JP4199861B2

JP4199861B2 - Engine acceleration control method in engine-driven refrigerant pressure circulation type heat transfer device

Info

Publication number: JP4199861B2
Application number: JP31339498A
Authority: JP
Inventors: 茂穂迫田
Original assignee: Yamaha Motor Co Ltd
Current assignee: Yamaha Motor Co Ltd
Priority date: 1998-11-04
Filing date: 1998-11-04
Publication date: 2008-12-24
Anticipated expiration: 2018-11-04
Also published as: JP2000136741A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ヒートポンプや冷凍機として使用されるエンジン駆動冷媒圧送循環式熱移動装置におけるエンジンの加速制御方法に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、圧縮機、凝縮器、膨張弁及び蒸発器を備えた閉回路に冷媒を循環させ、凝縮器での放熱により暖房を行うように構成されたヒートポンプや、蒸発器での吸熱により冷凍、冷房を行う冷凍機において前記圧縮機をエンジンで回転駆動させるエンジン駆動冷媒圧送循環式熱移動装置は広く知られている。このような装置は、圧縮機により気相冷媒にエネルギーを付与して高温高圧化し、この高温高圧の冷媒を凝縮器で放熱させて液化した後、膨張弁により低温低圧化し、この低温低圧化した液状の冷媒を蒸発器で吸熱させて気化した後、再び圧縮機に吸引させている。
前記したヒートポンプとしての空調装置は、例えば、凝縮器及び蒸発器として室内熱交換機及び室外熱交換機を備え、これら室内、室外熱交換機に加えて前記圧縮機等を含んだ閉ループで冷媒回路を構成すると共に、この冷媒回路に四方弁を組み込んで冷媒の循環方向を切換可能にし、冷房と暖房とを切換可能に行うことができるようにしたものがある。
具体的には、冷房を行う時には、冷媒を圧縮機、四方弁、室外熱交換器、膨張弁、室内熱交換器、四方弁、圧縮機の順に循環させることにより室外熱交換器を凝縮器として、また、室内熱交換器を蒸発器として使用し、室内熱交換器での吸熱により冷房を行い、また、暖房を行う時には、冷媒を圧縮機、四方弁、室内熱交換器、膨張弁、室外熱交換器、四方弁、圧縮機の順に循環させることにより室内熱交換器を凝縮器として、また、室外熱交換器を蒸発器として使用して、室内熱交換器での放熱により暖房を行えるように冷媒回路が構成されている。
前記した室内熱交換器は、該冷暖房効果を得るべき室内の温度を設定するための操作スイッチ、送風ファン、及び実際の室内の空気温度を検知する室温センサ等を有する室内機に設けられ、冷暖房を行うべき室内に設置され、駆動中は、その室温を使用者の希望する設定温度に合わせるために送風ファン等を駆動して熱交換率を変える。従って、この室温と設定温度との差（暖房時は設定温度−室温、冷房又は冷凍時は室温−設定温度）が、空調対象側からの要求能力となる。この要求能力は、使用者による設定温度の変更だけでなく、部屋の窓やドアを開ける等の使用環境の変化による室内温度の変化によっても変化する。従来のエンジン駆動冷媒圧送循環式熱移動装置には、上記した要求能力に応じた出力が得られるように、エンジン回転数、即ち、圧縮機の回転数をスロットル開度により制御する一方で、エンジン回転数とエンジン吸気負圧とに基づいて最適な排気空燃比が得られるように燃料流量弁の開度を制御するものや、高出力が得られるように点火時期を制御するものがあった。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上記した冷媒圧送循環式熱移動装置では、屋外に設置されている室外熱交換器における熱交換量（冷房時においては放熱量、暖房時にいては吸熱量）が、室内熱交換器における熱交換量（冷房時においては吸熱量、暖房時にいては放熱量）に影響を及ぼし、従って、要求能力も室外熱交換器における熱交換量によって変動するため、例えば、天候の急激な変化や新聞紙等の異物による通風通路の閉鎖等が原因で、暖房時の吸熱能力や冷房時の放熱能力が大きく変化する等の負荷変動が生じた場合には、スロットル弁を全開にしても出力が要求能力に足らず、エンジンが停止してしまう場合があるという問題があった。
本発明は、上記した従来のエンジン駆動冷媒圧送循環式熱移動装置における問題点を解決し、大きな負荷変動が生じた場合でも、エンジンを停止させることなく安定した運転状態を維持することのできるエンジン駆動冷媒圧送循環式熱移動装置におけるエンジンの加速制御方法を提供することを目的としている。
【０００４】
【課題を解決するための手段】
上記した問題を解決するために、本発明に係るエンジン駆動冷媒圧送循環式熱移動装置におけるエンジンの加速制御方法は、エンジンで圧縮機を駆動し、圧縮機で冷媒を圧縮して冷媒回路中に冷媒を強制循環させ、冷媒回路中に設けた凝縮器及び蒸発器で、それぞれ冷媒の熱交換を行い、設定温度に合った室温が得られるように構成されたエンジン駆動冷媒圧送循環式熱移動装置において、前記エンジン駆動冷媒圧送循環式熱移動装置が、エンジンの駆動制御を行うエンジン駆動制御部と、実際の室内の空気温度を検知する室温センサと、エンジンの実際の回転数を検出するエンジン回転数検出センサとを備え、前記室温センサが実際の室内の空気温度を検知し、前記エンジン駆動制御部が前記設定温度と室温との差に基づいてエンジンの目標回転数を求め、前記エンジン回転数検出センサがエンジンの実際の回転数を検出し、前記エンジン駆動制御部が前記目標回転数及び実際の回転数の変位差と、実際の回転数の変位の度合いとに基づいて、エンジンの負荷変動量をファジィ推論し、該負荷変動量が所定値以上の時に、エンジンに供給される燃料量を増量し、及び／又は点火時期を進角させることを特徴とするものである。
【０００５】
【発明の実施の形態】
以下、添付図面に示した一実施例を参照しながら本発明に係るエンジン駆動冷媒圧送循環式熱移動装置におけるエンジンの加速制御方法（以下、単に制御方法と称する。）の実施の形態について説明していく。
【０００６】
図１は、本発明に係る制御方法を採用した、ヒートポンプ、即ち、空調装置の基本構成を示す概略回路図である。
図１に示すように、この空調装置は、各々閉ループを構成する冷媒回路１及び冷却水回路２０と、駆動源としての水冷ガスエンジン４０とを備え、エンジン４０で冷媒回路１に設けられた２基の圧縮機２Ａ及び２Ｂを回転駆動して冷媒を冷媒回路中で強制循環させるように構成されている。
【０００７】
（冷媒回路の基本構成について）
前記冷媒回路１は、前記圧縮機２Ａ及び２Ｂに加えて、オイルセパレータ３、四方弁４、３台の室内熱交換器５、各室内熱交換器５に対応する膨張弁６、アキュムレータ７、及び室外熱交換器８を含んだ閉ループ回路であり、前記四方弁４で、冷媒の循環経路を下記の循環経路(1)又は(2)の何れかに切り替えできるように構成されている。
循環経路(1)
圧縮機２Ａ／２Ｂ→オイルセパレータ３→四方弁４→室内熱交換器５→膨張弁６→アキュムレータ７（通過のみ）→室外熱交換器８→四方弁４→アキュムレータ７→圧縮機
循環経路(2)
圧縮機２Ａ／２Ｂ→オイルセパレータ３→四方弁４→室外熱交換器８→アキュムレータ７（通過のみ）→膨張弁６→室内熱交換器５→四方弁４→アキュムレータ７→圧縮機
尚、上記循環経路(1)の場合は、室内熱交換器５が凝縮器として、また、室外熱交換器８が蒸発器として作用し、室内熱交換器５での冷媒の放熱により空調装置は暖房として機能し、また、循環経路(2)の場合は、室内熱交換器５が蒸発器として、また、室外熱交換器８が凝縮器として作用し、室内熱交換器５での冷媒の吸熱により空調装置は冷房として機能する。
従って、この冷媒回路１では、暖房時には圧縮機２の吐出部から室内熱交換器５を経て膨張弁６に至るまでが高圧回路となり、膨張弁６を過ぎてから室外熱交換器８を経て圧縮機２の吸入部に至るまでが低圧回路となる。また、冷房時には圧縮機２の吐出部から室外熱交換器８を経て膨張弁６に至るまでが高圧回路となり、膨張弁６を過ぎてから室内熱交換器５を経て圧縮機２の吸入部に至るまでが低圧回路となる。
前記冷媒回路１における圧縮機２の吐出部と四方弁４との間のライン（即ち、常に高圧回路となるライン）には高圧側圧力センサ９が、四方弁４からアキュムレータ７を経て圧縮機の吸入部に至るライン（即ち、常に低圧回路となるライン）には低圧側圧力センサ１０がそれぞれ設けられており、前記圧力センサ９から得られる冷媒圧力Ｐに基づいて後述する室外機制御装置７１でエンジン４０の回転数を制御するように構成されている。
【０００８】
前記冷却水回路２０は、ポンプ２１、エンジン４０の排気系に設けられた排ガス熱交換器２２、エンジン４０に形成された冷却水ジャケット２３、感温切換弁２４、リニア三方弁２５、及び放熱用熱交換器２６を含んだ閉ループで構成されている。前記リニア三方弁２５には前記冷媒回路１に設けられたアキュムレータ７内を通過してポンプ２１に戻る冷媒加熱用ライン２７と、前記アキュムレータ７を通過しないで前記放熱用熱交換器２６を経てポンプ２１に戻る冷却用ライン２８とが接続されており、また、前記感温切換弁２４には前記リニア三方弁２５へ冷却水を流す高温冷却水ライン２９と、リニア三方弁２５へ流れないで直接ポンプ２１に戻る低温冷却水ライン３０とが接続されている。
前記感温切換弁２４は、エンジン始動直後のエンジン温度が低い時には冷却水をリニア三方弁２５へ流さないで低温冷却水ライン３０からポンプ２１へ戻し、エンジン温度が所定値以上になったら冷却水を高温冷却水ライン２９からリニア三方弁２５へ流すように設定されており、これによりエンジンが十分に暖まっていない時に冷却水が放熱用熱交換器２６やアキュムレータ７での熱交換で過冷却されることを防止する。
また、前記リニア三方弁２５は、冷媒加熱用ライン２７と冷却用ライン２８とへ流す冷却水の流量の割合をリニアに調節できるように構成されており、室外熱交換機の暖房時吸熱能力や冷房時放熱能力等に応じて適当量の冷却水を冷媒加熱用ライン２７に流してアキュムレータ７内の液相冷媒にエンジン４０の廃熱（排気ガスによって与えられる熱と冷却によってエンジン４０から奪われる熱）を与え、低圧側冷媒回路における液相冷媒の気化を助ける。例えば、空調装置を暖房として使用している時に室外温度が低いと室外熱交換機８での吸熱量が減少するため、冷媒が液相冷媒のまま多く残ってしまい、アキュムレータ７に蓄えられ、圧縮機２Ａ，２Ｂに吸引される気相冷媒の密度が低下し、結果として高圧側圧力が極端に下がってしまう。これは、高圧側圧力を検知することにより、或いは外気温度を直接検知することにより検知され、このような場合には冷媒加熱用ライン２７への冷却水の流量を増量してアキュムレータ内の液相冷媒へ与える廃熱量を増加させる。また、例えば、建屋全体を暖房している時、その建屋内部の小室を単独の空調装置で冷房する必要がある場合には、室外熱交換器での放熱量が過大となり、高圧側圧力が極端に下がってしまう。高圧側圧力を検知することにより或いは外気温度を直接検知することにより検知されるこのような場合にも、冷媒加熱用ライン２７への冷却水の流量を増量してアキュムレータ内の液相冷媒へ与える廃熱量を増加させる。これにより、圧縮機の吸込冷媒の密度が上昇し、高圧側圧力の極端な低下を防止する。
【０００９】
（エンジンの説明）
次にエンジン４０について簡単に説明する。図２はエンジン４０の構造を示す概略断面図である。
図面に示すようにエンジン４０は、単気筒又は多気筒の水冷式４サイクルエンジンであり、ヘッドカバー（図示せず）、シリンダヘッド４０ａ、シリンダブロック４０ｂ及びクランクケース４０ｃを積層締結して構成されており、シリンダヘッド４０ａ及びシリンダブロック４０ｂには前記冷却水回路２０の一部を構成する冷却水ジャケット２３が形成されている。また、クランクケース４０ｃ内に配置されたクランク軸４１にはエンジン回転数及びクランク角度を検出するエンジン回転数検出センサ４２及びクランク角検出センサ４３が設けられている。これらのセンサ４２及び４３は各々クランク軸４１の回転毎に信号を出力するパルサコイルから成り、出力された信号は後述する室外機制御装置７１に送られエンジン４０の制御に用いられる。
前記シリンダヘッド４０ａには燃焼室（符号なし）及び燃焼室に繋がる吸気通路４０ｄ及び排気通路４０ｅが形成されており、吸気通路４０ｄ及び排気通路４０ｅは各々吸気弁及び排気弁（符号なし）によって適当なタイミングで開閉される。
【００１０】
前記吸気通路４０ｄには吸気管４５が接続されており、吸気管４５にはエアクリーナ４６及びミキサ４７が接続されている。ミキサ４７には、燃料制御弁４８、減圧調整弁４９及び燃料開閉弁５０を介して燃料ガスボンベ５１が接続されており、これによりミキサ４７でガスボンベ５１から供給される燃料とエアクリーナ４６から供給される空気とを混合してエンジン４０の燃焼室に混合気を供給する。
