JP4134434B2

JP4134434B2 - Air conditioner

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Publication number: JP4134434B2
Application number: JP09651299A
Authority: JP
Inventors: 勝也草野; 裕治竹尾
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 1999-04-02
Filing date: 1999-04-02
Publication date: 2008-08-20
Anticipated expiration: 2019-04-02
Also published as: JP2000291995A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は電動モータ内蔵の圧縮機を持つヒートポンプ式空調装置において、暖房低負荷時における圧縮機停止を防止する為の制御の改良に関するもので、特に、車両（電気自動車）に用いて好適なものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、この種の車両用ヒートポンプ式空調装置としては、例えば、特開平９−２２０９２４号公報に記載されたものがある。この従来技術では、ヒートポンプの暖房立ち上がり時の冷風防止制御として、高圧の上昇速度に関係なく、高圧の値に応じてブロワレベルを一義的に変化させていく制御方式を採用している。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、外気温が高い場合等の暖房低負荷時は、高圧が上昇しやすい状態にある。このような暖房低負荷時に、高圧の上昇速度を考慮せず、高圧の値に応じて一義的に定められた特性に基づいてブロワレベルを定めると、目標高圧に対して高圧オーバーシュートが避けられない場合がある。高圧オーバーシュートが発生すると、圧縮機が停止に至ることがあり、これにより、暖房吹出空気温度の低下を生じ、暖房フィーリングを著しく悪化させることになる。
【０００４】
この高圧オーバーシュートによる圧縮機停止を防止するために、高圧の変化に対するブロワレベルの変化率を大きくするように特性を変更し、圧縮機の負荷を高圧の上昇とともに高くすることも考えられる。しかし、このように一義的な特性を定めると、外気温が低い場合等の暖房高負荷時には、ブロワレベルの増加が早くなるため、暖房用熱源の温度が低い冷風が吹き出されることになり、フィーリングを損ねるという問題が発生し、暖房負荷による順応性がない。
【０００５】
本発明は上記点に鑑みてなされたものであり、高圧が上昇しやすい暖房低負荷時において、圧縮機の停止を未然に防止することができるようにすることを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、空気流を発生する送風機（６）と、この送風機（６）が発生した空気を室内へ導く空調ダクト（２）と、冷媒を圧縮し吐出する圧縮機（１３）と、空調ダクト（２）内に配置され、空調ダクト（２）内の空気と圧縮機（１３）から吐出された冷媒とを熱交換させて冷媒を凝縮させる凝縮器（９）と、凝縮器（９）で凝縮された冷媒を減圧する減圧手段（１９）と、室外に配置され室外空気と冷媒とを熱交換させる室外熱交換器（１８）とを備え、暖房サイクル時には、圧縮機（１３）→凝縮器（９）→減圧手段（１９）→室外熱交換器（１８）→圧縮機（１３）の経路で冷媒が流れることにより、室外熱交換器（１８）が蒸発器として機能し、かつ、凝縮器（９）が空調ダクト（２）内の空気を加熱する加熱器として機能する空調装置において、圧縮機（１３）の吐出圧である高圧（ＳＰ）が目標高圧（ＳＰＯ）になるように、圧縮機（１３）の回転数を制御する圧縮機回転数制御手段（２２）と、外気温が所定温度（β）以上のとき、および目標高圧（ＳＰＯ）と高圧（ＳＰ）との偏差（Ｅ _n ）が所定値（ｉ）以下のときの少なくともいずれかのときに、暖房サイクル時の空調負荷が低負荷であると判別する負荷判別手段（２４、Ｓ１０７、Ｓ４０７、Ｓ５０７）とを備え、負荷判別手段（２４、Ｓ１０７、Ｓ４０７、Ｓ５０７）により、暖房サイクル時の空調負荷が低負荷であると判別されたときには、低負荷であると判別されなかったときに比べて、圧縮機回転数制御手段（２２、２４）が圧縮機（１３）の回転数増加速度を減少することを特徴としている。
【０００７】
これによると、暖房低負荷時には、圧縮機（１３）の回転数増加速度を抑制している。そのため、暖房低負荷時に、圧縮機（１３）の回転数が目標回転数に対してオーバーシュートするのを防止することが可能となる。そして、圧縮機（１３）の回転数がオーバーシュートすることによる圧縮機停止を防止することが可能となる。
【０００８】
また、暖房高負荷時は、圧縮機（１３）の回転数が目標回転数に対してオーバーシュートする危険性が小さいので、圧縮機（１３）の回転数増加速度を、低負荷時に比べて大きくし、暖房用熱源の温度上昇を早めることを可能としている。請求項２に記載の発明では、送風機（６）の送風量を制御する送風量制御手段（２４）を備え、負荷判別手段（２４、Ｓ１０７、Ｓ４０７、Ｓ５０７）により、暖房サイクル時の空調負荷が低負荷であると判別されたときには、低負荷であると判別されなかったときに比べて、送風量制御手段（２４）が送風機（６）の送風量増加速度を増大することを特徴としている。
【０００９】
これによると、負荷判別手段（２４、Ｓ１０７、Ｓ４０７、Ｓ５０７）により、暖房サイクル時の空調負荷が低負荷であると判別されたときには、高負荷であると判定されたときに比べて、送風量制御手段（２４）は送風機（６）の送風量増加速度を増大している。そして、送風量を増加させることにより、圧縮機（１３）の負荷を増加させ、回転速度が急速に増加して、目標回転速度に対してオーバーシュートして圧縮機（１３）が停止するのを防止することが可能となる。また、暖房高負荷時には、送風量増加速度を小さくすることより、暖房高負荷時に暖房用熱源の温度が低い冷風が急速に吹き出すのを抑制し、フィーリング悪化を防止している。
【００１０】
なお、請求項３に記載の発明のように、負荷判別手段（２４、Ｓ１０７、Ｓ４０７、Ｓ５０７）により暖房サイクル時の空調負荷が低負荷であると判別されたときには、圧縮機回転数制御手段（２２、２４）および送風量制御手段（２４）の双方の制御特性を変更することも可能である。
【００１１】
なお、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ものである。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図に基づいて説明する。
（第１実施形態）
図１は本発明を電気自動車用空調装置に適用した第１実施形態における暖房モード時のサイクルを示している。
【００１３】
図１において、空調ユニット１は電気自動車の車室内に設置されるもので，その空調ダクト２は、車室内に空調空気を導く空調空気通路を構成するものである。この空調ダクト２の一端側に内気を吸入する内気吸入口３と外気を吸入する外気吸入口４が設けられており、この両吸入口３、４は、内外気切替ドア５により切替開閉される。
【００１４】
上記吸入口３、４に隣接して、空調ダクト２内に空気を送風する送風機６が設置されており、この送風機６はモータ７により駆動される遠心ファンから構成されている。
そして、空調ダクト２内において、送風機６の空気吹出側には冷房用蒸発器８が設けられている。この冷房用蒸発器８は、冷凍サイクルの一部を構成する室内熱交換器であり、後述する冷房モードおよび除湿暖房サイクル時に、内部を流れる冷媒の吸熱作用によって、空調ダクト２内の空気を冷却除湿する冷却器として機能する。
【００１５】
