JP2017121818A - 冷却装置の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】本発明の目的は、冷凍サイクルが受ける熱負荷が相対的に大きいときはもちろんのこと、熱負荷が小さいときであっても冷媒の流量を確保し、高い精度での圧縮機のトルク推定に寄与することができる冷却装置の制御装置を提供することである。【解決手段】本発明に係る冷却装置の制御装置１１０は、圧縮機２と凝縮器３と膨張装置４と蒸発器５とを配管６１〜６４で接続し、冷媒が循環する冷凍サイクル１００ａと、凝縮器３を冷却する冷却装置７と、凝縮器３の入口圧と出口圧との差圧の値を用いて、圧縮機２の駆動トルクを推定する駆動トルク推定装置１２０と、を備える車両に搭載され、冷凍サイクル１００ａが受ける熱負荷が所定の熱負荷よりも小さいとき、冷却装置７に向けて冷却能力を低下させる信号を発信する。【選択図】図１

Description

本発明は、冷却装置の制御装置に関し、特には、冷却装置の冷却能力を適切に制御して、高い精度での圧縮機のトルク推定に寄与することができる冷却装置の制御装置に関する。

車両用圧縮機の駆動トルクを高い精度で推定することは、駆動源であるエンジンの適正な出力制御のうえで重要であり、検討が進められている。駆動トルクを推定する技術として、冷凍サイクルを循環する冷媒の流量を把握し、駆動トルクを算出する方法が知られている（例えば、特許文献１又は２を参照。）。冷媒の流量を、特許文献１では凝縮器（コンデンサ４）、あるいは特許文献２では循環経路に設けたオリフィス７を通路抵抗体として通路抵抗体の上流および下流での冷媒の圧力を検知し、これらの圧力差から算出する技術である。

特開２００３−２７８６６３号公報 特開２０１１−０３１６７９号公報

ところで、車両周囲の外気温度が低いなど冷凍サイクルが受ける熱負荷が小さいとき、冷凍サイクルでは凝縮器での放熱量が相対的に多くなり、それに伴って蒸発器での吸熱量が相対的に多くなる。そして、蒸発器での吸熱量が多くなるのに応じて、冷媒の流量が少なくなるようバランスすることが知られている。この現象は、蒸発器を通流する冷媒のエントロピーの増加分ΔＥと冷媒の流量Ｆとの積で表される吸熱量Ｑｅ（＝ΔＥ×Ｆ）が一定となるように冷媒の流量を調整するという膨張装置の作用によって起こる。そして、冷媒のエントロピーの増加分ΔＥが増加すると冷媒の流量Ｆが減少する。

また、外気温度が低いなど冷凍サイクルが受ける熱負荷が小さいときであっても、車両の窓晴れ性を確保するために空調装置を除湿暖房モードで稼働させる場合がある。この場合においても、冷凍サイクルが稼働されるため、圧縮機の駆動トルクを高い精度で推定したい要請がある。もちろん、外気温度が高いなど冷凍サイクルが受ける熱負荷が大きいときも、車室内の冷房のために冷凍サイクルを稼働する必要があるので、年間を通じて駆動トルクを高い精度で推定したい要請がある。

駆動トルクを精度良く検知するためには、冷媒の流量が多いことが望ましい。大きな差圧を得ることができるため、駆動トルクをより高い精度で推定することができる。熱負荷が小さいとき、冷媒の流量の減少によって差圧が小さくなると、駆動トルクの推定精度が低下する問題がある。

本発明の目的は、冷凍サイクルが受ける熱負荷が相対的に大きいときはもちろんのこと、熱負荷が小さいときであっても冷媒の流量を確保し、高い精度での圧縮機のトルク推定に寄与することができる冷却装置の制御装置を提供することである。

本発明に係る冷却装置の制御装置は、圧縮機と凝縮器と膨張装置と蒸発器とを配管で接続し、冷媒が循環する冷凍サイクルと、前記凝縮器を冷却する冷却装置と、前記凝縮器の入口圧と出口圧との差圧の値を用いて、前記圧縮機の駆動トルクを推定する駆動トルク推定装置と、を備える車両に搭載され、前記冷凍サイクルが受ける熱負荷が所定の熱負荷よりも小さいとき、前記冷却装置に向けて冷却能力を低下させる信号を発信することを特徴とする。

本発明に係る冷却装置の制御装置では、前記冷却装置が、開口度を最小開口度と最大開口度との間で調整可能なアクティブグリルシャッタ及び前記凝縮器を冷却する空気の流れを発生させる冷却ファンのいずれか一方又は両方であり、前記信号は、（１）前記アクティブグリルシャッタの開口度を減少させる、（２）前記冷却ファンの送風量を低下させる、の（１）及び（２）のいずれか一方又は両方の制御を行う信号であることが好ましい。（１）によって、低い温度の外気をエンジン房内に取り込むことが抑制され、（２）によって、凝縮器への冷却風の送風が停止または抑制される。その結果、凝縮器での過剰な熱交換が抑制されて、冷凍サイクル内部の冷媒の流量を増大することができる。また、（１）の制御によれば車両空力特性が向上して燃費が改善され、（２）の制御によれば消費電力が抑制されるので、省動力に寄与することができる。

本発明に係る冷却装置の制御装置では、前記冷却装置の制御装置は、前記（２）の制御を行う信号よりも前記（１）の制御を行う信号を優先して発信することが好ましい。低い温度の外気をエンジン房内に取り込むことが優先的に防止され、より効率的に冷媒の流量を増大することができる。

本発明に係る冷却装置の制御装置では、前記冷凍サイクルは、前記凝縮器から前記膨張装置に導かれる冷媒が流れる第１の熱交換部と前記蒸発器から前記圧縮機の吸入側に導かれる冷媒が流れる第２の熱交換部との間で前記冷媒の熱交換を行う内部熱交換器を有することが好ましい。内部熱交換器を備えると蒸発器での吸熱量が増大し冷媒の流量が減少するところ、効果的に冷媒の流量を増大することができる。

本発明に係る冷却装置の制御装置は、前記冷却装置の制御装置は、前記熱負荷を前記車両の周囲温度に基づいて判定し、前記周囲温度が第１温度閾値以上であるとき、下記信号１を発信し、前記周囲温度が前記第１温度閾値よりも低い温度である第２温度閾値以上前記第１温度閾値未満であるとき、下記信号２を発信し、前記周囲温度が前記第２温度閾値よりも低いとき、下記信号３を発信することが好ましい。
（信号１）前記アクティブグリルシャッタの開口度を、前記最大開口度とする信号１ａ、及び、前記冷却ファンの送風量を、最大送風量する信号１ｂのいずれか一方又は両方。
（信号２）前記アクティブグリルシャッタの開口度を、前記最小開口度を超え前記最大開口度未満とする信号２ａ、及び、前記冷却ファンの送風量を、最小送風量を超え最大送風量未満とする信号２ｂのいずれか一方又は両方。
（信号３）前記アクティブグリルシャッタの開口度を、前記最小開口度とする信号３ａ、及び、前記冷却ファンの送風量を、最小送風量とする信号３ｂのいずれか一方又は両方。
熱負荷を容易に把握して、十分な冷媒の流量を確保することができる。

