にて吐出容量を減少させる保護制御を実行する車両用空調装置において、この保護制御の実行に伴う冷房フィーリングの悪化を抑制する。
【解決手段】 可変容量型圧縮機の稼働状態および高速回転域をステップＳ３０、Ｓ４０にて判定すると、ステップＳ５０にて内外気切替手段を強制的に内気吸い込み状態にする。これにより、冷房用熱交換器の熱負荷を減少できるので、車室内吹出温度が吐出容量減少によって上昇することを抑制できる。
【選択図】 図４

Description

本発明は、吐出容量を電気的に制御可能な可変容量型圧縮機を備える車両用空調装置における内外気吸い込み制御に関する。

従来より、吐出容量を電気的に制御可能な可変容量型圧縮機を備える車両用空調装置は種々提案されている（例えば、特許文献１参照）。

可変容量型圧縮機の代表例は特許文献１に記載の斜板式の可変容量型圧縮機であり、斜板の傾斜角度を変更してピストンストロークを変更し、それにより、冷媒の吐出容量を変更するようになっている。

具体的には、斜板が配置されている斜板室（クランク室）の圧力、すなわち、制御圧Ｐｃを低下させると、斜板の傾斜角度が増加→ピストンストロークが増加→吐出容量が増加し、制御圧Ｐｃを上昇すると、逆の関係が生じて吐出容量が減少する。

そして、制御圧Ｐｃは電磁機構を有する容量制御弁によって可変制御するようになっている。容量制御弁は圧縮機吐出側冷媒流路と斜板室との間の連通路を開閉制御するもので、斜板室は所定の絞りを介して圧縮機吸入側冷媒流路にも連通している。このため、容量制御弁によって連通路の開度を小さくすると、圧縮機吐出側冷媒が斜板室内に流入する程度が小さくなって、制御圧Ｐｃが低下し、吐出容量が減少する。
特開２００３−１２９９５６号公報

ところで、車両用空調装置の圧縮機は車両エンジンにより回転駆動されるので、車両エンジンの高速時には圧縮機も高速回転することになる。従って、斜板式の可変容量型圧縮機の場合、斜板室内に収容される斜板、シュー、軸受け部等の機器の摺動摩擦部の摺動速度も上昇して、これらの摩擦摺動部に対する潤滑の必要性が高まる。

しかるに、圧縮機高速回転時に圧縮機の最大容量（１００％容量）状態が設定されると、容量制御弁によって上記連通路が閉状態になったり、連通路開度が非常に小さい状態となる。これにより、圧縮機吐出側から容量制御弁を通して斜板室内に流入する冷媒量および潤滑油量が減少するので、斜板室内の収容機器の潤滑不足が発生し、圧縮機耐久寿命に悪影響を及ぼす。

なお、圧縮機の低速回転時には、斜板室内の収容機器の摺動摩擦部の摺動速度が低いので、圧縮機の最大容量状態が設定されても潤滑不足の状態は発生しない。

以上の事情を考慮して、圧縮機高速回転時には圧縮機吐出容量を最大容量から所定の中間容量まで引き下げるようにすれば、圧縮機の潤滑不足を解消することができる。しかし、このような対策を採用すると、圧縮機吐出容量の減少→サイクル循環冷媒流量の減少が起こり、蒸発器での冷房能力が低下する。

従って、高熱負荷時には、高速回転時での圧縮機吐出容量の減少により車室内吹出空気温度が上昇して冷房フィーリングを悪化させるという不具合が生じる。

本発明は、上記点に鑑み、圧縮機高速回転域にて吐出容量を減少させる保護制御を実行する車両用空調装置において、この保護制御の実行に伴う冷房フィーリングの悪化を抑制することを目的とする。

本発明は上記目的を達成するために案出されたものであり、車室内へ向かう空気通路（２ａ）の吸い込み口に設けられる内外気切替手段（６、７）と、
前記空気通路（２ａ）の空気を冷却する冷房用熱交換器（９）と、
電気的に制御可能な容量制御手段（１１ｂ）により吐出容量を変化させるように構成され、前記吐出容量の変化により前記冷房用熱交換器（９）の冷房能力を調整する可変容量型圧縮機（１１）と、
前記内外気切替手段（６、７）および前記容量制御手段（１１ｂ）を制御する空調制御手段（３０）とを備え、
前記空調制御手段（３０）は、前記可変容量型圧縮機（１１）の回転数が所定値以上の高速回転域にあるとき、前記容量制御手段（１１ｂ）を最大容量より小さい所定の中間容量状態に制御するとともに、前記内外気切替手段（６、７）を強制的に内気吸い込み状態にすることを特徴としている。

これによると、圧縮機高速回転域にて吐出容量を減少させる保護制御を実行する際に、内外気切替手段（６、７）を強制的に内気吸い込み状態にして、低温内気を冷房用熱交換器（９）に再循環するから、冷房用熱交換器（９）の熱負荷を低減できる。これにより、吐出容量の減少に伴って冷房用熱交換器（９）の冷房性能が低下しても、車室内吹出温度の上昇を抑えて冷房フィーリングの悪化を抑制できる。