冷房用蒸発器８の空気下流側には暖房用凝縮器９が設けられている。この暖房用凝縮器９も、冷凍サイクルの一部を構成する室内熱交換器であり、後述する暖房サイクルおよび除湿暖房サイクル時に、内部を流れる冷媒の放熱作用によって、空調ダクト２内の空気を加熱する加熱器として機能する。
空調ダクト２内において、暖房用凝縮器９の側方には暖房用凝縮器９をバイパスして空気を流すバイパス通路１０が設けられており、暖房用凝縮器９の通風路とバイパス通路１０とを切り替える板状の切替ドア１１が回動可能に設けられている。この切替ドア１１は暖房時には暖房用凝縮器９の通風路を全開してバイパス通路１０を全閉する実線位置に操作され、冷房時には、暖房用凝縮器９の通風路を全閉してバイパス通路１０を全開する破線位置に操作される。
【００１６】
暖房用凝縮器９またはバイパス通路１０を通過した後、空調空気は車室内へ吹き出す。ここで、車室内へ通ずる複数の吹出口部は従来公知のものであり、車室内乗員の足元部に向かって空調空気を吹き出すフット吹出口、車室内乗員の上半身に向かって空調空気を吹き出すフェイス吹出口および車両窓ガラスの内面に空調空気を吹き出すデフロスタ吹出口が設けられる。この複数の吹出口は図示せぬ吹出モードドアにより切替開閉される。
【００１７】
次に、上記冷房用の蒸発器８と暖房用の凝縮器９を含む冷凍サイクル１２について説明すると、冷凍サイクル１２は車室内の冷房および暖房を行うヒートポンプ式冷凍サイクルとして構成されており、電動式の冷媒圧縮機１３を備えている。圧縮機１３の吐出側と凝縮器９との間の流路には吐出圧（サイクル高圧圧力）を検出する圧力センサ１４が配置されている。
【００１８】
さらに、冷凍サイクル１２には、冷房用電磁弁１５、暖房用電磁弁１６、除湿用電磁弁１７、室外熱交換器１８、第１減圧器１９、第２減圧器２０、冷媒の気液を分離するとともに液冷媒を溜めて、ガス冷媒を導出するアキュームレータ２１が備えられている。
なお、室外熱交換器１８は電気自動車の車室外に設置され、電動室外ファン１８ａにより送風される外気と熱交換するようになっている。また、上記冷媒圧縮機１３は、電動式圧縮機であって、図示しない電動モータ（交流モータ）を一体に密封ケース内に内蔵し、このモータにより駆動されて冷媒の吸入、圧縮、吐出を行う。
【００１９】
この冷媒圧縮機１３の交流モータにはインバータ２２により交流電圧が印加され、このインバータ２２により交流電圧の周波数を調整することによってモータ回転速度を連続的に変化させるようになっている。従って、インバータ２２は圧縮機１３の回転数調整手段をなすものであり、このインバータ２２には、車載バッテリ２３から直流電圧が印加される。
【００２０】
そして、インバータ２２は空調用制御装置２４によって通電制御される。この空調用制御装置２４はマイクロコンピータとその周辺回路にて構成される電子制御装置であって、インバータ２２の他に電磁弁１５〜１７の作動を制御する。本例では、電磁弁１５〜１７により冷媒経路を切り替える経路切替手段を構成している。
【００２１】
なお、図１には空調用制御装置２４との電気的接続を図示していないが、空調ユニット１の内外気切替ドア５、送風機６、エアミックドア１１、および室外ファン１８ａ等の機器も制御装置２４により作動が制御される。
上記制御装置２４には、前述の圧力センサ１４の他に、外気温度を検出する外気温センサ、車室内温度を検出する内気センサ、冷房用蒸発器８の吹出直後の空気温度を検出する蒸発器温度センサ、車室内への日射量を検出する日射センサ等を含む空調用センサ群２５からセンサ信号が入力されるようになっている。また、車室内運転席近傍に設けられた空調操作パネル２６の各レバー、スイッチ群２７からの信号（温度設定信号等）も制御装置２４に入力される。
【００２２】
次に、上記構成において第１実施形態の作動を説明すると、図２から図４は、制御装置２４のマイクロコンピュータにより実行される制御ルーチンであって、いま、空調操作パネル２６のエアコンスイッチが投入されると、図２の制御ルーチンがスタートし、ステップＳ１０１にて初期化が行われ、ステップ１０２にて図１のセンサ群２５および空調操作パネル２６からの信号を読み込む。
【００２３】
次に、ステップ１０３にて空調装置の運転モードの決定を行う。この運転モードの決定方法は、本件出願人の出願に係る特開平８−３３７１０８号公報と同じであり、車室内を乗員の設定温度に維持するに必要な目標吹出空気温度ＴＡＯ（℃）を算出し、このＴＡＯと蒸発器８への吸込空気温度Ｔｉｎ（℃）との偏差（ＴＡＯ−Ｔｉｎ）を算出し、この偏差（ＴＡＯ−Ｔｉｎ）の大きさに応じて運転モード（すなわち、冷房モード、暖房モード、および送風モード）を決定する。具体的には、偏差（ＴＡＯ−Ｔｉｎ）が中間領域であると送風モードとし、偏差（ＴＡＯ−Ｔｉｎ）がこの中間領域より大きいと暖房モードとし、中間領域より小さいと冷房モードとする。
【００２４】
そして、ステップ１０４にて、暖房モードか否かの判断がされる。そして、暖房モード時には、制御装置２４の出力により冷凍サイクル１２の冷房用電磁弁１５と除湿用電磁弁１７が閉弁され、暖房用電磁弁１６が開弁される。これにより、圧縮機１３が作動すると、図１の太線で示す経路、すなわち、圧縮機１３→凝縮器９→第１減圧器１９→室外熱交換器１８→暖房用電磁弁１８→アキュームレータ２１→圧縮機１３という経路にて冷媒が流れる。
【００２５】
従って、室外熱交換器１８＝蒸発器となり、室外熱交換器１８にて吸熱された熱量および圧縮仕事による熱量を空調ユニット１内の室内凝縮器９にて凝縮熱として放熱することができる。従って、切替ドア１１を図１の実線位置のように開くことにより、送風機６の送風空気が凝縮器９を通過して加熱され、温風となり、車室内を暖房できる。
【００２６】
なお、このとき、第２減圧器２０を介して少量の冷媒を空調ユニット１内の室内蒸発器８に流入させ、ここで、蒸発させることができるので、室内蒸発器８による冷却作用にて送風空気の除湿をある程度行うことができる。
ステップ１０４で暖房モードと判断されると、ステップ１０５において、目標飽和温度ＴＣＯ（℃）が以下に示す数式１により算出される。
【００２７】
【数１】
ＴＣＯ＝（ＴＡＯ−Ｔｉｎ）／Φ＋Ｔｉｎ
ここで、Φは、凝縮器９を通過する空気の風量から決定される温度効率である。次にステップ１０６において、目標高圧ＳＰＯ（ｋｇ／ｃｍ²Ｇ）が算出される。目標高圧ＳＰＯ（ｋｇ／ｃｍ²Ｇ）はＥＣＵ２４内の図示せぬＲＯＭに格納されたマップに基づいてＴＣＯから算出される。
【００２８】
次に、ステップ１０７において、外気温センサにて検出された外気温がβ（℃）以上か否かが判定される。
ステップ１０７における判定結果がＮｏのとき、即ち外気温がβ（℃）より小さいときには、ステップ１０８に移行し、暖房ファジー制御により目標圧縮機回転数を算出し、圧縮機回転数を制御する第１高圧ファジー制御を行う。また、ステップ１０７における判定結果がＹｅｓのとき、即ち外気温がβ（℃）以上のときには、ステップ１０９に移行し、第２高圧ファジー制御を行う。
【００２９】
図３は、ステップ１０７における判定結果がＮｏのときの圧縮機回転数を制御するための第１高圧ファジー制御サブルーチンである。まず、ステップ２００では、冷風防止制御を行う。この冷風防止制御は、例えば、図５に示すような特性図に基づいて行われる周知のものである。この冷風防止制御について簡単に説明すると、冷風防止制御は、ＩＧスイッチＯＮ時で暖房モードが選択されたとき、若しくは暖房スイッチがＯＦＦされた後再び暖房モードが選択されたときに開始する。
【００３０】
冷風防止制御中は、圧縮機１３の目標回転数は、暖房立ち上がりを早くするため９０００ｒｐｍに固定されており、回転数増加速度はＭＡＸ（＝１５０ｒｐｍ／ｓｅｃ）とする。そして、この冷風防止制御中は、後述するファジールールは適用しない。冷風防止制御中のブロワレベルは、圧力センサ１４によって検出される高圧ＳＰから、図５の特性図に基づいて決定される。
