JP2013039862A - 車両用コンプレッサのトルク推定方法及びトルク制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】空調用冷媒のＲ１３４ａ、ＨＦＯ１２３４ｙｆ等を使用したコンプレッサのトルク推定方法及び装置を提供する。
【解決手段】車両エンジンにより駆動される車両用空調装置の冷凍サイクルのコンプレッサにおいて、吐出エンタルピーと吸入エンタルピーの差と、コンプレッサ流量との積により、コンプレッサの理論動力を演算して、コンプレッサの実動力を演算するトルク推定方法において、実容量の単位容量当たりの理論トルクを、コンプレッサ吸入温度に対して一定として、理論動力を演算する理論動力演算段階と、理論動力に基づいて、体積効率、圧縮効率、及び、機械効率から、コンプレッサの実動力を演算する実動力演算段階を具備することを特徴とする。
【選択図】図４

Description

本発明は、空調用冷媒のＲ１３４ａ、ＨＦＯ１２３４ｙｆ（ハイドロフルオロオレフィン）等を使用したコンプレッサのトルク推定方法及びトルク制御装置に関する。

特許文献１に述べられているように、車両空調装置用の冷凍サイクル装置は、冷媒を圧縮するコンプレッサと、コンデンサ（凝縮器）と、レシーバ（気液分離器）と、膨張弁と、エバポレータ（蒸発器）から構成されている。コンプレッサにより吐出された冷媒は、コンデンサ、膨張弁、エバポレータの順に流れ、コンプレッサに吸入される。このような冷凍サイクル装置において、車両に搭載されたエンジンによってコンプレッサを駆動する場合、コンプレッサはエンジンの負荷となっているため、エンジンはコンプレッサを駆動するための余分なエネルギを必要とする。

このため、車両の燃料消費低減の観点から、エンジンの出力は、その負荷であるコンプレッサの運転状態に応じて制御する必要がある。すなわち、コンプレッサのトルクを考慮し、そのトルクを余分に発生するように、エンジンの出力を制御する。例えば、アイドリング時に、コンプレッサのトルク分（アイドルアップ量）だけ上乗せするようなエンジンの出力制御が行われる。このように、エンジンによってコンプレッサを駆動する場合には、コンプレッサのトルクを正確に推定することが重要となる。

特許文献２に述べられているように、車両の燃料消費低減への要請が増加している昨今において、車載用補機で必要となるトルクをエンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）へレポートし、このＥＣＵによりエンジンと車載用補機とが最小限必要とするトルクに見合うように燃料噴射量を制御することは、燃料消費量を低減する上で有用な制御である。このため、車載用補機の中で消費動力が大きいエアコン用圧縮機のトルクを適切に推定することは重要な課題である。
特許文献１、２に見られる従来技術では、流量センサなどの流量を検知するデバイスを使用し、流量と高圧と低圧を検知してトルクを推定するものである。しかしながら、流量を検知するデバイスを追加すると、コストや体格が嵩み不利になってしまっていた。

特開２０１０−０２３５８１号公報 特開２００６−２７２９８２号公報

カーエアコン研究会編「カーエアコン」（東京電機大学出版局、２０１０年５月２０日）１８、９７〜９９頁

本発明は、上記問題に鑑み、既存の機器のセンサを活用して正確なトルク推定の算出を行うトルク推定方法及びトルク制御装置を提供するものである。

上記課題を解決するために、請求項１の発明は、車両エンジンにより駆動される車両用空調装置の冷凍サイクルのコンプレッサにおいて、吐出エンタルピー（Ｈｄ）と吸入エンタルピー（Ｈｓ）の差（ΔＨ）と、前記コンプレッサ流量（Ｇｒ）との積により、前記コンプレッサの理論動力（Ｌｔｈ）を演算して、前記コンプレッサの実動力（Ｌ）を演算するトルク推定方法において、コンプレッサ吸入圧（Ｐｓ）、コンプレッサ吐出圧（Ｐｄ）、前記コンプレッサの回転数（Ｎｃ）、前記コンプレッサの実容量（Ｖｃｃ）を入力する段階と、前記実容量（Ｖｃｃ）の単位容量当たりの理論トルクを、前記コンプレッサ吸入温度Ｔｓに対して一定として、前記理論動力（Ｌｔｈ）を演算する理論動力演算段階と、前記理論動力（Ｌｔｈ）に基づいて、前記コンプレッサに関する体積効率（ηｖ）、圧縮効率（ηｃ）、及び、機械効率（ηｍ）から、前記コンプレッサの実動力（Ｌ）を演算する実動力演算段階と、前記実動力（Ｌ）を、前記車両エンジンのエンジン軸トルクへ変換する段階、を具備するトルク推定方法である。