本発明では、具体的には、空調制御手段（３０）は、圧縮機高速回転域において冷房用熱交換器（９）の冷房熱負荷が所定量以上の高熱負荷条件であるときのみ内外気切替手段（６、７）を強制的に内気吸い込み状態にする。

これによると、強制的内気吸い込み状態を冷房用熱交換器（９）の高熱負荷時のみに限って設定することになる。従って、圧縮機高速回転域であっても、冷房用熱交換器（９）の低熱負荷時には内外気吸い込み状態を既存の通常制御にて決めることができる。従って、圧縮機高速回転域であっても、低熱負荷時には外気吸い込み状態を設定して、車室内換気作用の確保、窓ガラス防曇作用の確保等の効果を発揮できる。

また、本発明では、具体的には、冷房熱負荷の判定を外気温に基づいて行うようにすれば、冷房熱負荷の判定を簡便に行うことができる。

また、本発明では、具体的には、空調制御手段（３０）が、強制的内気吸い込み状態を停止する条件を判定したときに、所定時間経過してから、内外気切替手段（６、７）を通常制御状態に移行させるようにすれば、内外気切替手段（６、７）による内外気吸い込み状態の制御を、ハンチングを起こすことなく安定的に行うことができる。

なお、上記各手段および特許請求の範囲の各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示すものである。

（第１実施形態）
図１は本実施形態の全体構成の概要を示すもので、車両用空調装置は車室内最前部の計器盤（インストルメントパネル）内側部等に配設される室内空調ユニット１を備えている。

この室内空調ユニット１はケース２を有し、このケース２内に車室内へ向かって空気が送風される空気通路２ａを構成する。このケース２内の空気通路２ａの最上流部に内気導入口３および外気導入口４を有する内外気切替箱５を配置している。この内外気切替箱５内に内外気切替ドア６を回転自在に配置している。

この内外気切替ドア６はサーボモータ７によって駆動されるもので、内気導入口３および外気導入口４の開口面積を連続的に調整する。この内外気切替ドア６により、内気導入口３を全開して外気導入口４を全閉することにより、内気導入口３から内気（車室内空気）のみを導入する全内気モードを設定できる。

逆に、内外気切替ドア６により、内気導入口３を全閉して外気導入口４を全開することにより、外気導入口４から外気（車室外空気）のみを導入する全外気モードを設定できる。更に、全内気モードと全外気モードとの間で、内気導入口３および外気導入口４の開口比率を連続的に調整することにより、内気と外気の導入比率を連続的に変化させる内外気混入モードを設定できる。なお、内外気切替ドア６とサーボモータ７とにより本実施形態の内外気切替手段が構成される。

内外気切替箱５の下流側通路には車室内に向かって空気を送風する電動式の送風機８を配置している。この送風機８は、遠心式の送風ファン８ａをモータ８ｂにより駆動するようになっている。送風機８の下流側通路には送風空気を冷却する冷房用熱交換器をなす蒸発器９を配置している。

この蒸発器９は、冷凍サイクル装置１０を構成する要素の一つである。蒸発器９に流入した低圧の冷媒は送風機８によって送風された送風空気から吸熱して蒸発し、送風空気を冷却することができる。なお、冷凍サイクル装置１０は周知のものであり、蒸発器９、圧縮機１１、凝縮器１２、気液分離器（レシーバ）１３、膨張弁１４によって構成される。

圧縮機１１は、冷媒を吸入、圧縮および吐出するものであり、プーリ１１ａおよびベルトＶを介して車両エンジンＥの回転動力が伝達されて回転駆動される。なお、圧縮機１１は可変容量型圧縮機であり、その詳細は後述する。

一方、室内空調ユニット１において、蒸発器９の下流側通路にはケース２内を流れる空気を加熱するヒータコア１５を配置している。このヒータコア１５は車両エンジン冷却水を熱源として、蒸発器９通過後の空気（冷風）を加熱する暖房用熱交換器である。ケース２内部においてヒータコア１５の側方部位にはバイパス通路１６が形成され、このバイパス通路１６をヒータコア１５のバイパス空気が流れる。

蒸発器９とヒータコア１５との間に温度調整手段をなすエアミックスドア１７を回転自在に配置してある。このエアミックスドア１７はサーボモータ１８により駆動されて、その回転位置（開度）が連続的に調整可能になっている。

このエアミックスドア１７の開度によりヒータコア１５を通る空気量（温風量）と、バイパス通路１６を通過してヒータコア１５をバイパスする空気量（冷風量）との割合を調節し、これにより、車室内に吹き出す空気の温度を調整するようになっている。