【００３１】
冷風防止制御は、冷風防止制御の開始後５分経過したとき、ＳＰＯ−ＳＰ≦２またはＳＰ＞１３（暖房スイッチがＯＦＦされた後再び暖房モードが選択されたときは、ＳＰ＞７）の条件のいずれか１つが成立したときに解除される。
ステップ２００の冷風防止制御が解除された後、ステップ２０１に移行する。ステップ２０１では、所定の制御周期（制御タイミング：例えば４秒間）τが経過しているか否かが判断される。このステップ２０１の判断結果がＮｏの場合には、ステップ２０７の制御を行う。また、ステップ２０１の判断結果がＹｅｓの場合には、ステップ１０６で算出したＳＰＯと圧力センサ１４によって検出された高圧ＳＰとの偏差Ｅ_n（ｋｇ／ｃｍ²Ｇ）を以下の数式２によって算出する（ステップ２０２）。
【００３２】
【数２】
Ｅ_n＝ＳＰＯ−ＳＰ
次に、ステップ２０３で、下記の数式３に基づいて偏差変化率Ｅ_dot（ｋｇ／ｃｍ²Ｇ）を算出する。
【００３３】
【数３】
Ｅ_dot＝Ｅ_n−Ｅ_n-1
ここで、Ｅ_nは例えば４秒毎に更新されるため、Ｅ_n-1はＥ_nに対して４秒前の値となる。次に、ステップ２０４において、ＲＯＭに記憶された図６（ａ）、（ｂ）に示すメンバーシップ関数からＣＦ１、ＣＦ２を求める。
【００３４】
次に、ステップ２０５において、ＲＯＭに記憶された図６（ａ）、（ｂ）に示すメンバーシップ関数と、ＲＯＭに記憶された周知のルール表とを用いたファジー推論に基づいて、４秒前の圧縮機１３の回転速度ｆ_n-1（ｒｐｍ）に対して増減する回転速度Δｆ（ｒｐｍ／ｓｅｃ）を求める。このように、Ｅ_nおよびＥ_dotに基づいてΔｆを決定したら、目標回転速度ｆ_nを下記の数式４に基づいて算出する（ステップ２０６）。
【００３５】
【数４】
ｆ_n＝ｆ_n-1＋Δｆ
次に、圧縮機１３の実際の回転速度が目標回転速度ｆ_nとなるように、ステップ２０７において、インバータ２２を通電制御する。以上のようにして、ステップ１０７における判定結果が否のとき、即ち外気温がβ（℃）より低いときの圧縮機回転数制御を行う。
【００３６】
図４は、ステップ１０７における判定結果がＹｅｓのとき、即ち外気温がβ（℃）以上のときの第２高圧ファジー制御における圧縮機回転数を制御するためのサブルーチンである。図４のステップ３００からステップ３０５の処理は、図３のステップ２００からステップ２０５の処理と同一である。ステップ３０６では、ステップ３０５で決定したΔｆに乗ずる定数Ｃを決定する。この定数Ｃは、Δｆを所定割合だけ減ずるための乗数であり、例えば図７の特性図によって決定される。図７は、外気温に応じて定数Ｃを決定するための特性図を示している。図７の例では、外気温がβ（℃）（例えば１５℃）より低いときには、定数Ｃは１．０に設定される。一方、外気温がγ（℃）（例えば１８℃）より高いときには、定数Ｃは０．５に設定される。また、外気温がβ（℃）以上γ（℃）以下のときには、外気温が上昇するに従って定数Ｃが線形的に減少するように、図７の特性図に従って決定される。
【００３７】
このようにして、定数Ｃが決定されたら、ステップ３０７において、以下の数式５に基づいて目標回転速度ｆ_nを算出する。
【００３８】
【数５】
ｆ_n＝ｆ_n-1＋ＣΔｆ
次に、圧縮機１３の実際の回転速度が目標回転速度ｆ_nとなるように、ステップ３０８において、インバータ２２を通電制御する。以上のようにして、ステップ１０７における判定結果がＹｅｓのとき、即ち外気温がβ（℃）以上のときの圧縮機回転数制御を行う。
【００３９】
本実施形態では、外気温がβ（℃）以上のとき、即ち暖房低負荷時には、高圧のファジー制御の圧縮機１３の回転速度の増加量Δｆを通常時より小さく設定して、圧縮機１３の回転速度を急激に上昇させないようにしている。そして、暖房低負荷時に、圧縮機１３の回転数が目標回転数に対してオーバーシュートし、圧縮機１３が停止するのを防止している。
【００４０】
また、外気温がβ（℃）より小さいときには、暖房負荷が大きく、圧縮機１３の回転数が目標回転数に対してオーバーシュートする危険性が小さいので、圧縮機１３の回転速度の増加量Δｆを大きくしている。
このように、本実施形態では、暖房負荷に応じて圧縮機１３の回転数制御を変更しているので、暖房低負荷時には圧縮機１３の停止を防止することが可能となるとともに、暖房高負荷時には、圧縮機１３の回転数変化量を大きくして、暖房用熱源の温度上昇を早めることを可能としている。
（第２実施形態）
図８は本発明の第２実施形態に係るフローチャートを示している。第２実施形態では、制御装置２４による圧縮機１３の回転数の制御処理ルーチンが第１実施形態と異なるが、全体構成は第１実施形態と同一である。
【００４１】
第１実施形態では、暖房が低負荷であるか否かを外気温によって判断した。しかし、第２実施形態では、暖房負荷は、目標高圧ＳＰＯと圧力センサ１４によって検出される実際の高圧ＳＰとの偏差Ｅ_n（＝ＳＰＯ−ＳＰ）に基づいて判断される。
図８において、ステップ４０１からステップ４０６は第１実施形態のステップ１０１からステップ１０６と同様であるので、説明は省略する。ステップ４０７では、目標高圧ＳＰＯと高圧ＳＰとの偏差Ｅ_nが所定値ｉ（例えばｉ＝５ｋｇ／ｃｍ²Ｇ）以上か否かが判断される。
【００４２】
ステップ４０７の結果がＹｅｓのとき、即ち暖房負荷が大きいときは、ステップ４０８に移行し、第１高圧ファジー制御を行う。一方、ステップ４０７の結果がＮｏのとき、即ち暖房負荷が小さいときは、ステップ４０９に移行し、第２高圧ファジー制御を行う。
ステップ４０８の第１ファジー制御の制御処理ルーチンは、第１実施形態のステップ１０８におけるもの、即ち、図３に示すサブルーチンと同一である。一方、ステップ４０９の第２ファジー制御の制御処理ルーチンは、図４におけるステップ３０６の定数Ｃの決定方法のみが第１実施形態と異なる。
【００４３】
図９は、第２実施形態の第２高圧ファジー制御における定数Ｃを決定するための特性図である。図９の例では、偏差Ｅ_n（＝ＳＰＯ−ＳＰ）がｂ（例えば１０ｋｇ／ｃｍ²Ｇ）より大きいときには、定数Ｃは１．０に設定される。一方、偏差Ｅ_nがａ（例えば５ｋｇ／ｃｍ²Ｇ）より小さいときには、定数Ｃは０．５に設定される。そして、偏差Ｅ_nが５以上１０以下のときには、偏差Ｅ_nが増加するに従って定数Ｃが線形的に増加するように、図９の特性図に従って決定される。
【００４４】
第２実施形態においても、目標高圧ＳＰＯと高圧ＳＰとの偏差Ｅ_nにより暖房負荷を判断して、偏差Ｅ_nが小さいとき（暖房低負荷時）には、高圧のファジー制御の圧縮機１３の回転速度の増加量Δｆを通常時より小さく設定して、圧縮機１３の回転速度を急激に上昇させないようにしている。そして、暖房低負荷時に、圧縮機１３の回転数が目標回転数に対してオーバーシュートしてしまい、圧縮機１３が停止するのを防止している。
【００４５】
また、偏差Ｅ_nが大きいとき（暖房負荷時）には、圧縮機１３の回転数が目標回転数に対してオーバーシュートする危険性が小さいので、圧縮機１３の回転速度の増加量Δｆを大きくしている。
このように、第２実施形態でも第１実施形態と同様に、暖房負荷に応じて圧縮機１３の回転数制御を変更しているので、暖房低負荷時には圧縮機１３の停止を防止することが可能となるとともに、暖房高負荷時には、圧縮機１３の回転数変化量を大きくして、暖房用熱源の温度上昇を早めることを可能としている。
（第３実施形態）
図１０は本発明の第３実施形態に係るフローチャートを示している。第３実施形態では、制御装置２４による圧縮機１３の回転数の制御処理ルーチンが第１および第２実施形態と異なるが、全体構成は第１および第２実施形態と同一である。この第３実施形態では、第２実施形態と同様に、目標高圧ＳＰＯと高圧ＳＰとの偏差Ｅ_nに基づいて暖房の負荷が判断される。
【００４６】