前記燃料開閉弁５０はガスボンベ５１からの燃料の供給を停止又は開始するために開閉される弁であり、また、前記燃料制御弁４８はガスボンベ５１から供給される燃料の量、即ち空燃比を調整するために、その開度が調整される弁であり、これらの開閉及び開度調整は後述する室外機制御装置７１により行われる。
前記吸気管４５におけるミキサ４７の下流側にはスロットル弁５２が設けられている。スロットル弁５２は、パルスモータ５３で駆動され、エンジン４０への燃料ガス及び空気からなる混合気の供給量を調整する弁であり、このスロットル弁５２の開度、即ち、パルスモータ５３の動作量もまた後述する室外機制御装置７１により行われる。
また、この吸気管４５にはエンジン４０の吸気負圧を検出する吸気負圧センサ５４が設けられており、この吸気負圧センサ５４から得られる吸気負圧は後述する点火時期及び燃料制御弁の開度の制御に用いられる。
前記排気通路４０ｅには排気管５５が接続されており、この排気管５５には前記した冷却水回路２０に含まれる排ガス熱交換器２２が設けられている。
前記シリンダヘッド４０ａには点火プラグ５６が結着されており、この点火プラグ５６には点火コイル５７及び点火回路５８が接続されている。
【００１１】
上記したように構成されたエンジン４０は、そのクランク軸４１が電磁クラッチ４１ａを介して圧縮機２Ａ及び２Ｂに接続されており、エンジン４０で圧縮機２Ａ及び／又は２Ｂを回転駆動し、空調装置で要求される冷房又は暖房能力が得られるように冷媒を循環させる。
【００１２】
次に、上記したように構成された空調装置全体の制御系について図３を参照しながら説明していく。
図３に示すように空調装置の制御系は、冷媒回路１における室内熱交換器５や膨張弁６を含む複数の（本実施例の場合３台の）室内機６０に各々設けられ、各室内機６０の制御対象を個々に制御する室内機制御装置６１と、前記圧縮機２、室外熱交換器８、四方弁４及びアキュムレータ７等を含む室外機ユニット７０に設けられ、室外機ユニット７０の制御対象を制御する室外機制御装置７１とを備えており、各室内機制御装置６１と室外機制御装置７１とは、互いに関連して制御を行うことができるように電気的に接続されている。
【００１３】
（室内機制御装置）
前記室内機６０は、室内熱交換器５及び膨張弁６の他に、それぞれ送風用のファン６２、オンオフスイッチや温度設定キー等を備えた操作部６３、室内機６０が設置された室内の温度を測定するための室内温度センサ６４等が設けられている。
そして、例えば、室内機６０において操作部６３を介して希望設定温度が入力されると、室内機制御装置６１は、室内温度センサ６４から入力される実際の室内温度と前記希望設定温度とを比較し、これらの間の温度差を減少させるように送風用のファン６２の出力を制御する。また、室内機制御装置６１は、各室内機６０のオンオフ等に応じて各室内熱交換器５に対応する膨張弁６の開閉制御、さらには開度制御を行う。
【００１４】
（室外機制御装置）
一方、室外機制御装置７１には、パルスモータ５３、燃料制御弁４８、燃料開閉弁５０及び点火回路５７等のエンジン４０に関する制御対象、冷媒回路１における四方弁４、及び冷却回路２０におけるリニア三方弁２５等が接続されており、前記エンジン回転数検出センサ４２、クランク角度検出センサ４３、吸気負圧センサ５４及び圧力センサ９等の各センサの入力信号に基づいて前記制御対象の制御を行う。また、前記室外機ユニット７０には、室外熱交換器８用のファン７２が設けられており、このファン７２も室外機制御装置７１に接続され、これで制御される。
この室外機制御装置７１は、各室内機６０での冷暖房の切換操作に応じて前記四方弁４を切り替え、冷媒回路における冷媒の循環方向を変える切換制御を行うと共に、室内機６０の動作台数等に応じて室外熱交換器８のファン７２の出力を制御して室外熱交換器８における放熱及び吸熱量を制御する。また、室外機制御装置７１は、高圧側圧力或いは外気温度を検知して、暖房時における室外熱交換器８の吸熱能力、冷房時における室外熱交換器８の放熱能力の状態等に応じてリニア三方弁２５の開度を制御し、アキュムレータ７に送る冷却水の流量を調整する。
【００１５】
さらに、室外機制御装置７１は、例えば、室内機６０の運転台数や設定温度の変化、室内機６０が設置してある室内の温度の変化、又は室外機ユニット７０が設置されている屋外での環境変化等の様々な原因により生じる冷媒回路１中の負荷変動に応じてエンジンの駆動制御を行う。
以下に、室外機制御装置７１におけるエンジンの駆動制御についてさらに詳細に説明していく。
図４は、室外機制御装置７１におけるエンジン駆動制御部分だけを取り出した概略ブロック図である。尚、本図では説明上理解し易いように各処理を別個に独立して示しているが、実際には室外機制御装置７１はメモリ及びＣＰＵを備え、上述した四方弁、リニア三方弁、及び室外熱交換器用ファン等の制御ロジックと共にメモリに予め記憶された動作プログラムに従って各処理を行い各制御対象に対する制御信号を出力するように構成され得る。
このエンジン駆動制御部は、エンジン回転数検出センサ４２、クランク角度検出センサ４３及び吸気負圧センサ５４等から得られる実際のエンジンの運転状態に関する情報と、冷媒回路１における負荷変動に関する情報とに基づいてエンジン４０におけるスロットル弁５２の開度、燃料制御弁４８の開度、及び点火時期を制御して最適な状態でエンジン４０を駆動させるものである。
図面に示すように、このエンジン駆動制御部は、スロットル開度の制御を行う調速制御部８０と、点火時期及び燃料供給量の基本制御を行う基本点火時期制御部８１及び基本燃料流量制御部８２と、急激な負荷変動時に点火時期及び燃料供給量を一時的に進角及び増量させる加速制御部８３、及びエンジンの運転状態が安定している時の点火時期及び燃料供給量の変化を抑制する安定制御部８４を備えている。
【００１６】
（調速制御）
前記調速制御部８０は、
・実際に可動されている室内機６０の操作部６３における設定温度情報と、その部屋の温度センサ６４から得られる室温情報とに基づいて、設定温度の検知温度との差にその部屋の熱容量を乗算したものを積算したものを、或いは設定温度と検知温度との差のみを室内機６０側の要求能力とし、この室内機６０側の要求能力に応じてエンジンの基準目標回転数を算出し、さらに、これに高圧側の冷媒圧力値に応じて補正係数算出部８０ｆにて算出される補正係数（前記基準目標回転数が大なる程大きく設定される高圧側冷媒圧力の目標値と、圧力センサ９による検出値との差に基づき、目標値の方が大なる程１以上且つ、例えば１．５により近づき、検出値の方が大なる程１以下且つ、例えば０．５により近づくように設定される係数）を乗算する目標回転数算出部８０ａ、
・エンジン回転数検出センサ４２を構成するパルサコイルからのパルサ信号を入力し、実際のエンジン回転数Ｒｎを算出する実回転数算出部８０ｂ、
・目標回転数Ｒｐと実回転数Ｒｎとの変位差△Ｒを求める変位差算出部８０ｃ、
・前記変位差算出部８０ｃから得られた変位差△Ｒに基づいて目標回転数Ｒｐに対する実回転数Ｒｎの変位の度合い（微分値△Ｒ’）を求める変位度算出部８０ｄ、
・前記変位差算出部８０ｃ及び変位度算出部８０ｄから得られる変位差△Ｒとその微分値△Ｒ’とから、その時の冷媒回路の要求能力Ｑを満たす出力が得られるようにスロットル開度を補正する割合（補正率Ｔｎ）を推論するファジィ推論部８０ｅ、・エンジンの運転状態（パルスモータ５３に出力される要求動作量Ｔデータはスロットル開度算出部８０ｉに送られて積算されて、スロットル開度が算出される。このスロットル開度算出値と、実回転数Ｒn ）に基づき、予め用意されたスロットル弁開度及びエンジン回転数に対する基準スロットル回転動作量Ｔ0 の３次元マップから、基準スロットル動作量Ｔ0を算出する基本スロットル動作量算出部８０ｈ、
・前記スロットル動作量算出部８０ｈで算出した基本スロットル動作量Ｔｏに、前記ファジィ推論部８０ｅで算出した補正率Ｔｎを乗算して、スロットル動作量補正値を算出すると共に、前記基本スロットル動作量Ｔｏに該スロットル動作量補正値Ｔｎを加算して要求動作量Ｔを算出し、パルスモータ５３に出力する要求動作量算出部８０ｇ
を備えている。
要求動作量算出部８０ｇは、要求動作量Ｔによる動作後のスロットル開度（現在のスロットル弁開度すなわちスロットル弁開度算出値に要求動作量Ｔを加算したもの）がスロットル最大開度を上回る場合、及びスロットル最小開度を下回る場合、スロットル最大開度、及びスロットル最小開度に到達するとともにパルスモータ５３が停止できるよう、要求動作量Ｔを修正してパルスモータ５３に出力する。
なお、パルスモータ５３はエンジン４０停止時、スロットルをスロットル最小開度に設定する。エンジン４０の始動時はスロットル最小開度にて実施されるので、その後の調速制御によってスロットル開度算出部８０ｉは正しい現在のスロットル開度を算出することができる。なおさらに、スロットル開度検出センサを配置して直接的に現在のスロットル開度を検出して基本スロットル動作量Ｔ0 の算出に利用しても良い。
【００１７】
図５は、上記した調速制御部８０における各処理部の処理の流れを示すフローチャートである。以下にこのフローチャートに従って、調速制御部８０の各処理について説明していき、対応する説明にフローチャートにおけるステップ番号を付す。
前記目標回転数算出部８０ａは、実際に可動されている室内機６０の操作部６３における設定温度情報と、その部屋の温度センサ６４から得られる室温情報とに基づいて、設定温度の検知温度との差にその部屋の熱容量を乗算したもの、或いは差そのものを積算して室内機６０側の要求能力とし、この室内機６０側の要求能力に応じてエンジンの基準目標回転数を算出し、さらに、これに高圧側の冷媒圧力値に応じて補正係数算出部８０ｆにて算出される補正係数を乗算して目標回転数を算出する（ステップ１）。
ここで、本実施例における空調装置の最終的な目標について考えると、空調装置は各室内機６０の室内温度センサ６４の検出温度ｔ１と各室内機６０に対する設定温度ｔｓとの差を無くすことであり、従って、その部屋の要求能力Ｑは、室内温度ｔ１−設定温度ｔｓの関数となる。この要求能力Ｑに見合うだけの吸熱能力を蒸発器で発揮させるか、放熱能力を凝縮器で発揮させる必要がある。吸熱能力は蒸発器入口のエンタルピーと蒸発器出口のエンタルピーの差に冷媒循環量をかけたものに比例する。そして、冷媒循環量は圧縮機の回転数すなわちエンジン回転数に比例する。同様に、放熱能力は凝縮器入口のエンタルピーと出口におけるエンタルピーの差に冷媒循環量をかけたものに比例し、冷媒循環量はエンジン回転数に比例する。一方、同一冷媒循環量であっても、冷媒の高圧圧力Ｐにより上記蒸発器出口のエンタルピーと入口におけるエンタルピーの差、あるいは凝縮器入口のエンタルピーと出口におけるエンタルピーの差が影響を受け、且つ冷媒の高圧圧力Ｐは圧縮機の回転数すなわちエンジン回転数の影響を受ける。このため、補正係数算出部８０ｆにおいて圧力センサ９による冷媒の高圧圧力Ｐに対応する補正係数を求め、要求能力Ｑに対応して算出される仮の目標エンジン回転数に補正係数を乗算して、エンジンに要求される回転数（すなわち、目標エンジン回転数Ｒｐ）が目標回転数算出部８０ａで算出される。
【００１８】
エンジン回転数算出部８０ｂは、エンジン回転数検出センサ４２を構成するパルサコイルからの信号に基づいて実際のエンジン回転数Ｒｎを算出する。具体的には、例えば、パルサコイルから得られるクランク軸２回転分の信号に基づいて算出したエンジン回転数をＮ回、例えば２回平均した値をエンジン回転数Ｒｎとして出力する（ステップ２）。
【００１９】
変位差算出部８０ｃは目標エンジン回転数Ｒｐから実際のエンジン回転数Ｒｎを減算して変位差△Ｒを算出し（ステップ３）、この変位量△Ｒを変位度算出部８０ｄ及びファジィ推論部８０ｅに出力する。
また、変位度算出部８０ｄは、変位差算出部８０ｃから得られた変位量△Ｒの微分値△Ｒ’を算出し、ファジィ推論部８０ｅに出力する。具体的には、所定のサンプリング時間毎の△Ｒの変化分を算出する（ステップ４）。
【００２０】
ファジィ推論部８０ｅにおいて、変位差△Ｒ、微分値△Ｒ’、及び補正率Ｔｎに対するファジィ集合は、各々図６（ａ）〜（ｃ）に示すメンバーシップ関数で表される。図６（ａ）は、前記変位差△Ｒに対するメンバーシップ関数を示しており、図６（ｂ）は、微分値△Ｒ’に対するメンバーシップ関数を示しており、そして図６（ｃ）は、補正率Ｔｎに対するメンバーシップ関数を示している。図面に示すように、本実施例では、各メンバーシップ関数は、ネガティブベリービックＮＶ、ネガティブビックＮＢ、ネガティブミディアムＮＭ、ネガティブスモールＮＳ、ゼロＺＯ、ポジティブスモールＰＳ、ポジティブミディアムＰＭ、ポジティブビックＰＢ、ポジティブベリービックＰＶの９個のラベルに分けられた三角形構成のものであり、各々、変位差０、微分値０、及び補正率０を中心として、ＰＶに行くほど変位差△Ｒ、微分値△Ｒ’及び補正率Ｔｎがプラス方向に大きくなり、また、ＮＶに行くほど前記各ファクタがマイナス方向に大きくなるように決められている。尚、本実施例では前記変位差△Ｒの範囲は、−１００ｒｐｍ〜＋４００ｒｐｍであり、微分値△Ｒ’の範囲は、−４０〜＋４０であり、補正率Ｔｎの範囲は−１〜１までにしてある。
ファジィ推論部８０ｅでは、変位差△Ｒ及び微分値△Ｒ’に対するメンバーシップ関数（ａ），（ｂ）を前件部メンバーシップ関数とし、補正率Ｔｎに対するメンバーシップ関数（ｃ）を後件部メンバーシップ関数として、図７のファジィルール表に示す予め決めた２３個のルールに従って、その時の変位差△Ｒ及び微分値△Ｒ’に対する補正率Ｂｎのファジィ集合を求める。