本発明に係る冷却装置の制御装置は、前記熱負荷を前記車両の周囲温度に加えて前記冷凍サイクルの高圧ラインにおける冷媒の圧力に基づいて判定し、前記周囲温度を横軸、前記圧力を縦軸、前記横軸と前記縦軸との交点をＯ、前記横軸の前記Ｏよりも正の方向側の端点をＸ、前記縦軸の前記Ｏよりも正の方向側の端点をＹ、ＸＯＹの内部を象限Ａとし、前記Ｏ−前記Ｘ間の前記横軸上の点ａ１と前記Ｏ−前記Ｙ間の前記縦軸上の点ｂ１とを前記象限Ａ内で結ぶ線Ｌ１と、前記Ｏ−前記点ａ１間の前記横軸上の点ａ２と前記Ｏ−前記点ｂ１の間の前記縦軸上の点ｂ２とを前記象限Ａ内で結び、前記Ｌ１に交差しない線Ｌ２とを引いた２次元グラフにおいて、前記周囲温度及び前記圧力が、前記Ｌ１を境界として前記Ｏとは反対側の領域にあるとき、下記信号１を発信し、前記周囲温度及び前記圧力が、前記Ｌ１と前記Ｌ２との間の領域にあるとき、下記信号２を発信し、前記周囲温度及び前記圧力が、前記Ｌ２を境界として前記Ｏ側の領域にあるとき、下記信号３を発信することが好ましい。
（信号１）前記アクティブグリルシャッタの開口度を、前記最大開口度とする信号１ａ、及び、前記冷却ファンの送風量を、最大送風量する信号１ｂのいずれか一方又は両方。
（信号２）前記アクティブグリルシャッタの開口度を、前記最小開口度を超え前記最大開口度未満とする信号２ａ、及び、前記冷却ファンの送風量を、最小送風量を超え最大送風量未満とする信号２ｂのいずれか一方又は両方。
（信号３）前記アクティブグリルシャッタの開口度を、前記最小開口度とする信号３ａ、及び、前記冷却ファンの送風量を、最小送風量とする信号３ｂのいずれか一方又は両方。
外気温度に高圧ラインの冷媒の圧力を加味して熱負荷の判定を行うので、冷却装置の冷却能力を低下させる制御を開始する時点で既に高圧ラインの冷媒の圧力が高い場合に、更なる高圧ラインの冷媒の圧力上昇が防止されて、省動力の効果を発揮することができる。

本発明に係る冷却装置の制御装置では、前記熱負荷は、メインパラメータとして前記車両の周囲温度と、必要に応じて補正パラメータとして、（ａ）前記高圧ラインにおける冷媒の圧力、（ｂ）前記車両の走行速度、（ｃ）前記車両の室内温度、（ｄ）前記蒸発器の温度若しくは該蒸発器を通過した空気の温度及び（ｅ）前記蒸発器へのブロアファンからの送風量の、（ａ）〜（ｅ）の中から選ばれる少なくとも一つとに基づいて判定されることが好ましい。熱負荷をより正確に把握することができ、十分な冷媒の流量を確保することができる。

本発明は、冷凍サイクルが受ける熱負荷が相対的に大きいときはもちろんのこと、熱負荷が小さいときであっても冷媒の流量を確保し、高い精度での圧縮機のトルク推定に寄与することができる冷却装置の制御装置を提供することができる。

本実施形態に係る冷却装置の制御装置が搭載された車両の空調装置の第一例を示すシステム図である。 本実施形態に係る冷却装置の制御装置が搭載された車両の空調装置の第二例を示すシステム図である。 冷却装置の制御装置による制御を説明するための概念図である。 第二例の制御を説明するための概念図である。 図１に示す冷凍サイクルのモリエル線図である。 実施例１及び比較例１における熱負荷と冷媒の流量との関係を示すグラフである。 実施例２及び比較例２における熱負荷と冷媒の流量との関係を示すグラフである。

以下、添付の図面を参照して本発明の一態様を説明する。以下に説明する実施形態は本発明の実施例であり、本発明は、以下の実施形態に制限されるものではない。なお、本明細書及び図面において符号が同じ構成要素は、相互に同一のものを示すものとする。本発明の効果を奏する限り、種々の形態変更をしてもよい。

図１は、本実施形態に係る冷却装置の制御装置が搭載された車両の空調装置の第一例を示すシステム図である。本実施形態に係る冷却装置の制御装置１１０は、圧縮機２と凝縮器３と膨張装置４と蒸発器５とを配管６１〜６４で接続し、冷媒が循環する冷凍サイクル１００ａと、凝縮器３を冷却する冷却装置７と、凝縮器３の入口圧と出口圧との差圧の値を用いて、圧縮機２の駆動トルクを推定する駆動トルク推定装置１２０と、を備える車両に搭載され、冷凍サイクル１００ａが受ける熱負荷が所定の熱負荷よりも小さいとき、冷却装置７に向けて冷却能力を低下させる信号を発信する。

圧縮機２は、エンジン（図示せず）からの駆動力を受けて、又は電力によって駆動するモータ（図示せず）の駆動力を受けて、低温低圧の気化状態の冷媒を圧縮して、高温高圧の気化状態の冷媒にする。圧縮機２は、固定容量型であるか、又は可変容量型であってもよい。

凝縮器３は、熱交換器であり、圧縮機２から吐出された高温高圧の気化状態の冷媒を冷却し、高温高圧の液化状態の冷媒にする。凝縮器３は、一般的にエンジンルーム内でラジエータの前面に配置され、冷却装置７によって冷却される。

膨張装置４は、凝縮器３で凝縮された冷媒を、絞り作用によって減圧・膨張させて、低温低圧の霧状の冷媒（気液混合状の冷媒）とするとともに、冷媒の循環量（流量）の調整を行う。膨張装置４は、例えば、感温式膨張弁又は電子制御式膨張弁である。

蒸発器５は、熱交換器であり、膨張装置４で気液混合状となった冷媒を気化させ、そのときの蒸発熱によって蒸発器５を通過する送風空気を冷却除湿する。

冷凍サイクル１００ａは、圧縮機２、凝縮器３、膨張装置４及び蒸発器５がそれぞれ配管６１〜６４で接続された閉回路を有する。配管６１は、圧縮機２の出口と凝縮器３の入口とを直接的又は間接的に接続する。配管６２は、凝縮器３の出口と膨張装置４の入口とを直接的又は間接的に接続する。配管６３は、膨張装置４の出口と蒸発器５の入口とを直接的又は間接的に接続する。配管６４は、蒸発器５の出口と圧縮機２の入口とを直接的又は間接的に接続する。