図１０において、ステップ５０１からステップ５０７は第２実施形態に係る図８のステップ４０１からステップ４０７と同様であるので、説明は省略する。ステップ５０７において、判定結果がＹｅｓのとき、即ち暖房負荷が大きいときは、ステップ５０８に移行し、第１ブロワレベル速度制御を行う。一方、ステップ５０７の結果がＮｏのとき、即ち暖房負荷が小さいときは、ステップ５０９に移行し、第２ブロワレベル速度制御を行う。
【００４７】
図１１は、偏差Ｅ_nによってブロワレベルを決定する特性図である。図１１の特性図に示すように、偏差Ｅ_nがｉ以上のとき（暖房高負荷時）と偏差Ｅ_nがｉより小さいとき（暖房低負荷時）とで高圧ＳＰに対するブロワレベルの特性を変更している。即ち、高圧ＳＰに対するブロワレベルの変化率は、暖房高負荷時よりも暖房低負荷時の方が大きくなるように設定されている。
【００４８】
例えば、図１１に示す特性図では、偏差Ｅ_nがｉより小さいとき（暖房低負荷時）は、ブロワレベルの変化率を大きくしている。暖房低負荷時には、圧縮機１３の回転速度が急激に上昇しやすい状態にあるが、暖房低負荷時にはブロワレベルの変化率を大きくすることにより、圧縮機１３の負荷を大きくし、回転速度が急激に上昇するのを抑制している。これにより、暖房低負荷時に、圧縮機１３の回転数が目標回転数に対してオーバーシュートし、圧縮機１３が停止するのを防止している。
【００４９】
また、偏差Ｅ_nがｉ以上のとき（暖房高負荷時）には、ブロワレベルの変化率を小さくしている。これにより、暖房高負荷時に暖房用熱源の温度が低い冷風が急速に吹き出すのを抑制し、フィーリング悪化を防止している。
このように、高圧ＳＰに対するブロワレベルの変化率を一義的に定めるのではなく、暖房負荷に応じて変更することにより、暖房低負荷時の圧縮機停止、および暖房高負荷時のフィーリング悪化の両方の問題を解決することが可能となる。
（他の実施形態）
上記第３実施形態では、暖房負荷を目標高圧ＳＰＯと高圧ＳＰとの偏差Ｅ_nに基づいて判断した。しかし、第３実施形態において、外気温により暖房負荷を判断することにより、ブロワレベルの特性を変更してもよい。
【００５０】
また、圧縮機１３のオーバーシュートを防止するために、上記第１から第３実施形態の高圧ファジー制御とブロワレベル制御を組み合わせて行っても良い。この場合は、第１および第２実施形態における図５の冷風防止制御の制御特性図を図１１の特性図に変更して冷風防止制御を行い、その後、高圧ファジー制御を行う。
【００５１】
また、上記第１から第３実施形態では、空気加熱式のヒートポンプのシステム構成とした。しかし、特開平９−２２０９２４号公報に示されているような水加熱式のヒートポンプにおいても、同様の作用効果が得られる。なお、水加熱式のヒートポンプにおいては、暖房負荷は、外気温または目標温水温度ＴＷＯと温水温度ＴＷの偏差（ＴＷＯ−ＴＷ）等に基づいて判断される。ここで、温水の温度ＴＷは高圧ＳＰの関数として表され、また、目標温水温度ＴＷＯと温水温度ＴＷの偏差（ＴＷＯ−ＴＷ）も目標高圧ＳＰＯと高圧ＳＰとの偏差（ＳＰＯ−ＳＰ）の関数として表されることが知られている。そのため、水加熱式のヒートポンプにおいても、暖房負荷を目標高圧ＳＰＯと高圧ＳＰとの偏差（ＳＰＯ−ＳＰ）に関連する量に基づいて判断することが可能である。
【００５２】
なお、上記実施形態中に示した数値は一具体例を示すためのものであり、本発明を限定するためのものではない。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態の全体システム図で、暖房サイクル時を示す。
【図２】本発明の第１実施形態のＥＣＵの制御内容を示したフローチャートである。
【図３】第１実施形態に係る暖房高負荷時の圧縮機回転数の制御の内容を示すフローチャートである。
【図４】第１実施形態に係る暖房低負荷時の圧縮機回転数の制御の内容を示すフローチャートである。
【図５】本発明の冷風防止制御における高圧とブロワレベルとの関係を示す特性図である。
【図６】（ａ）、（ｂ）は、本発明の圧縮機回転数制御におけるメンバーシップ関数を示した図である。
【図７】第１実施形態の圧縮機回転数制御における定数Ｃを決定するための特性図である。
【図８】本発明の第２実施形態のＥＣＵの制御内容を示したフローチャートである。
【図９】第２実施形態の圧縮機回転数制御における定数Ｃを決定するための特性図である。
【図１０】本発明の第３実施形態のＥＣＵの制御内容を示したフローチャートである。
【図１１】第３実施形態のブロワレベル制御における風量を決定するための特性図である。
【符号の説明】
２…空調ダクト、８…蒸発器、９…凝縮器、１３…電動式圧縮機、
１８…室外熱交換器、１９、２０…減圧手段。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
TECHNICAL FIELD The present invention relates to an improvement in control for preventing a compressor stop at a low heating load in a heat pump type air conditioner having a compressor with a built-in electric motor, and is particularly suitable for use in a vehicle (electric vehicle). It is.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as this type of vehicle heat pump type air conditioner, for example, there is one described in JP-A-9-220924. This prior art employs a control method in which the blower level is unambiguously changed in accordance with the high pressure value, regardless of the high pressure rising speed, as the cold air prevention control at the start of heating of the heat pump.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, when the heating is low and the outside air temperature is high, the high pressure is likely to rise. When the blower level is determined based on the characteristic uniquely determined according to the high pressure value without considering the high pressure rising speed at such a low heating load, high pressure overshoot can be avoided with respect to the target high pressure. There may not be. When the high pressure overshoot occurs, the compressor may stop, which causes a decrease in the temperature of the air that is blown out from the heating, which significantly deteriorates the heating feeling.