ケース２の空気通路の最下流部には、車両の前面窓ガラスＷに向けて空調風を吹き出すためのデフロスタ吹出口１９、乗員の顔部に向けて空調風を吹き出すためのフェイス吹出口２０、および乗員の足元部に向けて空調風を吹き出すためのフット吹出口２１の計３種類の吹出口が設けられている。

これら吹出口１９〜２１の上流部にはデフロスタドア２２、フェイスドア２３およびフットドア２４が回転自在に配置されている。これらのドア２２〜２４は、図示しないリンク機構を介して共通のサーボモータ２５によって開閉操作される。

次に、圧縮機１１について説明すると、本実施形態の圧縮機１１は、外部からの制御信号により吐出容量を連続的に可変制御できる可変容量型圧縮機である。具体的には、斜板式の圧縮機において吐出圧と吸入圧を利用して斜板室の圧力を制御することにより、斜板の傾斜角度を可変してピストンのストロークを変化させ、これにより、圧縮機吐出容量を略０％〜１００％の範囲で連続的に変化させることができる。

このような斜板式の可変容量型圧縮機１１は周知である。本実施形態は、斜板式の可変容量型圧縮機の中でも特に特開２００１−１０７８５４号公報等により公知になっている流量制御タイプの可変容量型圧縮機を圧縮機１１として用いている。

この流量制御タイプの可変容量型圧縮機１１の概要を説明すると、圧縮機１１は容量制御弁１１ｂを備えている。この容量制御弁１１ｂは、圧縮機１１の吐出冷媒流量に応じた差圧ΔＰによる力Ｆ１を発生する差圧応動機構（図示せず）と、この吐出冷媒流量に応じた差圧による力Ｆ１と対抗する電磁力Ｆ２を発生する電磁機構（図示せず）とを内蔵している。この電磁機構の電磁力Ｆ２は、後述の制御装置３０から出力される制御電流Ｉｎによって決定される。

そして、この差圧ΔＰに応じた力Ｆ１と電磁力Ｆ２に応じて変位する弁体（図示せず）により圧縮機１１の斜板室（図示せず）の圧力、すなわち、制御圧Ｐｃを変化させて斜板の傾斜角度を変化させ、それにより、吐出容量を連続的に変化させるようになっている。ここで、吐出容量は冷媒の吸入圧縮を行う作動空間の幾何学的な容積であり、具体的には、ピストンストロークの上死点と下死点との間のシリンダ容積である。

なお、斜板式可変容量型圧縮機１１においては、周知のように制御圧Ｐｃの低下→斜板の傾斜角度の増加→ピストンストロークの増加→吐出容量の増加となり、逆に、制御圧Ｐｃの上昇→斜板の傾斜角度の減少→ピストンストロークの減少→吐出容量の減少となるように吐出容量変更機構が構成されている。

ところで、上記電磁力Ｆ２は、差圧ΔＰに応じた力Ｆ１に対抗する力であるから、電磁力Ｆ２を増減することにより目標差圧を決定することになり、現実の差圧ΔＰがこの電磁力Ｆ２により決定される目標差圧となるように斜板室の制御圧Ｐｃが制御され、吐出容量が変化することになる。更に、差圧ΔＰと吐出冷媒流量は比例関係にあるから、目標差圧を決定することは目標吐出冷媒流量を決定することになる。

そして、電磁力Ｆ２は容量制御弁１１ｂの電磁機構に供給される制御電流Ｉｎに応じて決定されるから、図２に示すように、制御電流Ｉｎの増加に応じて目標差圧および目標吐出冷媒流量が増加する関係となる。

なお、制御電流Ｉｎは具体的には電流制御回路の構成上、デューティ制御により変化させる方式とするのが通常であるが、制御電流Ｉｎの値をデューティ制御によらず直接、連続的（アナログ的）に変化させてもよい。

また、斜板式可変容量型圧縮機１１においては制御圧Ｐｃの調整により吐出容量を１００％から略０％付近まで連続的に変化させることができる。そして、吐出容量を略０％付近に減少することにより、圧縮機１１を実質的に作動停止状態にすることができる。従って、圧縮機１１の回転軸をプーリ１１ａ、ベルト等を介して車両エンジンＥ側のプーリに常時連結するクラッチレスの構成とすることができる。もちろん、圧縮機１１の回転軸に必要に応じて電磁クラッチを装着して電磁クラッチにより圧縮機１１への動力伝達を断続する構成にしてもよい。

次に、本実施形態の電気制御部の概要を説明すると、空調制御装置３０は、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成される。この空調制御装置３０は、そのＲＯＭ内に空調装置制御プログラムを記憶しており、その空調装置制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行う。

空調制御装置３０の入力側には空調用センサ群３１〜３６からセンサ検出信号が入力され、また、車室内前部の計器盤付近に配置される空調操作パネル３７に設けられた各種空調操作スイッチ３８〜４３から操作信号が入力される。

