JP3991536B2

JP3991536B2 - Air conditioner for vehicles

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Publication number: JP3991536B2
Application number: JP34086999A
Authority: JP
Inventors: 和仁宮川; 康種 ▲土▼方
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 1999-11-30
Filing date: 1999-11-30
Publication date: 2007-10-17
Anticipated expiration: 2019-11-30
Also published as: JP2001153425A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、可変容量型の圧縮機を有する車両用空調装置に関するもので、走行用エンジン（内燃機関）から駆動力を得て稼働する圧縮機を有するものに適用して有効である。
【０００２】
【従来の技術】
可変容量型の圧縮機を有する車両用空調装置として、例えば、特開平０７−９８４３号公報に記載の発明では、圧縮機の吸入圧が所定値となるように圧縮機の吐出容量を可変制御している。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上記公報に記載の発明では、圧縮機の吸入圧に基づいて吐出容量を制御しているので、例えば車両加速時等のエンジン負荷が大きくなるときに、吐出容量を減少させて圧縮機の駆動力を軽減し、エンジン負荷を軽減するといった制御をすることが難しい。
【０００４】
そこで、発明者等は、圧縮機から吐出される吐出冷媒流量が所定流量となるように圧縮機の吐出容量を機械的に制御する車両用空調装置を検討したが、この車両用空調装置では、以下に述べる課題が新たに発生した。
【０００５】
すなわち、車両用空調装置では、蒸発器を通過した空気の温度が所定温度（例えば３℃）となるように蒸発器の冷凍能力を制御することが望ましい。そこで、通常、蒸発器通過後の空気温度（サーミスタ等の温度検出手段の検出温度）、並びに予め設定された比例ゲイン、積分時間及び微分時間等の定数値に基づいて圧縮機の吐出容量をＰＩＤ制御式により演算し、その演算結果に基づいて圧縮機の吐出容量を実際に可変制御するが、ＰＩＤ制御式により制御目標吐出容量を決定すると、例えばエンジンの回転数（圧縮機の回転数）や送風量等の蒸発器の熱負荷を決定する要因が急激に変化しても、ＰＩＤ制御式により決定された制御目標吐出容量は、熱負荷の変化に追従して直ぐに変化しないので、空調フィーリング（空調感）の悪化を招く。
【０００６】
一方、熱負荷の変化に対して直ぐに追従して制御目標吐出容量が変化するように比例ゲイン、積分時間及び微分時間等の定数値を設定すると、僅かな熱負荷の変化に対して制御目標吐出容量が変化してしまうので、却って、空調フィーリングの悪化を招く可能性がある。
【０００７】
本発明は、上記点に鑑み、可変容量型の圧縮機を有する車両用空調装置において、空調フィーリングの悪化を防止することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
本発明は、上記目的を達成するために、請求項１に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮するとともに、吐出冷媒流量が目標吐出冷媒流量となるように機械的に吐出容量を変化させることができる可変容量型の圧縮機（１００）、及び冷媒と室内に吹き出す空気とを熱交換する熱交換器（９）を有する蒸気圧縮式冷凍サイクル（Ｒｃ）と、圧縮機（１００）及び圧縮機（１００）以外の車両機器に動力を供給する駆動源（Ｅ／Ｇ）と、熱交換器（９）を通過した空気の温度を検出する温度検出手段（２６）と、目標吐出冷媒流量を決定する吐出容量決定手段（Ｓ１４０）と、温度検出手段（２６）の検出温度（Ｔｅ）、並びに予め設定された比例ゲイン、積分時間及び微分時間からなる定数値に基づいて圧縮機（１００）の吐出容量をＰＩＤ制御式により決定するＰＩＤ制御式演算手段（Ｓ１２０）と、熱交換器（９）を通過した空気の温度と相関関係を有する測定可能な物理量である駆動源（Ｅ／Ｇ）の回転数に基づいて一義的に圧縮機（１００）の吐出容量を決定するマップ演算手段（Ｓ１３０）とを備え、吐出容量決定手段（Ｓ１４０）は、ＰＩＤ制御式演算手段（Ｓ１２０）により決定されたＰＩＤ制御値とマップ演算手段（Ｓ１３０）により決定されたマップ制御値とを比較し、ＰＩＤ制御値およびマップ制御値のうち、小さい方の値に基づいて、圧縮機（１００）の吐出容量を制御することを特徴とする。
【０００９】
これにより、熱負荷が変化したときにマップ制御値を選択して圧縮機（１００）の吐出容量を制御すれば、熱負荷の変化に対して直ぐに追従して圧縮機１００の吐出容量を変化させることが可能となるので、空調フィーリングの悪化を防止することが可能となる。
【００１０】
ところで、ＰＩＤ制御値が熱負荷の変化に直ぐに追従変化しない場合の多くは、後述するように、熱負荷が急激に減少するように変化した場合である。
【００１１】
そこで、吐出容量決定手段（Ｓ１４０）は、ＰＩＤ制御値及びマップ制御値のうち小さい方の値に基づいて圧縮機（１００）の吐出容量を制御するので、熱負荷の変化に対して直ぐに追従して圧縮機（１００）の吐出容量を変化させることができ、空調フィーリングの悪化を防止することができる。
また、請求項２に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮するとともに、吐出冷媒流量が目標吐出冷媒流量となるように機械的に吐出容量を変化させることができる可変容量型の圧縮機（１００）、及び冷媒と室内に吹き出す空気とを熱交換する熱交換器（９）を有する蒸気圧縮式冷凍サイクル（Ｒｃ）と、圧縮機（１００）及び圧縮機（１００）以外の車両機器に動力を供給する駆動源（Ｅ／Ｇ）と、熱交換器（９）を通過した空気の温度を検出する温度検出手段（２６）と、目標吐出冷媒流量を決定する吐出容量決定手段（Ｓ１４０）と、温度検出手段（２６）の検出温度（Ｔｅ）、並びに予め設定された比例ゲイン、積分時間及び微分時間からなる定数値に基づいて圧縮機（１００）の吐出容量をＰＩＤ制御式により決定するＰＩＤ制御式演算手段（Ｓ１２０）と、温度検出手段（２６）の検出温度（Ｔｅ）に基づいて一義的に圧縮機（１００）の吐出容量を決定するマップ演算手段（Ｓ１３０）とを備え、吐出容量決定手段（Ｓ１４０）は、ＰＩＤ制御式演算手段（Ｓ１２０）により決定されたＰＩＤ制御値とマップ演算手段（Ｓ１３０）により決定されたマップ制御値とを比較し、ＰＩＤ制御値およびマップ制御値のうち、小さい方の値に基づいて、圧縮機（１００）の吐出容量を制御することを特徴とする。
これにより、請求項１に記載の発明と同様の効果を得ることができる。
また、請求項３に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮するとともに、吐出冷媒流量が目標吐出冷媒流量となるように機械的に吐出容量を変化させることができる可変容量型の圧縮機（１００）、及び冷媒と室内に吹き出す空気とを熱交換する熱交換器（９）を有する蒸気圧縮式冷凍サイクル（Ｒｃ）と、圧縮機（１００）及び圧縮機（１００）以外の車両機器に動力を供給する駆動源（Ｅ／Ｇ）と、熱交換器（９）に向けて空気を送風する送風機（７）と、熱交換器（９）を通過した空気の温度を検出する温度検出手段（２６）と、目標吐出冷媒流量を決定する吐出容量決定手段（Ｓ１４０）と、温度検出手段（２６）の検出温度（Ｔｅ）、並びに予め設定された比例ゲイン、積分時間及び微分時間からなる定数値に基づいて圧縮機（１００）の吐出容量をＰＩＤ制御式により決定するＰＩＤ制御式演算手段（Ｓ１２０）と、熱交換器（９）を通過した空気の温度と相関関係を有する測定可能な物理量である送風機（７）への印可電圧に基づいて一義的に圧縮機（１００）の吐出容量を決定するマップ演算手段（Ｓ１３０）とを備え、吐出容量決定手段（Ｓ１４０）は、ＰＩＤ制御式演算手段（Ｓ１２０）により決定されたＰＩＤ制御値とマップ演算手段（Ｓ１３０）により決定されたマップ制御値とを比較し、ＰＩＤ制御値およびマップ制御値のうち、小さい方の値に基づいて、圧縮機（１００）の吐出容量を制御することを特徴とする。