これにより、コンプレッサ吸入温度Ｔｓの温度センサを不要として、既存の機器にセンサを追加することなく、吸入温度の影響を相殺しＰｄ、Ｐｓから精度よく正確なトルク推定の算出を行うことができる。

請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記コンプレッサ吸入圧（Ｐｓ）を、前記冷凍サイクルのエバポレータのフィンサーミスタの温度（Ｔｅｆｉｎ）により推定し、前記コンプレッサ吐出圧（Ｐｄ）を、前記冷凍サイクルのコンデンサの出口圧力（Ｐｈ）により推定したことを特徴とする。これにより、既存の機器にセンサを追加することなく正確なトルク推定の算出を行うことができる。

請求項３の発明は、請求項１又は２の発明において、前記理論動力算出段階において、前記実容量（Ｖｃｃ）当たりの前記理論トルクを、前記コンプレッサ吸入圧（Ｐｓ）、及び、前記コンプレッサ吐出圧（Ｐｄ）に対するマップにより算出したことを特徴とする。

請求項４の発明は、請求項１から３のいずれか１項記載の発明において、前記実動力算出段階において、前記コンプレッサに関する、前記体積効率をηｖ、前記圧縮効率をηｃ、前記機械効率をηｍとしたときに、（ηｃ×ηｍ）／ηｖなる効率マップ（ηｍａｐ）を、前記コンプレッサ吐出圧（Ｐｄ）と前記コンプレッサ吸入圧（Ｐｓ）との差圧、及び、前記コンプレッサの回転数（Ｎｃ）に対するマップにより算出したことを特徴とする。

請求項５の発明は、請求項１から４のいずれか１項記載の発明において、前記コンプレッサが、可変容量形であって、前記実容量（Ｖｃｃ）を検知するセンサを有することを特徴とする。請求項１の発明の効果に加えて、コンプレッサの容量をセンシングするディバイスを付属させたコンプレッサでは、容量を変化させることにより、狙いのトルクに変化させることができるため、より正確なエンジンとの協調制御が可能となる。

請求項６の発明は、請求項１から５のいずれか１項記載の発明において、前記コンプレッサが、可変容量形であって、アイドル運転時には、前記コンプレッサをＯＮ、ＯＦＦ制御したことを特徴とする。これにより、可変容量形（段階可変コンプレッサを含む）であっても、車両のアイドル運転時において、前記コンプレッサをＯＮ、ＯＦＦ制御すれば、コンプレッサの容量が０％と、１００％に設定されて、コンプレッサの容量が既知となるので、既存の機器にセンサを追加することなく正確なトルク推定の算出を行うことができる。

請求項７の発明は、請求項１から４のいずれか１項記載の発明において、前記実容量（Ｖｃｃ）が固定値であることを特徴とする。これにより、コンプレッサ容量が、固定なので、既存の機器にセンサを追加することなく、吸入温度の影響を相殺しＰｄ、Ｐｓから正確なトルク推定の算出を行うことができる。