具体的には、始めに入力された変位差△Ｒと微分値△Ｒ’に対する各メンバーシップ関数（前件部メンバーシップ関数）のグレードを算出し（ステップ５、６）、次いで前件部メンバーシップ関数のグレードに基づいて、ｍｉｎ−ｍａｘ合成を用いて推論結果となる後件部メンバーシップ関数のファジィ集合Ｔｎ’を求める（ステップ７）。
前記したｍｉｎ−ｍａｘ合成による推論結果である補正率のファジィ集合Ｔｎ’は、ルールを次ぎのように定義すると、式（３）で示すように得られる。
ルール：ｉｆ △R=Am1 and △R'=Am2 then Tn'=Bm
推論結果Ｔｎ’＝（Am1' Am2') Bm
尚、上記式中、Am1、Am2、及びBm（ｍ＝１〜９）は、全てファジィ集合であり、対応するメンバーシップ関数のラベルＮＶ〜ＰＶに対応しており、また、Am1'、Am2'は、前件部に対する適合度である。
次いで、推論結果である補正率Ｔｎ’のファジィ集合を重心法を用いて脱ファジィ化して最終的な補正率Ｔｎを求める（ステップ８）。
【００２１】
要求動作量算出部８０ｇでは、基本スロットル動作量算出部８０ｈで得られた基本スロットル動作量Ｔｏに、前記ファジィ推論部８０ｅで得られた補正率Ｔｎを乗算してスロットル動作量補正値を算出し（ステップ１１）、さらに、前記基本スロットル動作量Ｔｏに前記補正値を加算した要求動作量Ｔをパルスモータに出力する（ステップ１２）。この要求動作量は、具体的には、パルスモータ５３に対するパルス信号として出力され、パルスモータ５３は、この要求動作量分スロットル弁５２を回動する。
上記したように変位差△Ｒと変位度△Ｒ’とに基づいてｍｉｎ−ｍａｘ合成法を用いて補正率のファジィ集合Ｔｎ’を推論することにより以下のような効果が得られる。
即ち、システムの要求能力Ｑの変化や、それ以外が原因の負荷変動等がない時のエンジン自体の機械的特性によるエンジン回転数の微変動は、変位度△Ｒ’がある程度の大きさであっても、変位差△Ｒは極めて小さいので結果として推論結果から得られる補正率Ｔｎは非常に小さくほとんど０になり、
また、設定温度の変更等によるシステムの要求能力Ｑの変化の場合には、変位差△Ｒ及び変位度△Ｒ’は共に設定温度と室温との差に比例して大きくなるので、推論結果から得られる補正率Ｔｎも設定温度と室温との差に比例して大きくすることができ、
さらに、急激な室温の変化等が生じた場合には、変位度△Ｒ’は非常に大きくなるので、推論結果から得られる補正率Ｔｎは、その時の変位差△Ｒが大きければ大きい程大きくなる。
従って、エンジン自体の機械的特性による回転変動の影響を受けて必要のない時に頻繁にスロットル弁の開度を微調整することはなくなり、温度設定の変更には応答性良くスロットル弁の開閉を行うことが可能になる。
【００２２】
また、冷房運転中、急激な外気温の変化や室外熱交換器８のファン入口を新聞紙等の異物が覆い放熱能力に変化等が生じた場合においても、この急激な変化は高圧側の冷媒圧力の変化として把握され、補正係数算出部８０ｆにより、目標エンジン回転数の補正がなされた後、ファジィ推論部８０ｅを経てスロットル弁を駆動するパルスモータ５３が制御されることになる。このため、急激な外気温の変化や室外熱交換器８の放熱能力に変化などが生じた場合には、変位度△Ｒ’は非常に大きくなり、推論結果から得られる補正率Ｔｎは、その時の変位差△Ｒが大きければ大きいほど大きくなり、応答性よくスロットル弁の開閉を行うことが可能になる。
また、暖房運転中に急激な外気温の変化や室外熱交換器８の吸熱能力等の変化が生じた場合には、液冷媒が気化する量が変化しアキュムレータ７内に貯溜される液冷媒量が変化する。その分圧縮機２Ａ、２Ｂが吸引する気相冷媒の圧力が変化し、圧力機２Ａ、２Ｂの負荷が変化するので、エンジン回転数が変化する。例えば、吸熱能力が低下すると、圧縮機２Ａ、２Ｂが吸引する気相冷媒の圧力が低下し、圧縮機２Ａ、２Ｂの負荷が減少してエンジン回転数が増加する。変位差ΔＲが減少するが、変位度ΔＲ’が大きくなり、推論結果から得られる補正率Ｔn は変化しないか却って大きくなり、応答性を維持あるいは上げてスロットル弁の開閉を行うことができる。なお、エンジン回転数が上昇することにより、エンジン排熱量が増加し、冷媒加熱用ライン２７のアキュムレータ７内液冷媒加熱能力を高め、吸熱能力の低下を補うことができる。
【００２３】
また、始動時においては、始動モータによるクランキング回転数は、エンジン起動後のアイドル回転数よりも低く、また、エンジンが始動するとエンジン回転数は、クランキング回転数からアイドル回転数まで急速に上昇する。このため、始動時には、変位差△Ｒ及び変位度△Ｒ’が共に大きくなり、推論結果の補正率が大きくなるので、起動後直ちにスロットル開度が大きくなり、エンジンの暖気が早期になされるので、起動後の不調による停止がなくなる。
【００２４】
（基本点火時期制御及び基本燃料流量制御）
次ぎに、基本点火時期制御部８１及び基本燃料流量制御部８２について簡単に説明する。
基本点火時期制御部８１は、
前記目標回転数算出部８０ａで算出された目標エンジン回転数及び
吸気負圧センサ５４から得られる吸気負圧に関する情報、
さらに、補正値算出部８０ｇで算出されるスロットル動作量補正値Ｔに基づき安定制御がされる場合には、安定制御部８４で算出する下記する遷移時間ＭＴ
を入力し、予め用意したエンジン回転数及び吸気負圧と基本点火時期とのマップに基づいてその時の運転状態に合った基本点火時期を算出し、クランク角検出センサ４３から得られるクランク角度に合わせて前記基本点火時期で点火プラグが着火するように点火回路に点火信号を出力する。なお、上記マップは、エンジン回転数及び吸気負圧を一定として点火時期を変化させた時、出力が最大となる最大出力点火時期ＭＢＴより遅らせたものを、そのエンジン回転数及び吸気負圧に対する点火時期として設定したものである。これにより、エンジン４０に供給される混合気が燃焼を完了してから排気行程になるまでの時間を短くし、排ガス熱交換器２２を通過する排気ガス温度を高めて、冷媒加熱用ライン２７のアキュムレータ７内液冷媒加熱能力を高めるためである。
基本燃料流量制御部８２も、前記制御部８１と同様、
前記目標回転数算出部８０ａで算出された目標エンジン回転数Ｒｐ及び
吸気負圧センサ５４から得られる吸気負圧に関する情報、
さらに、補正値算出部８０ｇで算出されるスロットル動作量補正値Ｔに基づき安定制御がされる場合には、安定制御部８４で算出する下記する遷移時間ＭＴ
を入力し、予め用意したエンジン回転数及び吸気負圧と燃料制御弁開度とのマップに基づいてその時の運転状態に合った燃料制御弁開度、即ち、燃料供給量を算出し、燃料制御弁４８に出力する。
【００２５】
（加速制御部）
加速制御部８３は、単にスロットル弁５２の開度を大きくしただけではエンジン出力の回復が見込めない場合に、燃料制御弁４８を一時的に開き、さらに点火時期を一時的に進角することでエンジン出力の回復を図るためのもので、本明細書では、この制御を加速制御と称する。すなわち、排気ガス性状を良くするため空燃比はストイキ値より希薄となるように燃料制御弁開度が設定されるので、スロットル弁開度が一定状態においても、燃料制御弁４８の開度を増加することにより、エンジン４０への燃料供給量を増加させることができ、且つエンジン４０は不完全燃焼することなくより大きな出力を発揮することができ、圧縮機２Ａ、２Ｂの負荷に逆らって回転数を増加する。
図８は、加速制御部８３の処理の流れを示すフローチャートである。以下にこのフローチャートに従って、加速制御部８３の処理について説明していく。対応する説明にフローチャートにおけるステップ番号を付す。尚、この加速制御部の処理は実際には、調速制御部のフローチャートのメインとしたサブルーチンとして構成され得る。
具体的には、この加速制御部８３は、調速制御部８０におけるファジィ推論部８０ｅからの補正率信号Ｔｎを入力し、この補正率Ｔｎの大きさに基づいて加速制御を実行するか否かの判断を行う（図５：調速制御のフローチャートのステップ９）。即ち、補正率Ｔｎが予め決めた上限値Ｙを越えているか否かを判断し、上限値Ｙを越えている場合には加速制御を開始する。
前記上限値Ｙは、負荷が急激に極端に大きくなり、スロットル弁の開度を開くだけの出力の増大だけでは出力が足らずエンジンがストールしてしまうと判断できる程度の補正率に設定される。なお、エンジンストールは、パルスモータ５３のスロットル弁開動作速度を機能上、耐久上の設定値以上とすることはできないこと、さらにスロットル弁開動作速度が例え極めて大きくても、エンジン４０及び圧縮機２Ａ、２Ｂの慣性マスによりエンジン回転数の増加が遅れることにより、出力上昇が負荷の増大に追い付かない場合に発生する。
例えば、変位差△Ｒ及び変位度△Ｒ’が、調速制御部８０のファジィ推論部８０ｅにおいて予め設定したメンバーシップ関数の最大ラベルＰＶを越えてさらに大きい時に、推論結果である補正率Ｔｎが「１」より大きくなるようにファジィ推論部８０ｅの演算式を構築している場合には、上限値Ｙは「１」に設定され得、
また、ファジィ推論部８０ｅを、推論結果から得られる補正率Ｔｎが「１」を越えないように構築している場合には、上限値Ｙは、例えば、「０．８」に設定され得る。
上記した出力の不足分を示すパラメータは、補正率Ｔｎから前記上限値Ｙを減算した値Ｊで表すことができる。
従って、加速制御部８３では、入力された補正率Ｔｎが上限値Ｙを越えている場合には、前記不足分を表すパラメータＪを算出し（ステップ２１）、前記パラメータＪに予め設定した燃料制御弁加速基本開度増分値Ｆを乗算して燃料制御弁に対する加速補正値ＴＦを算出する（ステップ２２）。そして、この加速補正値ＴＦを基本燃料流量制御部８２から出力される燃料制御弁開度信号に加算する（ステップ２３）。
点火時期に対しても同様に、前記パラメータＪに点火時期加速基本進角値Ｉを乗算して点火時期に対する加速補正値ＴＩを算出し（ステップ２４）、これを基本点火時期制御部８１から出力される基本点火時期に加算する（ステップ２５）。
これにより、負荷が急激に極端に大きくなり、スロットル弁の開度を開くだけの出力の増大だけでは出力が足らない場合には、加速制御が実行され、燃料制御弁及び点火時期が、燃料制御弁の開度を全開を上限として通常運転時より一時的に所定量開き、また、前記ＭＢＴを上限として通常運転時より一時的に所定量進角し、出力の不足分が補われる。また、加速補正値ＴＦ及びＴＩは、共に、所定の上限値Ｙと補正率Ｔｎとの差Ｊに基づいて算出されるので、出力の不足分に比例する値になり、無駄な出力増加を行うことがない。
このように調速制御部８０から得られる補正率Ｔｎの大きさを監視することにより、実際にはスロットル弁の開度調整ではカバーしきらない大きな負荷変動を簡単に検出することが可能になり、このような場合にエンジンのパワー回復量が大きい点火時期及び燃料制御弁開度を一時的に補正することでエンジンがパワー不足のためにストールする等の問題がなくなる。
図９に上記した加速制御を行っていないエンジンと、加速制御を行っている本実施例のエンジンとに急激な負荷変動を与えた時のエンジンの運転状態を比較する図であり、この図面からも、加速制御を行うことによりエンジンのストールがなくなることが分かる。
【００２６】
（安定制御部）
最後に安定制御部８４について説明する。
エンジンがほとんど安定し、システムの要求能力Ｑの変化がない場合には、燃料制御弁及び点火時期を変化させない方がより安定した運転が得られる。しかし、上記したように基本点火時期及び燃料制御弁の開度は、各々エンジン回転数と吸気負圧とのディジタルマップ（すなわち、離散化した変数としたエンジン回転数及び吸気負圧に対して、基本点火時期のデータ及び燃料制御弁開度のデータをそれぞれ与えて２つのマップとしたの）により求めているため、さらに、実際に燃料制御弁を駆動する不図示のステッピングモータは、離散的（ステップ的）に弁開度を調整するので、前記ディジタルマップ上の燃料制御弁開度のデータはステップ数となり、点火時期タイミングは基準クランク角からのクランク角として与えられ、離散的（ステップ数）な角度データとされるため、例えば、エンジン回転数や吸気負圧がマップの狭間に位置する値の時には、両側の変数と、対応する両側のデータから補間法により弁開度や基本点火時期を算出して使用するにしても、ステップ数や離散的クランク角に端数が出る場合には、繰上や繰下げによる数のまとめを行い制御をすることになる。エンジン自体の機械的特性により発散系でなく安定系となるエンジン制御においては、繰上あるいは繰下げによるエンジン回転数に与える影響は、繰上あるいは繰下げを解消する方向に変数であるエンジン回転数を徹変化させる。結果、このエンジン回転数に対応する弁開度や基本点火時期のデータは逆に、繰り下がったものあるいは繰り上がったものとなり、この弁開度や基本点火時期に制御した結果は、繰下げあるいは繰上を解消する方向に変数であるエンジン回転数を徹変化させることになる。すなわち、エンジン回転数は微小にハンチングしてしまい不安定になってしまう場合がある。安定制御部８４は、このようなマップ制御及びエンジン自体の機械的特性に起因した問題点を解決するために、エンジンが安定運転している時には、より安定した運転が得られるように点火時期や燃料制御弁開度を制御するためのもので、本明細書ではこの制御を安定制御と称する。
図１０は、安定制御部８４の処理の流れを示すフローチャートである。以下にこのフローチャートに従って、安定制御部８４の処理について説明していく。対応する説明にフローチャートにおけるステップ番号を付す。尚、この安定制御部の処理は実際には、調速制御部のフローチャートのメインとしたサブルーチンとして構成され得る。