これにより、請求項１に記載の発明と同様の効果を得ることができる。
また、請求項４に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮するとともに、吐出冷媒流量が目標吐出冷媒流量となるように機械的に吐出容量を変化させることができる可変容量型の圧縮機（１００）、及び冷媒と室内に吹き出す空気とを熱交換する熱交換器（９）を有する蒸気圧縮式冷凍サイクル（Ｒｃ）と、圧縮機（１００）及び圧縮機（１００）以外の車両機器に動力を供給する駆動源（Ｅ／Ｇ）と、熱交換器（９）を通過した空気の温度を検出する温度検出手段（２６）と、目標吐出冷媒流量を決定する吐出容量決定手段（Ｓ１４０）と、温度検出手段（２６）の検出温度（Ｔｅ）、並びに予め設定された比例ゲイン、積分時間及び微分時間からなる定数値に基づいて圧縮機（１００）の吐出容量をＰＩＤ制御式により決定するＰＩＤ制御式演算手段（Ｓ１２０）と、熱交換器（９）を通過した空気の温度と相関関係を有する測定可能な物理量である熱交換器（９）へ流入する空気温度に基づいて一義的に圧縮機（１００）の吐出容量を決定するマップ演算手段（Ｓ１３０）とを備え、吐出容量決定手段（Ｓ１４０）は、ＰＩＤ制御式演算手段（Ｓ１２０）により決定されたＰＩＤ制御値とマップ演算手段（Ｓ１３０）により決定されたマップ制御値とを比較し、ＰＩＤ制御値およびマップ制御値のうち、小さい方の値に基づいて、圧縮機（１００）の吐出容量を制御することを特徴とする。
これにより、請求項１に記載の発明と同様の効果を得ることができる。
【００１２】
請求項５に記載の発明では、吐出容量決定手段（Ｓ１４０）は、圧縮機（１００）の起動後、所定時間が経過するまでの間は、圧縮機（１００）の吐出容量を最大とし、圧縮機（１００）の起動後、所定時間が経過した後は、ＰＩＤ制御値及びマップ制御値のうち小さい方の値に基づいて圧縮機（１００）の吐出容量を制御することを特徴とする。
【００１３】
これにより、空調装置起動直後のクールダウン時においては最大冷凍（冷房））能力を発揮することができ、クールダウン終了後においては、熱負荷の変化に対して直ぐに追従して圧縮機（１００）の吐出容量を変化させることができるので、空調フィーリングの悪化を防止することができる。
【００１６】
因みに、上記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一例である。
【００１７】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
図１は本実施形態に係る車両用空調装置１の模式図であり、空気流路をなす空調ケーシング２の空気上流側部位には、車室内気を吸入するための内気吸入口３と外気を吸入するための外気吸入口４とが形成されるとともに、これらの吸入口３、４の開口割合を調節する吸入口切換ドア（内外気調節手段）５が設けられている。
【００１８】
この吸入口切換ドア５の下流側部位には、空気中の塵埃を取り除くフィルタＦ及び遠心式の送風機７が配設されており、この送風機７により両吸入口３、４から吸入された空気が、後述する各吹出口１４、１５、１７に向けて送風されている。送風機７の空気下流側には、空気冷却手段をなす蒸発器９が配設されており、送風機７により送風された空気は全てこの蒸発器９を通過する。
【００１９】
蒸発器９の空気下流側には、空気加熱手段をなすヒータコア１０が配設されており、このヒータコア１０は、エンジン１１の冷却水を熱源として空気を加熱している。なお、蒸発器９は、冷媒を蒸発させることにより冷凍能力（冷房能力）を発揮する蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、冷凍サイクルと略す。）の低圧側の熱交換器であり、冷凍サイクルについては後述する。
【００２０】
また、空調ケーシング２には、ヒータコア１０をバイパスするバイパス通路１２が形成されており、ヒータコア１０の空気上流側には、ヒータコア１０を通る風量とバイパス通路１２を通る風量との風量割合を調節するエアミックスドア１３が配設されている。この風量割合の調節は、このエアミックスドア１３の開度を調節することにより調節される。
【００２１】
また、空調ケーシング２の最下流側部位には、車室内乗員の上半身に空調空気を吹き出すためのフェイス吹出口１４と、車室内乗員の足元に空気を吹き出すためのフット吹出口１５と、フロントガラス１６の内面に向かって空気を吹き出すためのデフロスタ吹出口１７とが形成されている。
【００２２】
そして、上記各吹出口１４、１５、１７の空気上流側部位には、各吹出口１４、１５、１７の開口度合いを調節して吹出モードを切り換える吹出モード切換ドア１８、１９、２０が配設されている。なお、これらの吹出モード切換ドア１８、１９、２０、吸入口切換ドア５及びエアミックスドア１３は、サーボモータ等の駆動手段Ｍ１〜Ｍ２により開閉制御され、駆動手段Ｍ１〜Ｍ２並びに送風機７（のモータＭ３）は、図２に示すように、電子制御装置（ＥＣＵ）２１により制御される。
【００２３】
次に、冷凍サイクルについて述べる。
【００２４】
図３は冷凍サイクルＲｃの模式図を示しており、１００は走行用エンジンＥ／Ｇから駆動力を得て冷媒を吸入圧縮する圧縮機であり、この圧縮機１００は、図４に示すように、駆動力を断続可能に伝達する電磁クラッチ等のクラッチ手段１０１を介して駆動力を得ている。なお、圧縮機１００の構造は、後述する。
【００２５】
また、図３中、２００は圧縮機１００から吐出した高温高圧の冷媒と室外空気との間で熱交換して冷媒を冷却凝縮させる凝縮器（放熱器）であり、３００は凝縮器２００から流出した冷媒を減圧する減圧器である。なお、減圧器３００は蒸発器９の冷媒出口側における冷媒加熱度が所定値となるように開度を調節する、いわゆる温度式膨張弁である。
【００２６】
なお、ＥＣＵ２１には、乗員が希望する室内温度を乗員が設定入力する温度設定手段２２の設定温度Ｔｓｅｔ、室内空気の温度を検出する内気温センサ（内気温度検出手段）２３の検出温度Ｔｉｎ、室外空気の温度を検出する外気温センサ（外気温度検出手段）２４の検出温度Ｔｏｕｔ、室内に降り注がれる日射量を検出する日射センサ２５の検出値、及び蒸発器９を通過した直後の空気温度を検出する温度センサ（温度検出手段）２６の検出温度Ｔｅ等の空調センサ信号が入力されている。なお、温度センサ２３、２４、２６はサーミスタ等の温度により電気抵抗値が変化するものを採用している。
【００２７】
次に、圧縮機１００の構造について述べる。
【００２８】
圧縮機１００は、図４に示すように、周知の可変容量式の斜板型圧縮機であり、回転するシャフト１０２に対して傾いた斜板１０３をシャフト１０２と一体的に回転させることによりシュー１０４を介して斜板１０３に連結された複数本（本実施形態では、６本）のピストン１０５を往復運動させて作動室Ｖｃの体積を拡大縮小させて冷媒を吸入圧縮するものである。そして、圧縮機１００の吐出容量を変化させる場合には、斜板１０３が収納された斜板室（制御圧室）１０６内の圧力を変化させて斜板１０３の傾斜角度を変化させてピストン１０５のストローク（行程）を変化させる。なお、斜板室１０６は、オリフィス等の絞り手段を有する通路手段を介して圧縮機の吸入側と連通している。
【００２９】
また、１０７は各作動室Ｖｃから吐出された冷媒を集合回収するとともに、脈動を平滑化する第１吐出室であり、１０８は第１吐出室１０７内の冷媒を吐出口１０９に導く第２吐出室であり、両吐出室１０７、１０８は所定の穴径を有する連通路（図示せず。）を介して連通している。このため、冷媒が連通路を流通する際に圧力損失が発生し、第２吐出室１０８内の圧力は第１圧力室１０７内の圧力より低くなる。
【００３０】