請求項８の発明は、車両エンジンにより駆動される車両用空調装置の冷凍サイクルのコンプレッサに対するトルク制御装置であって、吐出エンタルピー（Ｈｄ）と吸入エンタルピー（Ｈｓ）の差（ΔＨ）と、前記コンプレッサ流量（Ｇｒ）との積により、前記コンプレッサの理論動力（Ｌｔｈ）を演算して、前記コンプレッサの実動力（Ｌ）を演算するトルク制御装置において、コンプレッサ吸入圧（Ｐｓ）、コンプレッサ吐出圧（Ｐｄ）、前記コンプレッサの回転数（Ｎｃ）、前記コンプレッサの実容量（Ｖｃｃ）を入力し、前記実容量（Ｖｃｃ）の単位容量当たりの理論トルクを、前記コンプレッサ吸入温度Ｔｓに対して一定として、前記理論動力（Ｌｔｈ）を演算し、前記理論動力（Ｌｔｈ）に基づいて、前記コンプレッサに関する体積効率（ηｖ）、圧縮効率（ηｃ）、及び、機械効率（ηｍ）から、前記コンプレッサの実動力（Ｌ）を演算し、前記実動力（Ｌ）を、前記車両エンジンのエンジン軸トルクへ変換するように制御するトルク制御装置である。これにより、既存の機器にセンサを追加することなく正確なトルク推定の算出を行うことができる。

請求項９の発明は、請求項８の発明において、前記コンプレッサ吸入圧（Ｐｓ）を、前記冷凍サイクルのエバポレータのフィンサーミスタの温度（Ｔｅｆｉｎ）により推定し、前記コンプレッサ吐出圧（Ｐｄ）を、前記冷凍サイクルのコンデンサの出口圧力（Ｐｈ）により推定したことを特徴とする。

なお、上記に付した符号は、後述する実施形態に記載の具体的実施態様との対応関係を示す一例である。

モリエル線図上で、理論エンタルピー差ΔＨを求める方法を説明する説明図である。 エンタルピー差ΔＨと冷媒流量Ｇｒを模式的に表示した基礎技術の説明図である。 （ａ）は、吸入温度に対する、エンタルピー差ΔＨと冷媒理論流量Ｇｒと理論トルクＴｔｈとの関係を示す一例としての計算結果（Ｖｃｃ＝１４０ｃｃでの値）である。（ｂ）は、乾度に対する、エンタルピー差ΔＨと冷媒理論流量Ｇｒと理論トルクＴｔｈとの関係を示す一例としての計算結果（Ｖｃｃ＝１４０ｃｃでの値）である。 本発明の一実施形態を示す模式的ブロック線図である。 吐出圧Ｐｄが、０．５〜３ＭＰａの場合において、吸入圧Ｐｓの変化に対する理論動力Ｌｔｈを求めたグラフである。 本発明の一実施形態のフロ−チャートである。

以下、図面を参照して、本発明の一実施形態を説明する。各実施態様について、同一構成の部分には、同一の符号を付してその説明を省略する。従来技術に対する各実施態様の同一構成の部分には、同様に同一の符号を付してその説明を省略する。本発明の各実施形態が、本発明の基礎となった基礎技術に対しても同一構成の部分には同一の符号を付してその説明を省略する。

本発明の一実施形態を説明する前に、まずコンプレッサの理論動力Ｌｔｈを求める基本式について説明する。理論動力Ｌｔｈは、断熱圧縮理論より断熱係数κを用いてＰＶ線図で囲まれた仕事量から求める方法も知られている（非特許文献１、９８、９９頁参照）。 これに対して、本発明の基礎となる基礎技術では、従来技術と同様に、コンプレッサの理論動力Ｌｔｈをコンプレッサに対する次の基本式から求めている。
理論流量（質量）＝吸入密度×コンプレッサ容量×回転数
理論エンタルピー差＝（吐出エンタルピー）−（吸入エンタルピー)
理論動力＝理論流量×理論エンタルピー差

これらの基本式は、次のように単位を設定すると、以下に述べる（１）〜（３）式で表すことができる。
Ｌｔｈ：理論動力（ＫＷ）、Ｔｔｈ：理論トルク（Ｎ・ｍ）、Ｎｃ：コンプレッサ回転数（ｒｐｍ）、ω：角速度（ｒａｄ／ｓｅｃ、ω＝２πＮｃ／６０）、Ｈｄ：吐出エンタルピー（Ｊ／ｋｇ）、Ｈｓ：吸入エンタルピー（Ｊ／ｋｇ）、ΔＨ：コンプレッサの入口と出口の理論エンタルピー差（Ｊ／ｋｇ）、Ｇｒ：冷媒の理論流量（Ｋｇ／ｈｏｕｒ）、Ｖｃｃ：コンプレッサ容積（実容積）（ｃｃ）、ρｓ：コンプレッサの入口の吸入密度（Ｋｇ／ｍ³）