空調用センサ群としては、具体的には、外気温Ｔａｍを検出する外気センサ３１、内気温Ｔｒを検出する内気センサ３２、車室内に入射する日射量Ｔｓを検出する日射センサ３３、蒸発器９の空気吹出部に配置されて蒸発器吹出空気温度Ｔｅを検出する蒸発器温度センサ３４、ヒータコア１５に流入するエンジン冷却水温度Ｔｗを検出する水温センサ３５、圧縮機回転数Ｎｃを検出する圧縮機回転センサ３６等が設けられる。

なお、圧縮機回転センサ３６は圧縮機１１の回転数Ｎｃを直接検出するものに限らず、車両エンジンＥの回転数Ｎｅに基づいて圧縮機１１の回転数Ｎｃを間接的に検出するものであってもよい。

また、空調操作パネル３７には各種空調操作スイッチとして、吹出モードドア２２〜２４により切り替わる吹出モードをマニュアル設定する吹出モードスイッチ３８、内外気切替ドア６による内外気吸込モードをマニュアル設定する内外気切替スイッチ３９、圧縮機１１の作動指令信号を出すエアコンスイッチ４０、送風機８の風量をマニュアル設定する送風機作動スイッチ４１、空調自動制御状態の指令信号を出すオートスイッチ４２、および車室内温度を設定する温度設定手段をなす温度設定スイッチ４３等が設けられる。

なお、エアコンスイッチ４０は圧縮機１１の稼働状態と停止状態を切り替えるものであり、エアコンスイッチ４０をオフ状態にすると、容量制御弁１１０の制御電流Ｉｎを強制的に０にして、圧縮機１１の吐出容量を略０容量にし、圧縮機１１が実質的に停止状態となる。

これに反し、エアコンスイッチ４０をオン状態にすると、空調制御装置３０で演算された所定の制御電流Ｉｎを容量制御弁１１０に出力して、圧縮機１１を稼働状態にする。

空調制御装置３０の出力側には、圧縮機１１の電磁式容量制御弁１１ｂ、各機器の電気駆動手段をなすサーボモータ７、１８、２５、送風機８のモータ８ｂ、および凝縮器冷却ファン１２ａのモータ１２ｂが接続され、これらの機器の作動が空調制御装置３０の出力信号により制御される。

次に、上記構成において本実施形態の作動を説明する。最初に、空調制御装置３０が実行する制御処理全体の概要を図３のフローチャートに基づき説明する。この制御処理は、図示しない車両エンジンのイグニッションスイッチの投入状態においてオートスイッチ４２が投入されるとスタートする。

先ず、ステップＳ１ではフラグ、タイマ等の初期化がなされ、次のステップＳ２で空調用センサ群３１〜３６からのセンサ検出信号および空調操作パネル３７の操作信号を読込む。

次に、ステップＳ３にて車室内吹出空気の目標吹出温度ＴＡＯを算出する。この目標吹出温度ＴＡＯは空調熱負荷変動にかかわらず、温度設定スイッチ４３により設定した設定温度Ｔｓｅｔに車室内温度（内気温）Ｔｒを維持するために必要な車室内吹出空気温度である。具体的には、下記数式（１）によりＴＡＯを演算する。
ＴＡＯ＝Ｋｓｅｔ×Ｔｓｅｔ−Ｋｒ×Ｔｒ−Ｋａｍ×Ｔａｍ−Ｋｓ×Ｔｓ＋Ｃ…（１）
ここで、Ｔｒは内気センサ３２により検出される内気温、Ｔａｍは外気センサ３１により検出される外気温、Ｔｓは日射センサ３３により検出される日射量、Ｋｓｅｔ、Ｋｒ、Ｋａｍ、Ｋｓは制御ゲインおよびＣは補正用の定数である。

次に、ステップＳ４にて、送風機８により送風される空気の風量を算出する。具体的にはモータ８ｂに印加するブロワモータ電圧をＴＡＯに基づいて算出する。本実施形態では、ＴＡＯの極低温域（最大冷房域）および極高温域（最大暖房域）でブロワモータ電圧を最大値または最大値付近の高電圧にして、送風機８の風量を最大風量または最大風量付近に制御する。そして、ＴＡＯが極低温域または極高温域から中間温度域に向かって変化するにつれてブロワモータ電圧を低下して、送風機８の風量を減少させる。

次に、ステップＳ５にて、エアミックスドア１７の目標開度ＳＷを上記ＴＡＯ、蒸発器吹出空気温度Ｔｅ（蒸発器温度センサ３４の検出温度）、及びエンジン冷却水温度Ｔｗ（水温センサ３５の検出温度）に基づいて次の数式（２）により算出する。
ＳＷ＝〔（ＴＡＯ−Ｔｅ）／（Ｔｗ−Ｔｅ）〕×１００（％）…（２）
なお、ＳＷ＝０（％）は、エアミックスドア１７の最大冷房位置であり、バイパス通路１６を全開し、ヒータコア１５側の通風路を全閉する。これに対し、ＳＷ＝１００（％）は、エアミックスドア１７の最大暖房位置であり、バイパス通路１６を全閉し、ヒータコア１５側の通風路を全開する。