また、図５は、斜板室（制御圧室）１０６内の圧力を制御する制御バルブ（吐出容量制御手段）１１０の断面図である。この制御バルブ１１０は、圧縮機１００内に形成された第１吐出室１０７と第２吐出室１０８との差圧が所定の圧力差（以下、この圧力差を制御目標圧力差と呼ぶ。）Δｐとなるように稼働する第１制御部１２０と、第１制御部１２０の作動を規制して制御目標圧力差Δｐを制御する第２制御部１３０とからなるものである。
【００３１】
先ず、第１制御部１２０について述べる。１２１は第１吐出室１０７内の圧力が導かれる第１制御室であり、１２２は第２吐出室１０８内の圧力が導かれる第２制御室である。そして、両制御室１２１、１２２は、摺動可能な仕切り部材１２３により仕切られており、第１制御室１２１内には、第１制御室１２１の体積を拡大する向きに仕切り部材１２３を押圧する力（弾性力）を発揮するコイルスプリング（弾性手段）１２４が配設されている。このため、仕切り部材１２３に形成されたプッシュロッド１２５には、両制御室１２１、１２２の圧力差による力及びコイルスプリング１２４の弾性力が作用しているとともに、その力（以下、この力を開弁力）の向きは、第１制御室１２１内の圧力が第２制御室１２２より大きいことから第１制御室１２１の体積が増大する向き（紙面左向き）である。なお、プッシュロッド１２５の移動量は微少であるので、コイルスプリング１２４が仕切り部材１２３（プッシュロッド）１２５に及ぼす力は略一定値と見なすことができる。
【００３２】
一方、第２制御部１３０は、開弁力に対向する力（以下、この力を閉弁力と呼ぶ。）を弁体１３１に作用させるもので、弁体１３１は圧縮機１００の吐出圧（第２吐出室１０８の圧力）を斜板室１０６に導く制御圧通路１４０の連通状態を制御するものである。
【００３３】
また、１３２は励磁コイル１３３により誘起された磁界によって発生した電磁吸引力により可動するプランジャ（可動鉄心）であり、１３４はプランジャ１３２と引き合うストッパ（固定鉄心）であり、１３５は電磁吸引力と対向する力を発生するコイルスプリング（弾性手段）である。なお、プランジャ１３２の移動量は微少であるので、コイルスプリング１３５がプランジャ１３２に及ぼす力は略一定値と見なすことができる。
【００３４】
そして、プランジャ１３２と弁体１３１とは一体化されており、励磁コイル１３３に通電する通電比率（デューティ比）を制御することにより、デューティ比に略比例した閉弁力（電磁吸引力）を得ることができる。なお、励磁コイル１３３に通電するデューティ比はＥＣＵ（空調制御手段）２１により制御される。
【００３５】
したがって、デューティ比を大きくして閉弁力を増大させると、弁体１３１を紙面右側に移動して制御圧通路１４０を絞るので、斜板室１０６内の圧力が低下して圧縮機１００の吐出容量が増大する。逆に、デューティ比を小さくして閉弁力を減少させると、弁体１３１を紙面左側に移動して制御圧通路１４０を開くので、斜板室１０６内の圧力が上昇して圧縮機１００の吐出容量が減少する。
【００３６】
一方、エンジンの回転数が上昇して圧縮機１００の回転数が上昇すると、これに連動して圧縮機１００から吐出される吐出冷媒流量が上昇するが、吐出冷媒流量が増大すると、第１、２制御室１２１、１２２間の圧力差が大きくなるので、開弁力が大きくなり、プッシュロッド１２５及び弁体１３１が紙面左側に移動して制御圧通路１４０が開き、圧縮機１００の吐出容量が減少していく。
【００３７】
逆に、エンジンの回転数が低下して圧縮機１００の回転数が低下すると、これに連動して圧縮機１００から吐出される吐出冷媒流量が低下するが、吐出冷媒流量が低下すると、第１、２制御室１２１、１２２間の圧力差が小さくなるので、開弁力が小さくなり、プッシュロッド１２５及び弁体１３１が紙面右側に移動して制御圧通路１４０が絞られ、圧縮機１００の吐出容量が増加していく。
【００３８】
このとき、プッシュロッド１２５及び弁体１３１は閉弁力と開弁力とが釣り合う位置まで移動するが、コイルスプリング１２４、１３５による力は一定値であるので、プッシュロッド１２５及び弁体１３１は閉弁力と開弁力とが釣り合う位置まで移動するとは、第１、２制御室１２１、１２２間の圧力差が閉弁力（電磁吸引力）によって一義的に決まる所定圧力差、つまり制御目標圧力差Δｐとなるまで圧縮機１００の吐出容量が機械的に変化することである。
【００３９】
したがって、デューティ比を制御することにより、エンジンＥ／Ｇ（圧縮機１００）の回転数によらず、圧縮機１００から実際に吐出される吐出冷媒流量を制御することができる。したがって、本実施形態では、デューティ比から決定される吐出冷媒流量を目標吐出冷媒流量と呼び、デューティ比を決定することは目標吐出流量を決定することを意味する。
【００４０】
次に、本実施形態の作動（ＥＣＵ２１の制御作動）を図６に示すフローチャートに基づいて述べる。
【００４１】
車両空調装置の始動スイッチ（図示せず。）が投入されると、各センサ２３〜２６の検出値及び設定温度Ｔｓｅｔが読み込まれ（Ｓ１００）、その読込値から目標とする蒸発器９を通過した直後の空気温度（目標温度Ｔｅｏ）、送風量、導入する室内空気と室外空気との風量割合、及び吹出モードを決定する（Ｓ１１０）。
【００４２】
次に、温度センサ２６の検出温度Ｔｅを基に予め設定された比例ゲイン、積分時間及び微分時間等の定数値に従って圧縮機１００の吐出容量をＰＩＤ制御式により演算決定するとともに（Ｓ１２０）、図７に示すマップに従ってエンジンＥ／Ｇの回転数（圧縮機１００の回転数）に対して一義的に圧縮機１００の吐出容量を演算決定する（Ｓ１３０）。
【００４３】
なお、以下、Ｓ１２０（ＰＩＤ制御式演算手段）により決定された圧縮機１００の吐出容量に対応する制御バルブ１１０（励磁コイル１３３）のデューティ比をＰＩＤ制御値と呼び、Ｓ１３０（マップ演算手段）により決定された圧縮機１００の吐出容量に対応する制御バルブ１１０（励磁コイル１３３）のデューティ比をマップ制御値と呼ぶ。
【００４４】
そして、ＰＩＤ制御値とマップ制御値とを比較し（Ｓ１４０）、両制御値のうち小さい方の値で制御バルブ１１０（励磁コイル１３３）を駆動する（Ｓ１５０）。
【００４５】
次に、本実施形態の特徴を述べる。
【００４６】
ところで、エンジンＥ／Ｇの回転数が変化すると、圧縮機１００の回転数が変化して蒸発器９（冷凍サイクルＲｃ）の冷凍能力が変化するため、冷凍能力と蒸発器９での熱負荷との関係で蒸発器９から見ると、エンジン回転数の変化は、熱負荷が変化したことに等しい。
【００４７】
これに対して、本実施形態によれば、ＰＩＤ制御値とマップ制御値とを比較していずれかの制御値を採用しているので、熱負荷が変化したときにマップ制御値を選択して制御バルブ１１０（励磁コイル１３３）を駆動すれば、熱負荷の変化に対して直ぐに追従して圧縮機１００の吐出容量を変化させることができ、空調フィーリングの悪化を防止することができる。
【００４８】
ところで、比例ゲイン、積分時間及び微分時間等の定数値は、空調装置の起動直後のクールダウン（急速冷房）時等のように、大きな冷房能力（冷凍能力）を必要とするときにおいて、的確なＰＩＤ制御値を決定することができるように設定されているので、熱負荷が急激に減少するように変化した場合には、必ずしも熱負荷の変化に追従して直ぐに変化しない。
【００４９】
これに対して、本実施形態によれば、ＰＩＤ制御値とマップ制御値とを比較し、両制御値のうち小さい方の値で制御バルブ１１０（励磁コイル１３３）を駆動するので、熱負荷の変化に対して直ぐに追従して圧縮機１００の吐出容量を変化させることができ、空調フィーリングの悪化を防止することができる。
【００５０】
なお、両制御値のうち小さい方の値で制御バルブ１１０（励磁コイル１３３）を駆動するので、熱負荷が減少するように変化したときには、実質的に、制御バルブ１１０（励磁コイル１３３）のデューティ比にエンジン回転数によって一義的に決定される上限値を設けたことに等しくなる。
【００５１】
なお、図７に示すマップは一例であり、このマップは実車試験又は数値シミレーション等の実験的手法により決定されるものである。また、本実施形態では、車速換算で約４０ｋｍ／ｈ（図７のＡ点）でマップ制御値が約１００％となるように設定されている。
【００５２】
（第２実施形態）
第１実施形態では、エンジン回転数によってマップ制御値を決定したが、本実施形態は、図８に示すように、エンジン回転数及び送風機７の送風量に基づいて一義的にマップ制御値を決定するようにしたものである。