Ｇｒ＝ρｓ×（Ｖｃｃ／１０⁶）×Ｎｃ×６０・・・（１）
ΔＨ＝Ｈｄ−Ｈｓ・・・（２）
Ｌｔｈ＝ΔＨ×Ｇｒ・・・（３）
一方、理論動力（ＫＷ）は、理論トルク（Ｎ・ｍ）と角速度ω＝２πＮｃ／６０（ｒａｄ／ｓｅｃ）を用いて次のように表せる。
Ｌｔｈ×１０００（Ｗ）＝ωＴｔｈ＝（２πＮｃ／６０）Ｔｔｈ
Ｔｔｈ＝（Ｌｔｈ×６００００）／（２πＮｃ）・・・（４）
したがって、上記（１）〜（３）式から、理論冷媒流量Ｇｒ、理論エンタルピー差ΔＨ、理論動力Ｌｔｈが求められれば、（４）式から理論トルクＴｔｈを求めることができる。なお、冷媒の理論流量（Ｋｇ／ｈｏｕｒ）は、コンプレッサの入口の時間当たりの質量で求めているが、出口においてもこの質量に変化はない。

理論エンタルピー差ΔＨの求め方についても、念のため付記しておく。
図１は、モリエル線図（ｐ−ｈ線図）上で、理論エンタルピー差ΔＨを求める方法を説明する説明図である。基本的な冷凍サイクルでは、図１に示すように、コンプレッサは、エバポレータ（蒸発器）で蒸発した冷媒ガスを吸込み圧縮することになるが、理想的な断熱圧縮では等エントロピーで圧縮されるため図１のａ点から、モリエル線図上の等エントロピー線に沿ってｂ点まで変化する。コンデンサでは一定圧力でガス冷媒が冷却され、コンデンサ出口（点ｃ）では完全に液化する。その後膨張弁で断熱膨張して、エバポレータ入口の点ｄに至り、エバポレータ内で蒸発して点ａに至り、冷凍サイクルが繰り返される。

理論エンタルピー差ΔＨを求めるためには、コンプレッサ吸入温度Ｔｓ、吸入圧Ｐｓ、吐出圧Ｐｄがわかればよい。図１に見られるように、モリエル線図上（等圧線、等温線、等エントロピー線が存在）で、吸入圧Ｐｓの等圧線を伸ばして、コンプレッサ吸入温度Ｔｓの等温線との交点が、上記点ａであり、点ａから等エントロピー線を探して、この等エントロピー線と、吐出圧Ｐｄの等圧線との交点が、上記点ｂである。
したがって、理論エンタルピー差ΔＨを求めるためには、冷媒のモリエル線図により、コンプレッサ吸入温度Ｔｓ、吸入圧Ｐｓ、吐出圧Ｐｄによって求めることができる。この際、吐出温度Ｔｄは不要である。

すなわち、式（２）の理論エンタルピー差ΔＨは、次の式によって表すことができる。
ΔＨ＝Ｈｄ（Ｔｓ、Ｐｓ、Ｐｄ）−Ｈｓ（Ｔｓ、Ｐｓ）・・・（５）
ここで、Ｈｓは、Ｔｓ、Ｐｓの関数である。また、上述したように、Ｈｄは、Ｔｓ、Ｐｓによって求められる等エントロピー線上にあるので、Ｈｄは、Ｔｓ、Ｐｓ、Ｐｄの関数となる。
また、モリエル線図には、等比体積線が存在する。コンプレッサ吸入温度Ｔｓがわかれば、点ａにおける比容量ｖｓが求められるので、コンプレッサの入口の吸入密度ρｓ（Ｋｇ／ｍ³）も求めることができる。

