JP5310323B2 - Control method for vehicle air conditioner - Google Patents

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Description

本発明は、コンプレッサを用いて熱交換器に冷媒を送り、車室内においてヒートポンプサイクルによる暖房を行う車両用空調装置の制御方法に関するものである。   The present invention relates to a control method for a vehicle air conditioner that uses a compressor to send a refrigerant to a heat exchanger and performs heating by a heat pump cycle in a passenger compartment.

従来、特許文献1に記載の車両用空調装置が知られている。この特許文献1では、温水用熱交換器(ヒータコア)の下流に暖房用熱交換器(室内コンデンサ)を設け、上記温水用熱交換器と暖房用熱交換器の各々にエアミックスドアを設けている。   Conventionally, the vehicle air conditioner described in Patent Document 1 is known. In this Patent Document 1, a heating heat exchanger (indoor condenser) is provided downstream of a hot water heat exchanger (heater core), and an air mix door is provided in each of the hot water heat exchanger and the heating heat exchanger. Yes.

具体的には、特許文献1の発明は、冷房運転から暖房運転への切換時において、フロントガラスを曇らせず、またエンジン冷却水温が低いときに温水用熱交換器に空気を通しても車室内への吹出風の温度を下げず、かつ温水用熱交換器通風後の空気の持つ熱を有効利用できる車両用空調装置を提供するものである。   Specifically, the invention of Patent Document 1 does not fog the windshield when switching from cooling operation to heating operation, and even when air is passed through the heat exchanger for hot water when the engine cooling water temperature is low, It is an object of the present invention to provide a vehicle air conditioner that can effectively use the heat of air after passing through a hot water heat exchanger without lowering the temperature of the blown air.

そのために、特許文献1では、ダクト内に冷房用熱交換器(エバポレータ)、温水用熱交換器及び温水用熱交換器用のエアミックスドア、及び暖房用熱交換器及び暖房用熱交換器用のエアミックスドアの順で、それぞれを配設しているので、常に徐湿ができ、フロントガラスを曇らせることがなくなる。   Therefore, in Patent Document 1, a cooling heat exchanger (evaporator), an air mix door for a hot water heat exchanger and a hot water heat exchanger, and an air for a heating heat exchanger and a heating heat exchanger are provided in a duct. Since each is arranged in the order of the mix door, the moisture can be gradually reduced and the windshield is not fogged.

また、エンジン冷却水温が低くて、温水用熱交換器通風後の空気の温度が低くても、暖房用熱交換器で最後に高温にするので、車室内への吹出風の温度は高くなっている。また、温水用熱交換器の下流に暖房用熱交換器を配設することによって、温水用熱交換器で多少なりとも加熱してから暖房用熱交換器で高温にしているので、温水用熱交換器通風後の空気の持つわずかな熱でも有効に利用することにより、暖房用熱交換器の暖房負荷を軽減している。   Even if the temperature of the engine cooling water is low and the temperature of the air after passing through the heat exchanger for hot water is low, the temperature of the air blown into the passenger compartment increases because the temperature is finally increased by the heat exchanger for heating. Yes. In addition, by disposing a heating heat exchanger downstream of the hot water heat exchanger, the heating water heat source is heated to some extent and then heated to a high temperature by the heating heat exchanger. Heating load of the heat exchanger for heating is reduced by effectively utilizing even the slight heat of the air after the ventilation of the exchanger.

特開平5−96931号公報Japanese Patent Laid-Open No. 5-96931

しかし、上記特許文献1では、温水用熱交換器と暖房用熱交換器の各々に、夫々専用のエアミックスドアが必要であり、エアミックス手段の数が多くなり、コストアップの要因となり、車両用空調装置のサイズも大きくなるという問題がある。   However, in Patent Document 1, each of the hot water heat exchanger and the heating heat exchanger requires a dedicated air mix door, which increases the number of air mix means and causes an increase in cost. There is a problem that the size of the air-conditioning system for a vehicle becomes large.

本発明は、上記問題点に鑑み、温水用熱交換器と暖房用熱交換器を同一の空気経路に配置し、上記温水用熱交換器の上流に共用のエアミックス手段を設けても、吹出温度低下による不快感を低減できる温度制御特性の優れたヒートポンプによる空調装置を提供することを目的とする。   In view of the above problems, the present invention is not limited to the above-described problem, even if the hot water heat exchanger and the heating heat exchanger are arranged in the same air path, and a common air mixing means is provided upstream of the hot water heat exchanger. It is an object of the present invention to provide an air conditioner using a heat pump with excellent temperature control characteristics that can reduce discomfort due to a temperature drop.

従来技術として列挙された特許文献の記載内容は、この明細書に記載された技術的要素の説明として、参照によって導入ないし援用することができる。   Descriptions of patent documents listed as prior art can be introduced or incorporated by reference as explanations of technical elements described in this specification.

本発明は上記目的を達成するために、下記の技術的手段を採用する。すなわち、請求項1に記載の発明では、冷房用熱交換器(18)及び暖房用熱交換器(19)から成る室内熱交換器(18及び19)と室外熱交換器(15)との間で冷媒を移動させるコンプレッサ(14)を備えて、送風機(3)による吹出空気の吹出温度が、設定温度(Tset)から求められた目標吹出温度(TAO)になるように、冷房能力の大きいCOOLサイクル運転、及びヒートポンプサイクルによる暖房運転であるHOTサイクル運転を実行し、更に、暖房用熱交換器(19)と同一の空気経路に配置され冷却水の廃熱を利用する温水用熱交換器(32)と、該温水用熱交換器(32)並びに暖房用熱交換器(19)を通る同一の空気経路の空気と冷房用熱交換器(18)を通過した冷風との混合状態を制御する、温水用熱交換器(32)と暖房用熱交換器(19)とに共用のエアミックス手段(38)とを備えて、温水暖房サイクルによる暖房運転を実行する車両用空調装置の制御方法において、COOLサイクルと温水暖房サイクルによる暖房運転時において、暖房用熱交換器(19)の温度が低いと判断される程、温水用熱交換器(32)を通らない冷風と、温水用熱交換器(32)を通る空気とのエアミックス手段(38)による混合割合を、冷風の混合割合が少ない暖房側に制御して、選択された吹出口から送風機により車室内に送風し、暖房用熱交換器(19)の温度の算出に冷媒圧力値を用いると共に、冷媒圧力値の変化に遅れをもたせて暖房用熱交換器(19)の温度が演算され、COOLサイクル運転、及びHOTサイクル運転のサイクルを切り替えるときは、冷媒圧力値の変化に遅れをもたせないで暖房用熱交換器(19)の温度が演算されることを特徴としている。 In order to achieve the above object, the present invention employs the following technical means. That is, in the invention described in claim 1, between the indoor heat exchanger (18 and 19) comprising the cooling heat exchanger (18) and the heating heat exchanger (19) and the outdoor heat exchanger (15). COOL having a large cooling capacity so that the air blowing temperature of the blower (3) is equal to the target air temperature (TAO) obtained from the set temperature (Tset). A hot water heat exchanger that performs cycle operation and HOT cycle operation that is heating operation by a heat pump cycle, and is disposed in the same air path as the heating heat exchanger (19) and uses waste heat of cooling water ( 32) and the mixed state of the air in the same air path passing through the hot water heat exchanger (32) and the heating heat exchanger (19) and the cold air having passed through the cooling heat exchanger (18). , Heat for hot water In a control method for a vehicle air conditioner that includes a common air mix means (38) in the exchanger (32) and the heating heat exchanger (19), and performs the heating operation by the hot water heating cycle, the COOL cycle In the heating operation by the hot water heating cycle, the cold air that does not pass through the hot water heat exchanger (32) and the hot water heat exchanger (32) are determined so that the temperature of the heating heat exchanger (19) is determined to be low. The mixing ratio by the air mixing means (38) with the passing air is controlled to the heating side where the mixing ratio of the cold air is small, and the air is blown into the vehicle interior by the blower from the selected outlet , and the heat exchanger for heating (19) The refrigerant pressure value is used to calculate the temperature of the heater, and the temperature of the heating heat exchanger (19) is calculated with a delay in the change of the refrigerant pressure value, and the cycle of the COOL cycle operation and the HOT cycle operation is cut off. When changing the temperature of the heating heat exchanger without remembering delay to a change in the refrigerant pressure value (19) is characterized in that it is computed.