冷凍サイクル１００ａ内を流れる冷媒は、例えば、Ｒ１３４ａなどのフロン系物質、ＨＦＯ−１２３４ｙｆ、又は二酸化炭素である。内部を循環する冷媒がフロン系物質の場合、冷凍サイクル１００ａは、凝縮器３の内部、又は凝縮器３と膨張装置４との間に、気体状の冷媒と液体状の冷媒とを分離するとともに、冷媒の一部を貯留するリキッドタンク（不図示）を備える。また、内部を循環する冷媒が二酸化炭素の場合、冷凍サイクル１００ａは、蒸発器５と圧縮機２との間に、冷媒の一部を貯留するアキュムレータ（不図示）を備える。

冷凍サイクル１００ｂは、図２に示すように、凝縮器３から膨張装置４に導かれる冷媒が流れる第１の熱交換部１１と蒸発器５から圧縮機２の吸入側に導かれる冷媒が流れる第２の熱交換部１２との間で冷媒の熱交換を行う内部熱交換器１０を更に有していてもよい。図２に示す冷凍サイクル１００ｂは、内部熱交換器１０を有することと、図１に示す配管６１〜６４に代えて配管７１〜７６を有すること以外は、基本的な構成を図１に示す冷凍サイクル１００ａと同じくする。配管７１は、圧縮機２の出口と凝縮器３の入口とを直接的又は間接的に接続する。配管７２は、凝縮器３の出口と第１の熱交換部１１の入口とを直接的又は間接的に接続する。配管７３は、第１の熱交換部１１の出口と膨張装置４の入口とを直接的又は間接的に接続する。配管７４は、膨張装置４の出口と蒸発器５の入口とを直接的又は間接的に接続する。配管７５は、蒸発器５の出口と第２の熱交換部１２の入口とを直接的又は間接的に接続する。配管７６は、第２の熱交換部１２の出口と圧縮機２の入口とを直接的又は間接的に接続する。

冷却装置７は、凝縮器３を冷却する装置である。冷却装置７は、アクティブグリルシャッタ２０及び冷却ファン３０のいずれか一方又は両方であることが好ましい。アクティブグリルシャッタ２０及び冷却ファン３０は、凝縮器３を空冷によって冷却する。

アクティブグリルシャッタ２０は、グリル開口部２１と、ルーバー２２と、モータ２３とを有する。グリル開口部２１は、フロントグリルなどの車両の前面部に設けられ、車両前方の外気（走行風）をエンジンルーム内へ導入する導入口である。グリル開口部２１からエンジンルーム内に導入された走行風は、凝縮器３を通過する。その結果、凝縮器３内の高温高圧の冷媒が冷却される。ルーバー２２は、グリル開口部２１の開口面積を変化させる開閉シャッタである。モータ２３は、ルーバー２２の各羽板を回動させる駆動装置である。

ルーバー２２の回動可能範囲において、ルーバー２２の方向が水平方向に最も近づいたとき、グリル開口部２１は最大開口面積となる。一方、ルーバー２２の回動可能範囲において、ルーバー２２の方向が垂直方向に最も近づいたとき、グリル開口部２１は最小開口面積となる。アクティブグリルシャッタ２０の開口度は、グリル開口部２１の最小開口面積を０％、グリル開口部２１の最大開口面積を１００％として、開口面積を百分率で示した値である。

アクティブグリルシャッタ２０は、モータ２３の駆動によって、開口度を最小開口度（０％）と最大開口度（１００％）との間で所定の開口度となるよう調整する。開口度を調整することで、凝縮器３の冷却能力を調整することができる。開口度が大きいほど、グリル開口部２１からエンジンルーム内に導入される走行風の空気量が多くなり、凝縮器３の冷却能力が増加する。一方、開口度が小さいほど、エンジンルーム内に導入される走行風の空気量が少なくなり、凝縮器３の冷却能力が減少する反面、走行時の車両の空力特性が向上して、燃費の向上につながる。開口度が最小開口度となるとき、グリル開口部２１は全閉状態となるか、又はわずかに開いている状態であってもよい。わずかに開いている状態であっても走行時の空気抵抗は小さくなり、空力特性を確保することができる。

冷却ファン３０は、羽根車３１とモータ３２とを有する。冷却ファン３０は、モータ３２によって羽根車３１が回転され、凝縮器３を冷却する空気の流れを発生させる。モータ３２の回転数に応じて、凝縮器３に導入される空気量が変化する。冷却ファン３０は、凝縮器３専用のファンであるか、又は凝縮器３の風下側に近接して配置されるラジエータ（不図示）の冷却を兼ねるファンであってもよい。

冷却ファン３０は、凝縮器３に対して車両の前方側に配置されるか、又は車両の後方側に配置されてもよい。また、冷却ファン３０の個数は、特に限定されず、１個であるか、又は２個以上であってもよい。

駆動トルク推定装置１２０は、凝縮器３の入口圧と出口圧との差圧の値を用いて、圧縮機２の駆動トルクを推定する。圧縮機２の駆動トルクは、数１で示される一般式によって推定可能である。数１において、Ｐｄは圧縮機２の吐出圧力の測定値であり、Ｐｓは圧縮機２の吸入圧力の測定値である。変動パラメータとしての圧縮機全効率はＰｄから、比体積はＰｓからそれぞれ導くことができる。また、冷媒の流量Ｇは、冷凍サイクル内の流路抵抗がある箇所（本実施形態では凝縮器３）の上流側の圧力と下流側の圧力の差を検出することで算出可能となる。なお、単位合わせは、質量流量を体積流量に変換するためのものであり、定数である。

駆動トルク推定装置１２０は、圧縮機２の駆動トルクを推定するにあたり、図１及び図２に示すように、凝縮器３の上流側に測定点を有する上流側センサ４１と凝縮器３の下流側に測定点を有する下流側センサ４２とによってそれぞれ検出された圧力の差を差圧として用いるか、又は差圧センサ（不図示）によって直接的に検出された差圧を用いてもよい。

上流側センサ４１は、例えば、圧力センサであり、圧縮機２と凝縮器３との間の配管６１（図１に図示），７１（図２に図示）内を流れる冷媒の圧力、又は凝縮器３内を流れる冷媒の圧力を検出する。上流側センサ４１が凝縮器３内を流れる冷媒の圧力を検出するとき、上流側センサ４１の測定点は、凝縮器３の冷媒入口管（不図示）に設置することが好ましい。上流側センサ４１は、例えば、圧縮機２と凝縮器３とを接続する配管６１，７１又は冷媒入口管に設けられた取付孔（不図示）に、測定点が冷媒と接触するように取り付けられる。上流側センサ４１が検出した圧力は、凝縮器３の入口圧とみなされる。