本発明の基礎となった基礎技術においては、コンプレッサの理論動力Ｌｔｈは、吸入圧Ｐｓ、吐出圧Ｐｄのみならず、コンプレッサ吸入温度Ｔｓの検知が必要であった。
式（１）、（５）はいずれもコンプレッサ吸入温度Ｔｓの値の影響を受ける。図２は、エンタルピー差ΔＨと冷媒流量Ｇｒを模式的に表示した基礎技術の説明図である。吸入温度Ｔｓが上がると流量Ｇｒが減る。吸入温度Ｔｓが上がるとΔＨが増える。

このように、本発明の基礎となった基礎技術においても、既存のシステムには存在しない、コンプレッサ吸入温度Ｔｓの温度センサを、新たに追加する必要がある。しかしながら、車両の場合には、吸入温度Ｔｓの温度センサは追加できず、しかも、温度センサの応答速度が遅いため、吸入温度を無視して推定する方式であった。

本発明は、鋭意研究開発を行った結果、Ｒ１３４ａ、ＨＦＯ１２３４ｙｆ等におけるトルク推定においては、吸入温度の影響が相殺できることに着想を得て、既存の機器にセンサを追加することなく正確なトルク推定の算出を行うものである。

以下、本発明の一実施形態を説明する。図３（ａ），（ｂ）は、吸入温度や乾度に対する、エンタルピー差ΔＨと冷媒流量Ｇｒと理論トルクＴｔｈとの関係を示す一例としての計算結果である。図４は、本発明の一実施形態を示す模式的ブロック線図である。

図３（ａ），（ｂ）の計算結果は、Ｒ１３４ａを使用したＶｃｃ＝１４０ｃｃのコンプレッサの場合に、吸入圧Ｐｓ＝０．３ＭＰａ、吐出圧Ｐｄ＝１．５ＭＰａとして、コンプレッサ吸入温度Ｔｓや乾度（液冷媒とガス冷媒のうちのガス冷媒の比率）を変化させて、理論エンタルピー差ΔＨと、冷媒流量Ｇｒ（Ｖｃｃ＝１４０ｃｃのときの値）を求め、理論トルクを算出した一例である。図３（ａ），（ｂ）に示すように、吸入温度Ｔｓや乾度の変化にもかかわらず、Ｖｃｃ＝１４０ｃｃで割った単位容量当たりのコンプレッサの理論トルクは一定値を保っていることがわかる。このことから、吸入温度Ｔｓが変化しても容量当たりのコンプレッサの理論トルクは変化しないと言うことができる。したがって、吸入圧Ｐｓと吐出圧Ｐｄの各値に対して、吸入温度Ｔｓの変化の中央値や特定値で、回転数ごとに予め容量当たりの理論トルクを算出しておけばよいことになる。

このような容量当たりのコンプレッサの理論トルクは一定値を保つという事実は、空調用冷媒のＲ１３４ａ、ＨＦＯ１２３４ｙｆにおいて、上記図３（ａ），（ｂ）の一例に限らず、吸入圧Ｐｓと吐出圧Ｐｄの各値に対して確認されており、本発明の一実施形態は、このような事実に基づいて、トルク推定の算出を行うものである。
図５は、Ｒ１３４ａを使用したＶｃｃ＝１４０ｃｃのコンプレッサで、吐出圧Ｐｄが、０．５、１、１．５、２、２．５、３ＭＰａの場合において、吸入圧Ｐｓの変化に対する理論トルク（Ｖｃｃ＝１４０ｃｃのときの値）を求めたグラフである。この理論トルクの値は、任意の吸入温度Ｔｓに対して成立している。吸入圧Ｐｓと吐出圧Ｐｄの細かい各値に対して、単位容量当りの精緻なマップを用意しておくと良い。

なお、図５の等Ｐｄ線が、線でなく帯域状に変化している場合もありうるが、これは、吸入圧Ｐｓと吐出圧Ｐｄの各値によっては、吸入温度Ｔｓの影響が若干認められるケースがあるものの、概ね一定として実用的には問題がない。実際の計算では、帯域の中心部の曲線に代表させればよい。空調用冷媒のＲ１３４ａ、ＨＦＯ１２３４ｙｆに限らず、その他冷媒でも、吸入温度Ｔｓが変化してもコンプレッサの容量当たりの理論トルクが変化しない冷媒なら、本発明の技術思想は適用することができる。