[0004]
In order to prevent the compressor from being stopped due to this high pressure overshoot, it is conceivable to change the characteristics so as to increase the rate of change of the blower level with respect to the change in high pressure, and to increase the load on the compressor as the high pressure increases. However, when the unique characteristics are defined in this way, the increase in the blower level is accelerated at the time of high heating load such as when the outside air temperature is low, so that cold air having a low temperature of the heating heat source is blown out. The problem of impairing feeling occurs, and there is no adaptability due to the heating load.
[0005]
The present invention has been made in view of the above, and an object thereof is to make it possible to prevent fraud and mitigating risk stop of the compressor in advance at the time of high pressure is liable to heating the low load increases.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, the blower ( 6 ) that generates an air flow, the air conditioning duct (2) that guides the air generated by the blower ( 6 ) into the room, and the refrigerant are compressed. The compressor (13) that discharges and discharges, and the condensation that is arranged in the air conditioning duct (2) and causes heat exchange between the air in the air conditioning duct (2) and the refrigerant discharged from the compressor (13) to condense the refrigerant. A decompressor (19) that decompresses the refrigerant condensed in the condenser (9), and an outdoor heat exchanger (18) that is disposed outside and exchanges heat between the outdoor air and the refrigerant, During the heating cycle, the refrigerant flows through the path of the compressor (13) → the condenser (9) → the pressure reducing means (19) → the outdoor heat exchanger (18) → the compressor (13), whereby the outdoor heat exchanger (18 ) Functions as an evaporator, and the condenser (9) is an air conditioning duct (2). In the air conditioner functioning as a heater for heating the air inside, the rotation speed of the compressor (13) is controlled so that the high pressure (SP), which is the discharge pressure of the compressor (13) , becomes the target high pressure (SPO). The compressor rotational speed control means (22), the deviation (E _n ) between the target high pressure (SPO) and the high pressure (SP) is equal to or less than a predetermined value (i) when at least one of time, the load determining means air conditioning load of the heating cycle is determined to be in low load (24, S107, S407, S507 ) and includes a load determining means (24, S107, S407, S507 ), When the air-conditioning load during the heating cycle is determined to be low , the compressor rotation speed control means (22, 24) is compared with the compressor (13) compared to when the air-conditioning load is not determined to be low. ) Increase in rotation speed It is characterized by decreasing the speed.
[0007]
According to this, at the time of heating low load, the rotational speed increase speed of the compressor (13) is suppressed. Therefore, it becomes possible to prevent the rotation speed of the compressor (13) from overshooting the target rotation speed during heating and low load. And it becomes possible to prevent a compressor stop by the overspeed of the rotation speed of a compressor (13).
[0008]
Moreover, since the danger that the rotation speed of the compressor (13) will overshoot the target rotation speed is small during heating and high load, the speed of increase in the rotation speed of the compressor (13) is larger than that during low load. Thus, the temperature rise of the heating heat source can be accelerated. In invention of Claim 2, it is equipped with the ventilation volume control means (24) which controls the ventilation volume of an air blower ( 6 ), and the air-conditioning load at the time of a heating cycle is provided by load determination means (24, S107, S407, S507). when it is determined that low load, compared to when no is determined that low load, air volume control means (24) is characterized by increasing the air volume increase rate of the blower (6).
[0009]
According to this, when the load determining means (24, S107, S407, S507) determines that the air conditioning load during the heating cycle is a low load, the amount of blown air is greater than when it is determined that the load is high. The control means (24) increases the speed of increasing the air flow rate of the blower ( 6 ). Then, by increasing the air flow, the load on the compressor (13) is increased, the rotational speed increases rapidly, the overshoot with respect to the target rotational speed, and the compressor (13) is stopped. It becomes possible to prevent. In addition, when the heating load is high, the air flow rate increase rate is reduced, so that the cool air having a low temperature of the heating heat source is suppressed from being rapidly blown off when the heating load is high, thereby preventing feeling deterioration.
[0010]
As in the third aspect of the invention, when it is determined by the load determining means (24, S107, S407, S507) that the air conditioning load during the heating cycle is low, the compressor rotation speed control means ( It is also possible to change the control characteristics of both the air flow control means (22, 24) and the air flow rate control means (24) .
[0011]
In addition, the code | symbol in the bracket | parenthesis of each said means shows the correspondence with the specific means as described in embodiment mentioned later.
[0012]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
(First embodiment)
FIG. 1 shows a cycle in a heating mode in a first embodiment in which the present invention is applied to an air conditioner for an electric vehicle.
[0013]
In FIG. 1, an air conditioning unit 1 is installed in a passenger compartment of an electric vehicle, and an air conditioning duct 2 constitutes an conditioned air passage for guiding conditioned air into the passenger compartment. An air intake port 3 for inhaling internal air and an external air intake port 4 for inhaling outside air are provided at one end of the air conditioning duct 2, and both the intake ports 3 and 4 are switched open and closed by an inside / outside air switching door 5. .
[0014]
A blower 6 for blowing air is installed in the air conditioning duct 2 adjacent to the suction ports 3 and 4, and the blower 6 is constituted by a centrifugal fan driven by a motor 7.
In the air conditioning duct 2, a cooling evaporator 8 is provided on the air blowing side of the blower 6. This cooling evaporator 8 is an indoor heat exchanger that constitutes a part of the refrigeration cycle, and cools the air in the air conditioning duct 2 by the endothermic action of the refrigerant flowing in the cooling mode and the dehumidifying heating cycle described later. Functions as a dehumidifier cooler.
[0015]
A heating condenser 9 is provided on the air downstream side of the cooling evaporator 8. This heating condenser 9 is also an indoor heat exchanger that constitutes a part of the refrigeration cycle, and heats the air in the air conditioning duct 2 by the heat radiation action of the refrigerant flowing inside during the heating cycle and the dehumidifying heating cycle described later. Functions as a heater.
In the air conditioning duct 2, a bypass passage 10 that bypasses the heating condenser 9 and flows air is provided on the side of the heating condenser 9, and the ventilation passage and the bypass passage 10 of the heating condenser 9 are provided. A plate-shaped switching door 11 for switching between the two is rotatably provided. The switching door 11 is operated to a solid line position where the ventilation passage of the heating condenser 9 is fully opened and the bypass passage 10 is fully closed during heating, and during cooling, the ventilation passage of the heating condenser 9 is fully closed and closed. 10 is operated to the position of the broken line that fully opens 10.
[0016]
After passing through the heating condenser 9 or the bypass passage 10, the conditioned air is blown out into the passenger compartment. Here, the plurality of outlets leading to the passenger compartment are conventionally known, a foot outlet that blows out conditioned air toward the feet of the passenger in the passenger compartment, and a face that blows out conditioned air toward the upper body of the passenger in the passenger compartment A defroster outlet for blowing out conditioned air is provided on the inner surface of the outlet and the vehicle window glass. The plurality of outlets are opened / closed by an outlet mode door (not shown).