この発明によれば、温水用熱交換器と暖房用熱交換器を同一の空気経路に配置し、共用のエアミックスドアを設けることが出来る。また、暖房用熱交換器(19)の温度が低いと判断される程、エアミックス手段(38)の開度を暖房側に補正することで、吹出温度を目標吹出温度(TAO)に近づけることができる。なお、通常、ヒートポンプサイクルによる暖房運転では暖房用熱交換器(19)の温度を高くして暖房するが、例えば、冬季にCOOLサイクルと温水暖房サイクルとを併用するようになると、暖房用熱交換器(19)の温度が低くなるため、冷却水温度及び温水用熱交換器(32)の温度が高くても、暖房用熱交換器(19)の温度の低さにより、吹出温度が下がってしまう。このようなときに、エアミックス手段(38)の上記暖房側への補正により精度の良い温度制御が実現出来る。
また、暖房用熱交換器(19)の温度の算出に冷媒圧力値を用いると共に、冷媒圧力値の変化に遅れをもたせて暖房用熱交換器(19)の温度が演算されるから、エアミックス手段(38)の頻繁な作動が抑制され、耐久性を向上することが出来る。なお、暖房用熱交換器(19)の温度の算出には既存の冷媒圧力を用いることが、コスト的、及びスペース的に優位であるが、冷媒圧力はコンプレッサ(14)のオンオフ等による変動が大きく、冷媒圧力値をそのままエアミックス手段(38)の制御に反映すると、暖房用熱交換器(19)の温度が頻繁に変化したと認識されて、エアミックス手段(38)のアクチュエータが頻繁に作動し耐久性が低下する。よって、冷媒圧力値の変化に遅れをもたせて、暖房用熱交換器(19)の温度を演算することにより、エアミックス手段(38)の耐久性が向上する。
更に、COOLサイクル運転、及びHOTサイクル運転のサイクルを切り替えるときは、冷媒圧力値の変化に遅れをもたせないで暖房用熱交換器(19)の温度が演算される。これにより、サイクル切替え時は、冷媒圧力の急変を、エアミックス手段(38)の制御に反映しないと、サイクル切替え時に、吹出温度変動が発生することを考慮して、サイクル切替え時は、冷媒圧力値の変化に遅れをもたせないことで、吹出温度変動を防止することが出来る。
According to this invention, the heat exchanger for warm water and the heat exchanger for heating can be arranged in the same air path, and a common air mix door can be provided. Further, as the temperature of the heating heat exchanger (19) is determined to be lower, the air temperature is made closer to the target air temperature (TAO) by correcting the opening of the air mix means (38) to the heating side. Can do. Normally, in the heating operation by the heat pump cycle, the heating heat exchanger (19) is heated at a high temperature. For example, when the COOL cycle and the hot water heating cycle are used in winter, the heat exchange for heating is performed. Since the temperature of the heat exchanger (19) is lowered, even if the temperature of the cooling water temperature and the temperature of the heat exchanger for hot water (32) are high, the temperature of the blower is lowered due to the low temperature of the heat exchanger for heating (19). End up. In such a case, accurate temperature control can be realized by correcting the air mix means (38) to the heating side.
In addition, the refrigerant pressure value is used for calculating the temperature of the heating heat exchanger (19), and the temperature of the heating heat exchanger (19) is calculated with a delay in the change of the refrigerant pressure value. The frequent operation of the means (38) is suppressed, and the durability can be improved. Note that it is advantageous in terms of cost and space to use the existing refrigerant pressure to calculate the temperature of the heating heat exchanger (19). However, the refrigerant pressure varies depending on whether the compressor (14) is turned on or off. When the refrigerant pressure value is reflected in the control of the air mix means (38) as it is, it is recognized that the temperature of the heating heat exchanger (19) has frequently changed, and the actuator of the air mix means (38) is frequently Operates and decreases durability. Therefore, the durability of the air mix means (38) is improved by delaying the change in the refrigerant pressure value and calculating the temperature of the heating heat exchanger (19).
Further, when switching between the COOL cycle operation and the HOT cycle operation cycle, the temperature of the heating heat exchanger (19) is calculated without delaying the change in the refrigerant pressure value. Thereby, when the cycle change is made, if the sudden change in the refrigerant pressure is not reflected in the control of the air mix means (38), the refrigerant pressure is changed at the cycle change in consideration of the occurrence of the blowing temperature fluctuation at the cycle change. By not delaying the change in value, it is possible to prevent fluctuations in the blowing temperature.

請求項2に記載の発明では、エアミックス手段(38)による混合割合を決定するエアミックス手段(38)の開度を、温水用熱交換器(32)と暖房用熱交換器(19)から成る加熱器(19及び32)の温度である加熱器温度が低くなるほど開度が暖房側に移動するように、エアミックス手段(38)の開度を演算し、加熱器温度は暖房用熱交換器(19)の温度が低くなる程、低い値になることにより、暖房用熱交換器(19)の温度が低いと判断される程、温水用熱交換器(32)を通らない冷風と、温水用熱交換器(32)を通る空気とのエアミックス手段(38)による混合割合を、冷風の混合割合が少ない暖房側に制御することを特徴としている。   In invention of Claim 2, the opening degree of the air mix means (38) which determines the mixing ratio by an air mix means (38) is changed from the heat exchanger for hot water (32) and the heat exchanger for heating (19). The opening degree of the air mix means (38) is calculated so that the opening degree moves to the heating side as the heater temperature which is the temperature of the heater (19 and 32) becomes lower, and the heater temperature is the heat exchange for heating. The cooler the air that does not pass through the hot water heat exchanger (32), the lower the temperature of the heat exchanger (19), the lower the temperature of the heat exchanger (19) that is judged to be lower. The mixing ratio by the air mixing means (38) with the air passing through the hot water heat exchanger (32) is controlled to the heating side where the mixing ratio of the cold air is small.

この発明によれば、エアミックス手段(38)による混合割合をエアミックス手段(38)の開度で決定し、温水用熱交換器(32)と暖房用熱交換器(19)から成る加熱器(19及び32)の加熱器温度が低くなるほど開度が暖房側に移動するようにしたから、暖房用熱交換器(19)の温度の低さにより、吹出温度が下がってしまうという問題を、エアミックス手段(38)の開度の演算方法の改良により、解消することが出来る。   According to this invention, the mixing ratio of the air mix means (38) is determined by the opening degree of the air mix means (38), and the heater comprising the hot water heat exchanger (32) and the heating heat exchanger (19). Since the opening degree moves to the heating side as the heater temperature of (19 and 32) decreases, the problem that the blowout temperature decreases due to the low temperature of the heating heat exchanger (19), This can be solved by improving the calculation method of the opening degree of the air mix means (38).

請求項に記載の発明では、更に、少なくとも目標吹出温度(TAO)に応じて吹出口のモードを選択すると共に、吹出口のモードがフェイスモードでCOOLサイクルが選択されている場合に、冷却水温度の低下または暖房用熱交換器(19)の温度の低下により、目標吹出温度(TAO)よりも吹出空気の吹出温度が低いと判断される時は、目標吹出温度(TAO)よりも吹出空気の吹出温度が低くないと判断される時に比べて、送風機(3)の送風量を少なくすることを特徴としている。 In the third aspect of the present invention, when the air outlet mode is selected according to at least the target air outlet temperature (TAO) and the air outlet mode is the face mode and the COOL cycle is selected, the cooling water is selected. When it is determined that the blowing temperature of the blown air is lower than the target blowing temperature (TAO) due to the drop in temperature or the temperature of the heating heat exchanger (19), the blowing air is lower than the target blowing temperature (TAO). Compared to when it is determined that the blowout temperature is not low, the blower volume of the blower (3) is reduced.

この発明によれば、吹出口がフェイスモードでCOOLサイクルが選択されている場合に、目標吹出温度(TAO)よりも吹出温度が低いと判断される時は、目標吹出温度(TAO)よりも吹出温度が低くないと判断される時に比べて、送風機(3)の送風量を少なくするから、乗員が肌寒さを感じことを防止することが出来る。   According to the present invention, when it is determined that the outlet temperature is lower than the target outlet temperature (TAO) when the outlet is in face mode and the COOL cycle is selected, the outlet is lower than the target outlet temperature (TAO). Compared to when it is determined that the temperature is not low, the amount of air blown from the blower (3) is reduced, so that it is possible to prevent the passenger from feeling chilly.

請求項に記載の発明では、送風機(3)による吹出空気の吹出温度が、目標吹出温度(TAO)になるようにするために、冷媒圧力が冷媒圧力の目標値となる目標圧力(PDO)になるよう制御し、目標圧力(PDO)の演算に、目標吹出温度(TAO)、送風機(3)の風量またはブロワ電圧、及び暖房用熱交換器(19)の吸い込み空気温度となる暖房用熱交換器入口温度を用いると共に、暖房用熱交換器入口温度は、温水用熱交換器(32)に冷却水が流れている時は冷却水温度を用いて演算し、温水用熱交換器(32)に冷却水が流れていない時は冷房用熱交換器(18)の温度であるエバポレータ温度を用いて演算することを特徴としている。 In the invention according to claim 4 , the target pressure (PDO) at which the refrigerant pressure becomes the target value of the refrigerant pressure in order to make the blowing temperature of the blown air by the blower (3) the target blowing temperature (TAO). Heat for heating to become the target blow temperature (TAO), the air flow rate or blower voltage of the blower (3), and the intake air temperature of the heating heat exchanger (19) in the calculation of the target pressure (PDO) While using the exchanger inlet temperature, the heating heat exchanger inlet temperature is calculated using the cooling water temperature when the cooling water is flowing through the hot water heat exchanger (32), and the hot water heat exchanger (32 ) Is calculated using the evaporator temperature, which is the temperature of the cooling heat exchanger (18) when the cooling water is not flowing.

この発明によれば、暖房用熱交換器入口温度を、温水用熱交換器(32)に冷却水が流れている時は冷却水温度とすると共に、温水用熱交換器(32)に冷却水が流れていない時は、エバポレータ温度として、目標圧力(PDO)を演算することにより、吹出温度を精度良く目標吹出温度(TAO)に近づけることが出来る。また、暖房用熱交換器(19)に特別な吸込温度センサを設ける必要がない。   According to this invention, the heating heat exchanger inlet temperature is set to the cooling water temperature when the cooling water is flowing through the hot water heat exchanger (32), and the cooling water is supplied to the hot water heat exchanger (32). When is not flowing, by calculating the target pressure (PDO) as the evaporator temperature, the blowing temperature can be brought close to the target blowing temperature (TAO) with high accuracy. Moreover, it is not necessary to provide a special suction temperature sensor in the heating heat exchanger (19).

請求項に記載の発明では、エアミックス手段(38)は、温水用熱交換器(32)並びに暖房用熱交換器(19)の上流側に配設された単一のエアミックス手段(38)として形成されていることを特徴としている。 In the invention according to claim 5 , the air mixing means (38) is a single air mixing means (38) disposed upstream of the hot water heat exchanger (32) and the heating heat exchanger (19). ).

この発明によれば、単一のエアミックス手段(38)を制御するのみでよく、制御が容易になる。   According to the present invention, it is only necessary to control the single air mixing means (38), and the control becomes easy.

請求項に記載の発明では、冷却水が流れているときは、冷却水温度とエバポレータ温度(TE)の関数値であるエバポレータ温度補正値とを用いて暖房用熱交換器入口温度が演算されることを特徴としている。 In the invention according to claim 6 , when the cooling water is flowing, the heating heat exchanger inlet temperature is calculated using the cooling water temperature and the evaporator temperature correction value which is a function value of the evaporator temperature (TE). It is characterized by that.