下流側センサ４２は、例えば、圧力センサである。図１に示すように冷凍サイクル１００ａが内部熱交換器を有さない場合、下流側センサ４２は、凝縮器３と膨張装置４との間の配管６２内を流れる冷媒の圧力、又は凝縮器３のうち上流側センサ４１の測定点よりも凝縮器３の出口側を流れる冷媒の圧力を検出する。図２に示すように冷凍サイクル１００ｂが内部熱交換器１０を有する場合、下流側センサ４２は、凝縮器３と内部熱交換器１０との間の配管７２内を流れる冷媒の圧力、又は凝縮器３のうち上流側センサ４１の測定点よりも凝縮器３の出口側を流れる冷媒の圧力を検出する。下流側センサ４２が凝縮器３の出口側を流れる冷媒の圧力を検出するとき、下流側センサの測定点は、凝縮器３の冷媒出口管（不図示）に設置することが好ましい。また、下流側センサの測定点は、凝縮器３の内部空間に設置してもよい。下流側センサ４２は、例えば、配管６２，７２、凝縮器３の冷媒出口管又は凝縮器３の内部空間に通じるヘッダパイプに設けられた取付孔（不図示）に、測定点が冷媒と接触するように取り付けられる。下流側センサ４２が検出した圧力は、凝縮器３の出口圧とみなされる。

差圧センサ（不図示）は、凝縮器３の入口圧と出口圧との圧力差を検出できる位置に測定点を有し、例えば、冷媒入口管と冷媒出口管との冷媒差圧を受ける位置に設けられる。

次に、駆動トルク推定装置１２０によるトルクの推定手順を説明する。ここでは、図１の冷凍サイクル１００ａを例にとってトルクの推定手順を説明する。図２の冷凍サイクル１００ｂにおけるトルクの推定手順は、図１の冷凍サイクル１００ａと同様である。

まず、駆動トルク推定装置１２０に、上流側センサ４１と下流側センサ４２とからの冷媒圧力の検出値、又は差圧センサ（不図示）からの検出値が入力される。このとき、駆動トルク推定装置１２０には、検出値とともに、冷凍サイクル１００ａの圧縮機２の吐出圧力Ｐｄ及び吸入圧力Ｐｓも入力される。

次いで、駆動トルク推定装置１２０は、凝縮器３の入口圧と出口圧との差圧に基づき冷媒の流量Ｇを演算し（Ｇ＝ｆ（Ｃ１−Ｃ２）、ここで、ｆは、台上評価によって求めることが可能な各凝縮器に固有の関数で、差圧に対応する冷媒の流量の値である）、しかる後に、数１に基づき、圧縮機のトルク推定値を算出する。

駆動トルク推定装置１２０は、空調制御ユニットに搭載されるか、又はエンジンコントロールユニット１５０に搭載されることが好ましい。車両の設計思想、メモリの容量又はコストなどの各種要因に対して柔軟に対応することができる。

冷却装置の制御装置１１０は、各時点における冷凍サイクル１００ａ，１００ｂが受ける熱負荷に応じて、冷却装置７へ冷却能力の制御信号を発信する。冷却装置の制御装置１１０は、例えば、アクティブグリルシャッタ２０のモータ２３及び／又は冷却ファン３０のモータ３２に接続される。

冷却装置の制御装置１１０は、例えば、エンジンコントロールユニット１５０に搭載されるか、又は空調制御ユニット（不図示）に搭載されてもよい。車両の設計思想、メモリの容量又はコストなどの各種要因に対して柔軟に対応することができる。また、冷却装置の制御装置１１０のうち、アクティブグリルシャッタ２０の制御を行う装置と冷却ファン３０の制御を行う装置とを同一の装置とするか、又は別個の装置としてもよい。

冷却装置の制御装置１１０がエンジンコントロールユニット１５０に搭載され、かつ、駆動トルク推定装置１２０がエンジンコントロールユニット１５０に搭載されるとき、エンジンコントロールユニット１５０が、冷却装置の制御装置１１０の役割と駆動トルク推定装置１２０の役割とを兼任する。また、冷却装置の制御装置１１０が空調制御ユニットに搭載され、かつ、駆動トルク推定装置１２０が空調制御ユニットに搭載されるとき、空調制御ユニットが、冷却装置の制御装置１１０の役割と駆動トルク推定装置１２０の役割とを兼任する。

冷却装置の制御装置１１０は、各時点における冷却装置７の冷却能力及び各時点における冷凍サイクル１００ａ，１００ｂが受ける熱負荷の各情報を取得する（ステップ１）。冷却装置の制御装置１１０は、所定の熱負荷とステップ１で取得した各時点における冷凍サイクル１００ａ，１００ｂが受ける熱負荷とを対比する（ステップ２）。冷却装置の制御装置１１０は、ステップ２において、冷凍サイクル１００ａ，１００ｂが受ける熱負荷が所定の熱負荷よりも小さいとき、冷却装置７に向けて冷却能力をステップ１で取得した各時点における冷却装置７の冷却能力よりも低下させる信号を発信する（ステップ３）。ステップ３において、ステップ１で取得した各時点における冷却装置７の冷却能力が最小であるとき、冷却装置の制御装置１１０は、冷却能力が最小の状態を維持する信号を発信することが好ましい。また、冷却装置の制御装置１１０は、ステップ２において、冷凍サイクル１００ａ，１００ｂが受ける熱負荷が所定の熱負荷以上であるとき、冷却装置７に向けて冷却能力をステップ１で取得した各時点における冷却装置７の冷却能力より増加させる信号を発信する（ステップ４）。ステップ４において、ステップ１で取得した各時点における冷却装置７の冷却能力が最大であるとき、冷却装置の制御装置１１０は、冷却能力が最大の状態を維持する信号を発信することが好ましい。

冷凍サイクル１００ａ，１００ｂが受ける熱負荷とは、凝縮器３を冷却する空気の温度若しくは風量、又は蒸発器３によって冷却除湿される空気の温度若しくは風量などによって導かれる値である。熱負荷を導く因子のうち、凝縮器３を冷却する空気の温度（車両の周囲温度）の影響が最も大きいが、凝縮器３を冷却する空気の風量、蒸発器３によって冷却除湿される空気の温度（車両の室内温度）又は風量（蒸発器へのブロアファンからの送風量）も、一定の影響度を持つ。凝縮器３を冷却する空気の風量は、冷却装置７の稼働状態だけでなく、車両の速度の影響も受ける。また圧縮機２がエンジンによって駆動される場合、エンジンの稼働状況に応じて冷媒の吐出量が変動し、冷凍サイクル１００ａ，１００ｂが受ける熱負荷と冷媒の流量との関係が変動する。このため、熱負荷は、メインパラメータとして車両の周囲温度と、必要に応じて補正パラメータとして、（ａ）高圧ラインにおける冷媒の圧力、（ｂ）車両の走行速度、（ｃ）車両の室内温度、（ｄ）蒸発器の温度若しくは蒸発器を通過した空気の温度及び（ｅ）蒸発器へのブロアファンからの送風量の、（ａ）〜（ｅ）の中から選ばれる少なくとも一つとに基づいて判定されることが好ましい。熱負荷をより正確に把握することができ、十分な冷媒の流量を確保することができる。