[0017]
Next, the refrigeration cycle 12 including the cooling evaporator 8 and the heating condenser 9 will be described. The refrigeration cycle 12 is configured as a heat pump refrigeration cycle that cools and heats the passenger compartment. The refrigerant compressor 13 is provided. A pressure sensor 14 for detecting the discharge pressure (cycle high pressure) is disposed in the flow path between the discharge side of the compressor 13 and the condenser 9.
[0018]
Further, in the refrigeration cycle 12, the cooling solenoid valve 15, the heating solenoid valve 16, the dehumidifying solenoid valve 17, the outdoor heat exchanger 18, the first decompressor 19, the second decompressor 20, and the refrigerant gas-liquid are separated. In addition, an accumulator 21 is provided for accumulating liquid refrigerant and leading out gas refrigerant.
The outdoor heat exchanger 18 is installed outside the passenger compartment of the electric vehicle, and exchanges heat with the outside air blown by the electric outdoor fan 18a. The refrigerant compressor 13 is an electric compressor, and an electric motor (AC motor) (not shown) is integrally incorporated in a sealed case, and is driven by the motor to suck, compress, and discharge refrigerant. .
[0019]
An AC voltage is applied to the AC motor of the refrigerant compressor 13 by the inverter 22, and the motor rotation speed is continuously changed by adjusting the frequency of the AC voltage by the inverter 22. Accordingly, the inverter 22 serves as a means for adjusting the rotational speed of the compressor 13, and a DC voltage is applied to the inverter 22 from the vehicle battery 23.
[0020]
The inverter 22 is energized and controlled by the air conditioning controller 24. The air-conditioning control device 24 is an electronic control device composed of a microcomputer and its peripheral circuits, and controls the operation of the electromagnetic valves 15 to 17 in addition to the inverter 22. In this example, the path switching means for switching the coolant path is configured by the electromagnetic valves 15 to 17.
[0021]
Although the electrical connection with the air conditioning control device 24 is not shown in FIG. 1, devices such as the inside / outside air switching door 5, the blower 6, the airmic door 11, and the outdoor fan 18 a of the air conditioning unit 1 are also included in the control device 24. The operation is controlled by.
In addition to the pressure sensor 14 described above, the control device 24 includes an outside air temperature sensor that detects the outside air temperature, an inside air sensor that detects the vehicle interior temperature, and an evaporator that detects the air temperature immediately after the cooling evaporator 8 is blown out. Sensor signals are input from an air conditioning sensor group 25 including a temperature sensor, a solar radiation sensor for detecting the amount of solar radiation into the vehicle compartment, and the like. Further, signals (temperature setting signals, etc.) from the levers and switch group 27 of the air conditioning operation panel 26 provided in the vicinity of the driver's seat in the passenger compartment are also input to the control device 24.
[0022]
Next, the operation of the first embodiment in the above configuration will be described. FIGS. 2 to 4 are control routines executed by the microcomputer of the control device 24. Now, the air conditioner switch of the air conditioning operation panel 26 is turned on. Then, the control routine of FIG. 2 is started, initialization is performed in step S101, and signals from the sensor group 25 and the air conditioning operation panel 26 of FIG.
[0023]
Next, in step 103, the operation mode of the air conditioner is determined. The method for determining the operation mode is the same as that disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 8-337108 filed by the present applicant, and calculates the target blown air temperature TAO (° C.) necessary for maintaining the passenger compartment at the set temperature of the passenger. Then, a deviation (TAO-Tin) between the TAO and the intake air temperature Tin (° C.) to the evaporator 8 is calculated, and the operation mode (that is, the cooling mode, Heating mode and air blowing mode). Specifically, if the deviation (TAO-Tin) is in the intermediate area, the ventilation mode is set. If the deviation (TAO-Tin) is larger than the intermediate area, the heating mode is set.
[0024]
In step 104, it is determined whether or not the heating mode is set. In the heating mode, the cooling solenoid valve 15 and the dehumidifying solenoid valve 17 of the refrigeration cycle 12 are closed by the output of the control device 24, and the heating solenoid valve 16 is opened. Thus, when the compressor 13 is activated, the path indicated by the thick line in FIG. 1, that is, the compressor 13 → the condenser 9 → the first pressure reducer 19 → the outdoor heat exchanger 18 → the heating solenoid valve 18 → the accumulator 21 → compression The refrigerant flows through a route called the machine 13.
[0025]
Accordingly, the outdoor heat exchanger 18 = evaporator, and the amount of heat absorbed by the outdoor heat exchanger 18 and the amount of heat due to compression work can be radiated as condensation heat by the indoor condenser 9 in the air conditioning unit 1. Therefore, by opening the switching door 11 as shown by the solid line position in FIG. 1, the air blown from the blower 6 passes through the condenser 9 and is heated to become warm air, thereby heating the vehicle interior.
[0026]
At this time, a small amount of refrigerant flows into the indoor evaporator 8 in the air conditioning unit 1 through the second decompressor 20 and can be evaporated here, so that the air is blown by the cooling action by the indoor evaporator 8. The air can be dehumidified to some extent.
When it is determined in step 104 that the heating mode is set, in step 105, the target saturation temperature TCO (° C.) is calculated by the following formula 1.
[0027]
[Expression 1]
TCO = (TAO-Tin) / Φ + Tin
Here, Φ is the temperature efficiency determined from the air volume of the air passing through the condenser 9. Next, at step 106, a target high pressure SPO (kg / cm ² G) is calculated. The target high pressure SPO (kg / cm ² G) is calculated from the TCO based on a map stored in a ROM (not shown) in the ECU 24.
[0028]
Next, in step 107, it is determined whether or not the outside air temperature detected by the outside air temperature sensor is equal to or higher than β (° C.).
When the determination result in Step 107 is No, that is, when the outside air temperature is lower than β (° C.), the process proceeds to Step 108, where the target compressor speed is calculated by heating fuzzy control, and the compressor speed is controlled. Perform high-pressure fuzzy control. When the determination result in step 107 is Yes, that is, when the outside air temperature is β (° C.) or more, the routine proceeds to step 109, where the second high-pressure fuzzy control is performed.
[0029]
FIG. 3 is a first high-pressure fuzzy control subroutine for controlling the compressor speed when the determination result in step 107 is No. First, in step 200, cool air prevention control is performed. This cold air prevention control is, for example, a well-known control performed based on a characteristic diagram as shown in FIG. This cold air prevention control will be briefly described. The cold air prevention control starts when the heating mode is selected when the IG switch is turned on, or when the heating mode is selected again after the heating switch is turned off.
[0030]
During the cold air prevention control, the target rotational speed of the compressor 13 is fixed at 9000 rpm in order to speed up the heating, and the rotational speed increase speed is MAX (= 150 rpm / sec). And the fuzzy rule mentioned later is not applied during this cold wind prevention control. The blower level during the cold air prevention control is determined from the high pressure SP detected by the pressure sensor 14 based on the characteristic diagram of FIG.
[0031]
The cold air prevention control is performed under the condition of SPO-SP ≦ 2 or SP> 13 (SP> 7 when the heating mode is selected again after the heating switch is turned off) when 5 minutes have passed since the start of the cold air prevention control. It is canceled when any one of the above is established.
After the cool air prevention control in step 200 is released, the process proceeds to step 201. In step 201, it is determined whether or not a predetermined control cycle (control timing: for example, 4 seconds) τ has elapsed. If the determination result in step 201 is No, the control in step 207 is performed. If the determination result in step 201 is Yes, calculated by the deviation _{^{E n (kg / cm 2 G}} ) Equation 2 below the high pressure SP detected by SPO and the pressure sensor 14 calculated in step 106 (Step 202).
[0032]
[Expression 2]
E _n = SPO-SP
Next, in step 203, the deviation change rate E _dot (kg / cm ² G) is calculated based on the following Equation 3.