この発明によれば、エバポレータ温度補正値を用いて、より正確に暖房用熱交換器入口温度を求めることが出来る。これによって車室内に吹出す空調風の吹出温度をより正確に目標吹出温度(TAO)に近づけることが出来る。   According to this invention, the heat exchanger inlet temperature for heating can be obtained more accurately using the evaporator temperature correction value. As a result, the temperature of the conditioned air blown into the passenger compartment can be brought closer to the target temperature (TAO) more accurately.

なお、特許請求の範囲および上記各手段に記載の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。   In addition, the code | symbol in the parenthesis as described in a claim and said each means is an example which shows a corresponding relationship with the specific means as described in embodiment mentioned later.

本発明の第1実施形態に使用する電気自動車用空調装置のCOOLサイクル時の全体模式図である。It is the whole schematic diagram at the time of COOL cycle of the air conditioner for electric vehicles used for a 1st embodiment of the present invention. 上記実施形態に使用する電気自動車用空調装置のHOTサイクル時の全体模式図である。It is a whole schematic diagram at the time of the HOT cycle of the air conditioner for electric vehicles used for the said embodiment. 上記実施形態に使用する電気自動車用空調装置のDRY EVAサイクル時の全体模式図である。It is a whole schematic diagram at the time of DRY EVA cycle of the air conditioner for electric vehicles used for the above-mentioned embodiment. 上記実施形態に使用する電気自動車用空調装置のDRY ALLサイクル時の全体模式図である。It is a whole schematic diagram at the time of DRY ALL cycle of the air conditioner for electric vehicles used for the above-mentioned embodiment. 上記実施形態における上記各サイクルにおいて、エアコン制御装置が、各電磁弁をどのように制御するかを示す電磁弁作動表である。It is a solenoid valve action table | surface which shows how an air-conditioner control apparatus controls each solenoid valve in each said cycle in the said embodiment. 上記実施形態におけるエアコン制御装置と主な各種センサ等との接続関係を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the connection relation of the air-conditioner control apparatus and main various sensors etc. in the said embodiment. 上記実施形態におけるエアコン制御装置による基本的な空調制御処理を示したフローチャートである。It is the flowchart which showed the basic air-conditioning control processing by the air-conditioner control apparatus in the said embodiment. 上記実施形態におけるサイクル選択の詳細を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the detail of the cycle selection in the said embodiment. 上記実施形態におけるブロワ電圧決定のための詳細なフローチャートである。It is a detailed flowchart for the blower voltage determination in the said embodiment. 上記実施形態において使用される目標吹出温度から吹出口モードを決定するための特性図である。It is a characteristic view for determining a blower outlet mode from target blow temperature used in the above-mentioned embodiment. 上記実施形態におけるエアミックスドアの開度を算出するフローチャートである。It is a flowchart which calculates the opening degree of the air mix door in the said embodiment. 上記実施形態におけるコンプレッサ回転数の決定を行うステップを説明するフローチャートである。It is a flowchart explaining the step which determines the compressor rotation speed in the said embodiment. 上記実施形態における暖房用熱交換器目標温度と暖房用熱交換器の入口温度とから、仮の目標圧力を演算するためのマップである。It is a map for calculating a temporary target pressure from the heat exchanger target temperature for heating in the said embodiment, and the inlet temperature of the heat exchanger for heating. 上記実施形態における偏差と、偏差変化率と、ヒートポンプサイクルによる暖房のためのコンプレッサ回転数変化量との関係を示すマップである。It is a map which shows the relationship in the said embodiment, the deviation change rate, and the compressor rotation speed change amount for the heating by a heat pump cycle. 上記実施形態における偏差と、偏差変化率と、COOLサイクルによる冷房のためのコンプレッサ回転数変化量との関係を示すマップである。It is a map which shows the relationship in the said embodiment, the deviation change rate, and the compressor rotation speed variation | change_quantity for the cooling by a COOL cycle. 本発明の第2実施形態におけるコンプレッサ回転数の決定を行うステップを説明するフローチャートである。It is a flowchart explaining the step which determines the compressor rotation speed in 2nd Embodiment of this invention.

(第1実施形態)
以下、本発明の第1実施形態について図1乃至図15を用いて詳細に説明する。この第1実施形態は、蒸気圧縮式冷凍機をハイブリッド自動車用の空調装置に適用したものである。
(First embodiment)
Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described in detail with reference to FIGS. In the first embodiment, a vapor compression refrigerator is applied to an air conditioner for a hybrid vehicle.

ハイブリッド自動車は、ガソリン等の液体燃料を爆発燃焼させて動力を発生させる走行用内燃機関をなすエンジン(E/G)、走行補助用電動機機能及び発電機機能を備える走行補助用の電動発電機、エンジンへの燃料供給量や点火時期等を制御するエンジン用電子制御装置(エンジン用ECU)、電動発電機やエンジン用電子制御装置等に電力を供給するバッテリ、電動発電機の制御及び無断変速機や電磁クラッチの制御を行うと共にエンジン用電子制御装置に制御信号を出力するハイブリッド電子制御装置を備えている。   A hybrid vehicle is an engine (E / G) that constitutes a traveling internal combustion engine that explodes and burns liquid fuel such as gasoline to generate power, a traveling assist motor generator having a traveling assist motor function and a generator function, Engine electronic control device (engine ECU) for controlling the fuel supply amount and ignition timing to the engine, battery for supplying electric power to the motor generator, engine electronic control device, etc. Control of the motor generator and a continuously variable transmission And a hybrid electronic control unit that controls the electromagnetic clutch and outputs a control signal to the engine electronic control unit.

そして、ハイブリッド用電子制御装置は、電動発電機及びエンジンのいずれの駆動力を駆動輪に伝達するかの駆動切替えを制御する機能、及びバッテリの充放電を制御する機能を備えている。   The hybrid electronic control device has a function of controlling drive switching of which driving force of the motor generator and the engine is transmitted to the drive wheels, and a function of controlling charging / discharging of the battery.

具体的には、以下のような制御を行う。
(1)車両が停止しているときは、基本的にエンジンを停止させる。
(2)走行中は、減速時を除き、エンジンで発生した駆動力を駆動輪に伝達する。なお、減速時は、エンジンを停止させて電動発電機にて発電してバッテリに充電する。
(3)発進時、加速時、登坂時及び高速走行時等の走行負荷が大きいときには、電動発電機を電動モータとして機能させてエンジンで発生した駆動力に加えて、電動発電機に発生した駆動力を駆動輪に伝達する。
(4)バッテリの充電残量が充電開始目標値以下になったときには、エンジンの動力を電動発電機に伝達して電動発電機を発電機として作動させてバッテリの充電を行う。
(5)車両が停止しているときにバッテリの充電残量が充電開始目標値以下になったときには、エンジン用電子制御装置に対してエンジンを始動する指令を発するとともに、エンジンの動力を電動発電機に伝達する。
Specifically, the following control is performed.
(1) When the vehicle is stopped, the engine is basically stopped.
(2) During traveling, the driving force generated by the engine is transmitted to the drive wheels except during deceleration. During deceleration, the engine is stopped, the motor generator generates power, and the battery is charged.
(3) When the driving load such as starting, accelerating, climbing, and traveling at high speed is heavy, the motor generator is caused to function as an electric motor, and in addition to the driving force generated in the engine, the driving generated in the motor generator Transmits force to the drive wheels.
(4) When the remaining charge amount of the battery becomes equal to or less than the charge start target value, the engine power is transmitted to the motor generator, and the motor generator is operated as a generator to charge the battery.
(5) When the remaining amount of charge of the battery becomes equal to or less than the charge start target value when the vehicle is stopped, a command to start the engine is issued to the engine electronic control device, and the engine power is generated by the electric power generation. Communicate to the machine.

図1は、第1実施形態における車両用空調装置となる電気自動車用空調装置のCOOLサイクル時の全体模式図である。アキュムレータ式冷凍サイクルを用いた電気自動車用空調装置1は、車室内に送風空気を導くダクト2、このダクト2内に空気を導入して車室内へ送る送風機3、及びエアコン制御装置5(後述の図6)を備える。   FIG. 1 is an overall schematic diagram at the time of a COOL cycle of an air conditioner for an electric vehicle serving as a vehicle air conditioner in the first embodiment. An electric vehicle air conditioner 1 using an accumulator refrigeration cycle includes a duct 2 that guides blown air into the vehicle interior, a blower 3 that introduces air into the duct 2 and sends the air into the vehicle interior, and an air conditioner control device 5 (described later). 6).

図1の送風機3は、図示しないブロワケース、遠心式ファン3b、ブロワモータ3cより成り、このブロワモータ3cへの印加電圧に応じて、ブロワモータ3cの回転速度が決定される。ブロワモータ3cへの印加電圧は、エアコン制御装置5からの制御信号に基づいて制御される。   The blower 3 in FIG. 1 includes a blower case (not shown), a centrifugal fan 3b, and a blower motor 3c. The rotational speed of the blower motor 3c is determined according to the voltage applied to the blower motor 3c. The voltage applied to the blower motor 3 c is controlled based on a control signal from the air conditioner control device 5.

送風機3の図示しないブロワケースには、周知のように、車室内空気(内気)を導入する図示しない内気導入口と、車室外空気(外気)を導入する図示しない外気導入口とが形成されるとともに、内気導入口と外気導入口との開口割合を調節する図示しない内外気切替手段を成す内外気切替ダンパが設けられている。   As is well known, a blower case (not shown) of the blower 3 is formed with an interior air introduction port (not shown) for introducing vehicle interior air (inside air) and an outside air introduction port (not shown) for introducing vehicle exterior air (outside air). In addition, there is provided an inside / outside air switching damper that constitutes an inside / outside air switching means (not shown) that adjusts the opening ratio between the inside air introduction port and the outside air introduction port.

ダクト2の下流端(図1上)は、周知のように、車両のフロントガラスに向かって送風空気を吐出する図示しないデフロスタ吹出口、乗員の上半身に向かって送風空気を吐出するフェイス吹出口、乗員足元に向かって送風空気を吐出するフット吹出口に連絡されている。   As is well known, the downstream end of the duct 2 (upper side in FIG. 1) includes a defroster outlet (not shown) that discharges the blowing air toward the windshield of the vehicle, a face outlet that discharges the blowing air toward the upper body of the occupant, It is communicated with a foot outlet that discharges air to the feet of passengers.