車両の周囲温度（ａｍｂｉｅｎｔ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ、ＡＭＢ）は、車両の外気温を検出する外気温センサ（不図示）の検出値である。

（ａ）高圧ラインにおける冷媒の圧力は、冷凍サイクル１００ａ、１００ｂの高圧ラインに測定点を有する圧力センサの検出値であり、圧縮機２による冷媒の吐出量と相関性が高い。高圧ラインにおける冷媒の圧力は、凝縮器３の下流側に測定点を有する下流側センサ４２の検出値であることが好ましい。高圧ラインは、圧縮機２から膨張装置４に至るラインである。

（ｂ）車両の走行速度は、車速センサ（不図示）の検出値である。

（ｃ）車両の室内温度は、室温センサ（不図示）の検出値である。

（ｄ）蒸発器の温度又は蒸発器を通過した空気の温度は、サーモセンサ４３の検出値であり、圧縮機２による冷媒の吐出量と相関性がある。サーモセンサ４３が蒸発器５の温度を検知する場合、サーモセンサ４３の測定点は、例えば、蒸発器５のうち最も温度が低くなる部位のフィンに取り付けられる。また、サーモセンサ４３が蒸発器５を通過した空気の温度を検知する場合、サーモセンサ４３の測定点は、例えば、蒸発器５のうち最も温度が低くなる部位の下流側の空間に、従来周知の構成で取り付けられる。

（ｅ）蒸発器へのブロアファンからの送風量は、例えば、ブロアファン（不図示）を駆動するブロワモータの駆動電圧に所定の係数を乗じて算出した値である。蒸発器５が受ける熱負荷は、（ｅ）蒸発器へのブロアファンからの送風量に、（ｃ）車両の室内温度を乗じることで判断することができる。蒸発器５が受ける熱負荷は、冷凍サイクル１００ａ，１００ｂが受ける熱負荷の一部ととらえることができる。

所定の熱負荷は、例えば、「車両の周囲の温度について、予め設定した温度」として規定するのが好ましい。具体的には、「所定の熱負荷は、車両の周囲の温度が１２℃のときに冷凍サイクルが受ける熱負荷」などと規定する。「所定の熱負荷」を、「車両の周囲の温度に加えて（ａ）〜（ｅ）のいずれかの補助パラメータも加味した値について、予め設定した値」として規定することもできるが、冷凍サイクル１００ａ、１００ｂの受ける熱負荷は車両の周囲の温度による影響が最も大きく、車両の周囲の温度について規定しても致命的な不都合にはつながらない。また、制御ロジックの設定を容易化することができる。

冷却装置７の冷却能力を低下させる信号は、冷却装置７がアクティブグリルシャッタ２０であるとき、（１）アクティブグリルシャッタの開口度を減少させる信号であり、冷却装置７が冷却ファン３０であるとき、（２）冷却ファン３０の送風量を低下させる信号である。

前記（１）の信号に従ってアクティブグリルシャッタ２０が制御されることによって、低い温度の外気をエンジン房内に取り込むことが抑制され、前記（２）の信号に従って冷却ファン３０が制御されることによって、凝縮器への冷却風の送風が停止又は抑制される。その結果、凝縮器３での過剰な熱交換が抑制されて、冷凍サイクル１００ａ、１００ｂ内部の冷媒の流量を増大することができる。また、（１）の信号に従う制御によれば車両空力特性が向上して燃費が改善され、（２）の信号に従う制御によれば消費電力が抑制される。その結果、省動力に寄与することができる。

本実施形態に係る冷却装置の制御装置１１０は、前記（２）の制御を行う信号よりも前記（１）の制御を行う信号を優先して発信することが好ましい。低い温度の外気をエンジン房内に取り込むことが優先的に防止され、より効率的に冷媒の流量を増大することができる。

次に、図３を用いて冷却装置の制御装置による制御例をいくつか説明する。冷却装置の制御装置１１０は、図３の実線４００に示すように、熱負荷がｈ１以上であるときは、冷却装置７の冷却能力を最大（１００％）とする信号を発信し、熱負荷がｈ１未満であるときは、冷却装置７の冷却能力を最小（０％）とする信号を発信することが好ましい。また、冷却装置の制御装置１１０は、図３の点線４０１及び一点鎖線４０２に示すように、熱負荷がｈ１以上であるときは、冷却装置７の冷却能力を最大（１００％）とする信号を発信し、熱負荷がｈ２以上ｈ１未満であるときは、冷却装置７の冷却能力を０％を超え１００％未満とする信号を発信し、熱負荷がｈ２未満であるときは、冷却装置７の冷却能力を最小（０％）とする信号を発信することが好ましい。

冷却装置７の冷却能力を最大（１００％）とする信号は、冷却装置７がアクティブグリルシャッタ２０であるときは、アクティブグリルシャッタ２０の開口度を、最大開口度とする信号１ａであり、冷却装置７が冷却ファン３０であるときは、冷却ファン３０の送風量を、最大送風量とする信号１ｂである。

冷却装置７の冷却能力を０％を超え１００％未満とする信号は、冷却装置７がアクティブグリルシャッタ２０であるときは、アクティブグリルシャッタ２０の開口度を、最小開口度を超え最大開口度未満とする信号２ａであり、冷却装置７が冷却ファン３０であるときは、冷却ファン３０の送風量を、最小送風量を超え最大送風量未満とする信号２ｂである。

冷却装置７の冷却能力を最小（０％）とする信号は、冷却装置７がアクティブグリルシャッタ２０であるときは、アクティブグリルシャッタ２０の開口度を、最小開口度とする信号３ａであり、冷却装置７が冷却ファン３０であるときは、冷却ファン３０の送風量を、最小送風量とする信号３ｂである。

ここで、冷却ファン３０の送風量は、冷却ファン３０が１個のときは、当該冷却ファンが形成する送風量であり、冷却ファン３０が２個以上であるときは、各冷却ファンが形成する送風量の合計である。また、最小送風量は、冷却ファン３０が凝縮器専用であるとき又はラジエータの冷却を兼ねるときであってラジエータの冷却が不要であるときは０であり、冷却ファン３０がラジエータの冷却を兼ねるときであってラジエータの冷却が必要であるときはラジエータの冷却に必要な送風量である。