具体的には、この安定制御部８４は、調速制御部８０におけるファジィ推論部８０ｅからの補正率Ｔｎを入力し、この補正率Ｔｎの大きさに基づいて安定制御を実行するか否かの判断を行う（図５：調速制御のフローチャートのステップ１０）。即ち、補正率Ｔｎの絶対値が予め決めた安定レベル値Ｘより小さいか否かを判断し、この安定レベル値Ｘより小さい場合には安定制御を開始する。前記安定レベル値Ｘは、＋−０．２のように適宜設定され得る。
安定制御部８４は、安定制御実行中は、補正率Ｔｎと安定レベル値Ｘとの差Ｋを算出し（ステップ３１）、この差Ｋに予め決めた安定時間係数ＭＴａと安定化時間ＭＴs とを乗算し、これに、許容最小遷移時間ＭＴ0 を加算して遷移時間ＭＴを算出し（ステップ３２）、基本点火時期制御部８１及び基本燃料流量制御部８２にこれを出力する。
尚、本明細書で、遷移時間ＭＴとは、燃料制御弁を駆動するステッピングモータが、最小の開度変更単位である１ステップ分変化させるに要する時間や、離散的クランク角データの１ステップに対応する単位クランク角分だけ実際に点火タイミングを変化させるに要する時間を言い、この時間は長くなればハンチングがなくなり安定化するが、長くなりすぎると追従性が悪くなり、加速性が悪くなってしまうものである。許容最小遷移時間ＭＴ0 とは、ステッピングモータについて機械特性上遷移時間を短くするには限界があり、この限界値のことを言う。前記差Ｋと安定時間係数ＭＴa は共に０以上且つ１以下の値を取り得るので、最大の遷移時間ＭＴmax は許容最小遷移時間ＭＴ0 と安定化時間ＭＴs を加えたものとなる。最大遷移時間ＭＴmax の時は確実にハンチングが起きないように安定化時間ＭＴs が設定される。さらにできれば最大遷移時間ＭＴmax の時であっても、加速性が最低限で満足されるように安定化時間ＭＴs が設定される。
また、安定時間係数ＭＴａは、補正率Ｔn の値により定める係数であり、Ｔnが−１以上−Ｘ以下、Ｘ以上と１以下の時０とされ、Ｔn が０で１、Ｔn が−Ｘから０にかけて増加するに従い０から１に１次関数的に増加させ、Ｔn が０からＸにかけて増加するに従い１から０に１次関数的に減少させるようにしたものである。
基本点火時期制御部８１及び基本燃料流量制御部８２は、上記した遷移時間ＭＴを入力すると、この遷移時間ＭＴに基づくマップ移動時間（即ち、移動ステップ数に遷移時間ＭＴを乗算した時間）でマップ制御を行う。
このため、上記したようにエンジン回転数や吸気負圧がマップの狭間に位置する値の時でも頻繁に点火時期や燃料制御弁開度を変えることがなくなるため、要求能力Ｑが安定している時に、エンジンをより安定した状態で運転することが可能になり、その結果、システム全体の安定度が著しく高くなる。
図１１（ａ）及び（ｂ）は共にトルクが一定でスロットルが固定されている時のエンジンの運転状態を示す図であり、（ａ）は安定制御を行っていないエンジンであり、（ｂ）は安定制御を行っている本実施例のエンジンである。この図面からも分かるように安定制御を行うことにより負荷変動がなくスロットルが固定されている時にエンジンの運転状態が非常に安定する。
また、ファジィ推論を行うことによりエンジンの機械的特性による変動の影響がスロットル弁の補正値にほとんどでないように設計された調速制御部８０から出力される補正率Ｔｎに基づいて、エンジンの運転状態の安定の度合いは判断するので、安定レベル値Ｘを非常に小さくすることが可能になり精度の高い安定制御を行うことが可能になるという効果を奏する。
さらに、遷移時間ＭＴを、補正率Ｔｎと安定レベル値Ｘとの差Ｋに基づいて算出しているため、要求能力の安定の度合いに応じた遷移時間ＭＴでマップ移動時間を制御することが可能になるため、その時々の状況に応じた安定制御を実行することが可能になるという効果を奏する。
【００２７】
以上説明した実施例では、目標エンジン回転数と実際のエンジン回転数との変位差及び変位度に基づいて、スロットル動作量の補正率をファジィ推論し、推論結果の補正率に基づいて加速補正値を算出しているが、負荷変動量の検出方法は、本実施例のように間接的に求める方法に限定されることなく、例えば、エンジン回転数と実際のエンジン回転数との差から直接負荷変動量をファジィ推論してもよい。
また、本実施例では、調速制御に加速制御及び安定制御を組み合わせたエンジン駆動制御を例に挙げて調速制御について説明しているが、これは本実施例に限定されることなく、調速制御及び加速制御は必要に応じて組み合わせればよい。尚、加速制御のみを実行するように制御装置を構成する場合には、エンジン回転数の変位差と、時間とを入力として負荷変動量をファジィ推論し、ファジィ推論で得られた負荷変動に基づいて加速補正値を算出するようにしてもよい。
さらに、本実施例では、加速制御実行中は、燃料制御弁の開度を全開を上限として通常運転時より一時的に所定量開き、かつ、点火時期をＭＢＴを上限として通常運転時より一時的に所定量進角させているが、操作対象は、これは本実施例に限定されることなく、出力に大きく影響を及ぼすものであれば任意のものでよく、例えば、燃料制御弁又は点火時期の何れか一方だけでもよく、また、エンジンが燃料噴射装置を備えた形式のものの場合には、燃料噴射装置の噴射量でもよい。
また、本実施例では、ガスエンジンを用いたヒートポンプを例に挙げてエンジン駆動ヒートポンプについて説明しているが、これは本実施例に限定されることなく、ガソリン燃料等によるエンジンでもよく、この場合には、キャブレタの開度や燃料噴射量等が操作対象と成り得ることはもちろんである。
【００２８】
本実施例では、冷媒圧力、エンジン回転数、吸気負圧、クランク角度等の従来の制御で用いていたパラメータと同じパラメータを使って、調速制御、加速制御及び安定制御を行えるように構成しているので、センサの追加や機械的構成の変更等をすることなく、既存のエンジン駆動ヒートポンプの制御装置に適用することが可能になるという効果を奏する。
【００２９】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明に係るエンジン駆動冷媒圧送循環式熱移動装置におけるエンジンの加速制御方法は、エンジンで圧縮機を駆動し、圧縮機で冷媒を圧縮して冷媒回路中に冷媒を強制循環させ、冷媒回路中に設けた凝縮器及び蒸発器で、それぞれ冷媒の熱交換を行い、設定温度に合った室温が得られるように構成されたエンジン駆動冷媒圧送循環式熱移動装置において、前記エンジン駆動冷媒圧送循環式熱移動装置が、エンジンの駆動制御を行うエンジン駆動制御部と、実際の室内の空気温度を検知する室温センサと、エンジンの実際の回転数を検出するエンジン回転数検出センサとを備え、前記室温センサが実際の室内の空気温度を検知し、前記エンジン駆動制御部が前記設定温度と室温との差に基づいてエンジンの目標回転数を求め、前記エンジン回転数検出センサがエンジンの実際の回転数を検出し、前記エンジン駆動制御部が前記目標回転数及び実際の回転数の変位差と、実際の回転数の変位の度合いとに基づいて、エンジンの負荷変動量をファジィ推論し、該負荷変動量が所定値以上の時に、エンジンに供給される燃料量を増量し、及び／又は点火時期を進角させるので、例えば、天候の急激な変化や新聞紙等の異物による通風通路の閉鎖等が原因で、暖房時の吸熱能力や冷房時の放熱能力が大きく変化し、それによりエンジンに対して大きな負荷変動が生じた場合でも、燃料供給量が増量され、及び／又は点火時期が進角されるので、急激な負荷変動によってスロットル弁の操作だけでは出力が足らない時でも燃料供給量及び又は点火時期により充分な出力を確保できるようになるという効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】エンジン駆動冷媒圧送循環式熱移動装置の一例としてのヒートポンプ、即ち、空調装置の基本構成を示す概略回路図である。
【図２】エンジン４０の構造を示す概略断面図である。
【図３】空調装置全体の制御系の概略を示す図である。
【図４】室外機制御装置７１におけるエンジン駆動制御部分だけを取り出した概略ブロック図である。
【図５】調速制御部８０における各処理部の処理の流れを示すフローチャートである。
【図６】図６（ａ）〜（ｃ）は変位差△Ｒ、変位度△Ｒ’及び補正率Ｔｎのファジィ集合をメンバーシップ関数で表した図である。
【図７】ファジィルール表を示す図である。
【図８】加速制御部８３の処理の流れを示すフローチャートである。
【図９】（ａ）は加速制御を行っていないエンジンで急激な負荷変動が起きた時のエンジンの運転状態を示す図であり、（ｂ）は加速制御を行っている本実施例のエンジンで急激な負荷変動が起きた時のエンジンの運転状態を示す図である。
【図１０】安定制御部８４の処理の流れを示すフローチャートである。
【図１１】（ａ）及び（ｂ）は共にトルクが一定でスロットルが固定されている時のエンジンの運転状態を示す図であり、（ａ）は安定制御を行っていないエンジンであり、（ｂ）は安定制御を行っている本実施例のエンジンである。
【符号の説明】
１冷却回路
２圧縮機
３オイルセパレータ
４四方弁
５室内熱交換器
６膨脹弁
７アキュムレータ
８室外熱交換器
９高圧側圧力センサ
１０低圧側圧力センサ
２０冷却水回路
２１ポンプ
２２排ガス熱交換機
２３冷却水ジャケット
２４感温切換弁
２５リニア三方弁
２６放熱用熱交換機
２７冷媒加熱用ライン
２８冷却用ライン
２９高温冷却水ライン
３０低温冷却水ライン
４０水冷ガスエンジン
４０ａシリンダヘッド
４０ｂシリンダブロック
４０ｃクランクケース
４０ｄ吸気通路
４０ｅ排気通路
４１クランク軸
４２エンジン回転数検出センサ
４３クランク角検出センサ
４５吸気管
４６エアクリーナ
４７ミキサ
４８燃料制御弁
４９ガバナ
５０燃料開閉弁
５１燃料ガスボンベ
５２スロットル弁
５３パルスモータ
５４吸気負圧センサ
５５排気管
５６点火プラグ
５７点火コイル
５８点火回路
６０室内機
６１室内機制御装置
６２送風用ファン
６３操作部
６４室内温度センサ
７０室外機ユニット
７１室外機制御装置
７２ファン
８０調速制御部
８０ａ目標回転数算出部
８０ｂ実回転数算出部
８０ｃ変位差算出部
８０ｄ微分値算出部
８０ｅファジィ推論部
８０ｆ補正係数決定部
８０ｇ補正値算出部
８１基本点火時期制御部
８２基本燃料流量制御部
８３加速制御部
８４安定制御部
Ｒｐ目標回転数
Ｒｎ実回転数
△Ｒ変位差
△Ｒ’ 微分値
Ｔｎ補正率
Ｔａ補正係数
Ｔスロットル開度補正値
Ｔｎ’ 推論結果としてのファジィ集合
ｔ１室温
ｔｓ設定温度
Ｐ冷媒圧力
Ｙ補正上限値
Ｊ補正値と補正上限値との差（出力不足分を表すパラメータ）
Ｆ燃料制御弁加速補正係数
ＴＦ燃料制御弁加速補正値
Ｘ安定レベル値
Ｋ安定レベル値Ｘと補正値Ｔの絶対値との差
ＭＴａ安定時間係数
ＭＴ遷移時間[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an engine acceleration control method in an engine-driven refrigerant pressure circulation type heat transfer device used as a heat pump or a refrigerator.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, a refrigerant is circulated in a closed circuit including a compressor, a condenser, an expansion valve, and an evaporator, and a heat pump configured to perform heating by radiating heat in the condenser or refrigeration by absorbing heat in the evaporator, 2. Description of the Related Art An engine-driven refrigerant pressure circulation type heat transfer device that rotates a compressor with an engine in a refrigerator that performs cooling is widely known. In such a device, energy is given to the gas-phase refrigerant by a compressor to increase the temperature and pressure, and the high-temperature and high-pressure refrigerant is liquefied by dissipating heat by a condenser, and then the temperature is reduced by the expansion valve. The liquid refrigerant is absorbed by the evaporator and vaporized, and then again sucked into the compressor.