冷凍サイクルは、コンプレッサ14、室外熱交換器15、冷房用減圧装置16、暖房用減圧装置17、冷房用熱交換器(エバポレータとも言う)18、暖房用熱交換器19、アキュムレータ21、及び流路切替手段(後述する)を備える。   The refrigeration cycle includes a compressor 14, an outdoor heat exchanger 15, a cooling decompression device 16, a heating decompression device 17, a cooling heat exchanger (also referred to as an evaporator) 18, a heating heat exchanger 19, an accumulator 21, and a flow path. Switching means (described later) is provided.

コンプレッサ14は、内蔵された電動モータ14aにより駆動される。電動モータ14aは、図示しないインバータによって可変制御される周波数に応じて回転速度が決定される。従って、コンプレッサ14の冷媒吐出流量は、電動モータ14aの回転速度に応じて変化する。   The compressor 14 is driven by a built-in electric motor 14a. The rotational speed of the electric motor 14a is determined according to the frequency that is variably controlled by an inverter (not shown). Therefore, the refrigerant discharge flow rate of the compressor 14 changes according to the rotational speed of the electric motor 14a.

室外熱交換器15は、車室外に配置されて、外気と冷媒との熱交換を行うもので、室外ファン24の送風を受けて、暖房運転時にはエバポレータとして機能し、冷房運転時にはコンデンサとして機能する。   The outdoor heat exchanger 15 is disposed outside the passenger compartment and performs heat exchange between the outside air and the refrigerant. The outdoor heat exchanger 15 receives air from the outdoor fan 24, functions as an evaporator during heating operation, and functions as a condenser during cooling operation. .

冷房のために液化した冷媒は、図1の冷房用減圧装置(温度感応型エキスパンションバルブ)16に導入され、急激に減圧膨張し低温低圧の霧状となる。低温低圧の霧状冷媒は冷房用熱交換器18へ供給される。暖房用減圧装置(暖房用絞り)17は、暖房運転時に室外熱交換器15へ供給される冷媒を減圧膨脹させる。   The refrigerant liquefied for cooling is introduced into the cooling decompression device (temperature-sensitive expansion valve) 16 shown in FIG. 1 and rapidly expands under reduced pressure to form a low-temperature and low-pressure mist. The low-temperature and low-pressure mist refrigerant is supplied to the cooling heat exchanger 18. The heating decompression device (heating restriction) 17 decompresses and expands the refrigerant supplied to the outdoor heat exchanger 15 during the heating operation.

冷房用熱交換器18は、エバポレータとして機能するもので、ダクト2内に配設されている。この冷房用熱交換器18は、冷房用減圧装置16で減圧膨脹された低温低圧の冷媒と空気との熱交換を行うことにより、冷房用熱交換器18を通過する空気を冷却する。   The cooling heat exchanger 18 functions as an evaporator and is disposed in the duct 2. The cooling heat exchanger 18 cools the air passing through the cooling heat exchanger 18 by performing heat exchange between the low-temperature and low-pressure refrigerant decompressed and expanded by the cooling decompression device 16 and the air.

暖房用熱交換器19は、コンデンサとして機能するもので、ダクト2内で冷房用熱交換器18の下流(風下)に配設されて、コンプレッサ14で圧縮された高温高圧の冷媒と空気との熱交換を行うことにより、暖房用熱交換器19を通過する空気を加熱する。   The heating heat exchanger 19 functions as a condenser. The heating heat exchanger 19 is disposed downstream (downwind) of the cooling heat exchanger 18 in the duct 2, and the high-temperature and high-pressure refrigerant compressed by the compressor 14 and air. By performing heat exchange, the air passing through the heat exchanger 19 for heating is heated.

ウオータポンプ31は、エンジン冷却水から成る温水を温水用熱交換器(ヒータコアとも言う)32に供給する。この温水用熱交換器32は、上記暖房用熱交換器19と共に加熱器として機能する。   The water pump 31 supplies hot water composed of engine cooling water to a hot water heat exchanger (also referred to as a heater core) 32. The hot water heat exchanger 32 functions as a heater together with the heating heat exchanger 19.

エアミックス手段を成すエアミックスドア(A/M)38は、周知のように冷房用熱交換器18からの冷風と暖房用熱交換器19等(加熱器)との暖風との混合割合を制御する。アキュムレータ21は、冷凍サイクル内の過剰冷媒を一時蓄えると共に、気相冷媒のみを送り出して、コンプレッサ14に液冷媒が吸い込まれるのを防止する。   As is well known, the air mix door (A / M) 38, which constitutes the air mix means, adjusts the mixing ratio between the cool air from the cooling heat exchanger 18 and the warm air from the heating heat exchanger 19 and the like (heater). Control. The accumulator 21 temporarily stores excess refrigerant in the refrigeration cycle and sends out only the gas-phase refrigerant to prevent the liquid refrigerant from being sucked into the compressor 14.

暖房三方弁(HTMV)25a、高圧電磁弁(HPMV)25b、低圧電磁弁(LPMV)25c、除湿電磁弁(DHMV)25d、熱交(熱交換)シャット弁(HSMV)25e、第1逆止弁27、及び第2逆止弁28より流路切替手段が形成されている。   Heating three-way valve (HTMV) 25a, high pressure solenoid valve (HPMV) 25b, low pressure solenoid valve (LPMV) 25c, dehumidification solenoid valve (DHMV) 25d, heat exchange (heat exchange) shut valve (HSMV) 25e, first check valve 27 and the second check valve 28 form a flow path switching means.

この流路切替手段25a、25b、25c、25d、25e、27、及び28は、運転の種類であるCOOLサイクル時、HOTサイクル時、DRY EVAサイクル時、及びDRY ALLサイクル時で夫々、冷媒の流れ方向を切り替えるものである。   The flow path switching means 25a, 25b, 25c, 25d, 25e, 27, and 28 are used for the refrigerant flow at the COOL cycle, HOT cycle, DRY EVA cycle, and DRY ALL cycle, which are the types of operation, respectively. The direction is switched.

エンジン30からの温水は、ウオータポンプ31によって、ヒータコア32に供給される。35は、冷媒吸入温度T35を測定する冷媒吸入温度センサである。また、矢印40、41、42、43、44は冷媒の流れる向きを示している。   Hot water from the engine 30 is supplied to the heater core 32 by a water pump 31. Reference numeral 35 denotes a refrigerant suction temperature sensor for measuring the refrigerant suction temperature T35. In addition, arrows 40, 41, 42, 43, and 44 indicate the direction in which the refrigerant flows.

冷媒圧力センサ50PREは、暖房用熱交換器19より上流の冷媒の高圧圧力(コンプレッサ14の吐出圧力)PREを検出する。また、冷媒吸入温度センサ35は、室外熱交換器15の冷媒流れの下流側に設けられ冷媒吸入温度T35を検出する。また、室外熱交換器15に対して、冷房用熱交換器18と暖房用熱交換器19とで室内熱交換器(18及び19)を形成している。   The refrigerant pressure sensor 50PRE detects the high pressure of the refrigerant upstream from the heating heat exchanger 19 (the discharge pressure of the compressor 14) PRE. The refrigerant suction temperature sensor 35 is provided on the downstream side of the refrigerant flow in the outdoor heat exchanger 15 and detects a refrigerant suction temperature T35. Moreover, with respect to the outdoor heat exchanger 15, the cooling heat exchanger 18 and the heating heat exchanger 19 form an indoor heat exchanger (18 and 19).

(COOLサイクル)
暖房性能無しであり、除湿能力が大レベルの運転時であるCOOLサイクルでは、図1のように、コンプレッサ14より吐出された冷媒が、暖房用熱交換器19→暖房三方弁21→室外熱交換器15→高圧電磁弁25b→第1逆止弁27→冷房用減圧装置16→冷房用熱交換器18→アキュムレータ21→コンプレッサ14の順に流れる様に上記流路切替手段25a、25b、25c、25d、25e、27、及び28が切り替えられる。この運転時の冷媒の流れを図中矢印40、41、42、43、及び44で示す。
(COOL cycle)
In the COOL cycle in which there is no heating performance and the dehumidifying capacity is at a high level, as shown in FIG. 1, the refrigerant discharged from the compressor 14 is heated from the heat exchanger 19 to the heating three-way valve 21 to the outdoor heat exchange. The flow path switching means 25a, 25b, 25c, 25d so that the flow flows in the order of the heater 15 → the high pressure solenoid valve 25b → the first check valve 27 → the cooling pressure reducing device 16 → the cooling heat exchanger 18 → the accumulator 21 → the compressor 14. , 25e, 27, and 28 are switched. The flow of refrigerant during this operation is indicated by arrows 40, 41, 42, 43, and 44 in the figure.

その結果、コンデンサとして機能する室外熱交換器15から、熱が室外に放出され、冷房用熱交換器(エバポレータとして機能する)18から熱が吸収される。このとき、暖房用熱交換器19も発熱しているが、エアミックスドア38の位置制御で、車室内空気との熱交換量を少なくすることが出来る。   As a result, heat is released from the outdoor heat exchanger 15 functioning as a condenser to the outside, and heat is absorbed from the cooling heat exchanger (functioning as an evaporator) 18. At this time, the heating heat exchanger 19 also generates heat, but the position of the air mix door 38 can control the amount of heat exchange with the vehicle interior air.

(HOTサイクル)
図2は、第1実施形態における車両用空調装置となる電気自動車用空調装置のHOTサイクル時の全体模式図である。暖房性能が大であり、除湿能力無しの運転時であるHOTサイクルによる運転時では、図2のように、コンプレッサ14より吐出された冷媒が、暖房用熱交換器19→暖房三方弁21→暖房用減圧装置17→熱交シャット弁25e→室外熱交換器15→低圧電磁弁25c→第2逆止弁28→アキュムレータ21→コンプレッサ14の順に流れる。
(HOT cycle)
FIG. 2 is an overall schematic diagram at the time of a HOT cycle of an air conditioner for an electric vehicle serving as a vehicle air conditioner in the first embodiment. At the time of operation by the HOT cycle, which is the operation with high heating performance and no dehumidification capability, as shown in FIG. 2, the refrigerant discharged from the compressor 14 is heated by the heat exchanger 19 for heating → the three-way valve for heating 21 → the heating. Pressure reducing device 17 → heat exchanger valve 25e → outdoor heat exchanger 15 → low pressure solenoid valve 25c → second check valve 28 → accumulator 21 → compressor 14 in this order.