以上説明したように、容量当たりの理論トルクが求められれば、式（４）から理論動力Ｌｔｈを求めることができる。次に、実際にコンプレッサに所要な実動力Ｌは、各種効率を勘案すると次のようになる（詳しくは、非特許文献１の１８、９７〜９９頁参照）。
（１）コンプレッサの体積効率ηｖ
実容積Ｖｃｃに対して、コンプレッサの容積として実際に機能している容積Ｖ’とすると、Ｖ’＝ηｖ×Ｖｃｃとなる。したがって、実際の冷媒の流量Ｇｒ’は次のようになる。
Ｇｒ’＝ηｖ×Ｇｒ・・・（６）

（２）コンプレッサの全断熱効率ηｔａｄ
圧縮効率ηｃ、機械効率ηｍとしたときに、全断熱効率ηｔａｄは、次のように定義したものである。ηｔａｄ＝ηｃ×ηｍ
したがって、上記（１）、（２）を勘案すると、実動力Ｌは次のようになる。
Ｌ＝（ηｖ×Ｌｔｈ）／ηｔａｄ＝Ｌｔｈ／（ηｔａｄ／ηｖ）
ηｍａｐ＝ηｔａｄ／ηｖとおくと、実動力Ｌは次のようになる。
Ｌ＝Ｌｔｈ／ηｍａｐ・・・（７）
効率マップηｍａｐは、（吐出圧Ｐｄ−吸入圧Ｐｓ）及びコンプレッサ回転数Ｎｃによって変化するので、吐出圧Ｐｄ−吸入圧Ｐｓを縦軸、回転数Ｎｃを横軸にして、マップ化しておくと良い。

以上の説明を踏まえて、本発明の一実施形態を、図４を参照して説明する。本発明の一実施形態のコンプレッサは、エンジンから駆動力を得て作動する車両空調装置用コンプレッサであって、往復動式、回転式を問わずコンプレッサの実容量が確定できさえすれば全ての形式のコンプレッサが適用可能である。特に、段階可変コンプレッサ、ワッブル形のような可変容量の場合には、コンプレッサの容量を検知するためのセンサが設置されれば適用可能である。この場合には、より正確なエンジンとの協調制御が可能となる。

車両空調装置用の冷凍サイクル装置は、図４に示すように、少なくとも、冷媒を圧縮するコンプレッサと、コンデンサ（凝縮器）と、膨張弁と、エバポレータ（蒸発器）から構成されている。コンプレッサにより吐出された冷媒は、コンデンサ、膨張弁、エバポレータの順に流れ、コンプレッサに吸入される。
吸入圧Ｐｓ、吐出圧Ｐｄはセンサを設置して直接求めても良いが、既存の機器からセンサを追加せずに検知する場合には（車両の場合コンプレッサの出入口には既存のセンサがない）、吐出圧Ｐｄは、コンデンサ出口圧を検知するＰｈセンサで代用し、吸入圧Ｐｓは、エバポレータフィンサーミスタの温度Ｔｅｆｉｎで代用すると良い。エバポレータフィンサーミスタの温度Ｔｅｆｉｎが検知できれば、モリエル線図から、Ｐｓを特定することができる。
Ｐｈセンサ、エバポレータフィンサーミスタの温度Ｔｅｆｉｎで代用する場合は、圧力損失を補償して吸入圧Ｐｓ、吐出圧Ｐｄを算出する必要がある。

このように吸入圧Ｐｓ、吐出圧Ｐｄが推定できれば、図５と同様にさらに精緻に作成したマップ（以下、理論トルクマップという）から、コンプレッサの容量当たりの理論トルクを求めることができる。エアコンＥＣＵ（Ａ／Ｃ ＥＣＵ）から、吸入圧Ｐｓ、吐出圧Ｐｄ、コンプレッサ実容積ＶｃｃをエンジンＥＣＵに伝達して、回転数Ｎｃと合わせて、エンジンＥＣＵにおいて、トルク演算を行う。この際、（吐出圧Ｐｄ−吸入圧Ｐｓ）及びコンプレッサ回転数Ｎｃによって、マップを用いて効率マップηｍａｐを求めておく。この場合、ηｍａｐの各値は実験に基づいて定めるとよい。