The air conditioner as the heat pump described above includes, for example, an indoor heat exchanger and an outdoor heat exchanger as a condenser and an evaporator, and forms a refrigerant circuit in a closed loop including the compressor and the like in addition to the indoor and outdoor heat exchangers. At the same time, there is a refrigerant circuit in which a four-way valve is incorporated so that the circulation direction of the refrigerant can be switched and cooling and heating can be switched.
Specifically, when performing cooling, circulating the refrigerant in the order of compressor, four-way valve, outdoor heat exchanger, expansion valve, indoor heat exchanger, four-way valve, compressor, the outdoor heat exchanger as a condenser In addition, the indoor heat exchanger is used as an evaporator, cooling is performed by absorbing heat in the indoor heat exchanger, and when heating is performed, the refrigerant is compressed with a compressor, four-way valve, indoor heat exchanger, expansion valve, outdoor By circulating the heat exchanger, four-way valve, and compressor in this order, the indoor heat exchanger can be used as a condenser, and the outdoor heat exchanger can be used as an evaporator so that heating can be performed by heat radiation from the indoor heat exchanger. The refrigerant circuit is configured.
The indoor heat exchanger described above is provided in an indoor unit having an operation switch for setting the indoor temperature at which the air-conditioning effect should be obtained, a blower fan, a room temperature sensor for detecting the actual indoor air temperature, and the like. In a room to be operated, the air exchange fan is driven to change the heat exchange rate in order to adjust the room temperature to the set temperature desired by the user. Therefore, the difference between the room temperature and the set temperature (set temperature-room temperature during heating, room temperature-set temperature during cooling or freezing) is the required capacity from the air conditioning target side. This required capacity changes not only due to a change in the set temperature by the user, but also due to a change in the room temperature due to a change in the use environment such as opening a window or door of the room. In the conventional engine-driven refrigerant pressure circulation type heat transfer device, the engine speed, that is, the compressor speed is controlled by the throttle opening so that the output corresponding to the above-mentioned required capacity is obtained. Some control the opening of the fuel flow valve so as to obtain an optimal exhaust air-fuel ratio based on the rotational speed and the engine intake negative pressure, and some control the ignition timing so as to obtain a high output.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the refrigerant pressure circulation type heat transfer device described above, the heat exchange amount in the outdoor heat exchanger installed outdoors (the amount of heat released during cooling and the amount of heat absorbed during heating) is the heat in the indoor heat exchanger. exchange amount (heat absorption amount in the cooling, in its during the heating heat radiation amount) affects, therefore, to vary the amount of heat exchange in even outdoor heat exchanger required capabilities, for example, sudden changes in weather or newspaper, etc. If there is a load change such as a large change in the heat absorption capacity during heating or the heat dissipation capacity during cooling due to the closing of the ventilation passage due to other foreign matter, the output will reach the required capacity even if the throttle valve is fully opened. There was a problem that the engine might stop.
The present invention solves the problems in the conventional engine-driven refrigerant pressure circulation type heat transfer device described above, and can maintain a stable operating state without stopping the engine even when a large load fluctuation occurs. An object of the present invention is to provide an acceleration control method for an engine in a driving refrigerant pressure circulation type heat transfer device.
[0004]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-described problems, an engine acceleration control method in an engine-driven refrigerant pressure-feed circulation heat transfer device according to the present invention drives a compressor with an engine, compresses the refrigerant with the compressor, and enters the refrigerant circuit. Engine-driven refrigerant pressure-feeding circulation heat transfer device that is configured to forcibly circulate the refrigerant and to exchange the heat of the refrigerant with a condenser and an evaporator provided in the refrigerant circuit to obtain a room temperature that matches the set temperature. The engine-driven refrigerant pressure-circulation heat transfer device includes an engine drive control unit that performs engine drive control, a room temperature sensor that detects an actual indoor air temperature, and an engine rotation that detects an actual engine speed. Number detection sensor, the room temperature sensor detects the actual air temperature in the room, and the engine drive control unit detects the engine temperature based on the difference between the set temperature and the room temperature. The engine speed detection sensor detects the actual engine speed, and the engine drive control unit detects the difference between the target engine speed and the actual engine speed and the degree of displacement of the actual engine speed. And fuzzy inference of the engine load fluctuation amount, and when the load fluctuation amount is a predetermined value or more, the fuel amount supplied to the engine is increased and / or the ignition timing is advanced. To do.
[0005]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Embodiments of an engine acceleration control method (hereinafter simply referred to as a control method) in an engine-driven refrigerant pressure circulation type heat transfer device according to the present invention will be described below with reference to an embodiment shown in the accompanying drawings. To go.
[0006]
FIG. 1 is a schematic circuit diagram showing a basic configuration of a heat pump, that is, an air conditioner, employing a control method according to the present invention.
As shown in FIG. 1, this air conditioner includes a refrigerant circuit 1 and a cooling water circuit 20 that each form a closed loop, and a water-cooled gas engine 40 as a drive source. The basic compressors 2A and 2B are rotationally driven to forcibly circulate the refrigerant in the refrigerant circuit.
[0007]
(Basic configuration of refrigerant circuit)
In addition to the compressors 2A and 2B, the refrigerant circuit 1 includes an oil separator 3, a four-way valve 4, three indoor heat exchangers 5, an expansion valve 6 corresponding to each indoor heat exchanger 5, an accumulator 7, and This is a closed loop circuit including an outdoor heat exchanger 8, and is configured such that the four-way valve 4 can switch the refrigerant circulation path to either of the following circulation paths (1) or (2).
Circulation route (1)
Compressor 2A / 2B → oil separator 3 → four-way valve 4 → indoor heat exchanger 5 → expansion valve 6 → accumulator 7 (pass only) → outdoor heat exchanger 8 → four-way valve 4 → accumulator 7 → compressor circulation path (2 )
Compressor 2A / 2B → oil separator 3 → four-way valve 4 → outdoor heat exchanger 8 → accumulator 7 (pass only) → expansion valve 6 → indoor heat exchanger 5 → four-way valve 4 → accumulator 7 → compressor In the case of the route (1), the indoor heat exchanger 5 functions as a condenser and the outdoor heat exchanger 8 functions as an evaporator, and the air conditioner functions as heating by the heat radiation of the refrigerant in the indoor heat exchanger 5. In the case of the circulation path (2), the indoor heat exchanger 5 acts as an evaporator, and the outdoor heat exchanger 8 acts as a condenser, and the air conditioner operates by absorbing heat of the refrigerant in the indoor heat exchanger 5. Functions as air conditioning.
Therefore, in this refrigerant circuit 1, during heating, the high pressure circuit extends from the discharge part of the compressor 2 through the indoor heat exchanger 5 to the expansion valve 6, and after passing through the expansion valve 6, it is compressed through the outdoor heat exchanger 8. A low pressure circuit is formed up to the suction part of the machine 2. During cooling, the high pressure circuit from the discharge part of the compressor 2 through the outdoor heat exchanger 8 to the expansion valve 6 becomes a high-pressure circuit, and after passing through the expansion valve 6, passes through the indoor heat exchanger 5 to the suction part of the compressor 2. Everything becomes a low voltage circuit.
A high-pressure side pressure sensor 9 is connected to the line between the discharge part of the compressor 2 and the four-way valve 4 in the refrigerant circuit 1 (that is, a line that always becomes a high-pressure circuit) from the four-way valve 4 via the accumulator 7. A low pressure side pressure sensor 10 is provided in each line leading to the suction portion (that is, a line that always becomes a low pressure circuit), and an outdoor unit control device 71 described later based on the refrigerant pressure P obtained from the pressure sensor 9. The engine 40 is configured to control the rotational speed.
[0008]
The cooling water circuit 20 includes a pump 21, an exhaust gas heat exchanger 22 provided in an exhaust system of the engine 40, a cooling water jacket 23 formed in the engine 40, a temperature-sensitive switching valve 24, a linear three-way valve 25, and a heat radiation A closed loop including the heat exchanger 26 is formed. The linear three-way valve 25 is pumped through the refrigerant heating line 27 that passes through the accumulator 7 provided in the refrigerant circuit 1 and returns to the pump 21, and the heat exchanger 26 for heat dissipation without passing through the accumulator 7. 21 is connected to the cooling line 28, and the temperature-sensitive switching valve 24 is directly connected to the high-temperature cooling water line 29 for flowing cooling water to the linear three-way valve 25 and directly to the linear three-way valve 25 without flowing. A low-temperature cooling water line 30 returning to the pump 21 is connected.
The temperature-sensitive switching valve 24 returns the cooling water from the low-temperature cooling water line 30 to the pump 21 without flowing the cooling water to the linear three-way valve 25 when the engine temperature is low immediately after starting the engine, and the cooling water when the engine temperature exceeds a predetermined value. Is set to flow from the high-temperature cooling water line 29 to the linear three-way valve 25, so that when the engine is not sufficiently warmed, the cooling water is supercooled by heat exchange in the heat exchanger 26 for heat dissipation and the accumulator 7. To prevent it.
The linear three-way valve 25 is configured so that the ratio of the flow rate of the cooling water flowing to the refrigerant heating line 27 and the cooling line 28 can be adjusted linearly, and the outdoor heat exchanger has a heat absorption capacity during cooling and cooling. An appropriate amount of cooling water is allowed to flow through the refrigerant heating line 27 in accordance with the heat dissipation capacity and the like, and the waste heat of the engine 40 (heat given by the exhaust gas and heat taken away from the engine 40 by the cooling) is discharged to the liquid refrigerant in the accumulator 7. ) To help vaporize the liquid-phase refrigerant in the low-pressure side refrigerant circuit. For example, if the outdoor temperature is low when the air conditioner is used for heating, the amount of heat absorbed by the outdoor heat exchanger 8 decreases, so that a large amount of refrigerant remains as a liquid phase refrigerant and is stored in the accumulator 7. The density of the gas-phase refrigerant sucked into 2A and 2B is lowered, and as a result, the high-pressure side pressure is extremely lowered. This is detected by detecting the high pressure side pressure or by directly detecting the outside air temperature. In such a case, the flow rate of the cooling water to the refrigerant heating line 27 is increased to increase the liquid phase in the accumulator. Increase the amount of waste heat given to the refrigerant. Also, for example, when the entire building is heated, if it is necessary to cool the small room in the building with a single air conditioner, the amount of heat dissipated in the outdoor heat exchanger becomes excessive, and the pressure on the high pressure side is extremely high. Will fall. Even in such a case that is detected by detecting the high pressure side pressure or by directly detecting the outside air temperature, the flow rate of the cooling water to the refrigerant heating line 27 is increased and given to the liquid phase refrigerant in the accumulator. Increase the amount of waste heat. Thereby, the density of the suction refrigerant of a compressor rises and the extreme fall of a high pressure side pressure is prevented.
[0009]
(Engine description)
Next, the engine 40 will be briefly described. FIG. 2 is a schematic sectional view showing the structure of the engine 40.
As shown in the drawings, the engine 40 is a single-cylinder or multi-cylinder water-cooled four-cycle engine, and is configured by stacking and fastening a head cover (not shown), a cylinder head 40a, a cylinder block 40b, and a crankcase 40c. The cylinder head 40 a and the cylinder block 40 b are formed with a cooling water jacket 23 that constitutes a part of the cooling water circuit 20. The crankshaft 41 disposed in the crankcase 40c is provided with an engine speed detection sensor 42 and a crank angle detection sensor 43 for detecting the engine speed and crank angle. These sensors 42 and 43 are each composed of a pulsar coil that outputs a signal every rotation of the crankshaft 41, and the output signal is sent to an outdoor unit control device 71 described later and used for controlling the engine 40.
The cylinder head 40a is formed with a combustion chamber (not indicated) and an intake passage 40d and an exhaust passage 40e connected to the combustion chamber. The intake passage 40d and the exhaust passage 40e are respectively appropriate by an intake valve and an exhaust valve (not indicated). It opens and closes at the right timing.