【００５３】
これにより、より正確に蒸発器９の熱負荷に応じてマップ制御値を決定することができるので、空調フィーリングをさらに向上させることができる。
【００５４】
（第３実施形態）
第１実施形態では、エンジン回転数によってマップ制御値を決定したが、本実施形態は、図９に示すように、温度センサ２６の検出温度Ｔｅと蒸発器９を通過した直後の目標温度Ｔｅｏとの温度差（Ｔｅ−Ｔｅｏ）に基づいて一義的にマップ制御値を決定するようにしたものである。
【００５５】
これにより、より正確に蒸発器９の熱負荷に応じてマップ制御値を決定することができるので、空調フィーリングをさらに向上させることができる。
【００５６】
なお、本実施形態は、図９に示すように、温度差（Ｔｅ−Ｔｅｏ）に対して連続的にマップ制御値を決定したが、図１０に示すように、温度差（Ｔｅ−Ｔｅｏ）に対して段階的（階段状）にマップ制御値を決定してもよい。
【００５７】
（第４実施形態）
第１実施形態では、エンジン回転数によってマップ制御値を決定したが、本実施形態は、図１１（ａ）に示すように、圧縮機１００（エンジンＥ／Ｇ）の起動後、第１所定時間ｔ１（本実施形態では、約５分）が経過するまでの間は、圧縮機１００の吐出容量を最大（１００％）とし、圧縮機１００（エンジンＥ／Ｇ）の起動後、第１所定時間ｔ１が経過した後第２所定時間ｔ２（本実施形態では、起動後約１５分）までは、経過時間に応じてマップ制御値を小さくするようにしたものである。なお、図１１（ｂ）はエンジンＥ／Ｇ（イグニッションスイッチ）のＯＮ−ＯＦＦを示すチャートである。
【００５８】
これにより、圧縮機１００の吐出容量は、圧縮機１００の起動後、第１所定時間ｔ１が経過するまでの間は、圧縮機１００の吐出容量を最大とし、圧縮機１００の起動後、第１所定時間ｔ１が経過した後は、ＰＩＤ制御値及びマップ制御値のうち小さい方の値に基づいて制御されることとなる。
【００５９】
したがって、起動直後のクールダウン時においては最大冷凍能力を発揮することができ、クールダウン終了後においては、熱負荷の変化に対して直ぐに追従して圧縮機１００の吐出容量を変化させることができるので、空調フィーリングの悪化を防止することができる。
【００６０】
（その他の実施形態）
上述の実施形態では、各センサ２３〜２６の検出値及び設定温度Ｔｓｅｔから蒸発器９を通過した直後の目標温度Ｔｅｏを決定したが、目標温度Ｔｅｏを固定値（例えば３℃）としてもよい。
【００６１】
また、上述の実施形態では、斜板型の圧縮機を採用したが、本発明はこれに限定されるものではなく、その他形式の圧縮機であってもよい。
【００６２】
また、第１、２実施形態では、エンジン回転数との関係でマップ制御値を決定したが、エンジン回転数に代えて車両速度としてもよい。
【００６３】
また、上述の実施形態では、エンジン回転数や温度センサ２６の検出温度Ｔｅと蒸発器９を通過した直後の目標温度Ｔｅｏとの温度差（Ｔｅ−Ｔｅｏ）等の測定可能な物理量に基づいて一義的にマップ制御値を決定したが、本発明はこれに限定されるものではなく、蒸発器９に流入する空気温度や送風機７への印加電圧等の蒸発器９を通過した空気の温度と相関関係を有する測定可能な物理量であればよい。
【００６４】
また、上述の実施形態では、冷房運転を例に本発明を説明したが、本発明はヒートポンプ式の暖房運転にも適用することができる。なお、この場合は、特許請求の範囲に記載された熱交換器は凝縮器２００に対応する。
【００６５】
さらに、上述の実施形態では、高圧側（吐出圧）が冷媒の臨界圧力未満となる冷凍サイクルであったが、本発明は、高圧側（吐出圧）が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界冷凍サイクルにも適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態に係る車両用空調装置の模式図である。
【図２】本発明の第１実施形態に係る車両用空調装置の制御系の模式図である。
【図３】本発明の第１実施形態に係る車両用空調装置の冷凍サイクルの模式図である。
【図４】本発明の第１実施形態に係る車両用空調装置に適用される圧縮機の断面図である。
【図５】本発明の第１実施形態に係る車両用空調装置に適用される圧縮機の制御バルブを示す断面図である。
【図６】本発明の第１実施形態に係る車両用空調装置の作動を示すフローチャートである。
【図７】本発明の第１実施形態に係る車両用空調装置におけるマップ制御値を決定するマップである。
【図８】本発明の第２実施形態に係る車両用空調装置におけるマップ制御値を決定するマップである。
【図９】本発明の第３実施形態に係る車両用空調装置におけるマップ制御値を決定するマップである。
【図１０】本発明の第３実施形態に係る車両用空調装置におけるマップ制御値を決定するマップである。
【図１１】（ａ）は本発明の第４実施形態に係る車両用空調装置におけるマップ制御値を決定するマップであり、（ｂ）はエンジンＥ／Ｇ（イグニッションスイッチ）のＯＮ−ＯＦＦを示すチャートである。
【符号の説明】
９…蒸発器、１００…圧縮機、１１０…制御バルブ、２００…凝縮器、
３００…減圧器。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vehicle air conditioner having a variable capacity compressor, and is effective when applied to a vehicle having a compressor that operates by obtaining driving force from a traveling engine (internal combustion engine).
[0002]
[Prior art]
  As a vehicle air conditioner having a variable capacity compressor, for example,, JP-A-0In the invention described in Japanese Patent Laid-Open No. 7-9843, the discharge capacity of the compressor is variably controlled so that the suction pressure of the compressor becomes a predetermined value.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the invention described in the above publication, since the discharge capacity is controlled based on the suction pressure of the compressor, when the engine load increases, for example, during vehicle acceleration, the discharge capacity is reduced to reduce the compressor capacity. It is difficult to perform control such as reducing driving force and engine load.
[0004]
Therefore, the inventors examined a vehicle air conditioner that mechanically controls the discharge capacity of the compressor so that the flow rate of refrigerant discharged from the compressor becomes a predetermined flow rate. In this vehicle air conditioner, The following issues have arisen.