[0033]
[Equation 3]
E _dot = E _n -E _n-1
Since E _n is updated, for example, every 4 seconds, E _n-1 is a value of 4 seconds before against E _n. Next, in step 204, FIG. 6 stored in the R OM (a), obtaining the CF1, CF2 from the membership function shown in (b).
[0034]
Next, in step 205, FIG. 6 stored in the ROM (a), on the basis of the fuzzy inference using the well-known rules table stored and membership functions, the ROM shown in (b), 4 seconds ago The rotation speed Δf (rpm / sec) that increases or decreases with respect to the rotation speed f _n-1 (rpm) of the compressor 13 is obtained. As described above, when Δf is determined based on E _n and E _dot , the target rotational speed f _n is calculated based on Equation 4 below (step 206) .
[0035]
[Expression 4]
f _n = f _n-1 + Δf
Next, the inverter 22 is energized and controlled in step 207 so that the actual rotational speed of the compressor 13 becomes the target rotational speed f _n . As described above, when the determination result in step 107 is negative, that is, when the outside air temperature is lower than β (° C.), the compressor speed control is performed.
[0036]
4, when the result of the determination in step 107 is Yes, the, outer air temperature is a subroutine for controlling the compressor speed in the second high pressure fuzzy control when the above beta (° C.). The processing from step 300 to step 305 in FIG. 4 is the same as the processing from step 200 to step 205 in FIG. In step 306, a constant C to be multiplied by Δf determined in step 305 is determined. This constant C is a multiplier for reducing Δf by a predetermined ratio, and is determined by, for example, the characteristic diagram of FIG. FIG. 7 shows a characteristic diagram for determining the constant C according to the outside air temperature. In the example of FIG. 7, when the outside air temperature is lower than β (° C.) (for example, 15 ° C.), the constant C is set to 1.0. On the other hand, when the outside air temperature is higher than γ (° C.) (for example, 18 ° C.), the constant C is set to 0.5. Further, when the outside air temperature is not less than β (° C.) and not more than γ (° C.), the constant C is determined according to the characteristic diagram of FIG. 7 so as to linearly decrease as the outside air temperature increases.
[0037]
When the constant C is determined in this way, in step 307, the target rotational speed f _n is calculated based on the following formula 5.
[0038]
[Equation 5]
f _n = f _n-1 + CΔf
Next, the inverter 22 is energized and controlled in step 308 so that the actual rotation speed of the compressor 13 becomes the target rotation speed f _n . As described above, when the determination result in step 107 is Yes, that is, when the outside air temperature is equal to or higher than β (° C.), the compressor rotational speed control is performed.
[0039]
In the present embodiment, when the outside air temperature is equal to or higher than β (° C.), that is, when the heating is low, the amount of increase Δf in the rotational speed of the high-pressure fuzzy control compressor 13 is set to be smaller than the normal time. The rotation speed is not increased rapidly. Then, when the heating is under a low load, the rotation speed of the compressor 13 overshoots the target rotation speed, and the compressor 13 is prevented from stopping.
[0040]
Further, when the outside air temperature is lower than β (° C.), the heating load is large, and the risk that the rotation speed of the compressor 13 overshoots the target rotation speed is small. Therefore, the increase amount Δf of the rotation speed of the compressor 13 is small. Has increased.
Thus, in this embodiment, since the rotation speed control of the compressor 13 is changed according to the heating load, it is possible to prevent the compressor 13 from being stopped at the time of heating low load, and the heating high load Sometimes, the amount of change in the rotation speed of the compressor 13 is increased, so that the temperature rise of the heating heat source can be accelerated.
(Second Embodiment)
FIG. 8 shows a flowchart according to the second embodiment of the present invention. In the second embodiment, the control processing routine for the rotational speed of the compressor 13 by the control device 24 is different from that of the first embodiment, but the overall configuration is the same as that of the first embodiment.
[0041]
In 1st Embodiment, it was judged by external temperature whether heating was a low load. However, in the second embodiment, the heating load is determined on the basis of the target high SPO and the pressure sensor 14 deviation of the actual pressure SP detected by _{E n (= SPO-SP)} .
In FIG. 8, step 401 to step 406 are the same as step 101 to step 106 of the first embodiment, and thus description thereof is omitted. In step 407, it is determined whether or not the deviation En between the target high pressure SPO and the high pressure SP is _equal to or greater than a predetermined value i (for example, i = 5 kg / cm ² G).
[0042]
When the result of step 407 is Yes, that is, when the heating load is large, the process proceeds to step 408 and the first high-pressure fuzzy control is performed. On the other hand, when the result of step 407 is No, that is, when the heating load is small, the process proceeds to step 409 and the second high-pressure fuzzy control is performed.
The control processing routine of the first fuzzy control in step 408 is the same as that in step 108 of the first embodiment, that is, the subroutine shown in FIG. On the other hand, the control processing routine of the second fuzzy control in step 409 is different from the first embodiment only in the method for determining the constant C in step 306 in FIG.
[0043]
FIG. 9 is a characteristic diagram for determining a constant C in the second high-pressure fuzzy control of the second embodiment. In the example of FIG. 9, the deviation E _n (= SPO-SP) is at greater than b (e.g. 10kg / cm ² G), the constant C is set to 1.0. On the other hand, when the difference E _n is smaller than a (e.g., 5kg / cm ² G), the constant C is set to 0.5. Then, when the deviation E _n is 5 to 10, the constant C in accordance with the deviation E _n is increased to increase linearly, it is determined according to the characteristic diagram of FIG.
[0044]
In the second embodiment, to determine the heating load by deviations E _n of the target high SPO and the high pressure SP, when the deviation E _n is small (heating low load), the high pressure of the fuzzy control of the compressor 13 The amount of increase Δf in the rotational speed is set to be smaller than normal so that the rotational speed of the compressor 13 is not rapidly increased. When the heating is under a low load, the rotation speed of the compressor 13 overshoots the target rotation speed, and the compressor 13 is prevented from stopping.
[0045]
Further, when a large deviation E _n (the heating load), the rotational speed of the compressor 13 is small risk of overshooting the target rotational speed, increase the increase amount Δf of the rotational speed of the compressor 13 is doing.
As described above, in the second embodiment as well, as in the first embodiment, the rotation speed control of the compressor 13 is changed in accordance with the heating load. Therefore, it is possible to prevent the compressor 13 from stopping when the heating load is low. At the same time, it is possible to increase the amount of change in the rotation speed of the compressor 13 at the time of high heating load so as to accelerate the temperature rise of the heating heat source.
(Third embodiment)
FIG. 10 shows a flowchart according to the third embodiment of the present invention. In the third embodiment, the control processing routine for the rotational speed of the compressor 13 by the control device 24 is different from that of the first and second embodiments, but the overall configuration is the same as that of the first and second embodiments. In the third embodiment, as in the second embodiment, the load of heating is determined on the basis of a deviation E _n of the target high SPO and high pressure SP.
[0046]
In FIG. 10, steps 501 to 507 are the same as steps 401 to 407 of FIG. 8 according to the second embodiment, and a description thereof will be omitted. In Step 507, when the determination result is Yes, that is, when the heating load is large, the process proceeds to Step 508, and the first blower level speed control is performed. On the other hand, when the result of step 507 is No, that is, when the heating load is small, the process proceeds to step 509 to perform the second blower level speed control.
[0047]
Figure 11 is a characteristic diagram for determining the blower level Deviation E _n. As shown in the characteristic diagram of FIG. 11, changes the characteristics of the blower level with respect to the high pressure SP de when the deviation E _n is greater than or equal i and (the time of the heating high-load) when the deviation E _n is smaller than i and (during the heating low load) is doing. That is, the change rate of the blower level with respect to the high pressure SP is set to be larger at the time of low heating load than at the time of high heating load.