この運転時の冷媒の流れを、図中矢印40、41、45、42a、46、及び47で示す。なお、室外空気が極めて低いときは、HOTサイクルによる暖房は効率が悪いので、上述のCOOLサイクルにてエンジンを稼動させ、エンジン冷却水(温水)の温度を上げて、温水用熱交換器32の熱で車室内が暖房される。   The flow of the refrigerant during this operation is indicated by arrows 40, 41, 45, 42a, 46, and 47 in the figure. When the outdoor air is extremely low, heating by the HOT cycle is inefficient, so the engine is operated in the above-described COOL cycle, the temperature of the engine cooling water (warm water) is increased, and the heat exchanger 32 for hot water is The vehicle interior is heated by heat.

(DRY EVAサイクル)
図3は、第1実施形態における電気自動車用空調装置のDRY EVAサイクル時の全体模式図である。このDRY EVAサイクルは、この一実施形態では、暖房能力が小レベルで車室内の中レベルの除湿を行うときに選択される。
(DRY EVA cycle)
FIG. 3 is an overall schematic diagram at the time of the DRY EVA cycle of the air conditioner for an electric vehicle in the first embodiment. In this embodiment, the DRY EVA cycle is selected when the heating capacity is low and the vehicle interior is dehumidified at a medium level.

このDRY EVAサイクルでは、図3のように、コンプレッサ14より吐出された冷媒が、暖房用熱交換器19→暖房三方弁25a→暖房用減圧装置17→除湿電磁弁25d→冷房用熱交換器18→アキュムレータ21→コンプレッサ14の順に流れる。   In this DRY EVA cycle, as shown in FIG. 3, the refrigerant discharged from the compressor 14 is heated from the heat exchanger 19 → the heating three-way valve 25 a → the heating decompressor 17 → the dehumidifying electromagnetic valve 25 d → the cooling heat exchanger 18. → Accumulator 21 → Compressor 14 flows in this order.

この運転時の冷媒の流れを図中矢印40、41、45,47、及び48で示す。このDRY EVAサイクルは、室外熱交換器15を使用せず冷房用熱交換器(エバポレータ)18を使用し、暖房性能は小レベルで除湿能力は中レベルの空調を行う。   The flow of the refrigerant during this operation is indicated by arrows 40, 41, 45, 47, and 48 in the figure. In this DRY EVA cycle, the outdoor heat exchanger 15 is not used but the cooling heat exchanger (evaporator) 18 is used, and the heating performance is low and the dehumidifying capacity is medium level.

(DRY ALLサイクル)
図4は、第1実施形態における電気自動車用空調装置のDRY ALLサイクル時の全体模式図である。このDRY ALLサイクルは、この一実施形態では、暖房能力が中レベルで車室内の小レベルの除湿を行うときに選択されて実行される。このDRY ALLサイクルでは、冷房用熱交換器(エバポレータ)18と室外熱交換器15の両方を使用する。
(DRY ALL cycle)
FIG. 4 is an overall schematic diagram of the air conditioner for an electric vehicle in the first embodiment during a DRY ALL cycle. In this embodiment, the DRY ALL cycle is selected and executed when the heating capacity is medium and the vehicle interior is dehumidified at a low level. In this DRY ALL cycle, both the cooling heat exchanger (evaporator) 18 and the outdoor heat exchanger 15 are used.

このDRY ALLサイクルでは、図4のように、コンプレッサ14より吐出された冷媒が、暖房用熱交換器19→暖房三方弁25a→暖房用減圧装置17→熱交シャット弁25e→室外熱交換器15→低圧電磁弁25c→第2逆止弁28→アキュムレータ21→コンプレッサ14の順に流れる。   In this DRY ALL cycle, as shown in FIG. 4, the refrigerant discharged from the compressor 14 is heated from the heat exchanger 19 → the heating three-way valve 25 a → the heating decompressor 17 → the heat exchanger valve 25 e → the outdoor heat exchanger 15. It flows in the order of the low pressure solenoid valve 25c, the second check valve 28, the accumulator 21, and the compressor 14.

また、同時に、暖房用減圧装置17→除湿電磁弁25d→冷房用熱交換器18→→アキュムレータ21→コンプレッサ14の順に、上記冷媒が流れる。この運転時の冷媒の流れを図中矢印40、41、45、42a、46、47、49、48で示す。   At the same time, the refrigerant flows in the order of the heating decompressor 17 → the dehumidifying electromagnetic valve 25 d → the cooling heat exchanger 18 → the accumulator 21 → the compressor 14. The refrigerant flow during this operation is indicated by arrows 40, 41, 45, 42a, 46, 47, 49, 48 in the figure.

図1乃至図4で図示を省略したエアコン制御装置5(図6)は、マイクロコンピュータ(図示しない)を内蔵する。図5は、上記各サイクルにおいて、エアコン制御装置5が、各電磁弁25a〜25eをどのように制御するかを示す電磁弁作動表である。   The air conditioner control device 5 (FIG. 6) not shown in FIGS. 1 to 4 incorporates a microcomputer (not shown). FIG. 5 is an electromagnetic valve operation table showing how the air conditioner control device 5 controls the electromagnetic valves 25a to 25e in each cycle.

図6は、エアコン制御装置5と各種センサ等との接続関係を示すブロック図である。センサは、室温Trを検出する内気センサ50Tr、外気温度Tamを検出する外気センサ50Tam、日射量Tsを検出する日射センサ50Ts、図2の暖房用熱交換器19の吸込側空気温度Tinを検出する入口温度センサ50Tin、上記暖房用熱交換器19より上流の冷媒の高圧圧力(コンプレッサ14の吐出圧力)PREを検出する冷媒圧力センサ50PRE、図1の室外熱交換器15の冷媒流れの下流側に設けられ冷媒吸入温度T35を検出する冷媒吸入温度センサ35等(以下、省略する)を備える。   FIG. 6 is a block diagram showing a connection relationship between the air conditioner control device 5 and various sensors. The sensors detect an inside air sensor 50Tr that detects the room temperature Tr, an outside air sensor 50Tam that detects the outside air temperature Tam, a solar radiation sensor 50Ts that detects the amount of solar radiation Ts, and a suction side air temperature Tin of the heating heat exchanger 19 in FIG. An inlet temperature sensor 50Tin, a refrigerant pressure sensor 50PRE for detecting a high pressure of refrigerant (discharge pressure of the compressor 14) PRE upstream of the heating heat exchanger 19, and downstream of the refrigerant flow of the outdoor heat exchanger 15 in FIG. A refrigerant suction temperature sensor 35 (hereinafter, omitted) that is provided and detects the refrigerant suction temperature T35 is provided.

また、エアコン制御装置5は、エアコン操作パネル51から出力される操作信号および上記各センサからの検出信号に基づいて、送風機3、コンプレッサ14駆動用のインバータ52、室外ファン24、暖房三方弁25a、各種電磁弁25b〜25e、周知の内外気切替ダンパ53、及び吹出口切替ダンパ54等の電気部品を通電制御する。なお、内外気切替ダンパ53、及び吹出口切替ダンパ54とあるのは、実際には、これらのダンパを駆動するアクチュエータ部分にエアコン制御装置5から通電される。   In addition, the air conditioner control device 5 is based on the operation signal output from the air conditioner operation panel 51 and the detection signal from each of the above sensors, the blower 3, the inverter 52 for driving the compressor 14, the outdoor fan 24, the heating three-way valve 25a, Electric components such as the various electromagnetic valves 25b to 25e, the well-known inside / outside air switching damper 53, and the outlet switching damper 54 are energized and controlled. It should be noted that the inside / outside air switching damper 53 and the outlet switching damper 54 are actually energized from the air conditioner control device 5 to the actuator portions that drive these dampers.

また、エアコン制御装置5と、上述の図示しないハイブリッド用電子制御装置及びエンジン用電子制御装置は相互に通信可能になっており、この第1実施形態では、所定のプロトコルに基づいたデータ通信により通信している。   Further, the air conditioner control device 5, the hybrid electronic control device (not shown) and the engine electronic control device (not shown) can communicate with each other. In the first embodiment, communication is performed by data communication based on a predetermined protocol. doing.

また、上記エアコン操作パネル51には、冷凍サイクルの運転状態を手動で、上記COOLサイクル、HOTサイクル、DRY EVAサイクル、及びDRY ALLサイクルのいずれかに切替える図示しない手動スイッチを有し、この手動操作信号をエアコン制御装置5に入力している。   The air conditioner operation panel 51 has a manual switch (not shown) for manually switching the operation state of the refrigeration cycle to any one of the COOL cycle, HOT cycle, DRY EVA cycle, and DRY ALL cycle. A signal is input to the air conditioner control device 5.

また、図6のエアコン操作パネル51には、図1のコンプレッサ14に内蔵された電動モータ14aの起動及び停止を指令するためのエアコンスイッチ、吸込口モードをマニュアルモードで切り替えるための吸込口切替スイッチ、車室内の温度を所望の設定温度Tsetに設定するための温度設定スイッチ、図1の送風機3の送風量をマニュアルモードで切り替えるための風量切替スイッチ、及び図示しない吹出口モードをマニュアルモードで切り替えるための吹出口切替スイッチ等を備える。   Further, the air conditioner operation panel 51 of FIG. 6 includes an air conditioner switch for instructing start and stop of the electric motor 14a built in the compressor 14 of FIG. 1, and a suction port changeover switch for switching the suction port mode in the manual mode. A temperature setting switch for setting the temperature in the passenger compartment to a desired set temperature Tset, an air volume switching switch for switching the air flow rate of the blower 3 in FIG. 1 in the manual mode, and an air outlet mode (not shown) are switched in the manual mode. For example, an air outlet changeover switch is provided.