[0005]
That is, in the vehicle air conditioner, it is desirable to control the refrigerating capacity of the evaporator so that the temperature of the air that has passed through the evaporator becomes a predetermined temperature (for example, 3 ° C.). Therefore, normally, the discharge capacity of the compressor is PID based on the air temperature after passing through the evaporator (detected temperature of the temperature detecting means such as the thermistor) and constant values such as preset proportional gain, integral time and derivative time. It is calculated by the control formula, and the discharge capacity of the compressor is actually variably controlled based on the calculation result. When the control target discharge capacity is determined by the PID control formula, for example, the engine speed (the speed of the compressor) Even if the factors that determine the heat load of the evaporator such as the air flow rate change suddenly, the control target discharge capacity determined by the PID control equation does not change immediately following the change in the heat load. (Air conditioning feeling) is worsened.
[0006]
On the other hand, if constant values such as proportional gain, integral time, and derivative time are set so that the control target discharge capacity changes immediately following the change in the thermal load, the control target discharge will be applied to the slight change in the thermal load. On the other hand, since the capacity changes, there is a possibility that air conditioning feeling will be deteriorated.
[0007]
In view of the above points, an object of the present invention is to prevent deterioration in air conditioning feeling in a vehicle air conditioner having a variable capacity compressor.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, in the invention described in claim 1, the refrigerant is sucked and compressed, and the discharge capacity is mechanically changed so that the discharge refrigerant flow rate becomes the target discharge refrigerant flow rate. A variable capacity compressor (100), a vapor compression refrigeration cycle (Rc) having a heat exchanger (9) for exchanging heat between the refrigerant and the air blown into the room, a compressor (100) and a compressor ( Drive source (E / G) for supplying power to vehicle equipment other than 100), temperature detection means (26) for detecting the temperature of air that has passed through the heat exchanger (9), and a target discharge refrigerant flow rate are determined. The discharge capacity of the compressor (100) based on the discharge temperature determination means (S140), the detected temperature (Te) of the temperature detection means (26), and a constant value consisting of a preset proportional gain, integration time and differentiation time. PID control PID controlled operation means for determining by (S120) and, measurable physical quantity correlated with the temperature relationships of air passing through the heat exchanger (9)Rotation speed of drive source (E / G)And a map calculation means (S130) for uniquely determining the discharge capacity of the compressor (100) based on the PID control determined by the PID control type calculation means (S120). The value is compared with the map control value determined by the map calculation means (S130).Based on the smaller value of the PID control value and the map control value,The discharge capacity of the compressor (100) is controlled.
[0009]
Accordingly, if the map control value is selected and the discharge capacity of the compressor (100) is controlled when the heat load changes, the discharge capacity of the compressor 100 is changed immediately following the change of the heat load. Therefore, it becomes possible to prevent deterioration of the air conditioning feeling.
[0010]
By the way, in many cases where the PID control value does not change immediately following the change in the thermal load, the thermal load changes so as to decrease rapidly, as will be described later.
[0011]
  ThereforeVomitThe output capacity determining means (S140) controls the discharge capacity of the compressor (100) based on the smaller one of the PID control value and the map control value.RuThus, the discharge capacity of the compressor (100) can be changed immediately following the change in the heat load, and the deterioration of the air conditioning feeling can be prevented.
  According to the second aspect of the present invention, the variable capacity compressor (100) is capable of suctioning and compressing the refrigerant and mechanically changing the discharge capacity so that the discharge refrigerant flow rate becomes the target discharge refrigerant flow rate. And a vapor compression refrigeration cycle (Rc) having a heat exchanger (9) for exchanging heat between the refrigerant and the air blown into the room, and power to vehicle equipment other than the compressor (100) and the compressor (100) Driving source (E / G), temperature detecting means (26) for detecting the temperature of the air that has passed through the heat exchanger (9), discharge capacity determining means (S140) for determining the target discharge refrigerant flow rate, and temperature A PID control formula for determining the discharge capacity of the compressor (100) by the PID control formula based on the detected temperature (Te) of the detection means (26) and a constant value consisting of a preset proportional gain, integration time and differential time. Performance Means (S120) and map calculation means (S130) for uniquely determining the discharge capacity of the compressor (100) based on the detected temperature (Te) of the temperature detection means (26), and the discharge capacity determination means (S130). S140) compares the PID control value determined by the PID control expression calculating means (S120) with the map control value determined by the map calculating means (S130), and the smaller of the PID control value and the map control value. Based on this value, the discharge capacity of the compressor (100) is controlled.
  Thereby, the same effect as that of the invention described in claim 1 can be obtained.
  In the invention according to claim 3, the variable capacity compressor (100) capable of suctioning and compressing the refrigerant and mechanically changing the discharge capacity so that the discharge refrigerant flow rate becomes the target discharge refrigerant flow rate. And a vapor compression refrigeration cycle (Rc) having a heat exchanger (9) for exchanging heat between the refrigerant and the air blown into the room, and power to vehicle equipment other than the compressor (100) and the compressor (100) Driving source (E / G), a blower (7) for blowing air toward the heat exchanger (9), and a temperature detection means (26) for detecting the temperature of the air that has passed through the heat exchanger (9) And a discharge capacity determining means (S140) for determining the target discharge refrigerant flow rate, a detected temperature (Te) of the temperature detecting means (26), and a constant value composed of a preset proportional gain, integration time and derivative time. Compressor (100) Applied voltage to the PID control expression calculating means (S120) for determining the discharge capacity by the PID control expression and the blower (7) which is a measurable physical quantity having a correlation with the temperature of the air passing through the heat exchanger (9). And a map calculation means (S130) for uniquely determining the discharge capacity of the compressor (100) based on the PID control determined by the PID control type calculation means (S120). The value is compared with the map control value determined by the map calculation means (S130), and the discharge capacity of the compressor (100) is controlled based on the smaller one of the PID control value and the map control value. It is characterized by.
  Thereby, the same effect as that of the invention described in claim 1 can be obtained.
  In the invention according to claim 4, a variable capacity compressor (100) capable of suctioning and compressing the refrigerant and mechanically changing the discharge capacity so that the discharge refrigerant flow rate becomes the target discharge refrigerant flow rate. And a vapor compression refrigeration cycle (Rc) having a heat exchanger (9) for exchanging heat between the refrigerant and the air blown into the room, and power to vehicle equipment other than the compressor (100) and the compressor (100) Driving source (E / G), temperature detecting means (26) for detecting the temperature of the air that has passed through the heat exchanger (9), discharge capacity determining means (S140) for determining the target discharge refrigerant flow rate, and temperature A PID control formula for determining the discharge capacity of the compressor (100) by the PID control formula based on the detected temperature (Te) of the detection means (26) and a constant value consisting of a preset proportional gain, integration time and differential time. Performance The compressor (100) based on the temperature of the air flowing into the heat exchanger (9), which is a measurable physical quantity having a correlation with the temperature of the means (S120) and the air that has passed through the heat exchanger (9). ) Is determined by the PID control value determined by the PID control expression calculating means (S120) and the map calculating means (S130). To the map control value In comparison, the discharge capacity of the compressor (100) is controlled based on the smaller one of the PID control value and the map control value.
  Thereby, the same effect as that of the invention described in claim 1 can be obtained.
[0012]
  Claim5In the invention described in the above, the discharge capacity determining means (S140) maximizes the discharge capacity of the compressor (100) until a predetermined time elapses after the compressor (100) is started, and the compressor (100 ), After a predetermined time has elapsed, the discharge capacity of the compressor (100) is controlled based on the smaller one of the PID control value and the map control value.
[0013]
As a result, the maximum refrigeration (cooling) capability can be exhibited during the cool-down immediately after the air conditioner is started, and the compressor (100) immediately follows the change in the heat load after the cool-down. Since the discharge capacity can be changed, the deterioration of the air conditioning feeling can be prevented.
[0016]
Incidentally, the reference numerals in parentheses of each means described above are an example showing the correspondence with the specific means described in the embodiments described later.