次に、具体的な制御の第一例を、図３を用いて説明する。第一例の制御では、図３に示すグラフの横軸である熱負荷は車両の周囲温度であり、縦軸である冷却能力はアクティブグリルシャッタ２０の開口度及び／又は冷却ファン３０の送風量（最大送風量を１００とした相対値）である。本実施形態に係る冷却装置の制御装置１１０は、熱負荷を車両の周囲温度に基づいて判定し、周囲温度が第１温度閾値ｈ１以上であるとき、下記信号１を発信し、周囲温度が第１温度閾値ｈ１よりも低い温度である第２温度閾値ｈ２以上第１温度閾値ｈ１未満であるとき、下記信号２を発信し、周囲温度が第２温度閾値ｈ２よりも低いとき、下記信号３を発信することが好ましい。
（信号１）アクティブグリルシャッタ２０の開口度を、最大開口度とする信号１ａ、及び、冷却ファン３０の送風量を、最大送風量する信号１ｂのいずれか一方又は両方。
（信号２）アクティブグリルシャッタ２０の開口度を、最小開口度を超え最大開口度未満とする信号２ａ、及び、冷却ファン３０の送風量を、最小送風量を超え最大送風量未満とする信号２ｂのいずれか一方又は両方。
（信号３）アクティブグリルシャッタ２０の開口度を、最小開口度とする信号３ａ、及び、冷却ファン３０の送風量を、最小送風量とする信号３ｂのいずれか一方又は両方。

第一例の制御では、熱負荷を車両の周囲温度に基づいて判定することで、各測定時点での熱負荷の所定の熱負荷に対する大小関係を容易に把握して、十分な冷媒の流量を確保することができる。

次に、具体的な制御の第二例を、図４を用いて説明する。本実施形態に係る冷却装置の制御装置１１０は、熱負荷を車両の周囲温度に加えて冷凍サイクルの高圧ラインにおける冷媒の圧力に基づいて判定し、周囲温度を横軸、圧力を縦軸、横軸と縦軸との交点をＯ、横軸のＯよりも正の方向側の端点をＸ、縦軸のＯよりも正の方向側の端点をＹ、ＸＯＹの内部を象限Ａとし、Ｏ−Ｘ間の横軸上の点ａ１とＯ−Ｙ間の縦軸上の点ｂ１とを象限Ａ内で結ぶ線Ｌ１と、Ｏ−点ａ１間の横軸上の点ａ２とＯ−点ｂ１の間の縦軸上の点ｂ２とを象限Ａ内で結び、Ｌ１に交差しない線Ｌ２とを引いた２次元グラフにおいて、周囲温度及び圧力が、Ｌ１を境界としてＯとは反対側の領域５００にあるとき、下記信号１を発信し、周囲温度及び圧力が、Ｌ１とＬ２との間の領域５０１にあるとき、下記信号２を発信し、周囲温度及び圧力が、Ｌ２を境界としてＯ側の領域５０２にあるとき、下記信号３を発信することが好ましい。
（信号１）アクティブグリルシャッタ２０の開口度を、最大開口度とする信号１ａ、及び、冷却ファン３０の送風量を、最大送風量する信号１ｂのいずれか一方又は両方。
（信号２）アクティブグリルシャッタ２０の開口度を、最小開口度を超え最大開口度未満とする信号２ａ、及び、冷却ファン３０の送風量を、最小送風量を超え最大送風量未満とする信号２ｂのいずれか一方又は両方。
（信号３）アクティブグリルシャッタ２０の開口度を、最小開口度とする信号３ａ、及び、冷却ファン３０の送風量を、最小送風量とする信号３ｂのいずれか一方又は両方。

横軸と縦軸との交点（Ｏ）は、横軸と縦軸とが直交する点である。交点において、周囲温度の値及び高圧ラインの冷媒の圧力の値は（０，０）である必要はなく、それぞれ任意の値であってよい。

横軸の端点Ｘは、想定される周囲温度よりも高い温度となる点である。縦軸の端点をＹは、想定される圧力よりも大きな圧力となる点である。

象限Ａは、図４が図示された紙面を横軸と縦軸とで４つの部分に区画したとき、右上に位置する区画である。

点ａ１及び点ａ２は任意の周囲温度となる点である。例えば、点ａ１の温度は、１０〜１４℃であることが好ましく、１１〜１２℃であることがより好ましい。点ａ２の温度は、４〜８℃であることが好ましく、５〜６℃であることがより好ましい。

点ｂ１及び点ｂ２は任意の圧力となる点である。点ｂ１の圧力は、圧縮機２が固定容量型の場合は０．６〜０．８ＭＰａであることが好ましく、０．６５〜０．７５ＭＰａであることがより好ましい。圧縮機２が可変容量型の場合は、０．３〜０．５ＭＰａであることが望ましく、０．３５〜０．４５ＭＰａであることがより好ましい。点ｂ２の圧力は、圧縮機２が固定容量型の場合は０．３〜０．５ＭＰａであることが好ましく、０．３５〜０．４５ＭＰａであることがより好ましい。圧縮機２が可変容量型の場合は、０．１〜０．３ＭＰａであることが望ましく、０．１５〜０．２５ＭＰａであることがより好ましい。

線Ｌ１及び線Ｌ２は、所定の熱負荷を表す線であり、冷却装置７の制御信号の境界線である。線Ｌ１及び線Ｌ２は、象限Ａ内にあればよく、その形状は特に限定されず、図４に示すように複数の線分を繋いだ折れ線であるか、１本の線分（不図示）であるか、曲線（不図示）であるか、線分と曲線とを組合せた線（不図示）であってもよい。

線Ｌ１及び線Ｌ２は、高圧ラインの冷媒の圧力の値に応じて決められることが好ましい。線Ｌ１の設定方法を例にとって説明すると、例えば、図４では、圧力がｐ以下であるとき、周囲温度ａ１に沿う値として圧力に関わらず一定とし、圧力がｐを超え点ｂ１の圧力未満であるとき、周囲温度を圧力が高くなるほど低い値とし、圧力が点ｂ１の圧力以上であるとき、圧力ｂ１に沿う値として周囲温度に関わらず一定とする。

第二例の制御では、車両の周囲温度に高圧ラインの冷媒の圧力を加味して熱負荷の判定を行うので、各測定時点での熱負荷の所定の熱負荷に対する大小関係をより正確に把握して、十分な冷媒の流量を確保することができる。また、冷却装置の冷却能力を低下させる制御を開始する時点で既に高圧ラインの冷媒の圧力が高い場合に、更なる高圧ラインの冷媒の圧力上昇が防止されて、省動力の効果を発揮することができる。