次に、ステップＳ６にて吹出モードを決定する。この吹出モードもＴＡＯに基づいて決定する。本実施形態では、ＴＡＯが低温域から高温域へと上昇するにつれて吹出モードをフェイスモード→バイレベル（Ｂ／Ｌ）モード→フットモードへと順次切り替える。

次に、ステップＳ７にて内外気切替ドア６の目標開度を算出する。この内外気切替ドア６の目標開度算出によって内外気吸い込みモードが決定される。このステップＳ７の具体的処理は図４、図５に基づいて後述する。

次に、ステップＳ８にて、蒸発器９の目標冷却温度ＴＥＯを算出する。この目標冷却温度ＴＥＯは蒸発器９にて車室内吹出空気を冷却する際の目標温度であり、車室内吹出空気の温度調整や湿度調整を行うために必要な温度である。この目標冷却温度ＴＥＯは前述のＴＡＯや外気温Ｔａｍ等に基づいて算出される。

具体的には、ＴＥＯはＴＡＯが低下するにつれて低下するように算出され、また、外気温Ｔａｍの低温域では、窓ガラスＷの曇り防止のためにＴＥＯは外気温Ｔａｍの低下とともに低下するように算出される。

次に、ステップＳ９は圧縮機１１の制御であり、具体的には、電磁式容量制御弁１１ｂに供給する制御電流Ｉｎを算出する。この制御電流Ｉｎは実際の蒸発器吹出空気温度Ｔｅと目標冷却温度ＴＥＯとの偏差Ｅｎ（Ｅｎ＝Ｔｅ−ＴＥＯ）を算出し、この偏差Ｅｎに基づいてＴｅをＴＥＯに近づけるための制御電流Ｉｎを比例積分制御（ＰＩ制御）などによるフィードバック制御手法にて算出する。

本実施形態では、ＴＥＯが低下すると偏差Ｅｎが拡大するので、ＴｅがＴＥＯに近づくように制御電流Ｉｎが増加する。そして、制御電流Ｉｎの増加により圧縮機１１の吐出容量が増加するので、圧縮機１１の冷媒吐出流量も増加することになる。

上記説明は、制御電流Ｉｎの算出するための基本的な考え方であるが、圧縮機回転数が所定回転数以上に上昇すると、制御電流Ｉｎを強制的に引き下げて圧縮機吐出容量を減少させ、これにより、圧縮機１１の保護制御を行う。

図６は制御電流Ｉｎを圧縮機回転数Ｎｃに基づいて制御する具体例であり、縦軸は制御電流Ｉｎのデューティ比Ｄｔをとり、横軸は圧縮機回転数Ｎｃをとっている。圧縮機回転数Ｎｃが所定回転数Ｎ１（例えば、３７００ｒｐｍ）以上に上昇すると、デューティ比Ｄｔを最大値の１００％から引き下げる。

そして、圧縮機回転数Ｎｃが更に上昇して所定回転数Ｎ３（例えば、６０００ｒｐｍ）に達すると、デューティ比Ｄｔを６０％まで引き下げる。以後、圧縮機回転数Ｎｃが更に上昇してもデューティ比Ｄｔ＝６０％を維持する特性にしてある。

以上のように圧縮機回転数Ｎｃが所定回転数Ｎ１以上となる高速回転時には圧縮機吐出容量を強制的に引き下げるので、容量制御弁１１ｂは圧縮機１１の吐出冷媒流路を斜板室に連通させる状態を維持することになる。つまり、容量制御弁１１ｂは、圧縮機斜板室の制御圧Ｐｃをある程度高くした状態を維持する。これにより、圧縮機１１の斜板室内には、圧縮機１１の吐出冷媒とともに潤滑油が流入し続けるので、斜板室内収容機器の潤滑性を高速回転時にも確保できる。

次に、ステップＳ１０に進み、上記ステップＳ４〜Ｓ７およびＳ９で算出、決定された制御状態が得られるように、空調制御装置３０より各種機器のアクチュエータ駆動部（１１ｂ、７、１８、２５、８ｂ、１２ｂ）に対して出力信号が出力される。次のステップＳ１１で制御周期τの間待機し、制御周期τの経過を判定するとステップＳ２に戻るようになっている。

次に、図４に基づいて上記ステップＳ７による「内外気切替ドア６の目標開度算出」の制御処理を具体的に説明する。まず、ステップＳ２０にて内外気切替ドア６の目標開度として、マニュアル設定の開度またはオート制御の開度を算出する。

ここで、本実施形態では、オート制御の開度を図５に示すようにＴＡＯに基づいて算出している。図５の縦軸は内外気切替ドア６の目標開度であり、目標開度＝０％は内気導入口３を全開して外気導入口４を全閉する全内気モード時の開度で、目標開度＝１００％は内気導入口３を全閉して外気導入口４を全開する全外気モード時の開度である。そして、ＴＡＯが低温側から高温側へと上昇するにつれて内外気切替ドア６の目標開度が０％から１００％側へと増大する。