図６は、本発明の一実施形態のフロ−チャートである。まず、ステップＳ１で、フィンサーミスタからＰｓを推定する。次に、ステップＳ２で、ＰｈセンサからＰｄを推定する。Ｐｓ、Ｐｄが得られたので、ステップＳ３で、理論トルクマップから容量当たりの理論トルクを求めて、式（４）からコンプレッサ実容量Ｖｃｃから理論動力Ｌｔｈが算出できる。同様に、ステップＳ４では、Ｐｄ、Ｐｓ、Ｎｃからマップにより効率マップ(ηｍａｐ)を求める。ステップＳ５では、式（７）により、Ｌｔｈをηｍａｐで割り算して実動力Ｌを算出する。ステップＳ６で、実動力Ｌよりエンジン軸トルクに変換して、コンプレッサトルク推定を終了する。これにより、既存の機器にセンサを追加することなく正確なトルク推定の算出を行うことができる。コンプレッサ容量が固定の場合には、吸入温度の影響を相殺しＰｄ、Ｐｓから精度よく動力を推定することができる。コンプレッサ容量が可変であっても、コンプレッサの容量をセンシングするディバイスを付属させれば、精度よく動力を推定することができる。

本発明の別の実施形態として、次のような変形形態が考えられる。以上の説明においては、コンプレッサ容量が固定の場合で説明したが、コンプレッサが、ワッブル形などの可変容量形（段階可変コンプレッサを含む）であっても本発明を実施することができる。この場合には、コンプレッサの実容量（Ｖｃｃ）を検知するセンサを設置する必要がある。
コンプレッサの容量をセンシングするディバイスが付属したようなコンプレッサでは、容量を変化させることにより、狙いのトルクに変化させることができるため、より正確なエンジンとの協調制御が可能となる。

可変容量形（段階可変コンプレッサを含む）であっても、車両のアイドル運転時において、前記コンプレッサをＯＮ、ＯＦＦ制御すれば、コンプレッサの容量が０％と、１００％に設定されて、コンプレッサの容量が既知となるので、本発明が適用することができ、推定精度を向上させることができる。コンプレッサの容量が固定の場合や、コンプレッサの容量をセンシングするディバイスが付属したようなコンプレッサであっても同様である。
また、本発明の他の実施形態として、前記一実施形態と同様に、トルク制御装置としても実施可能である。この場合にも、前記一実施形態と同様に、マップ化して制御すると良い。コンプレッサの容量をセンシングするディバイスが付属したようなコンプレッサにも前記一実施形態と同様に適用可能である。

Ｈｄ 吐出エンタルピー
Ｈｓ 吸入エンタルピー
Ｌｔｈ コンプレッサの理論動力
Ｌ コンプレッサの実動力
Ｎｃ コンプレッサの回転数
Ｐｓ コンプレッサ吸入圧
Ｐｄ コンプレッサ吐出圧

Claims (9)