第一例の制御又は第二例の制御において、冷却装置の制御装置１１０が信号２ａ又は２ｂを発信するとき、図３の点線４０１で示すように、アクティブグリルシャッタ２０の開口度又は冷却ファン３０の送風量を熱負荷に応じて連続的に減少させるか、又は図３の一点鎖線４０２で示すように、アクティブグリルシャッタ２０の開口度又は冷却ファン３０の送風量を熱負荷に応じて段階的に減少させてもよい。

図５は、図１に示す冷凍サイクルのモリエル線図である。図５を用いて、本実施形態に係る冷却装置の制御装置１１０の作用効果を説明する。冷凍サイクル１００ｂが図２に示すように内部熱交換器１０を有する場合も作用効果は同様である。図５において実線６０１は、本実施形態に係る冷却装置の制御装置１１０による制御を行った冷凍サイクル１００ａであり、点線６０２は、従来の冷凍サイクルである。冷却装置の制御装置１１０が冷却装置へ向けて冷却能力を低下させる信号を発信し、冷却装置７の冷却能力が低下すると、図５に示すように、凝縮器３での熱交換が抑制されるので、実線６０１の冷凍サイクルにおける凝縮器３でのエンタルピの幅Ｒ２が、点線６０２の冷凍サイクルにおける凝縮器３でのエンタルピの幅Ｒ１よりも小さくなる。さらに、実線６０１の冷凍サイクルにおける蒸発器５でのエンタルピの幅Ｑ２は、点線６０２の冷凍サイクルにおける蒸発器５でのエンタルピの幅Ｑ１よりも小さくなる。そうすると、蒸発器５を流出する冷媒の加熱度が上昇することになるので、加熱度の上昇を抑制するように膨張装置４の弁が広がる方向へ移動し、冷媒の流量が増加する。

一方、冷凍サイクル１００ａが受ける熱負荷が小さいと、冷媒の流量が減少する。熱負荷が小さいと、凝縮器３での熱交換が促進され、また蒸発器５での冷却除湿も促進されるので、蒸発器５を流出する冷媒の加熱度が低下することになる。そこで膨張装置４の弁は閉じる方向に作用し、冷媒の流量が減少する。冷媒の流量が少なくなると、凝縮器３の入口圧と出口圧との差圧が小さくなる。その結果、駆動トルクを推定するときに用いられる冷媒の流量Ｇについて、差圧が小さくなるから、冷媒の流量が減少する前と比較してノイズが相対的に大きくなり、推定されるトルクの精度低下につながる。本実施形態に係る冷却装置の制御装置１１０によれば、冷熱負荷が大きいときはもちろん、小さいときであっても、十分な冷媒の流量を確保することができる。その結果、適正な差圧を検出することができ、高い精度での圧縮機のトルク推定に寄与することができる。

図２に示すように内部熱交換器１０を有する冷凍サイクル１００ｂでは、図１に示すように内部熱交換器１０を有さない冷凍サイクル１００ａと比較して蒸発器５での吸熱量が増大するため、冷媒の流量が減少するところ、本実施形態に係る冷却装置の制御装置１１０よれば、冷凍サイクル１００ｂが内部熱交換器１０を有する場合であっても、冷凍サイクルが受ける熱負荷の大小に関わらず十分な冷媒の流量を確保し、高い精度での圧縮機のトルク推定に寄与することができる。

以下、実施例に基づき本発明をさらに詳細に説明するが、本発明は、かかる実施例に何ら限定されるものではない。

（実施例１）
図１に示す冷凍サイクル１００ａにおいて、冷却装置の制御装置１１０が熱負荷を車両の周囲温度に基づいて判定し、周囲温度が所定温度（１２℃）よりも低いとき、アクティブグリルシャッタ２０の開口度を最小開口度とし、かつ、冷却ファン３０を停止する制御を行った。凝縮器３での熱交換が抑制され、蒸発器５を流出する冷媒の加熱度の上昇を抑制するために冷媒の流量を増やせる。そして、凝縮器３の入口圧と出口圧との差を十分なものとし、高い精度で圧縮機のトルク推定を行うことができる。

（比較例１）
図１に示す冷凍サイクル１００ａにおいて、熱負荷の大小に関わらず、アクティブグリルシャッタ２０の開口度及び冷却ファン３０の送風量を一定とした。周囲温度が所定温度（１２℃）よりも低いとき、凝縮器３での熱交換が抑制されず、蒸発器５を流出する冷媒の加熱度の低下を抑制するために冷媒の流量が減少する。そして、凝縮器３の入口圧と出口圧との差が不十分なものとなり、高い精度で圧縮機のトルク推定を行うことが困難となる。

図６は、実施例１及び比較例１における熱負荷と冷媒の流量との関係を示すグラフである。図６の実線８０２は実施例１、点線８０１は比較例１である。図６に示すように、実施例１（実線８０２）では熱負荷が小さいときの冷媒の流量が、比較例１（点線８０１）よりも増加していた。このため、熱負荷が小さいときであっても十分な冷媒の流量を確保し、高い精度での圧縮機のトルク推定に寄与することができる。

（実施例２）
図２に示す冷凍サイクル１００ｂにおいて、冷却装置の制御装置１１０が熱負荷を車両の周囲温度に基づいて判定し、周囲温度が所定温度（１２℃）よりも低いとき、アクティブグリルシャッタ２０の開口度を最小開口度とし、かつ、冷却ファン３０を停止する制御を行った。凝縮器３での熱交換が抑制され、蒸発器５を流出する冷媒の加熱度の上昇を抑制するために冷媒の流量を増やせる。そして、凝縮器３の入口圧と出口圧との差を十分なものとし、高い精度で圧縮機のトルク推定を行うことができる。

（比較例２）
図２に示す冷凍サイクル１００ｂにおいて、熱負荷の大小に関わらず、アクティブグリルシャッタ２０の開口度及び冷却ファン３０の送風量を一定とした。周囲温度が所定温度（１２℃）よりも低いとき、凝縮器３での熱交換が抑制されず、蒸発器５を流出する冷媒の加熱度の低下を抑制するために冷媒の流量が減少する。そして、凝縮器３の入口圧と出口圧との差が不十分なものとなり、高い精度で圧縮機のトルク推定を行うことが困難となる。

図７は、実施例２及び比較例２における熱負荷と冷媒の流量との関係を示すグラフである。図７の実線９０２は実施例２、点線９０１は比較例２である。また、点線８０１は比較例１である。図７に示すように、内部熱交換器を有する冷凍サイクル１００ｂ（点線９０１）は、内部熱交換器を有さない冷凍サイクル１００ａ（点線８０１）に比べて冷媒の流量が少ない。このため、熱負荷が小さいとき、内部熱交換器を有する冷凍サイクル１００ｂ（点線９０１）は、内部熱交換器を有さない冷凍サイクル１００ａ（点線８０１）よりも圧縮機のトルク推定精度が劣る傾向にあった。しかし、図７に示すように、実施例２（実線９０２）では熱負荷が小さいときの冷媒の流量が、比較例２（点線９０１）よりも増加していた。このため、冷凍サイクル１００ｂが内部熱交換器１０を有する場合であっても熱負荷が小さいときに冷媒の流量を確保し、高い精度での圧縮機のトルク推定に寄与することができる。