[0010]
An intake pipe 45 is connected to the intake passage 40d, and an air cleaner 46 and a mixer 47 are connected to the intake pipe 45. A fuel gas cylinder 51 is connected to the mixer 47 via a fuel control valve 48, a pressure reducing adjustment valve 49, and a fuel opening / closing valve 50, whereby the fuel supplied from the gas cylinder 51 by the mixer 47 and the air cleaner 46 are supplied. Air is mixed and the air-fuel mixture is supplied to the combustion chamber of the engine 40.
The fuel on-off valve 50 is a valve that is opened and closed to stop or start the supply of fuel from the gas cylinder 51, and the fuel control valve 48 adjusts the amount of fuel supplied from the gas cylinder 51, that is, the air-fuel ratio. In order to do this, it is a valve whose opening degree is adjusted, and opening / closing and opening degree adjustment of these are performed by an outdoor unit control device 71 described later.
A throttle valve 52 is provided downstream of the mixer 47 in the intake pipe 45. The throttle valve 52 is a valve that is driven by a pulse motor 53 and adjusts the supply amount of the air-fuel mixture consisting of fuel gas and air to the engine 40. The opening of the throttle valve 52, that is, the operation amount of the pulse motor 53. Is also performed by an outdoor unit control device 71 described later.
The intake pipe 45 is provided with an intake negative pressure sensor 54 for detecting the intake negative pressure of the engine 40. The intake negative pressure obtained from the intake negative pressure sensor 54 is an ignition timing and a fuel control valve, which will be described later. Used for opening control.
An exhaust pipe 55 is connected to the exhaust passage 40e, and the exhaust gas heat exchanger 22 included in the cooling water circuit 20 is provided in the exhaust pipe 55.
An ignition plug 56 is attached to the cylinder head 40a, and an ignition coil 57 and an ignition circuit 58 are connected to the ignition plug 56.
[0011]
The engine 40 configured as described above has its crankshaft 41 connected to the compressors 2A and 2B via the electromagnetic clutch 41a, and the engine 40 rotationally drives the compressors 2A and / or 2B to provide an air conditioner. The refrigerant is circulated so as to obtain the cooling or heating capacity required in the above.
[0012]
Next, the control system of the entire air conditioner configured as described above will be described with reference to FIG.
As shown in FIG. 3, the control system of the air conditioner is provided in each of a plurality of (three in the present embodiment) indoor units 60 including the indoor heat exchanger 5 and the expansion valve 6 in the refrigerant circuit 1. Provided in an outdoor unit 70 including an indoor unit control device 61 for individually controlling the controlled object of the machine 60, the compressor 2, the outdoor heat exchanger 8, the four-way valve 4, the accumulator 7, and the like. An outdoor unit control device 71 that controls a control target is provided, and each indoor unit control device 61 and the outdoor unit control device 71 are electrically connected so that they can be controlled in association with each other. .
[0013]
(Indoor unit controller)
In addition to the indoor heat exchanger 5 and the expansion valve 6, the indoor unit 60 includes a fan 62 for blowing, an operation unit 63 having an on / off switch, a temperature setting key, and the like, and the temperature of the room where the indoor unit 60 is installed. An indoor temperature sensor 64 and the like for measuring the temperature are provided.
For example, when the desired set temperature is input via the operation unit 63 in the indoor unit 60, the indoor unit control device 61 compares the actual set indoor temperature input from the indoor temperature sensor 64 with the desired set temperature. Then, the output of the blower fan 62 is controlled so as to reduce the temperature difference between them. Moreover, the indoor unit control device 61 performs opening / closing control of the expansion valve 6 corresponding to each indoor heat exchanger 5 and further opening degree control according to on / off of each indoor unit 60 and the like.
[0014]
(Outdoor unit controller)
On the other hand, the outdoor unit control device 71 includes a pulse motor 53, a fuel control valve 48, a fuel on / off valve 50, an ignition circuit 57, and other controlled objects related to the engine 40, the four-way valve 4 in the refrigerant circuit 1, and the linear three-way in the cooling circuit 20. valve 25, etc. are connected, the engine rotational speed sensor 42, a crank angle detection sensor 43, and controls the controlled object based on the input signals of the sensors such as the intake negative pressure sensor 54 and the pressure sensor 9. Further, the outdoor unit 70 is provided with a fan 72 for the outdoor heat exchanger 8, and this fan 72 is also connected to the outdoor unit control device 71 and controlled thereby.
The outdoor unit control device 71 switches the four-way valve 4 according to the switching operation of the cooling and heating in each indoor unit 60, and performs switching control to change the refrigerant circulation direction in the refrigerant circuit, and the number of indoor units 60 that are operated, etc. Accordingly, the output of the fan 72 of the outdoor heat exchanger 8 is controlled to control the heat radiation and heat absorption amount in the outdoor heat exchanger 8. The outdoor unit control device 71 detects the high-pressure side pressure or the outside air temperature, and linearly changes the heat absorption capability of the outdoor heat exchanger 8 during heating, the heat dissipation capability of the outdoor heat exchanger 8 during cooling, and the like. The opening degree of the three-way valve 25 is controlled and the flow rate of the cooling water sent to the accumulator 7 is adjusted.
[0015]
Furthermore, the outdoor unit control device 71 is, for example, a change in the number of operating indoor units 60 or a set temperature, a change in the temperature of the room in which the indoor unit 60 is installed, or an outdoor unit in which the outdoor unit 70 is installed. Engine drive control is performed in accordance with load fluctuations in the refrigerant circuit 1 caused by various causes such as environmental changes.
Hereinafter, the engine drive control in the outdoor unit control device 71 will be described in more detail.
FIG. 4 is a schematic block diagram in which only the engine drive control portion in the outdoor unit control device 71 is taken out. In this figure, each process is shown separately and independently for easy understanding. However, in actuality, the outdoor unit control device 71 includes a memory and a CPU, and the above-described four-way valve, linear three-way valve, and It may be configured to perform each process according to an operation program stored in advance in a memory together with a control logic such as a fan for an outdoor heat exchanger and output a control signal for each control target.
The engine drive control unit is based on information on the actual engine operating state obtained from the engine speed detection sensor 42, the crank angle detection sensor 43, the intake negative pressure sensor 54, and the like, and information on load fluctuations in the refrigerant circuit 1. The engine 40 is driven in an optimal state by controlling the opening of the throttle valve 52, the opening of the fuel control valve 48, and the ignition timing in the engine 40.
As shown in the drawing, the engine drive control unit includes a speed control unit 80 that controls the throttle opening, a basic ignition timing control unit 81 that performs basic control of ignition timing and fuel supply amount, and a basic fuel flow rate control unit. 82, an acceleration control unit 83 for temporarily advancing and increasing the ignition timing and the fuel supply amount during a sudden load change, and suppressing changes in the ignition timing and the fuel supply amount when the engine operating state is stable A stability control unit 84 is provided.
[0016]
(Speed control)
The speed control unit 80
Based on the set temperature information in the operation unit 63 of the indoor unit 60 that is actually moved and the room temperature information obtained from the temperature sensor 64 of the room, the heat capacity of the room is calculated based on the difference between the detected temperature of the set temperature. The product obtained by multiplying the product or only the difference between the set temperature and the detected temperature is set as the required capacity on the indoor unit 60 side, and the reference target rotational speed of the engine is calculated according to the required capacity on the indoor unit 60 side. Further, the correction coefficient calculated by the correction coefficient calculation unit 80f according to the high-pressure side refrigerant pressure value (the target value of the high-pressure side refrigerant pressure that is set larger as the reference target rotation speed increases, and the pressure sensor) Based on the difference from the detected value of 9, the target value is set to be 1 or more and closer to 1.5, for example, and the detected value is set to be 1 or less and closer to 0.5, for example, 0.5. Multiplied by the coefficient Target speed calculating section 80a for,
An actual rotation speed calculation unit 80b that inputs a pulsar signal from a pulsar coil constituting the engine rotation speed detection sensor 42 and calculates an actual engine rotation speed Rn;
A displacement difference calculation unit 80c for obtaining a displacement difference ΔR between the target rotation speed Rp and the actual rotation speed Rn;
A degree-of-displacement calculating unit 80d for obtaining the degree of displacement (differential value ΔR ′) of the actual rotational speed Rn with respect to the target rotational speed Rp based on the displacement difference ΔR obtained from the displacement-difference calculating part 80c;
The throttle opening is adjusted so that an output satisfying the required capacity Q of the refrigerant circuit can be obtained from the displacement difference ΔR and its differential value ΔR ′ obtained from the displacement difference calculating unit 80c and the displacement degree calculating unit 80d. Fuzzy reasoning unit 80e for inferring a correction ratio (correction rate Tn), engine operating state (required operation amount T data output to the pulse motor 53 is sent to a throttle opening degree calculation unit 80i, integrated, and throttled Based on the calculated throttle opening and the actual engine speed Rn), the reference throttle is calculated from a three-dimensional map of the reference throttle rotational operation amount T0 with respect to the throttle valve opening and engine speed prepared in advance. A basic throttle operation amount calculation unit 80h for calculating the operation amount T0;
The basic throttle operation amount To calculated by the throttle operation amount calculation unit 80h is multiplied by the correction factor Tn calculated by the fuzzy inference unit 80e to calculate a throttle operation amount correction value, and the basic throttle operation amount To The required operation amount T is calculated by adding the throttle operation amount correction value Tn to the required operation amount T and outputs it to the pulse motor 53.
It has.
The requested operation amount calculation unit 80g has a throttle opening after the operation based on the requested operation amount T (the current throttle valve opening, that is, the calculated throttle valve opening calculated value plus the requested operation amount T) exceeds the maximum throttle opening. In this case, and below the minimum throttle opening, the required operation amount T is corrected and output to the pulse motor 53 so that the maximum throttle opening and the minimum throttle opening are reached and the pulse motor 53 can be stopped.
The pulse motor 53 sets the throttle to the minimum throttle opening when the engine 40 is stopped. Since the engine 40 is started at the minimum throttle opening, the throttle opening calculation unit 80i can calculate the correct current throttle opening by speed control thereafter. Still further, a throttle opening detection sensor may be arranged to directly detect the current throttle opening and use it for calculating the basic throttle operation amount T0.
[0017]
FIG. 5 is a flowchart showing the flow of processing of each processing unit in the speed control unit 80 described above. In the following, each process of the speed control unit 80 will be described according to this flowchart, and step numbers in the flowchart will be attached to the corresponding descriptions.
The target rotation speed calculation unit 80a is configured to detect the set temperature detection temperature based on the set temperature information in the operation unit 63 of the indoor unit 60 that is actually moved and the room temperature information obtained from the temperature sensor 64 of the room. Is calculated by multiplying the difference between the heat capacity of the room or the difference itself to obtain the required capacity on the indoor unit 60 side, and calculating the reference target rotational speed of the engine according to the required capacity on the indoor unit 60 side. Then, the target rotation speed is calculated by multiplying this by the correction coefficient calculated by the correction coefficient calculation unit 80f in accordance with the refrigerant pressure value on the high pressure side (step 1).
Here, considering the final target of the air conditioner in the present embodiment, the air conditioner eliminates the difference between the detected temperature t1 of the indoor temperature sensor 64 of each indoor unit 60 and the set temperature ts for each indoor unit 60. Therefore, the required capacity Q of the room is a function of the room temperature t1-the set temperature ts. It is necessary to exhibit an endothermic capacity sufficient for the required capacity Q in the evaporator or to exhibit a heat radiating capacity in the condenser. The endothermic capacity is proportional to the difference between the enthalpy at the evaporator inlet and the enthalpy at the evaporator outlet multiplied by the refrigerant circulation rate. The refrigerant circulation amount is proportional to the rotational speed of the compressor, that is, the engine rotational speed. Similarly, the heat radiation capacity is proportional to the difference between the enthalpy at the condenser inlet and the enthalpy at the outlet multiplied by the refrigerant circulation amount, and the refrigerant circulation amount is proportional to the engine speed. On the other hand, even with the same refrigerant circulation amount, the difference between the enthalpy at the outlet of the evaporator and the enthalpy at the inlet, or the difference between the enthalpy at the inlet of the condenser and the enthalpy at the outlet is affected by the high pressure P of the refrigerant. The high pressure P is affected by the rotational speed of the compressor, that is, the engine rotational speed. Therefore, the correction coefficient calculation unit 80f obtains a correction coefficient corresponding to the high pressure P of the refrigerant by the pressure sensor 9, multiplies the temporary target engine speed calculated corresponding to the required capacity Q by the correction coefficient, The engine speed required for the engine (that is, the target engine speed Rp) is calculated by the target engine speed calculation unit 80a.
[0018]
The engine speed calculation unit 80b calculates an actual engine speed Rn based on a signal from a pulsar coil constituting the engine speed detection sensor 42. Specifically, for example, the engine speed calculated based on the signal for two rotations of the crankshaft obtained from the pulsar coil is output N times, for example, twice, as an engine speed Rn (step 2).
[0019]
The displacement difference calculation unit 80c calculates a displacement difference ΔR by subtracting the actual engine rotation number Rn from the target engine rotation number Rp (step 3), and the displacement amount ΔR is calculated from the displacement degree calculation unit 80d and the fuzzy inference unit 80e. Output to.
Further, the displacement degree calculation unit 80d calculates a differential value ΔR ′ of the displacement amount ΔR obtained from the displacement difference calculation unit 80c, and outputs it to the fuzzy inference unit 80e. Specifically, the change of ΔR for each predetermined sampling time is calculated (step 4).