これにより、ＴＡＯの低温領域（最大冷房領域）では全内気モードを設定して車室内空気を再循環するにより車室内吹出空気温度を下げて車室内冷房性能を向上させる。一方、ＴＡＯの高温領域（最大暖房領域）では全外気モードを設定するにより、内気に比して低湿度の外気を車室内に導入して冬期暖房時の窓ガラスの防曇を図る。

これに対し、マニュアル設定の開度は、具体的には、空調操作パネル３７の内外気切替スイッチ３９のマニュアル操作信号により決まる開度であって、内外気切替スイッチ３９が全内気モード位置に操作されると、目標開度＝０％が算出され、内外気切替スイッチ３９が全外気モード位置に操作されると、目標開度＝１００％が算出される。

次に、ステップＳ３０では、圧縮機１が稼働状態であるか判定する。ここで、圧縮機１の稼働状態とは、空調操作パネル３７のエアコンスイッチ４０がオン状態に操作され圧縮機１が作動する状態、あるいはエアコンスイッチ４０がオフ状態であっても、空調制御装置３０が圧縮機１の稼働を必要とする状態を判定して圧縮機１が作動する状態を言う。

ステップＳ３０の判定がＹＥＳであると、ステップＳ４０に進み、圧縮機回転数Ｎｃの関数ｆ（Ｎｃ）が１であるか判定する。ここで、関数ｆ（Ｎｃ）は図７の制御マップに示すように、圧縮機回転数Ｎｃが所定回転数Ｎ３以上になると「１」となり、そして、圧縮機回転数Ｎｃが所定回転数Ｎ２よりも低くなると、「０」となる。なお、図７のＮ２、Ｎ３は、図６のＮ２、Ｎ３と同じ値である。

ステップＳ４０は、圧縮機１１が所定回転数Ｎ３以上の高速回転域にあるかどうかを判定することになる。そして、圧縮機１１が高速回転域にあると、ステップＳ４０からステップＳ５０に進み、図５の目標開度＝０％とし、強制全内気モードを決定する。

ところで、圧縮機回転数Ｎｃが所定回転数Ｎ３以上となる圧縮機高速回転時には、図６に示すように制御電流Ｉｎのデューティ比Ｄｔを所定量以上（図６の例では、Ｄｔ＝６０％のレベルまで）強制的に引き下げて吐出容量を減少させ、これにより、圧縮機１１の潤滑性確保による圧縮機保護を図っている。しかし、その反面、圧縮機吐出容量の減少によって蒸発器９の冷媒流量が減少し、蒸発器９の冷房能力が低下する。

そこで、本実施形態においては、圧縮機高速回転時には圧縮機吐出容量を減少させるとともに、ステップＳ５０にて内外気吸い込みモードとして強制全内気モードを決定する。これにより、圧縮機高速回転時には、外気に比較して低温になっている内気を吸入（再循環）して蒸発器９で冷却できる。つまり、強制全内気モードの実行により蒸発器９の熱負荷を減少できる。

そのため、圧縮機高速回転域で吐出容量が減少しても蒸発器吹出空気温度の上昇を抑制できるので、冷房フィーリングの悪化を抑制できる。

一方、ステップＳ３０にて圧縮機１が稼働状態でないと判定されたとき、あるいはステップＳ４０にて圧縮機１１が高速回転域でないと判定されたときは、いずれも、ステップＳ６０に進み、内外気吸い込みモードの通常制御を行う。

ここで、内外気吸い込みモードの通常制御とは、ステップＳ２０で算出されたマニュアル設定の開度またはオート制御の開度で内外気吸い込みモードを決定することである。

つまり、内外気吸い込みモードがマニュアル設定されている場合は、そのマニュアル設定に従った目標開度を算出する。また、内外気吸い込みモードがマニュアル設定されていない場合は、オート制御によりＴＡＯに応じた目標開度（図５参照）を算出する。

このようにして、圧縮機１１の停止時および圧縮機１１の低速回転域では、内外気吸い込みモードの通常制御を従来通り実行できる。

以上の説明から理解されるように、圧縮機１１が稼働状態にあって、かつ、圧縮機１１が高速回転域にあるとき（ＡＮＤ条件の成立）のみ、強制全内気モードを実行する。
一方、圧縮機１１の停止時あるいは圧縮機１１の低速回転域のいずれか一方（ＯＲ条件）を判定すると、内外気吸い込みモードの制御を通常制御にて行う。

図８は第１実施形態による内外気吸い込みモードの遷移を示す概要図であって、「通常制御状態」から「強制内気モード」への遷移Ａは、上記ＡＮＤ条件が成立した時に行われ、一方、「強制内気モード」から「通常制御状態」への遷移Ｂは、上記ＯＲ条件が成立した時に行われる。