２ 圧縮機
３ 凝縮器
４ 膨張装置
５ 蒸発器
７ 冷却装置
１０ 内部熱交換器
１１ 第１の熱交換部
１２ 第２の熱交換部
６１〜６４、７１〜７６ 配管
２０ アクティブグリルシャッタ
２１ グリル開口部
２２ ルーバー
２３ モータ
３０ 冷却ファン
３１ 羽根車
３２ モータ
４１ 上流側センサ
４２ 下流側センサ
４３ サーモセンサ
１００ａ 冷凍サイクル
１００ｂ 冷凍サイクル１１０ 冷却装置の制御装置
１２０ 駆動トルク推定装置
１５０ エンジンコントロールユニット

Claims (7)

1. 圧縮機と凝縮器と膨張装置と蒸発器とを配管で接続し、冷媒が循環する冷凍サイクルと、前記凝縮器を冷却する冷却装置と、前記凝縮器の入口圧と出口圧との差圧の値を用いて、前記圧縮機の駆動トルクを推定する駆動トルク推定装置と、を備える車両に搭載され、
   前記冷凍サイクルが受ける熱負荷が所定の熱負荷よりも小さいとき、前記冷却装置に向けて冷却能力を低下させる信号を発信することを特徴とする冷却装置の制御装置。
2. 前記冷却装置が、開口度を最小開口度と最大開口度との間で調整可能なアクティブグリルシャッタ及び前記凝縮器を冷却する空気の流れを発生させる冷却ファンのいずれか一方又は両方であり、
   前記信号は、
   （１）前記アクティブグリルシャッタの開口度を減少させる、
   （２）前記冷却ファンの送風量を低下させる、
   の（１）及び（２）のいずれか一方又は両方の制御を行う信号であることを特徴とする請求項１に記載の冷却装置の制御装置。
3. 前記冷却装置の制御装置は、前記（２）の制御を行う信号よりも前記（１）の制御を行う信号を優先して発信することを特徴とする請求項２に記載の冷却装置の制御装置。
4. 前記冷凍サイクルは、前記凝縮器から前記膨張装置に導かれる冷媒が流れる第１の熱交換部と前記蒸発器から前記圧縮機の吸入側に導かれる冷媒が流れる第２の熱交換部との間で前記冷媒の熱交換を行う内部熱交換器を有することを特徴とする請求項１〜３のいずれか一つに記載の冷却装置の制御装置。
5. 前記冷却装置の制御装置は、前記熱負荷を前記車両の周囲温度に基づいて判定し、
   前記周囲温度が第１温度閾値以上であるとき、下記信号１を発信し、
   前記周囲温度が前記第１温度閾値よりも低い温度である第２温度閾値以上前記第１温度閾値未満であるとき、下記信号２を発信し、
   前記周囲温度が前記第２温度閾値よりも低いとき、下記信号３を発信することを特徴とする請求項２〜４のいずれか一つに記載の冷却装置の制御装置。
   （信号１）前記アクティブグリルシャッタの開口度を、前記最大開口度とする信号１ａ、及び、前記冷却ファンの送風量を、最大送風量する信号１ｂのいずれか一方又は両方。
   （信号２）前記アクティブグリルシャッタの開口度を、前記最小開口度を超え前記最大開口度未満とする信号２ａ、及び、前記冷却ファンの送風量を、最小送風量を超え最大送風量未満とする信号２ｂのいずれか一方又は両方。
   （信号３）前記アクティブグリルシャッタの開口度を、前記最小開口度とする信号３ａ、及び、前記冷却ファンの送風量を、最小送風量とする信号３ｂのいずれか一方又は両方。
6. 前記冷却装置の制御装置は、前記熱負荷を前記車両の周囲温度に加えて前記冷凍サイクルの高圧ラインにおける冷媒の圧力に基づいて判定し、
   前記周囲温度を横軸、前記圧力を縦軸、前記横軸と前記縦軸との交点をＯ、前記横軸の前記Ｏよりも正の方向側の端点をＸ、前記縦軸の前記Ｏよりも正の方向側の端点をＹ、ＸＯＹの内部を象限Ａとし、前記Ｏ−前記Ｘ間の前記横軸上の点ａ１と前記Ｏ−前記Ｙ間の前記縦軸上の点ｂ１とを前記象限Ａ内で結ぶ線Ｌ１と、前記Ｏ−前記点ａ１間の前記横軸上の点ａ２と前記Ｏ−前記点ｂ１の間の前記縦軸上の点ｂ２とを前記象限Ａ内で結び、前記Ｌ１に交差しない線Ｌ２とを引いた２次元グラフにおいて、
   前記周囲温度及び前記圧力が、前記Ｌ１を境界として前記Ｏとは反対側の領域にあるとき、下記信号１を発信し、
   前記周囲温度及び前記圧力が、前記Ｌ１と前記Ｌ２との間の領域にあるとき、下記信号２を発信し、
   前記周囲温度及び前記圧力が、前記Ｌ２を境界として前記Ｏ側の領域にあるとき、下記信号３を発信することを特徴とする請求項２〜４のいずれか一つに記載の冷却装置の制御装置。
   （信号１）前記アクティブグリルシャッタの開口度を、前記最大開口度とする信号１ａ、及び、前記冷却ファンの送風量を、最大送風量する信号１ｂのいずれか一方又は両方。
   （信号２）前記アクティブグリルシャッタの開口度を、前記最小開口度を超え前記最大開口度未満とする信号２ａ、及び、前記冷却ファンの送風量を、最小送風量を超え最大送風量未満とする信号２ｂのいずれか一方又は両方。
   （信号３）前記アクティブグリルシャッタの開口度を、前記最小開口度とする信号３ａ、及び、前記冷却ファンの送風量を、最小送風量とする信号３ｂのいずれか一方又は両方。
7. 前記熱負荷は、メインパラメータとして前記車両の周囲温度と、必要に応じて補正パラメータとして、（ａ）前記高圧ラインにおける冷媒の圧力、（ｂ）前記車両の走行速度、（ｃ）前記車両の室内温度、（ｄ）前記蒸発器の温度若しくは該蒸発器を通過した空気の温度及び（ｅ）前記蒸発器へのブロアファンからの送風量の、（ａ）〜（ｅ）の中から選ばれる少なくとも一つとに基づいて判定されることを特徴とする請求項１〜６のいずれか一つに記載の冷却装置の制御装置。

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