[0020]
In the fuzzy inference unit 80e, fuzzy sets for the displacement difference ΔR, the differential value ΔR ′, and the correction factor Tn are represented by membership functions shown in FIGS. 6 (a) to 6 (c), respectively. 6A shows a membership function for the displacement difference ΔR, FIG. 6B shows a membership function for the differential value ΔR ′, and FIG. The membership function for the correction factor Tn is shown. As shown in the drawing, in this embodiment, the membership functions are negative belly big NV, negative big NB, negative medium NM, negative small NS, zero ZO, positive small PS, positive medium PM, positive big PB, positive. Bellybic PV has a triangular configuration divided into nine labels, each with a displacement difference of 0, a differential value of 0, and a correction factor of 0, and the displacement difference ΔR and the differential value ΔR the closer to PV. 'And the correction factor Tn are increased in the positive direction, and each factor is determined to increase in the negative direction as it goes to NV. In this embodiment, the range of the displacement difference ΔR is −100 rpm to +400 rpm, the range of the differential value ΔR ′ is −40 to +40, and the range of the correction factor Tn is −1 to 1. It is.
In the fuzzy inference unit 80e, membership functions (a) and (b) for the displacement difference ΔR and the differential value ΔR ′ are used as the antecedent part membership function, and the membership function (c) for the correction factor Tn is used as the consequent part. As a membership function, a fuzzy set of correction factors Bn for the displacement difference ΔR and the differential value ΔR ′ at that time is obtained in accordance with 23 predetermined rules shown in the fuzzy rule table of FIG.
Specifically, the grade of each membership function (preceding part membership function) with respect to the displacement difference ΔR and differential value ΔR ′ input at the beginning is calculated (steps 5 and 6), and then the antecedent member Based on the grade of the ship function, a fuzzy set Tn ′ of the consequent part membership function is obtained as a result of inference using min-max synthesis (step 7).
The fuzzy set Tn ′ of the correction factor, which is the inference result by the min-max synthesis described above, can be obtained as shown in Expression (3) when the rule is defined as follows.
Rule: if △ R = Am1 and △ R '= Am2 then Tn' = Bm
Inference result Tn '= (Am1' Am2 ') Bm
In the above formula, Am1, Am2, and Bm (m = 1 to 9) are all fuzzy sets and correspond to the corresponding membership function labels NV to PV, and Am1 ′ and Am2 ′. Is the degree of conformity to the antecedent part.
Next, the final correction factor Tn is obtained by defuzzifying the fuzzy set of the correction factor Tn ′, which is the inference result, using the centroid method (step 8).
[0021]
The required operation amount calculation unit 80g calculates a throttle operation amount correction value by multiplying the basic throttle operation amount To obtained by the basic throttle operation amount calculation unit 80h by the correction factor Tn obtained by the fuzzy inference unit 80e. (Step 11) Further, the required operation amount T obtained by adding the correction value to the basic throttle operation amount To is output to the pulse motor (Step 12). More specifically, the required operation amount is output as a pulse signal to the pulse motor 53, and the pulse motor 53 rotates the throttle valve 52 by the required operation amount.
As described above, by inferring the fuzzy set Tn ′ of the correction factor using the min-max synthesis method based on the displacement difference ΔR and the displacement degree ΔR ′, the following effects can be obtained.
That is, the slight change in the engine speed due to the mechanical characteristics of the engine itself when there is no change in the required capacity Q of the system or the load fluctuation caused by other factors, the degree of displacement ΔR ′ is a certain amount. However, since the displacement difference ΔR is extremely small, the correction rate Tn obtained from the inference result is very small and almost zero.
Further, in the case of a change in the required capacity Q of the system due to a change in the set temperature, the displacement difference ΔR and the degree of displacement ΔR ′ both increase in proportion to the difference between the set temperature and room temperature. The obtained correction factor Tn can also be increased in proportion to the difference between the set temperature and room temperature,
Further, when a sudden change in room temperature or the like occurs, the degree of displacement ΔR ′ becomes very large. Therefore, the correction rate Tn obtained from the inference result increases as the displacement difference ΔR at that time increases. .
Therefore, frequently no longer able to fine-tune the degree of opening of the throttle valve when not required under the influence of the rotation fluctuation due to the mechanical characteristics of the engine itself, to open and close the good response throttle valve to change the temperature setting It becomes possible.
[0022]
In addition, during the cooling operation, even when a sudden change in the outside air temperature or a foreign matter such as newspaper covers the fan inlet of the outdoor heat exchanger 8, the rapid change causes a change in the refrigerant pressure on the high pressure side. After the target engine speed is corrected by the correction coefficient calculation unit 80f, the pulse motor 53 that drives the throttle valve is controlled via the fuzzy inference unit 80e. Therefore, when a sudden change in the outside air temperature or a change in the heat radiation capacity of the outdoor heat exchanger 8 occurs, the degree of displacement ΔR ′ becomes very large, and the correction factor Tn obtained from the inference result is The larger the displacement difference ΔR, the larger the difference, and the throttle valve can be opened and closed with good responsiveness.
In addition, when a sudden change in the outside air temperature or a change in the heat absorption capacity of the outdoor heat exchanger 8 occurs during the heating operation, the amount of liquid refrigerant vaporized changes and the amount of liquid refrigerant stored in the accumulator 7 Changes. Accordingly, the pressure of the gas-phase refrigerant sucked by the compressors 2A and 2B changes and the load of the pressure machines 2A and 2B changes, so that the engine speed changes. For example, when the heat absorption capability decreases, the pressure of the gas-phase refrigerant sucked by the compressors 2A and 2B decreases, the load on the compressors 2A and 2B decreases, and the engine speed increases. Although the displacement difference ΔR decreases, the degree of displacement ΔR ′ increases, and the correction rate Tn obtained from the inference result does not change or increases, and the throttle valve can be opened and closed while maintaining or increasing the responsiveness. As the engine speed rises, the amount of engine exhaust heat increases, so that the liquid refrigerant heating capacity in the accumulator 7 of the refrigerant heating line 27 can be increased and the decrease in heat absorption capacity can be compensated.
[0023]
At the time of starting, the cranking speed by the starting motor is lower than the idling speed after starting the engine, and when the engine starts, the engine speed rapidly increases from the cranking speed to the idling speed. To do. For this reason, at the time of starting, both the displacement difference ΔR and the displacement degree ΔR ′ are increased, and the correction rate of the inference result is increased. Therefore, the throttle opening is increased immediately after startup, and the engine warms up early. Stops due to malfunction after startup.
[0024]
(Basic ignition timing control and basic fuel flow control)
Next, the basic ignition timing control unit 81 and the basic fuel flow rate control unit 82 will be briefly described.
The basic ignition timing control unit 81
Information about the target engine speed calculated by the target speed calculation unit 80a and the intake negative pressure obtained from the intake negative pressure sensor 54;
Further, when stable control is performed based on the throttle operation amount correction value T calculated by the correction value calculation unit 80g, the transition time MT described below calculated by the stability control unit 84 is used.
The basic ignition timing that matches the operating condition at that time is calculated based on the map of the engine speed and intake negative pressure and basic ignition timing prepared in advance, and is matched with the crank angle obtained from the crank angle detection sensor 43. An ignition signal is output to the ignition circuit so that the ignition plug is ignited at the basic ignition timing. The above map shows that when the engine timing and intake negative pressure are kept constant and the ignition timing is changed, the output delayed from the maximum output ignition timing MBT that maximizes the output is the ignition for the engine speed and intake negative pressure. It is set as a time. As a result, the time from the completion of combustion of the air-fuel mixture supplied to the engine 40 until the exhaust stroke is shortened, the temperature of the exhaust gas passing through the exhaust gas heat exchanger 22 is increased, and the refrigerant heating line 27 This is to increase the liquid refrigerant heating ability in the accumulator 7.
Similarly to the control unit 81, the basic fuel flow rate control unit 82 is similar to the control unit 81.
Information about the target engine speed Rp calculated by the target speed calculation unit 80a and the intake negative pressure obtained from the intake negative pressure sensor 54;
Further, when stable control is performed based on the throttle operation amount correction value T calculated by the correction value calculation unit 80g, the transition time MT described below calculated by the stability control unit 84 is used.
The fuel control valve opening corresponding to the operating state at that time, that is, the fuel supply amount is calculated based on the map of the engine speed and intake negative pressure and the fuel control valve opening prepared in advance, and the fuel control Output to valve 48.
[0025]
(Acceleration control unit)
The acceleration control unit 83 opens the fuel control valve 48 temporarily and further advances the ignition timing when the engine output cannot be recovered by simply increasing the opening of the throttle valve 52. This is for recovering the engine output, and in this specification, this control is called acceleration control. That is, the fuel control valve opening is set so that the air-fuel ratio becomes leaner than the stoichiometric value in order to improve the exhaust gas properties, so the opening of the fuel control valve 48 is increased even when the throttle valve opening is constant. By doing so, the amount of fuel supplied to the engine 40 can be increased, and the engine 40 can exhibit a larger output without incomplete combustion, and the rotational speed against the load of the compressors 2A and 2B. Increase.
FIG. 8 is a flowchart showing a process flow of the acceleration control unit 83. The processing of the acceleration control unit 83 will be described below according to this flowchart. Step numbers in the flowchart are given to corresponding descriptions. The processing of the acceleration control unit can actually be configured as a main subroutine of the flowchart of the speed control unit.
Specifically, the acceleration control unit 83 receives the correction rate signal Tn from the fuzzy inference unit 80e in the speed control unit 80, and determines whether or not to execute acceleration control based on the magnitude of the correction rate Tn. performing determination (Figure 5: a flow chart of the governor control step 9). That is, it is determined whether or not the correction rate Tn exceeds a predetermined upper limit value Y. If the correction rate Tn exceeds the upper limit value Y, acceleration control is started.
The upper limit value Y is set to a correction rate such that it can be determined that the engine will stall due to a sudden increase in the load, and an increase in the output just by opening the throttle valve opening. It should be noted that the engine stall is caused by the fact that the throttle valve opening operation speed of the pulse motor 53 cannot be functionally exceeded the set value for durability, and even if the throttle valve opening operation speed is extremely high, the engine 40 and the compressor This occurs when the increase in engine speed is delayed by the inertia mass of 2A and 2B, and the increase in output cannot catch up with the increase in load.
For example, when the displacement difference ΔR and the displacement degree ΔR ′ are larger than the maximum label PV of the membership function preset in the fuzzy inference unit 80e of the speed control unit 80, the correction rate Tn that is the inference result is When the arithmetic expression of the fuzzy inference unit 80e is constructed so as to be larger than “1”, the upper limit value Y can be set to “1”,
Further, when the fuzzy inference unit 80e is constructed so that the correction rate Tn obtained from the inference result does not exceed “1”, the upper limit value Y can be set to “0.8”, for example.
The parameter indicating the shortage of output described above can be represented by a value J obtained by subtracting the upper limit value Y from the correction rate Tn.
Accordingly, when the input correction factor Tn exceeds the upper limit value Y, the acceleration control unit 83 calculates the parameter J representing the shortage (step 21), and the fuel control preset in the parameter J is performed. An acceleration correction value TF for the fuel control valve is calculated by multiplying the valve acceleration basic opening increment F (step 22). The acceleration correction value TF is added to the fuel control valve opening signal output from the basic fuel flow rate control unit 82 (step 23).
Similarly for the ignition timing, the parameter J is multiplied by the ignition timing acceleration basic advance value I to calculate an acceleration correction value TI for the ignition timing (step 24), which is output from the basic ignition timing control unit 81. Is added to the basic ignition timing (step 25).
As a result, when the load suddenly becomes extremely large and the output cannot be increased simply by opening the throttle valve opening, the acceleration control is executed, and the fuel control valve and the ignition timing are controlled by the fuel control. The opening of the valve is temporarily opened by a predetermined amount from the normal operation with the full opening as the upper limit, and is advanced by a predetermined amount from the normal operation by making the MBT the upper limit to compensate for the shortage of output. Further, since both the acceleration correction values TF and TI are calculated based on the difference J between the predetermined upper limit value Y and the correction rate Tn, the acceleration correction values TF and TI become values proportional to the shortage of the output, and increase the useless output. There is nothing.
In this way, by monitoring the magnitude of the correction factor Tn obtained from the speed control unit 80, it becomes possible to easily detect large load fluctuations that cannot be actually covered by adjusting the opening of the throttle valve. In such a case, the problem of the engine stalling due to insufficient power is eliminated by temporarily correcting the ignition timing and the fuel control valve opening degree at which the power recovery amount of the engine is large.
FIG. 10 is a diagram for comparing the operating state of the engine when a sudden load change is given to the engine not performing the acceleration control described above in FIG. 9 and the engine of the present embodiment performing the acceleration control. However, it is understood that the engine stall is eliminated by performing the acceleration control.
[0026]
(Stability control unit)
Finally, the stability control unit 84 will be described.