[0017]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
(First embodiment)
FIG. 1 is a schematic diagram of a vehicle air conditioner 1 according to the present embodiment, and an air intake port 3 and an outside air for inhaling vehicle interior air are provided in an air upstream side portion of an air conditioning casing 2 forming an air flow path. An outside air inlet 4 for inhaling is formed, and an inlet switching door (inside / outside air adjusting means) 5 for adjusting the opening ratio of these inlets 3 and 4 is provided.
[0018]
A filter F that removes dust in the air and a centrifugal blower 7 are disposed at a downstream portion of the suction port switching door 5. Air sucked from the suction ports 3 and 4 by the blower 7 is provided. The air is blown toward the outlets 14, 15, and 17 described later. An evaporator 9 serving as an air cooling means is disposed on the air downstream side of the blower 7, and all the air blown by the blower 7 passes through the evaporator 9.
[0019]
A heater core 10 serving as an air heating unit is disposed on the air downstream side of the evaporator 9, and the heater core 10 heats air using cooling water of the engine 11 as a heat source. The evaporator 9 is a heat exchanger on the low pressure side of a vapor compression refrigeration cycle (hereinafter abbreviated as a refrigeration cycle) that exhibits a refrigeration capability (cooling capability) by evaporating the refrigerant. It will be described later.
[0020]
The air conditioning casing 2 is provided with a bypass passage 12 that bypasses the heater core 10, and the air volume ratio between the air volume passing through the heater core 10 and the air volume passing through the bypass passage 12 is adjusted on the air upstream side of the heater core 10. An air mix door 13 is provided. The air volume ratio is adjusted by adjusting the opening of the air mix door 13.
[0021]
Further, at the most downstream portion of the air conditioning casing 2, a face air outlet 14 for blowing air-conditioned air to the upper body of the passenger in the vehicle interior, a foot air outlet 15 for blowing air to the feet of the passenger in the vehicle interior, and a windshield A defroster outlet 17 for blowing air toward the inner surface of 16 is formed.
[0022]
In addition, air outlet side switching doors 18, 19, and 20 that switch the air outlet mode by adjusting the degree of opening of the air outlets 14, 15, and 17 are disposed in the air upstream side portions of the air outlets 14, 15, and 17. Has been. The blow mode switching doors 18, 19, 20, the suction port switching door 5 and the air mix door 13 are controlled to be opened and closed by driving means M1 to M2 such as servo motors, and the driving means M1 to M2 and the blower 7 The motor M3) is controlled by an electronic control unit (ECU) 21 as shown in FIG.
[0023]
Next, the refrigeration cycle will be described.
[0024]
FIG. 3 is a schematic diagram of the refrigeration cycle Rc. Reference numeral 100 denotes a compressor that obtains driving force from the traveling engine E / G and sucks and compresses the refrigerant. The compressor 100 is configured as shown in FIG. The driving force is obtained through the clutch means 101 such as an electromagnetic clutch that transmits the driving force in an intermittent manner. The structure of the compressor 100 will be described later.
[0025]
3, 200 is a condenser (heat radiator) that cools and condenses the refrigerant by exchanging heat between the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the compressor 100 and the outdoor air, and 300 flows out of the condenser 200. This is a decompressor for decompressing the refrigerant. The decompressor 300 is a so-called temperature expansion valve that adjusts the opening degree so that the refrigerant heating degree on the refrigerant outlet side of the evaporator 9 becomes a predetermined value.
[0026]
The ECU 21 has a set temperature Tset of the temperature setting means 22 for the occupant to set and input the indoor temperature desired by the occupant, a detected temperature Tin of the indoor air temperature sensor (internal air temperature detecting means) 23 for detecting the temperature of the indoor air, the outdoor A detection temperature Tout of an outside air temperature sensor (outside air temperature detection means) 24 that detects the temperature of the air, a detection value of a solar radiation sensor 25 that detects the amount of solar radiation that falls into the room, and an air temperature immediately after passing through the evaporator 9 An air-conditioning sensor signal such as a detected temperature Te of a temperature sensor (temperature detecting means) 26 that detects the above is input. Note that the temperature sensors 23, 24, and 26 are sensors whose electrical resistance values change depending on the temperature of a thermistor or the like.
[0027]
Next, the structure of the compressor 100 will be described.
[0028]
As shown in FIG. 4, the compressor 100 is a well-known variable capacity swash plate type compressor, and a swash plate 103 that is inclined with respect to the rotating shaft 102 is rotated integrally with the shaft 102 to produce a shoe. A plurality of (six in this embodiment) pistons 105 connected to the swash plate 103 via 104 are reciprocated to expand and contract the volume of the working chamber Vc to suck and compress the refrigerant. When the discharge capacity of the compressor 100 is changed, the pressure in the swash plate chamber (control pressure chamber) 106 in which the swash plate 103 is accommodated is changed to change the inclination angle of the swash plate 103 to change the piston 105. Change the stroke (stroke). The swash plate chamber 106 communicates with the suction side of the compressor through passage means having a throttle means such as an orifice.
[0029]
Reference numeral 107 denotes a first discharge chamber that collects and collects the refrigerant discharged from each working chamber Vc and smoothes the pulsation, and reference numeral 108 denotes a second discharge that guides the refrigerant in the first discharge chamber 107 to the discharge port 109. The discharge chambers 107 and 108 communicate with each other via a communication passage (not shown) having a predetermined hole diameter. For this reason, pressure loss occurs when the refrigerant flows through the communication passage, and the pressure in the second discharge chamber 108 becomes lower than the pressure in the first pressure chamber 107.
[0030]
FIG. 5 is a cross-sectional view of a control valve (discharge capacity control means) 110 that controls the pressure in the swash plate chamber (control pressure chamber) 106. In the control valve 110, a differential pressure between the first discharge chamber 107 and the second discharge chamber 108 formed in the compressor 100 is a predetermined pressure difference (hereinafter, this pressure difference is referred to as a control target pressure difference) Δp. 1st control part 120 which operates so that it may become, and 2nd control part 130 which controls operation of the 1st control part 120, and controls control target pressure difference deltap.
[0031]
First, the first control unit 120 will be described. 121 is a first control chamber to which the pressure in the first discharge chamber 107 is guided, and 122 is a second control chamber to which the pressure in the second discharge chamber 108 is guided. Both control chambers 121 and 122 are partitioned by a slidable partition member 123, and the partition member 123 is pressed into the first control chamber 121 in a direction in which the volume of the first control chamber 121 is enlarged. A coil spring (elastic means) 124 that exerts a force (elastic force) is provided. For this reason, the push rod 125 formed on the partition member 123 is subjected to the force due to the pressure difference between the control chambers 121 and 122 and the elastic force of the coil spring 124, and the force (hereinafter, this force is opened). The direction of the valve force is a direction in which the volume of the first control chamber 121 increases (leftward on the paper surface) because the pressure in the first control chamber 121 is greater than that of the second control chamber 122. Since the movement amount of the push rod 125 is very small, the force exerted by the coil spring 124 on the partition member 123 (push rod) 125 can be regarded as a substantially constant value.
[0032]
On the other hand, the second control unit 130 acts on the valve body 131 with a force that opposes the valve opening force (hereinafter, this force is referred to as valve closing force). The communication state of the control pressure passage 140 that guides the pressure of the second discharge chamber 108 to the swash plate chamber 106 is controlled.
[0033]
Further, 132 is a plunger (movable iron core) that is movable by an electromagnetic attractive force generated by a magnetic field induced by the exciting coil 133, 134 is a stopper (fixed iron core) that attracts the plunger 132, and 135 is opposed to the electromagnetic attractive force. It is a coil spring (elastic means) which generates the force to do. Since the movement amount of the plunger 132 is very small, the force exerted by the coil spring 135 on the plunger 132 can be regarded as a substantially constant value.
[0034]
The plunger 132 and the valve body 131 are integrated, and a valve closing force (electromagnetic attraction force) substantially proportional to the duty ratio is obtained by controlling the energization ratio (duty ratio) for energizing the exciting coil 133. be able to. The duty ratio for energizing the exciting coil 133 is controlled by an ECU (air conditioning control means) 21.