（第２実施形態）
第１実施形態では、「通常制御状態」と「強制内気モード」との間の遷移を、圧縮機１１の稼働状態と圧縮機１１の回転数の判定に基づいて決定しているが、第２実施形態では、圧縮機１１の稼働状態と圧縮機１１の回転数と外気温Ｔａｍの判定に基づいて「通常制御状態」と「強制内気モード」との間の遷移を決定するようにしている。

具体的には、第２実施形態では、図９に示すように、ステップＳ４０とステップＳ５０との間に、外気温の関数ｆ（Ｔａｍ）が「１」であるかを判定するステップＳ７０を設けている。ここで、関数ｆ（Ｔａｍ）は図１０の制御マップに示すように、外気温Ｔａｍが所定温度Ｔ１（例えば、１５℃）以上になると「１」となる。

図１０のＴ１’はＴ１よりも低い所定温度（例えば、１４℃）であって、外気温Ｔａｍがこの所定温度Ｔ１’よりも低くなると、関数ｆ（Ｔａｍ）は「０」となる。

従って、図９のステップＳ７０は、外気温Ｔａｍが所定温度Ｔ１以上の高温域にあるかどうかを判定することになる。そして、外気温Ｔａｍが所定温度Ｔ１以上の高温域にあれば、ステップＳ７０からステップＳ５０に進み、強制全内気モードを決定する。

第２実施形態によると、圧縮機１１が稼働状態にあって、圧縮機１１が高速回転域にあり、かつ、外気温Ｔａｍが高温域であるというＡＮＤ条件が成立したときのみ、強制全内気モードを実行する。

そして、外気温Ｔａｍの判定により、蒸発器９の熱負荷の高低を判定できる。従って、圧縮機１１の高速回転域において、蒸発器９の熱負荷が大きい条件にあるときのみに強制全内気モードを実行できる。

それ故、蒸発器９の熱負荷が小さいとき、すなわち、低外気温時には圧縮機１１の高速回転域であっても強制全内気モードとせずに、ステップＳ６０の通常制御にて内外気吸い込みモードを決定する。

蒸発器９の熱負荷が小さいときは、圧縮機吐出容量を引き下げても車室内吹出空気温度が上昇しないから、冷房フィーリングの悪化等の不具合は生じない。むしろ、蒸発器９の熱負荷が小さいときにステップＳ６０の通常制御にて外気モードを実行することにより、車室内の換気作用の確保、車両窓ガラスの防曇作用の確保等の効果を発揮できる。

（第３実施形態）
第１、第２実施形態では、ステップＳ３０、ステップＳ４０およびステップＳ７０のいずれか１つの判定がＮＯになると、換言すると、強制全内気状態を停止する条件を判定すると、ステップＳ６０に進み、直ちに、内外気吸い込みモードの通常制御を実行するようにしている。このような制御であると、ステップＳ３０、ステップＳ４０およびステップＳ７０の判定条件がごく短時間の間のみ「ＮＯ」側へ変化した場合でも、ステップＳ６０に進み、内外気吸い込みモードの通常制御を実行するので、内外気吸い込みモードがごく短時間で頻繁に切り替わる現象（ハンチング）が生じる。

そこで、第３実施形態では、強制全内気状態を停止する条件を判定したときに内外気吸い込みモード切替のハンチング現象を防止できるようにしたものである。

図１１は第３実施形態を示すフローチャートであって、ステップＳ３０、ステップＳ４０およびステップＳ７０の判定がいずれもＹＥＳになると、ステップＳ８０にてフラグＲＲＥＣ＝１にしてから、ステップＳ５０に進み、強制全内気モードを決定する。

これに対し、ステップＳ３０、ステップＳ４０およびステップＳ７０のいずれか１つの判定がＮＯになると、ステップＳ９０に進み、フラグＲＲＥＣ＝１であるか判定する。すなわち、強制全内気モードを実行したかどうかを判定する。

ステップＳ９０の判定がＹＥＳであると、ステップＳ１００にてタイマーカウントをスタートする。次のステップＳ１１０にてタイマーカウント時間が所定時間ｔ０（例えば、３秒）より大きいか判定し、タイマーカウント時間が所定時間ｔ０以内であれば、ステップＳ５０に進み、強制全内気モードを維持する。

これに対し、タイマーカウント時間が所定時間ｔ０を超えると、ステップＳ１１０の判定がＹＥＳになり、ステップＳ１２０にてフラグＲＲＥＣ＝０にするとともに、タイマーカウント＝０にクリアする。その後、ステップＳ６０に進み、内外気吸い込みモードの通常制御を行う。

ステップＳ１２０にてフラグＲＲＥＣ＝０になると、以後、ステップＳ９０からステップＳ６０に直接進む。そして、ステップＳ８０にてフラグＲＲＥＣ＝１になったときのみ、ステップＳ９０から再びステップＳ１００側へ進む。