1. 車両エンジンにより駆動される車両用空調装置の冷凍サイクルのコンプレッサにおいて、吐出エンタルピー（Ｈｄ）と吸入エンタルピー（Ｈｓ）の差（ΔＨ）と、前記コンプレッサ流量（Ｇｒ）との積により、前記コンプレッサの理論動力（Ｌｔｈ）を演算して、前記コンプレッサの実動力（Ｌ）を演算するトルク推定方法において、
   コンプレッサ吸入圧（Ｐｓ）、コンプレッサ吐出圧（Ｐｄ）、前記コンプレッサの回転数（Ｎｃ）、前記コンプレッサの実容量（Ｖｃｃ）を入力する段階と、
   前記実容量（Ｖｃｃ）の単位容量当たりの理論トルクを、前記コンプレッサ吸入温度Ｔｓに対して一定として、前記理論動力（Ｌｔｈ）を演算する理論動力演算段階と、
   前記理論動力（Ｌｔｈ）に基づいて、前記コンプレッサに関する体積効率（ηｖ）、圧縮効率（ηｃ）、及び、機械効率（ηｍ）から、前記コンプレッサの実動力（Ｌ）を演算する実動力演算段階と、
   前記実動力（Ｌ）を、前記車両エンジンのエンジン軸トルクへ変換する段階、を具備するトルク推定方法。
2. 前記コンプレッサ吸入圧（Ｐｓ）を、前記冷凍サイクルのエバポレータのフィンサーミスタの温度（Ｔｅｆｉｎ）により推定し、前記コンプレッサ吐出圧（Ｐｄ）を、前記冷凍サイクルのコンデンサの出口圧力（Ｐｈ）により推定したことを特徴とする請求項１に記載のトルク推定方法。
3. 前記理論動力算出段階において、前記実容量（Ｖｃｃ）当たりの前記理論トルクを、前記コンプレッサ吸入圧（Ｐｓ）、及び、前記コンプレッサ吐出圧（Ｐｄ）に対するマップにより算出したことを特徴とする請求項１又は２に記載のトルク推定方法。
4. 前記実動力算出段階において、前記コンプレッサに関する、前記体積効率をηｖ、前記圧縮効率をηｃ、前記機械効率をηｍとしたときに、（ηｃ×ηｍ）／ηｖなる効率マップ（ηｍａｐ）を、前記コンプレッサ吐出圧（Ｐｄ）と前記コンプレッサ吸入圧（Ｐｓ）との差圧、及び、前記コンプレッサの回転数（Ｎｃ）に対するマップにより算出したことを特徴とする請求項１から３のいずれか１項に記載のトルク推定方法。
5. 前記コンプレッサが、可変容量形であって、前記実容量（Ｖｃｃ）を検知するセンサを有することを特徴とする請求項１から４のいずれか１項に記載のトルク推定方法。
6. 前記コンプレッサが、可変容量形であって、アイドル運転時には、前記コンプレッサをＯＮ、ＯＦＦ制御したことを特徴とする請求項１から５のいずれか１項に記載のトルク推定方法。
7. 前記実容量（Ｖｃｃ）が固定値であることを特徴とする請求項１から４のいずれか１項に記載のトルク推定方法。
8. 車両エンジンにより駆動される車両用空調装置の冷凍サイクルのコンプレッサに対するトルク制御装置であって、吐出エンタルピー（Ｈｄ）と吸入エンタルピー（Ｈｓ）の差（ΔＨ）と、前記コンプレッサ流量（Ｇｒ）との積により、前記コンプレッサの理論動力（Ｌｔｈ）を演算して、前記コンプレッサの実動力（Ｌ）を演算するトルク制御装置において、
   コンプレッサ吸入圧（Ｐｓ）、コンプレッサ吐出圧（Ｐｄ）、前記コンプレッサの回転数（Ｎｃ）、前記コンプレッサの実容量（Ｖｃｃ）を入力し、
   前記実容量（Ｖｃｃ）の単位容量当たりの理論トルクを、前記コンプレッサ吸入温度Ｔｓに対して一定として、前記理論動力（Ｌｔｈ）を演算し、
   前記理論動力（Ｌｔｈ）に基づいて、前記コンプレッサに関する体積効率（ηｖ）、圧縮効率（ηｃ）、及び、機械効率（ηｍ）から、前記コンプレッサの実動力（Ｌ）を演算し、
   前記実動力（Ｌ）を、前記車両エンジンのエンジン軸トルクへ変換するように制御するトルク制御装置。
9. 前記コンプレッサ吸入圧（Ｐｓ）を、前記冷凍サイクルのエバポレータのフィンサーミスタの温度（Ｔｅｆｉｎ）により推定し、前記コンプレッサ吐出圧（Ｐｄ）を、前記冷凍サイクルのコンデンサの出口圧力（Ｐｈ）により推定したことを特徴とする請求項８に記載のトルク制御装置。