図7は、第1実施形態のエアコン制御装置5(図6)による基本的な制御処理を示したフローチャートである。図7において、イグニッションスイッチが投入されて、エアコン制御装置5に電源が供給されると制御がスタートする。
(プレ空調判定)
図6に示したエアコン制御装置5は、上記の各種センサからの信号、エアコン操作パネル51に設けられた各種操作部材からの信号、及び遠隔操作可能な操作手段である図示しないリモートコントロール装置を成す携帯機からの信号等に基づいて、車室内を空調するように構成されている。車両が継続的に停止して乗員が搭乗していないときには、エアコン制御装置5は、上記リモートコントロール装置からのプレ空調要求の有無を監視している。
FIG. 7 is a flowchart showing basic control processing by the air conditioner control device 5 (FIG. 6) of the first embodiment. In FIG. 7, the control starts when the ignition switch is turned on and power is supplied to the air conditioner control device 5.
(Pre-air conditioning judgment)
The air conditioner control device 5 shown in FIG. 6 constitutes a remote control device (not shown), which is a signal from the various sensors described above, signals from various operation members provided on the air conditioner operation panel 51, and operation means capable of remote operation. The vehicle interior is configured to be air-conditioned based on a signal from the portable device. When the vehicle continuously stops and no occupant is on board, the air conditioner control device 5 monitors the presence or absence of a pre-air conditioning request from the remote control device.

そして、リモートコントロール装置からプレ空調要求があった場合(即時空調の要求があった場合、または予め送信入力された空調要求時刻に基づいて空調を開始するタイミングとなった場合)には、車両が停止状態であるか否か判断するとともに、電源電力がプレ空調作動時の要求電力に対し大きいか否か判断する。   Then, when there is a pre-air conditioning request from the remote control device (when there is a request for immediate air conditioning, or when it is time to start air conditioning based on the air conditioning request time transmitted and input in advance), the vehicle It is determined whether or not it is in a stopped state, and it is determined whether or not the power supply power is larger than the required power during pre-air conditioning operation.

車両が停止状態であり、電源電力がプレ空調要求電力より大きいことを確認したら、プレ空調の実施を許可するためにプレ空調フラグを立てる(ステップS1)。   When it is confirmed that the vehicle is in a stopped state and the power supply power is larger than the pre-air conditioning required power, a pre-air conditioning flag is set to permit the execution of the pre-air conditioning (step S1).

(イニシャライズ)
次に、図6のエアコン制御装置5内の各パラメータ等を初期化(イニシャライズ)する(ステップS2)。
(Initialization)
Next, each parameter in the air conditioner control device 5 of FIG. 6 is initialized (initialized) (step S2).

(スイッチ信号読み込み)
次に、図6に示したエアコン操作パネル51からのスイッチ信号等を読み込む(ステップS3)。
(Read switch signal)
Next, a switch signal or the like is read from the air conditioner operation panel 51 shown in FIG. 6 (step S3).

(センサ信号読み込み)
次に、図6に示した各種センサからの信号を読み込む(ステップS4)。
(Read sensor signal)
Next, signals from various sensors shown in FIG. 6 are read (step S4).

(TAO算出基本制御)
次に、ROMに記憶された下記の数式1に基づいて、車室内に吹き出す空気の目標吹出温度TAOを算出する(ステップS5)。
(TAO calculation basic control)
Next, based on the following formula 1 stored in the ROM, a target blowing temperature TAO of air blown into the passenger compartment is calculated (step S5).

(数式1)TAO=Kset×Tset−Kr×Tr−Kam×Tam−Ks×Ts+C
ここで、Tsetは温度設定スイッチにて設定した設定温度、Trは内気センサ50Trにて検出した室温、Tamは外気センサ50Tamにて検出した外気温度、Tsは日射センサ50Tsにて検出した日射量である。また、Kset、Kr、Kam及びKsはゲインで、Cは補正用の定数である。
(Formula 1) TAO = Kset × Tset−Kr × Tr−Kam × Tam−Ks × Ts + C
Here, Tset is the set temperature set by the temperature setting switch, Tr is the room temperature detected by the inside air sensor 50Tr, Tam is the outside air temperature detected by the outside air sensor 50Tam, and Ts is the amount of solar radiation detected by the solar sensor 50Ts. is there. Kset, Kr, Kam, and Ks are gains, and C is a constant for correction.

そして、このTAO、及び上記各種センサからの信号により、図1のエアミックスドア38の後述するアクチュエータの制御値、及び、周知のように、ウオータポンプ31の回転数等の制御値等を算出する。   Then, based on signals from the TAO and the various sensors, a control value of an actuator, which will be described later, of the air mix door 38 in FIG. 1, and a control value such as the rotational speed of the water pump 31 as is well known are calculated. .

(サイクル選択)
次に、運転すべきサイクルの選択を図7のステップS6にて行う。このステップS6は、具体的には、図8に基づいて行う。図8は、図7のステップS6におけるサイクル選択の詳細を示すフローチャートである。
(Cycle selection)
Next, the cycle to be operated is selected in step S6 in FIG. This step S6 is specifically performed based on FIG. FIG. 8 is a flowchart showing details of cycle selection in step S6 of FIG.

図8において、制御がスタートすると、ステップS30にて、外気温度が−3℃より低いか否かを判定する。外気温度が−3℃より低いと、ヒートポンプの性能が十分に出ないため、ステップS32にてCOOLサイクルとする。なお、このとき、エンジン冷却水(温水)の温度が低いときで、図1のエンジン30が停止している場合は、エンジン30を始動させる。外気温度が−3℃より低くない場合、ステップS31にて、自動制御での吹出口モードが、フェイス(FACE)モードか否かを判定する。   In FIG. 8, when control is started, it is determined in step S30 whether or not the outside air temperature is lower than −3 ° C. If the outside air temperature is lower than −3 ° C., the performance of the heat pump is not sufficient, so that the COOL cycle is set in step S32. At this time, when the temperature of the engine cooling water (warm water) is low and the engine 30 in FIG. 1 is stopped, the engine 30 is started. If the outside air temperature is not lower than −3 ° C., it is determined in step S31 whether or not the air outlet mode in the automatic control is the face (FACE) mode.

フェイスモードの場合、「ヒートポンプサイクルの必要無し」と判断して、ステップS32にて、COOLサイクルとする。フェイスモードでない場合、ステップS33にて、窓曇りの可能性が有るか否かを判定する。   In the face mode, it is determined that “no heat pump cycle is necessary”, and a COOL cycle is set in step S32. If it is not the face mode, it is determined in step S33 whether there is a possibility of window fogging.

この窓ガラスの曇り判定は、特開2002−120545号公報等にて公知である。曇り判定を簡単に説明する。RH25を車室内の相対湿度の快適湿度(25℃相当の相対湿度)とし、RHW25を25℃相当の飽和絶対湿度としたとき、RH25、及びRHW25は下記の数式2及び3に基づいて演算できる。   This fogging determination of the window glass is known in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2002-120545. The cloudiness determination will be briefly described. When RH25 is a comfortable humidity (relative humidity corresponding to 25 ° C.) of the relative humidity in the vehicle interior and RHW25 is a saturated absolute humidity equivalent to 25 ° C., RH25 and RHW25 can be calculated based on the following equations 2 and 3.

(数式2)RH25=f(Tr)×RH/100(%)
但し、RHは、図示しない湿度センサの検出値である相対湿度で、f(Tr)は、図6の内気センサ50Trの検出値である室温Trの関数である。
(Expression 2) RH25 = f (Tr) × RH / 100 (%)
However, RH is a relative humidity that is a detection value of a humidity sensor (not shown), and f (Tr) is a function of a room temperature Tr that is a detection value of the inside air sensor 50Tr in FIG.

(数式3)RHW25=f(TWG)(%)
但し、f(TWG)はウインドウ温度TWGの関数である。このウインドウ温度は、室温(Tr)、日射量(Ts)、外気温度(Tam)、車速(SPD)の関数で表されるが、雨天時には、ウインドウ温度(TWG)=外気温度(Tam)となる。
(Formula 3) RHW25 = f (TWG) (%)
However, f (TWG) is a function of the window temperature TWG. This window temperature is expressed by a function of room temperature (Tr), solar radiation (Ts), outside air temperature (Tam), and vehicle speed (SPD). When it rains, window temperature (TWG) = outside air temperature (Tam). .

そして、図8のステップS33において、25℃相当の飽和絶対湿度RHW25が100より大きければ、窓曇りの可能性有りと判定する。窓曇りの可能性が無ければ、暖房効率が最も高い除湿無し暖房(HOTサイクル)をステップS38にて行う。   In step S33 of FIG. 8, if the saturation absolute humidity RHW25 corresponding to 25 ° C. is greater than 100, it is determined that there is a possibility of window fogging. If there is no possibility of window fogging, heating without dehumidification (HOT cycle) with the highest heating efficiency is performed in step S38.

ステップS33において、25℃相当の飽和絶対湿度RHW25が100より大きく、窓曇りの可能性有りと判定した場合は、ステップS34に進み、冷却水温度(=図1の温水用熱交換器32の温度)の影響で、暖房用熱交換器19では充分に空気と熱交換できない可能性があるか否かを判定する。なお、図8ではRHW25を単にRHWと略記した。   If it is determined in step S33 that the saturation absolute humidity RHW25 corresponding to 25 ° C. is greater than 100 and there is a possibility of window fogging, the process proceeds to step S34, and the cooling water temperature (= the temperature of the hot water heat exchanger 32 in FIG. 1). ), It is determined whether there is a possibility that the heating heat exchanger 19 cannot sufficiently exchange heat with air. In FIG. 8, RHW25 is simply abbreviated as RHW.