[0035]
Therefore, when the duty ratio is increased to increase the valve closing force, the valve body 131 is moved to the right side of the page and the control pressure passage 140 is throttled, so that the pressure in the swash plate chamber 106 decreases and the discharge capacity of the compressor 100 is reduced. Will increase. Conversely, when the duty ratio is reduced to reduce the valve closing force, the valve body 131 is moved to the left side of the drawing and the control pressure passage 140 is opened, so that the pressure in the swash plate chamber 106 rises and the compressor 100 discharges. Capacity is reduced.
[0036]
On the other hand, when the rotational speed of the engine increases and the rotational speed of the compressor 100 increases, the discharge refrigerant flow rate discharged from the compressor 100 increases in conjunction with this, but when the discharge refrigerant flow rate increases, 2 Since the pressure difference between the control chambers 121 and 122 increases, the valve opening force increases, the push rod 125 and the valve body 131 move to the left side of the page, the control pressure passage 140 opens, and the discharge capacity of the compressor 100 increases. Decrease.
[0037]
Conversely, when the engine speed decreases and the compressor 100 speed decreases, the discharge refrigerant flow rate discharged from the compressor 100 decreases in conjunction with this, but when the discharge refrigerant flow rate decreases, the first Since the pressure difference between the two control chambers 121 and 122 is reduced, the valve opening force is reduced, the push rod 125 and the valve body 131 are moved to the right side of the page, the control pressure passage 140 is throttled, and the discharge of the compressor 100 Capacity increases.
[0038]
At this time, the push rod 125 and the valve element 131 move to a position where the valve closing force and the valve opening force are balanced. However, since the force by the coil springs 124 and 135 is a constant value, the push rod 125 and the valve element 131 are closed. The movement to the position where the valve force and the valve opening force are balanced means that the pressure difference between the first and second control chambers 121 and 122 is a predetermined pressure difference that is uniquely determined by the valve closing force (electromagnetic suction force), that is, the control target pressure. That is, the discharge capacity of the compressor 100 changes mechanically until the difference Δp is reached.
[0039]
Therefore, by controlling the duty ratio, it is possible to control the discharge refrigerant flow rate actually discharged from the compressor 100 regardless of the rotational speed of the engine E / G (compressor 100). Therefore, in this embodiment, the discharge refrigerant flow rate determined from the duty ratio is called a target discharge refrigerant flow rate, and determining the duty ratio means determining the target discharge flow rate.
[0040]
Next, the operation of the present embodiment (control operation of the ECU 21) will be described based on the flowchart shown in FIG.
[0041]
When the start switch (not shown) of the vehicle air conditioner is turned on, the detected values of the sensors 23 to 26 and the set temperature Tset are read (S100), and the target evaporator 9 is passed from the read values. The air temperature immediately after (target temperature Teo), the air flow rate, the air volume ratio between the indoor air and the outdoor air to be introduced, and the blowing mode are determined (S110).
[0042]
Next, the discharge capacity of the compressor 100 is calculated and determined by the PID control equation according to constant values such as a proportional gain, integration time, and differentiation time set in advance based on the detected temperature Te of the temperature sensor 26 (S120). The discharge capacity of the compressor 100 is calculated and determined uniquely with respect to the rotational speed of the engine E / G (the rotational speed of the compressor 100) according to the map shown in FIG. 7 (S130).
[0043]
Hereinafter, the duty ratio of the control valve 110 (excitation coil 133) corresponding to the discharge capacity of the compressor 100 determined by S120 (PID control expression calculation means) is referred to as a PID control value, and S130 (map calculation means). The duty ratio of the control valve 110 (excitation coil 133) corresponding to the determined discharge capacity of the compressor 100 is referred to as a map control value.
[0044]
Then, the PID control value is compared with the map control value (S140), and the control valve 110 (excitation coil 133) is driven with the smaller one of the two control values (S150).
[0045]
Next, features of the present embodiment will be described.
[0046]
By the way, when the rotational speed of the engine E / G changes, the rotational speed of the compressor 100 changes and the refrigeration capacity of the evaporator 9 (refrigeration cycle Rc) changes. From the viewpoint of the evaporator 9, the change in the engine speed is equal to the change in the heat load.
[0047]
On the other hand, according to this embodiment, the PID control value and the map control value are compared and any one of the control values is adopted. Therefore, when the thermal load changes, the map control value is selected. If the control valve 110 (excitation coil 133) is driven, the discharge capacity of the compressor 100 can be changed immediately following the change in the heat load, and the deterioration of the air conditioning feeling can be prevented.
[0048]
By the way, constant values such as proportional gain, integral time, and derivative time are accurate when a large cooling capacity (refrigeration capacity) is required, such as during cool-down (rapid cooling) immediately after the start of the air conditioner. Since it is set so that the PID control value can be determined, when the thermal load changes so as to rapidly decrease, it does not always change immediately following the change of the thermal load.
[0049]
In contrast, according to the present embodiment, the PID control value is compared with the map control value, and the control valve 110 (excitation coil 133) is driven with the smaller one of the two control values. The discharge capacity of the compressor 100 can be changed immediately following the change, and deterioration of the air conditioning feeling can be prevented.
[0050]
Since the control valve 110 (excitation coil 133) is driven with the smaller value of the two control values, the duty of the control valve 110 (excitation coil 133) is substantially reduced when the thermal load changes. This is equivalent to providing an upper limit value that is uniquely determined by the engine speed.
[0051]
The map shown in FIG. 7 is an example, and this map is determined by an experimental method such as an actual vehicle test or numerical simulation. Further, in this embodiment, the map control value is set to be about 100% at about 40 km / h (point A in FIG. 7) in terms of vehicle speed.
[0052]
(Second Embodiment)
In the first embodiment, the map control value is determined based on the engine speed, but in the present embodiment, the map control value is uniquely determined based on the engine speed and the amount of air blown from the blower 7, as shown in FIG. It is what you do.
[0053]
Thereby, since a map control value can be determined according to the heat load of the evaporator 9 more accurately, the air conditioning feeling can be further improved.
[0054]
(Third embodiment)
In the first embodiment, the map control value is determined based on the engine speed. However, in this embodiment, as shown in FIG. 9, the detected temperature Te of the temperature sensor 26 and the target temperature Teo immediately after passing through the evaporator 9 The map control value is uniquely determined based on the temperature difference (Te-Teo).
[0055]
Thereby, since a map control value can be determined according to the heat load of the evaporator 9 more accurately, the air conditioning feeling can be further improved.
[0056]
In the present embodiment, the map control value is continuously determined for the temperature difference (Te-Teo) as shown in FIG. 9, but the temperature difference (Te-Teo) is determined as shown in FIG. On the other hand, the map control value may be determined stepwise (stepwise).
[0057]
(Fourth embodiment)
In the first embodiment, the map control value is determined based on the engine speed. However, in the present embodiment, as shown in FIG. 11A, after the compressor 100 (engine E / G) is started, a first predetermined time is determined. Until t1 (about 5 minutes in the present embodiment) elapses, the discharge capacity of the compressor 100 is set to the maximum (100%), and the compressor 100 (engine E / G) is started for a first predetermined time. The map control value is decreased according to the elapsed time until the second predetermined time t2 (in this embodiment, about 15 minutes after activation) after t1 has elapsed. FIG. 11B is a chart showing ON / OFF of the engine E / G (ignition switch).
[0058]
As a result, the discharge capacity of the compressor 100 is set to the maximum discharge capacity of the compressor 100 until the first predetermined time t1 elapses after the compressor 100 is started. After the predetermined time t1 has elapsed, the control is performed based on the smaller value of the PID control value and the map control value.
[0059]
Therefore, the maximum refrigerating capacity can be exhibited at the time of cool-down immediately after startup, and the discharge capacity of the compressor 100 can be changed immediately following the change of the thermal load after the end of the cool-down. Therefore, deterioration of the air conditioning feeling can be prevented.