[0048]
For example, in the characteristic diagram shown in FIG. 11, when the deviation E _n is smaller than the i (the heating low load) is to increase the rate of change of the blower level. When the heating is low, the rotational speed of the compressor 13 is likely to increase rapidly. However, when the heating is low, the load of the compressor 13 is increased by increasing the change rate of the blower level, and the rotational speed is rapidly increased. The rise is suppressed. Thereby, at the time of heating low load, the rotation speed of the compressor 13 overshoots the target rotation speed, and the compressor 13 is prevented from stopping.
[0049]
Further, when the deviation En is greater than or _equal to i (at the time of high heating load), the change rate of the blower level is reduced. Thereby, it is suppressed that cold air with a low temperature of the heat source for heating at the time of heating high load blows out rapidly, and feeling deterioration is prevented.
Thus, the rate of change of the blower level with respect to the high pressure SP is not uniquely determined, but is changed according to the heating load, so that the compressor is stopped at the time of heating low load and the feeling of deterioration at the time of heating high load is reduced. Both problems can be solved.
(Other embodiments)
In the third embodiment, it is determined on the basis of the heating load on the deviation E _n of the target high SPO and high pressure SP. However, in the third embodiment, the blower level characteristic may be changed by determining the heating load based on the outside air temperature.
[0050]
In order to prevent overshoot of the compressor 13, the high pressure fuzzy control and the blower level control of the first to third embodiments may be combined. In this case, the cold air prevention control is performed by changing the control characteristic diagram of the cold air prevention control of FIG. 5 in the first and second embodiments to the characteristic diagram of FIG. 11, and then the high pressure fuzzy control is performed.
[0051]
In the first to third embodiments, the system configuration of the air heating type heat pump is adopted. However, a similar effect can be obtained even in a water heating type heat pump as disclosed in JP-A-9-220924. In the water heating type heat pump, the heating load is determined based on the outside air temperature or the difference between the target hot water temperature TWO and the hot water temperature TW (TWO-TW). Here, the temperature TW of the hot water is expressed as a function of the high pressure SP, and the deviation (TWO-TW) between the target hot water temperature TWO and the hot water temperature TW is also a function of the deviation between the target high pressure SPO and the high pressure SP (SPO-SP). It is known to be expressed as Therefore, also in the water heating type heat pump, it is possible to determine the heating load based on the amount related to the deviation (SPO-SP) between the target high pressure SPO and the high pressure SP.
[0052]
In addition, the numerical value shown in the said embodiment is for showing a specific example, and is not for limiting this invention.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall system diagram of a first embodiment of the present invention, showing a heating cycle.
FIG. 2 is a flowchart showing the control contents of the ECU according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a flowchart showing the contents of control of the compressor rotation speed during heating and high load according to the first embodiment.
FIG. 4 is a flowchart showing the content of control of the compressor speed at the time of heating and low load according to the first embodiment.
FIG. 5 is a characteristic diagram showing a relationship between a high pressure and a blower level in the cold wind prevention control of the present invention.
FIGS. 6A and 6B are diagrams showing membership functions in compressor speed control according to the present invention.
FIG. 7 is a characteristic diagram for determining a constant C in compressor speed control of the first embodiment.
FIG. 8 is a flowchart showing the control contents of the ECU of the second embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a characteristic diagram for determining a constant C in compressor speed control of the second embodiment.
FIG. 10 is a flowchart showing the control contents of an ECU according to a third embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a characteristic diagram for determining the air volume in the blower level control of the third embodiment.
[Explanation of symbols]
2 ... Air conditioning duct, 8 ... Evaporator, 9 ... Condenser, 13 ... Electric compressor,
18 ... outdoor heat exchanger, 19, 20 ... decompression means.

Claims

Blower for generating an air flow (6),
An air conditioning duct (2) for guiding the air generated by the blower ( 6 ) into the room,
A compressor (13) for compressing and discharging the refrigerant;
A condenser (9) that is disposed in the air conditioning duct (2), heat-exchanges the air in the air conditioning duct (2) and the refrigerant discharged from the compressor (13) to condense the refrigerant ;
Decompression means (19) for decompressing the refrigerant condensed in the condenser (9);
An outdoor heat exchanger (18) that is disposed outside and exchanges heat between the outdoor air and the refrigerant,
During the heating cycle, the refrigerant flows through the path of the compressor (13) → the condenser (9) → the pressure reducing means (19) → the outdoor heat exchanger (18) → the compressor (13), thereby In the air conditioner in which the outdoor heat exchanger (18) functions as an evaporator, and the condenser (9) functions as a heater for heating the air in the air conditioning duct (2) .
Compressor rotational speed control means (22) for controlling the rotational speed of the compressor (13) so that the high pressure (SP) as the discharge pressure of the compressor (13) becomes a target high pressure (SPO) ;
When the outside air temperature is _{equal to} or higher than a predetermined temperature (β) and at least one of the deviation (E _n ) between the target high pressure (SPO) and the high pressure (SP) is equal to or lower than a predetermined value (i), Load determining means (24, S107, S407, S507) for determining that the air conditioning load during the heating cycle is low ;
When it is determined by the load determination means (24, S107, S407, S507) that the air conditioning load during the heating cycle is low, the compressor is compared with when it is not determined that the load is low. air conditioner speed control means (22, 24), characterized in that the reducing the rotational speed increasing rate of the compressor (13).

A blower ( 6 ) for generating an air flow;
An air conditioning duct (2) for guiding the air generated by the blower ( 6 ) into the room,
A compressor (13) for compressing and discharging the refrigerant;
A condenser (9) that is disposed in the air conditioning duct (2), heat-exchanges the air in the air conditioning duct (2) and the refrigerant discharged from the compressor (13) to condense the refrigerant ;
Decompression means (19) for decompressing the refrigerant condensed in the condenser (9);
An outdoor heat exchanger (18) that is disposed outside and exchanges heat between the outdoor air and the refrigerant,
During the heating cycle, the refrigerant flows through the path of the compressor (13) → the condenser (9) → the pressure reducing means (19) → the outdoor heat exchanger (18) → the compressor (13), thereby In the air conditioner in which the outdoor heat exchanger (18) functions as an evaporator, and the condenser (9) functions as a heater for heating the air in the air conditioning duct (2) .
An air volume control means (24) for controlling the air volume of the blower ( 6 );
Compressor rotational speed control means (22) for controlling the rotational speed of the compressor (13) so that the high pressure (SP) as the discharge pressure of the compressor (13) becomes a target high pressure (SPO);
When the outside air temperature is _{equal to} or higher than a predetermined temperature (β) and at least one of the deviation (E _n ) between the target high pressure (SPO) and the high pressure (SP) is equal to or lower than a predetermined value (i), Load determining means (24, S107, S407, S507) for determining that the air conditioning load during the heating cycle is low ;
When the load determining means (24, S107, S407, S507) determines that the air conditioning load during the heating cycle is a low load, the air flow rate is greater than when the air load is not determined to be a low load. control means (24) air-conditioning apparatus characterized by increases the air volume increase rate of the blower (6).

An air flow rate control means (24) for controlling the air flow rate of the blower ( 6 );
When the load determining means (24, S107, S407, S507) determines that the air conditioning load during the heating cycle is a low load, the air flow rate is greater than when the air load is not determined to be a low load. control means (24) is an air conditioning apparatus according to claim 1, characterized in that to increase the air volume increase rate of the blower (6).