このために、ステップS34において、「暖房用熱交換器目標温度−冷却水温度」が、−3℃より高く+3℃より低いか否かを判定する。暖房用熱交換器目標温度と冷却水温度とが接近しており、「暖房用熱交換器目標温度−冷却水温度」が−3℃より高く、+3℃より低い場合は、図1の暖房用熱交換器19では充分に熱交換が出来ない(空気に熱を与えることが出来ない)と判断し、ステップS35に進む。   For this reason, in step S34, it is determined whether or not “heating heat exchanger target temperature−cooling water temperature” is higher than −3 ° C. and lower than + 3 ° C. When the heating heat exchanger target temperature and the cooling water temperature are close to each other and “heating heat exchanger target temperature−cooling water temperature” is higher than −3 ° C. and lower than + 3 ° C., the heating heat exchanger shown in FIG. The heat exchanger 19 determines that heat cannot be sufficiently exchanged (heat cannot be given to the air), and the process proceeds to step S35.

このステップS35では、図6のエアコン制御装置5から図示しないエンジン用電子制御装置(エンジン用ECU)に対して、+500rpmのエンジン回転数アップを要求する。このエンジン回転数アップにより、以後の各ステップでCOOLサイクルに切替えた時に、吹出温度が下がらないようにするため、冷却水温度を上げておく。   In step S35, the air conditioner control device 5 in FIG. 6 requests an engine electronic control device (engine ECU) (not shown) to increase the engine speed by +500 rpm. In order to prevent the blowout temperature from being lowered when the engine speed is increased and the COOL cycle is switched in the subsequent steps, the cooling water temperature is raised.

ステップS34において、暖房用熱交換器目標温度と冷却水温度とが接近しておらず、「暖房用熱交換器目標温度−冷却水温度」が−3℃より高くないか、または、+3℃より低くない場合は、図1の暖房用熱交換器19で、充分に空気と熱交換が出来る判断し、ステップS36に進む。   In step S34, the heating heat exchanger target temperature and the cooling water temperature are not close to each other, and “heating heat exchanger target temperature−cooling water temperature” is not higher than −3 ° C. or from + 3 ° C. If not, it is determined that the heat exchanger 19 for heating in FIG. 1 can sufficiently exchange heat with air, and the process proceeds to step S36.

このステップS36では、暖房用熱交換器19の暖房用熱交換器目標温度と冷却水温度(=温水用暖房器32の温度)の差が、+1℃より低いか否かを判定する。暖房用熱交換器目標温度が冷却水温度に比べて高く、「暖房用熱交換器目標温度−冷却水温度」が+1℃より低くなければ、暖房用熱交換器19で充分に熱交換することができるので、ステップS37に進む。   In this step S36, it is determined whether or not the difference between the heating heat exchanger target temperature of the heating heat exchanger 19 and the cooling water temperature (= temperature of the hot water heater 32) is lower than + 1 ° C. If the heating heat exchanger target temperature is higher than the cooling water temperature and the “heating heat exchanger target temperature−cooling water temperature” is not lower than + 1 ° C., the heating heat exchanger 19 sufficiently exchanges heat. Therefore, the process proceeds to step S37.

ステップS37では、図1の冷房用熱交換器(エバポレータ)18の表面温度の測定値であるエバポレータ温度TEを使用する。ステップS37での「2℃−エバポレータ温度(2−TEと記す)」が、2<(2−TE)となり、(2−TE)が2℃より高いと、除湿能力の無いHOTサイクルに切替える(ステップS38)。   In step S37, the evaporator temperature TE which is a measured value of the surface temperature of the cooling heat exchanger (evaporator) 18 of FIG. 1 is used. When “2 ° C.-evaporator temperature (denoted as 2-TE)” in step S37 is 2 <(2-TE), and (2-TE) is higher than 2 ° C., switching to a HOT cycle having no dehumidifying ability ( Step S38).

上記2−TEが、1℃より高く2℃以下であり、1<(2−TE)≦2の条件を満たす場合は、ステップS39において、DRY ALLサイクル(除湿能力小、暖房能力中)の運転に切替える。上記2−TEが、1℃以下だと、ステップS40において、DRY EVAサイクル(除湿能力中、暖房能力小)の運転に切替える。   When the above-mentioned 2-TE is higher than 1 ° C. and lower than 2 ° C. and satisfies the condition of 1 <(2-TE) ≦ 2, in step S39, the operation of the DRY ALL cycle (low dehumidifying capacity, during heating capacity) is performed. Switch to. If the 2-TE is 1 ° C. or lower, the operation is switched to the DRY EVA cycle (during the dehumidifying capacity and the heating capacity is small) in step S40.

上記ステップS36で、(暖房用熱交換器目標温度−冷却水温度)<1を満たし、冷却水温度に比べて暖房用熱交換器目標温度TAO HPが低い場合は、暖房用熱交換器19では、充分に熱交換ができない。よって、このときは、ステップS41で、COOLサイクルに切替える必要があるか否かを判定する。   In step S36, when (heating heat exchanger target temperature−cooling water temperature) <1 is satisfied and the heating heat exchanger target temperature TAO HP is lower than the cooling water temperature, the heating heat exchanger 19 , Heat exchange is not possible. Therefore, at this time, it is determined in step S41 whether or not it is necessary to switch to the COOL cycle.

ステップS41では、窓曇りの可能性が高いか否かで、クーラサイクルの要否を判定する。これは、上述の25℃相当の飽和絶対湿度RHW25が、110以上か否かで判定する。ステップS41で、RHW25>110ではなく、窓曇りの可能性が高くないと判断した場合は、ステップS37に進む。ステップS41で、RHW25>110となり、窓曇りの可能性が高いと判断した場合は、ステップS32で、COOLサイクルに切替えることにより、高い除湿性能を得る。
(ブロワ電圧決定)
次に、図7のステップS7において、ROMに記憶された特性図から、目標吹出温度TAOに対応するブロワ電圧を決定する。つまり、図2の送風機3のブロワモータ3cへの印可電圧を決定する。
In step S41, the necessity of the cooler cycle is determined based on whether or not the possibility of window fogging is high. This is determined by whether or not the saturated absolute humidity RHW25 corresponding to 25 ° C. is 110 or more. If it is determined in step S41 that RHW25> 110 is not satisfied and the possibility of window fogging is not high, the process proceeds to step S37. If it is determined in step S41 that RHW25> 110 and there is a high possibility of window fogging, high dehumidification performance is obtained by switching to the COOL cycle in step S32.
(Blower voltage determination)
Next, in step S7 of FIG. 7, a blower voltage corresponding to the target blowing temperature TAO is determined from the characteristic diagram stored in the ROM. That is, the applied voltage to the blower motor 3c of the blower 3 of FIG. 2 is determined.

図9は図7のステップS7のブロワ電圧決定のための詳細なフローチャートである。図9において、制御がスタートすると、ステップS110において、図1の送風機3の制御が、オートモードかどうかを判定する。オートモードでなくマニュアルモードのときは、ステップS111で、操作位置がL0のときは4ボルトの電圧をブロワモータ3cに印加する。   FIG. 9 is a detailed flowchart for determining the blower voltage in step S7 of FIG. In FIG. 9, when the control starts, it is determined in step S110 whether the control of the blower 3 in FIG. 1 is in the auto mode. When the manual mode is selected instead of the auto mode, a voltage of 4 volts is applied to the blower motor 3c when the operation position is L0 in step S111.

操作位置がM1のときは、6ボルトの電圧をブロワモータ3cに印加する。操作位置がM2では、8ボルトの電圧をブロワモータ3cに印加する。操作位置がM3では、10ボルトの電圧をブロワモータ3cに印加する。操作位置がHiでは、12ボルトのブロワ電圧をブロワモータ3cに印加する。   When the operation position is M1, a voltage of 6 volts is applied to the blower motor 3c. When the operation position is M2, a voltage of 8 volts is applied to the blower motor 3c. When the operation position is M3, a voltage of 10 volts is applied to the blower motor 3c. When the operation position is Hi, a blower voltage of 12 volts is applied to the blower motor 3c.

ステップS110で、図1の送風機3の制御が、オートモードであると判定された場合は、ステップS112にて、目標吹出温度TAOに応じて、ベースとなるブロワモータ3cへの印加電圧であるベースブロワ電圧を決定する。   If it is determined in step S110 that the control of the blower 3 in FIG. 1 is in the auto mode, a base blower that is an applied voltage to the blower motor 3c serving as a base is determined in step S112 in accordance with the target blowing temperature TAO. Determine the voltage.

次に、ステップS113で、吹出口がフェイスモードで、かつCOOLサイクルによる運転か否かを判定する。COOLサイクルの場合、ステップS114にて、目標吹出温度TAOに対して、図1の加熱器32及び19からの吹出温度が低いか否か、また、どのくらい低いかに応じて、ブロワ電圧を補正するためにCOOLサイクル時のブロワ電圧補正量を演算する。なお、ステップS114で使用するマップは、横軸に冷却水温度及び暖房用熱交換器19の温度のうちいずれか高いほうの温度と目標吹出温度TAOとの差を取っている。   Next, in step S113, it is determined whether or not the air outlet is in face mode and is operated by a COOL cycle. In the case of the COOL cycle, in order to correct the blower voltage in step S114 depending on whether or not the blowing temperature from the heaters 32 and 19 in FIG. 1 is low with respect to the target blowing temperature TAO. The blower voltage correction amount during the COOL cycle is calculated. In the map used in step S114, the horizontal axis represents the difference between the higher one of the cooling water temperature and the temperature of the heating heat exchanger 19 and the target outlet temperature TAO.

ステップS116では、上記ベースブロワ電圧と上記ブロワ電圧補正量との差の電圧(ボルト)と4ボルトのうちいずれか大きいほうの値を今回のブロワ電圧と決定して、ブロワモータ3cに印加する。   In step S116, the larger one of the difference voltage (volt) between the base blower voltage and the blower voltage correction amount and 4 volts is determined as the current blower voltage and applied to the blower motor 3c.