[0060]
(Other embodiments)
In the above-described embodiment, the target temperature Teo immediately after passing through the evaporator 9 is determined from the detection values of the sensors 23 to 26 and the set temperature Tset, but the target temperature Teo may be a fixed value (for example, 3 ° C.).
[0061]
In the above-described embodiment, the swash plate type compressor is employed. However, the present invention is not limited to this, and other types of compressors may be used.
[0062]
In the first and second embodiments, the map control value is determined in relation to the engine speed, but the vehicle speed may be used instead of the engine speed.
[0063]
Moreover, in the above-mentioned embodiment, it is unambiguous on the basis of measurable physical quantities such as a temperature difference (Te-Teo) between the engine speed and the detected temperature Te of the temperature sensor 26 and the target temperature Teo immediately after passing through the evaporator 9. However, the present invention is not limited to this, and is correlated with the temperature of the air passing through the evaporator 9 such as the temperature of the air flowing into the evaporator 9 and the voltage applied to the blower 7. Any measurable physical quantity having a relationship may be used.
[0064]
In the above-described embodiment, the present invention has been described by taking the cooling operation as an example, but the present invention can also be applied to a heat pump type heating operation. In this case, the heat exchanger described in the claims corresponds to the condenser 200.
[0065]
Furthermore, in the above-described embodiment, the refrigeration cycle is such that the high pressure side (discharge pressure) is less than the critical pressure of the refrigerant, but the present invention is a supercritical refrigeration in which the high pressure side (discharge pressure) is equal to or higher than the critical pressure of the refrigerant. It can also be applied to cycles.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram of a vehicle air conditioner according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a schematic diagram of a control system of the vehicle air conditioner according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a schematic diagram of a refrigeration cycle of the vehicle air conditioner according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a cross-sectional view of a compressor applied to the vehicle air conditioner according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a cross-sectional view showing a control valve of a compressor applied to the vehicle air conditioner according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a flowchart showing the operation of the vehicle air conditioner according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a map for determining a map control value in the vehicle air conditioner according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a map for determining a map control value in the vehicle air conditioner according to the second embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a map for determining a map control value in a vehicle air conditioner according to a third embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a map for determining a map control value in a vehicle air conditioner according to a third embodiment of the present invention.
11A is a map for determining a map control value in a vehicle air conditioner according to a fourth embodiment of the present invention, and FIG. 11B shows ON / OFF of an engine E / G (ignition switch). It is a chart.
[Explanation of symbols]
9 ... Evaporator, 100 ... Compressor, 110 ... Control valve, 200 ... Condenser,
300 ... decompressor.

Claims

The variable capacity compressor (100) capable of mechanically changing the discharge capacity so that the refrigerant is sucked and compressed and the discharge refrigerant flow rate becomes the target discharge refrigerant flow rate, and the refrigerant and the air blown into the room are heated. A vapor compression refrigeration cycle (Rc) having a heat exchanger (9) to exchange;
A drive source (E / G) for supplying power to the compressor (100) and vehicle equipment other than the compressor (100);
Temperature detection means (26) for detecting the temperature of the air that has passed through the heat exchanger (9);
Discharge capacity determining means (S140) for determining the target discharge refrigerant flow rate;
The discharge capacity of the compressor (100) is determined by a PID control expression based on the detected temperature (Te) of the temperature detecting means (26) and a constant value consisting of a preset proportional gain, integral time and derivative time. PID control type calculation means (S120);
The discharge capacity of the compressor (100) is uniquely based on the rotational speed of the drive source (E / G), which is a measurable physical quantity having a correlation with the temperature of the air that has passed through the heat exchanger (9). Map calculating means (S130) for determining
The discharge capacity determining means (S140) compares the PID control value determined by the PID control expression calculating means (S120) with the map control value determined by the map calculating means (S130) , and the PID control value The vehicle air conditioner controls the discharge capacity of the compressor (100) based on the smaller one of the map control values .

The variable capacity compressor (100) capable of mechanically changing the discharge capacity so that the refrigerant is sucked and compressed and the discharge refrigerant flow rate becomes the target discharge refrigerant flow rate, and the refrigerant and the air blown into the room are heated. A vapor compression refrigeration cycle (Rc) having a heat exchanger (9) to exchange;
A drive source (E / G) for supplying power to the compressor (100) and vehicle equipment other than the compressor (100);
Temperature detection means (26) for detecting the temperature of the air that has passed through the heat exchanger (9);
Discharge capacity determining means (S140) for determining the target discharge refrigerant flow rate;
The discharge capacity of the compressor (100) is determined by a PID control expression based on the detected temperature (Te) of the temperature detecting means (26) and a constant value consisting of a preset proportional gain, integral time and derivative time. PID control type calculation means (S120);
Map calculation means (S130) for uniquely determining the discharge capacity of the compressor (100) based on the detected temperature (Te) of the temperature detection means (26) ,
The discharge capacity determining means (S140) compares the PID control value determined by the PID control expression calculating means (S120) with the map control value determined by the map calculating means (S130) , and the PID control value The vehicle air conditioner controls the discharge capacity of the compressor (100) based on the smaller one of the map control values .

The variable capacity compressor (100) capable of mechanically changing the discharge capacity so that the refrigerant is sucked and compressed and the discharge refrigerant flow rate becomes the target discharge refrigerant flow rate, and the refrigerant and the air blown into the room are heated. A vapor compression refrigeration cycle (Rc) having a heat exchanger (9) to exchange;
A drive source (E / G) for supplying power to the compressor (100) and vehicle equipment other than the compressor (100);
A blower (7) for blowing air toward the heat exchanger (9);
Temperature detection means (26) for detecting the temperature of the air that has passed through the heat exchanger (9);
Discharge capacity determining means (S140) for determining the target discharge refrigerant flow rate;
The discharge capacity of the compressor (100) is determined by a PID control expression based on the detected temperature (Te) of the temperature detecting means (26) and a constant value consisting of a preset proportional gain, integral time and derivative time. PID control type calculation means (S120);
The discharge capacity of the compressor (100) is uniquely determined based on the applied voltage to the blower (7), which is a measurable physical quantity having a correlation with the temperature of the air that has passed through the heat exchanger (9). Map calculating means (S130) to be determined,
The discharge capacity determining means (S140) compares the PID control value determined by the PID control expression calculating means (S120) with the map control value determined by the map calculating means (S130), and the PID control value The vehicle air conditioner controls the discharge capacity of the compressor (100) based on the smaller one of the map control values.

The variable capacity compressor (100) capable of mechanically changing the discharge capacity so that the refrigerant is sucked and compressed and the discharge refrigerant flow rate becomes the target discharge refrigerant flow rate, and the refrigerant and the air blown into the room are heated. A vapor compression refrigeration cycle (Rc) having a heat exchanger (9) to exchange;
A drive source (E / G) for supplying power to the compressor (100) and vehicle equipment other than the compressor (100);
Temperature detection means (26) for detecting the temperature of the air that has passed through the heat exchanger (9);
Discharge capacity determining means (S140) for determining the target discharge refrigerant flow rate;
The discharge capacity of the compressor (100) is determined by a PID control expression based on the detected temperature (Te) of the temperature detecting means (26) and a constant value consisting of a preset proportional gain, integral time and derivative time. PID control type calculation means (S120);
The discharge of the compressor (100) is uniquely based on the temperature of the air flowing into the heat exchanger (9), which is a measurable physical quantity having a correlation with the temperature of the air that has passed through the heat exchanger (9). Map calculating means (S130) for determining the capacity,
The discharge capacity determining means (S140) compares the PID control value determined by the PID control expression calculating means (S120) with the map control value determined by the map calculating means (S130), and the PID control value The vehicle air conditioner controls the discharge capacity of the compressor (100) based on the smaller one of the map control values.

The discharge capacity determining means (S140) maximizes the discharge capacity of the compressor (100) until a predetermined time elapses after the compressor (100) is started. after startup, after a predetermined time has elapsed, claims 1 and controls the discharge capacity of the compressor (100) based on the smaller value of the PID control value and the map control value The vehicle air conditioner according to any one of 4 .