上記のように第３実施形態によると、ステップＳ３０、ステップＳ４０およびステップＳ７０のいずれか１つの判定がＮＯになって、強制全内気状態を停止する条件を判定した場合にも、所定時間ｔ０の間は強制全内気モードを維持するから、内外気吸い込みモードがごく短時間で頻繁に切り替わるハンチング現象を防止できる。

（他の実施形態）
なお、第１実施形態では、容量制御弁１１ｂの電磁機構に供給される制御電流Ｉｎにより目標吐出冷媒流量を決定する流量制御タイプの可変容量型圧縮機１１について説明しているが、容量制御弁１１ｂの電磁機構に供給される制御電流Ｉｎにより目標低圧圧力を決定する低圧制御タイプの可変容量型圧縮機は周知であり、この周知の低圧制御タイプの可変容量型圧縮機を備える空調装置においても本発明は同様に適用できる。

また、第１実施形態では、斜板式の可変容量型圧縮機１１について説明しているが、斜板式以外の他の形式の可変容量型圧縮機１１においても、高速回転域において吐出容量減少による圧縮機保護制御（潤滑性確保の制御）を行う必要があれば、本発明を同様に適用できる。

また、第１実施形態では、図６、図７に示すように、制御電流Ｉｎのデューティ比Ｄｔを最大値（Ｄｔ＝１００％）から所定量（４０％）以上引き下げる圧縮機回転数Ｎ３において内外気吸い込みモードを強制全内気モードに切り替えるようにしているが、この圧縮機回転数Ｎ３よりもデューティ比Ｄｔの減少幅が小さい圧縮機回転数、例えば、圧縮機回転数Ｎ２、あるいは圧縮機回転数Ｎ２よりも低い回転数で、圧縮機回転数Ｎ１を若干上回る回転数（Ｎ１＋α）などにおいて内外気吸い込みモードを強制全内気モードに切り替えるようにしてもよい。

本発明の第１実施形態を示す全体システム構成図である。 第１実施形態における容量制御弁の制御電流と目標差圧および目標流量との関係を示す特性図である。 第１実施形態の空調制御全体の概要を示すフローチャ−トである。 第１実施形態の内外気切替ドア開度算出の具体例を示すフローチャ−トである。 第１実施形態の内外気切替ドア開度とＴＡＯとの関係を示す特性図である。 第１実施形態における容量制御弁の制御電流のデューティ比Ｄｔと圧縮機回転数Ｎｃとの関係を示す特性図である。 第１実施形態の圧縮機回転数の関数ｆ（Ｎｃ）の決定方法を示す特性図である。 第１実施形態による内外気吸い込みモードの遷移を示す概略説明図である。 第２実施形態の内外気切替ドア開度算出の具体例を示すフローチャ−トである。 第２実施形態の外気温の関数ｆ（Ｔａｍ）の決定方法を示す特性図である。 第３実施形態の内外気切替ドア開度算出の具体例を示すフローチャ−トである。

符号の説明

２…ケース、２ａ…空気通路、６…内外気切替ドア（内外気切替手段）、
７…サーボモータ（内外気切替手段）、９…蒸発器（冷房用熱交換器）、
１１…可変容量型圧縮機、１１ｂ…容量制御弁（容量制御手段）、
３０…空調制御装置（空調制御手段）。

Claims (4)

1. 車室内へ向かって空気が流れる空気通路（２ａ）と、
   前記空気通路（２ａ）の吸い込み口に設けられ、内気と外気の吸い込み状態を切り替える内外気切替手段（６、７）と、
   前記空気通路（２ａ）内に設けられ、前記空気通路（２ａ）の空気を冷却する冷房用熱交換器（９）と、
   電気的に制御可能な容量制御手段（１１ｂ）により吐出容量を変化させるように構成され、前記吐出容量の変化により前記冷房用熱交換器（９）の冷房能力を調整する可変容量型圧縮機（１１）と、
   前記内外気切替手段（６、７）および前記容量制御手段（１１ｂ）を制御する空調制御手段（３０）とを備え、
   前記空調制御手段（３０）は、前記可変容量型圧縮機（１１）の回転数が所定値以上の高速回転域にあるとき、前記容量制御手段（１１ｂ）を最大容量より小さい所定の中間容量状態に制御するとともに、前記内外気切替手段（６、７）を強制的に内気吸い込み状態にすることを特徴とする車両用空調装置。
2. 前記空調制御手段（３０）は、前記高速回転域において前記冷房用熱交換器（９）の冷房熱負荷が所定量以上の高熱負荷条件であるときのみ前記内外気切替手段（６、７）を強制的に内気吸い込み状態にすることを特徴とする請求項１に記載の車両用空調装置。
3. 前記空調制御手段（３０）は、前記冷房熱負荷の判定を外気温に基づいて行うことを特徴とする請求項２に記載の車両用空調装置。
4. 前記空調制御手段（３０）は、前記強制的内気吸い込み状態を停止する条件を判定したときに、所定時間経過してから、前記内外気切替手段（６、７）を通常制御状態に移行させることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の車両用空調装置。

Images