When the engine is almost stable and there is no change in the required capacity Q of the system, more stable operation can be obtained without changing the fuel control valve and the ignition timing. However, as described above, the basic ignition timing and the opening of the fuel control valve are respectively digital maps of the engine speed and the intake negative pressure (that is, with respect to the engine speed and the intake negative pressure as discrete variables, Further, the stepping motor (not shown) that actually drives the fuel control valve is discrete (( Since the valve opening is adjusted stepwise), the fuel control valve opening data on the digital map is the number of steps, the ignition timing is given as the crank angle from the reference crank angle, and is discrete (number of steps). For example, when the engine speed and intake negative pressure are values between the maps, the variables on both sides and the corresponding data on both sides Even if the valve opening and basic ignition timing are calculated and used from the interpolation method, if the number of steps or the discrete crank angle is fractional, control is performed by summing up the numbers by advance or decrement. Become. In engine control that becomes a stable system rather than a divergent system due to the mechanical characteristics of the engine itself, the effect on the engine speed due to carry-over or carry-down changes the engine speed, which is a variable, in a direction to cancel the carry-up or carry-down. . As a result, the valve opening and basic ignition timing data corresponding to the engine speed is reversed or raised, and the result of controlling the valve opening and basic ignition timing is either reduced or increased. The engine speed, which is a variable, is completely changed in the direction to eliminate the problem. That is, the engine speed may be slightly hunted and become unstable. In order to solve the problems caused by the map control and the mechanical characteristics of the engine itself, the stability control unit 84 is configured to control the ignition timing and the engine timing so that more stable operation can be obtained when the engine is operating stably. This is for controlling the fuel control valve opening, and this control is referred to as stable control in this specification.
FIG. 10 is a flowchart showing a process flow of the stability control unit 84. The process of the stability control unit 84 will be described below according to this flowchart. Step numbers in the flowchart are given to corresponding descriptions. Note that the processing of the stability control unit may actually be configured as a main subroutine of the flowchart of the speed control unit.
Specifically, the stability control unit 84 inputs the correction rate Tn from the fuzzy inference unit 80e in the speed control unit 80, and determines whether or not to execute the stability control based on the magnitude of the correction rate Tn. Judgment is performed (FIG. 5: Step 10 in the flowchart of speed control). That is, it is determined whether or not the absolute value of the correction factor Tn is smaller than a predetermined stable level value X. When the absolute value is smaller than the stable level value X, stable control is started. The stable level value X, + - that could be appropriately set as 0.2.
During the stability control, the stability controller 84 calculates a difference K between the correction rate Tn and the stability level value X (step 31), and uses the difference K to determine a predetermined stabilization time coefficient MTa and a stabilization time MTs. The transition time MT is calculated by multiplying it by adding the allowable minimum transition time MT0 (step 32), and this is output to the basic ignition timing control unit 81 and the basic fuel flow rate control unit 82.
In this specification, the transition time MT is the time required for the stepping motor that drives the fuel control valve to change by one step, which is the minimum opening change unit, or one step of discrete crank angle data. This is the time required to actually change the ignition timing by the corresponding unit crank angle. If this time is long, hunting will disappear and stabilize, but if it is too long, the follow-up will deteriorate and the acceleration will deteriorate. It is what will end up. The allowable minimum transition time MT0 has a limit in order to shorten the transition time due to mechanical characteristics of the stepping motor, and refers to this limit value. Since the difference K and the stabilization time coefficient MTa can both be 0 or more and 1 or less, the maximum transition time MTmax is the sum of the allowable minimum transition time MT0 and the stabilization time MTs. At the maximum transition time MTmax, the stabilization time MTs is set so that hunting does not occur reliably. Further, if possible, the stabilization time MTs is set so that the acceleration performance is satisfied at a minimum even at the maximum transition time MTmax.
The stable time coefficient MTa is a coefficient determined by the value of the correction factor Tn, and is 0 when Tn is -1 or more and -X or less, and X or more and 1 or less, Tn is 0, 1 and Tn is from -X. A linear function increases from 0 to 1 as the value increases from 0, and decreases linearly from 1 to 0 as Tn increases from 0 to X.
When the basic ignition timing control unit 81 and the basic fuel flow rate control unit 82 input the above-described transition time MT, the map is calculated based on the map movement time based on the transition time MT (that is, the time obtained by multiplying the number of movement steps by the transition time MT). It performs control.
For this reason, the required capacity Q is stable because the ignition timing and the fuel control valve opening are not frequently changed even when the engine speed and the intake negative pressure are values between the maps as described above. Sometimes it is possible to operate the engine in a more stable state, and as a result, the stability of the entire system is significantly increased.
11 (a) and 11 (b) are diagrams showing the operating state of the engine when the torque is constant and the throttle is fixed. FIG. 11 (a) is an engine that is not performing stable control. Is an engine of this embodiment performing stable control. As can be seen from this drawing, by performing the stable control, the engine operating state becomes very stable when there is no load fluctuation and the throttle is fixed.
Further, based on the correction factor Tn output from the governing control unit 80 which is designed so that the influence of fluctuation due to the mechanical characteristics of the engine is hardly exerted on the correction value of the throttle valve by performing fuzzy inference, the engine operation is performed. Since the degree of stability of the state is determined, the stability level value X can be made extremely small, and highly stable control can be performed .
Furthermore, since the transition time MT is calculated based on the difference K between the correction factor Tn and the stability level value X, the map moving time can be controlled with the transition time MT corresponding to the degree of stability of the required ability. Therefore, there is an effect that it becomes possible to execute the stable control according to the situation at that time.
[0027]
In the embodiment described above, the correction rate of the throttle operation amount is fuzzy inferred based on the displacement difference and the degree of displacement between the target engine speed and the actual engine speed, and the acceleration correction value is based on the correction rate of the inference result. However, the method of detecting the load fluctuation amount is not limited to the method of indirectly obtaining as in the present embodiment, for example, the load is directly calculated from the difference between the engine speed and the actual engine speed. The fluctuation amount may be fuzzy inferred.
Further, in the present embodiment, the engine speed control is described by taking the engine drive control in which the acceleration control and the stability control are combined with the speed control as an example, but this is not limited to the present embodiment, and the speed control is not limited thereto. The speed control and the acceleration control may be combined as necessary. When the control device is configured to execute only the acceleration control, fuzzy inference of the load fluctuation amount is performed using the displacement difference of the engine speed and the time as inputs, and based on the load fluctuation obtained by the fuzzy inference. Thus, the acceleration correction value may be calculated.
Further, in this embodiment, during execution of the acceleration control, the opening degree of the fuel control valve is temporarily opened by a predetermined amount with the full opening as the upper limit, and the ignition timing is temporarily set with the MBT as the upper limit and temporarily during the normal operation. However, the operation target is not limited to this embodiment, and may be any object as long as it greatly affects the output, for example, a fuel control valve or an ignition timing. Any one of them may be used, and when the engine is of a type provided with a fuel injection device, the injection amount of the fuel injection device may be used.
In this embodiment, a heat pump using a gas engine is taken as an example to explain the engine-driven heat pump. However, this is not limited to this embodiment, and an engine using gasoline fuel or the like may be used. Of course, the opening of the carburetor, the amount of fuel injection, and the like can be the operation target.
[0028]
In this embodiment, the speed control, acceleration control, and stability control can be performed using the same parameters as those used in the conventional control such as refrigerant pressure, engine speed, intake negative pressure, and crank angle. Therefore, there is an effect that it can be applied to an existing engine-driven heat pump control device without adding a sensor or changing a mechanical configuration.
[0029]
【The invention's effect】
As described above, the engine acceleration control method in the engine-driven refrigerant pressure circulation type heat transfer device according to the present invention drives the compressor with the engine, compresses the refrigerant with the compressor, and forces the refrigerant into the refrigerant circuit. is circulated, the condenser and the evaporator is provided in the refrigerant circuit, respectively perform heat exchange of the refrigerant, in the produced engine driven coolant pumps circulating the heat transfer device so that room that matches the set temperature is obtained, the The engine-driven refrigerant pressure-circulation heat transfer device includes an engine drive control unit that controls the drive of the engine, a room temperature sensor that detects an actual indoor air temperature, and an engine speed detection sensor that detects the actual engine speed The room temperature sensor detects an actual indoor air temperature, and the engine drive control unit determines a target engine speed based on the difference between the set temperature and the room temperature. Therefore, the engine speed detection sensor detects the actual engine speed, and the engine drive control unit is based on the difference between the target speed and the actual speed, and the degree of displacement of the actual speed. Thus, when the load fluctuation amount of the engine is fuzzy inferred and the load fluctuation amount is greater than or equal to a predetermined value, the amount of fuel supplied to the engine is increased and / or the ignition timing is advanced. Even if there is a large change in the heat absorption capacity during heating or the heat radiation capacity during cooling due to a major change or the closing of the ventilation passage due to foreign matter such as newspapers, fuel supply Since the amount is increased and / or the ignition timing is advanced, sufficient output can be achieved depending on the fuel supply amount and / or ignition timing even when the output is not sufficient only by operating the throttle valve due to sudden load fluctuations. An effect that will be able coercive.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic circuit diagram showing a basic configuration of a heat pump, that is, an air conditioner, as an example of an engine-driven refrigerant pressure circulation type heat transfer device.
FIG. 2 is a schematic sectional view showing a structure of an engine 40. FIG.
FIG. 3 is a diagram showing an outline of a control system of the entire air conditioner.
FIG. 4 is a schematic block diagram showing only an engine drive control portion in the outdoor unit control device 71.
5 is a flowchart showing the flow of processing of each processing unit in the speed control unit 80. FIG.
FIGS. 6A to 6C are diagrams representing a fuzzy set of a displacement difference ΔR, a displacement degree ΔR ′, and a correction factor Tn by a membership function.
FIG. 7 is a diagram showing a fuzzy rule table.
FIG. 8 is a flowchart showing a processing flow of an acceleration control unit 83;
FIG. 9A is a diagram showing an operating state of an engine when a sudden load fluctuation occurs in an engine that is not subjected to acceleration control, and FIG. 9B is an engine according to the present embodiment that is performing acceleration control. It is a figure which shows the driving | running state of an engine when a sudden load fluctuation occurs.
10 is a flowchart showing a flow of processing of a stability control unit 84. FIG.
FIGS. 11A and 11B are diagrams showing the operating state of the engine when the torque is constant and the throttle is fixed, and FIG. 11A is an engine that is not performing stable control; b) is the engine of the present embodiment which is performing stable control.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Cooling circuit 2 Compressor 3 Oil separator 4 Four-way valve 5 Indoor heat exchanger 6 Expansion valve 7 Accumulator 8 Outdoor heat exchanger 9 High pressure side pressure sensor 10 Low pressure side pressure sensor 20 Cooling water circuit 21 Pump 22 Exhaust gas heat exchanger 23 Cooling water Jacket 24 Temperature-sensitive switching valve 25 Linear three-way valve 26 Heat release heat exchanger 27 Refrigerant heating line 28 Cooling line 29 High-temperature cooling water line 30 Low-temperature cooling water line 40 Water-cooled gas engine 40a Cylinder head 40b Cylinder block 40c Crankcase 40d Intake passage 40e Exhaust passage 41 Crankshaft 42 Engine speed detection sensor 43 Crank angle detection sensor 45 Intake pipe 46 Air cleaner 47 Mixer 48 Fuel control valve 49 Governor 50 Fuel on-off valve 51 Fuel gas cylinder 52 Throttle valve 53 Pulse Data 54 Intake negative pressure sensor 55 Exhaust pipe 56 Ignition plug 57 Ignition coil 58 Ignition circuit 60 Indoor unit 61 Indoor unit control device 62 Blower fan 63 Operation part 64 Indoor temperature sensor 70 Outdoor unit unit 71 Outdoor unit control unit 72 Fan 80 Speed control unit 80a Target rotation number calculation unit 80b Actual rotation number calculation unit 80c Displacement difference calculation unit 80d Differential value calculation unit 80e Fuzzy inference unit 80f Correction coefficient determination unit 80g Correction value calculation unit 81 Basic ignition timing control unit 82 Basic fuel flow rate Control unit 83 Acceleration control unit 84 Stability control unit Rp Target rotational speed Rn Actual rotational speed △ R Displacement difference △ R 'Differential value Tn Correction factor Ta Correction coefficient T Throttle opening correction value Tn' Fuzzy set as inference result t1 Room temperature ts Set temperature P Refrigerant pressure Y Correction upper limit J Difference between correction value and correction upper limit (output shortage) Parameter)
F Fuel control valve acceleration correction coefficient TF Fuel control valve acceleration correction value X Stability level value K Difference between stability level value X and absolute value of correction value T MTa Stabilization time coefficient MT Transition time

Claims

Drive the compressor with the engine,
Compress the refrigerant with a compressor and forcibly circulate the refrigerant in the refrigerant circuit,
In the condenser and evaporator provided in the refrigerant circuit, heat exchange of the refrigerant is performed,
In the engine-driven refrigerant pressure feed circulation heat transfer device configured to obtain a room temperature that matches the set temperature,
The engine-driven refrigerant pressure-circulation heat transfer device includes an engine drive control unit that performs drive control of the engine, a room temperature sensor that detects an actual indoor air temperature, and an engine speed detection that detects the actual engine speed. With a sensor,
The room temperature sensor detects the actual indoor air temperature,
The engine drive control unit obtains a target engine speed based on the difference between the set temperature and room temperature,
The engine speed detection sensor detects the actual engine speed,
The engine drive control unit fuzzyly infers the engine load fluctuation amount based on the difference between the target rotation speed and the actual rotation speed and the degree of displacement of the actual rotation speed, and the load fluctuation amount is a predetermined value. The engine acceleration control method in the engine-driven refrigerant pressure feed circulation heat transfer device is characterized in that the amount of fuel supplied to the engine is increased and / or the ignition timing is advanced at the above time.