この補正により、冷却水温度又は暖房用熱交換器19の温度が低く、目標吹出温度TAOに対して、加熱器32及び19を経由した吹出温度が低い時は、ブロワ電圧補正量がマイナス側に大きくなって、図1の送風機3に印加される図9のステップS116のブロワ電圧が低下するので、乗員の肌寒さを軽減することが出来る。
(吸込口モード決定)
次に、図7のステップS8において、ROMに記憶された図示しない特性図から、目標吹出温度TAOに対応する吸込口モードを決定する。具体的には、目標吹出温度TAOが高いときには、内気循環モードが選択され、目標吹出温度TAOが低いときには、外気導入モードが選択される。
(吹出口モード決定)
図10は、ROMに記憶された目標吹出温度TAOから吹出口モードを決定するための特性図である。図7のステップS9では、図10の特性図から、目標吹出温度TAOに対応する吹出口モードを決定する。具体的には、目標吹出温度TAOが高いときには、図10のマップからフット(FOOT)モードが選択され、目標吹出温度TAOの低下に伴って、バイレベル(B/L)モード、更にはフェイス(FACE)モードの順に選択される。
(SW算出)
次に、図7のステップS10において、図1のエアミックスドア38の開度SWを目標吹出温度TAO等により算出する。図11は、この第1実施形態のエアミックスドア38の開度SWを算出するフローチャートである。
With this correction, when the cooling water temperature or the temperature of the heating heat exchanger 19 is low and the blowout temperature via the heaters 32 and 19 is low with respect to the target blowout temperature TAO, the blower voltage correction amount becomes negative. Since the blower voltage in step S116 of FIG. 9 applied to the blower 3 of FIG. 1 is increased and the chill of the occupant can be reduced.
(Suction port mode decision)
Next, in step S8 of FIG. 7, a suction port mode corresponding to the target outlet temperature TAO is determined from a characteristic diagram (not shown) stored in the ROM. Specifically, when the target blowing temperature TAO is high, the inside air circulation mode is selected, and when the target blowing temperature TAO is low, the outside air introduction mode is selected.
(Air outlet mode decision)
FIG. 10 is a characteristic diagram for determining the outlet mode from the target outlet temperature TAO stored in the ROM. In step S9 of FIG. 7, the outlet mode corresponding to the target outlet temperature TAO is determined from the characteristic diagram of FIG. Specifically, when the target blowout temperature TAO is high, the foot (FOOT) mode is selected from the map of FIG. 10, and as the target blowout temperature TAO decreases, the bi-level (B / L) mode and the face ( FACE) mode.
(SW calculation)
Next, in step S10 of FIG. 7, the opening degree SW of the air mix door 38 of FIG. 1 is calculated from the target blowing temperature TAO or the like. FIG. 11 is a flowchart for calculating the opening degree SW of the air mix door 38 of the first embodiment.

図11において、制御がスタートすると、ステップS50にて、ヒートポンプサイクルによる室内暖房制御か否かを判定する。図8のステップS38、S39及びS40のいずれかのサイクルが選択された場合、つまり選択されたサイクルが、ヒートポンプサイクルによる室内暖房制御であれば、図11のステップS54にて、図2のエアミックスドア38を、マックスホット(MAX HOT;実質的に全ての空調風が暖房用熱交換器19を通過するようになるエアミックスドア38の位置)に固定する。   In FIG. 11, when control is started, it is determined in step S50 whether indoor heating control is performed by a heat pump cycle. If any one of steps S38, S39, and S40 in FIG. 8 is selected, that is, if the selected cycle is indoor heating control by a heat pump cycle, the air mix in FIG. 2 is performed in step S54 in FIG. The door 38 is fixed to Max Hot (MAX HOT; the position of the air mix door 38 where substantially all the conditioned air passes through the heating heat exchanger 19).

これにより、暖房用熱交換器19の温度と、車室内への吹出温度がおおよそ等しくなり、所望の吹出温度に対して、必要最低限の暖房用熱交換器19の温度で済むため、省電力制御が可能になる。なお、この省電力制御のときは、エアミックスドア38の開度SWの制御による吹出温度調整ではなく、暖房用熱交換器19の温度の制御より吹出温度を調整する。   As a result, the temperature of the heating heat exchanger 19 is approximately equal to the temperature of the air blown into the passenger compartment, and the minimum necessary temperature of the heat exchanger 19 for heating is sufficient for the desired air temperature. Control becomes possible. In this power saving control, the blowout temperature is adjusted not by adjusting the blowout temperature by controlling the opening degree SW of the air mix door 38 but by controlling the temperature of the heat exchanger 19 for heating.

次に、図11のステップS50において、ヒートポンプサイクルによる暖房制御でなければ、ステップS52にて、エアミックスドア38の制御に用いる制御水温TWを算出する。このステップS52において、制御水温TWは、冷却水温度と暖房用熱交換器19の目標温度である暖房用熱交換器目標温度との高い方の温度を、制御水温TWとして選択する。   Next, if it is not heating control by a heat pump cycle in step S50 of FIG. 11, the control water temperature TW used for control of the air mix door 38 is calculated in step S52. In this step S52, the control water temperature TW selects the higher one of the cooling water temperature and the heating heat exchanger target temperature, which is the target temperature of the heating heat exchanger 19, as the control water temperature TW.

この制御水温TWの選択により、車両の加速やバッテリ残量減少による図1のエンジン30の作動に伴って冷却水温度が高くなると、制御水温TW、ひいては、暖房用熱交換器19と温水用熱交換器32から成る加熱器の温度も高くなる傾向がある。このため、ステップS59で求めるエアミックスドア38の開度SWの演算式の分母が大きくなり、エアミックスドア38の開度SWが小さくなるので、エアミックスドア38の位置が冷房側に移動する。   When the cooling water temperature increases with the operation of the engine 30 of FIG. 1 due to the acceleration of the vehicle or the decrease in the remaining battery level by the selection of the control water temperature TW, the control water temperature TW, and consequently the heat exchanger 19 for heating and the heat for hot water The temperature of the heater composed of the exchanger 32 also tends to increase. For this reason, since the denominator of the calculation formula of the opening degree SW of the air mix door 38 obtained in step S59 becomes large and the opening degree SW of the air mix door 38 becomes small, the position of the air mix door 38 moves to the cooling side.

つまり、冷却水温度が高くなると、エアミックスドア38の位置が上記マックスホット位置と反対側に動き、図1の冷房用熱交換器(エバポレータ)18からの冷風が加熱器19及び32通過後の暖風と混合されて、室内に吹出す空気の温度を調節する。   That is, when the cooling water temperature increases, the position of the air mix door 38 moves to the side opposite to the maximum hot position, and the cool air from the cooling heat exchanger (evaporator) 18 in FIG. It is mixed with warm air to regulate the temperature of the air blown into the room.

ステップS52の次に、ステップS53において、エバポレータ温度補正値となるf(エバポレータ温度)を算出する。このエバポレータ温度補正値となるf(エバポレータ温度)は、図1の冷房用熱交換器(エバポレータ)18の表面温度であるエバポレータ温度TEの関数値として図11のステップS53に記載したマップから求める。なお、f(エバポレータ温度)の「f」は、関数を表している。   Subsequent to step S52, in step S53, f (evaporator temperature) serving as an evaporator temperature correction value is calculated. The evaporator temperature correction value f (evaporator temperature) is obtained from the map described in step S53 of FIG. 11 as a function value of the evaporator temperature TE, which is the surface temperature of the cooling heat exchanger (evaporator) 18 of FIG. Note that “f” of f (evaporator temperature) represents a function.

次に、ステップS55では、暖房用熱交換器19の温度を冷媒圧力から演算する。冷媒の温度は圧力が高いほど高くなるため、ステップS55のマップより、図1の冷媒圧力センサ50PREの計測値である冷媒圧力PREを用いることで暖房用熱交換器19の温度f(PRE)が演算できる。なお、「f」は関数を表し、暖房用熱交換器19の温度は、冷媒圧力PREの関数値として求められる。   Next, in step S55, the temperature of the heating heat exchanger 19 is calculated from the refrigerant pressure. Since the temperature of the refrigerant increases as the pressure increases, the temperature f (PRE) of the heating heat exchanger 19 is obtained from the map in step S55 by using the refrigerant pressure PRE, which is the measurement value of the refrigerant pressure sensor 50PRE in FIG. Can be calculated. “F” represents a function, and the temperature of the heating heat exchanger 19 is obtained as a function value of the refrigerant pressure PRE.

この時、暖房用熱交換器19の温度f(PRE)には、60秒の時定数τをかける。言い換えれば、変動する暖房用熱交換器19の温度f(PRE)の瞬時値を取り扱うのでなく、60秒の時定数τを持った丸め演算を行い、丸めた値を暖房用熱交換器19の温度として、以後の演算に使用する。   At this time, a time constant τ of 60 seconds is applied to the temperature f (PRE) of the heat exchanger 19 for heating. In other words, instead of handling the instantaneous value of the temperature f (PRE) of the heating heat exchanger 19 that fluctuates, a rounding operation with a time constant τ of 60 seconds is performed, and the rounded value is converted into that of the heating heat exchanger 19. The temperature is used for subsequent calculations.

これにより、コンプレッサ14のオンオフ(ON/OFF)による冷媒圧力変動で、後述するステップS59で求めるエアミックスドア38の開度SWの値が変動することは無く、図示しないエアミックスドアアクチュエータが頻繁にON/OFFしてしまうことがないのでエアミックスドアアクチュエータの耐久性低下を防止できる。   As a result, the value of the opening SW of the air mix door 38 obtained in step S59, which will be described later, does not fluctuate due to the refrigerant pressure fluctuation caused by turning the compressor 14 on and off (ON / OFF), and an air mix door actuator (not shown) is frequently used. Since it does not turn ON / OFF, it is possible to prevent a decrease in durability of the air mix door actuator.

但し、サイクル切替え時は、冷媒圧力の急変を、エアミックスドア38の制御に反映しないと、サイクル切替え時に、吹出温度変動が発生するため、このサイクル切替え時は、時定数τを0にすることで、吹出温度変動を防止している。   However, if a sudden change in refrigerant pressure is not reflected in the control of the air mix door 38 at the time of cycle switching, the blowout temperature fluctuation occurs at the time of cycle switching. Therefore, the time constant τ is set to 0 at the time of cycle switching. Therefore, fluctuations in the blowing temperature are prevented.

次に、ステップS56において、COOLサイクルで、かつ、図1の温水用熱交換器32へエンジン冷却水を送るウオータポンプ31が作動しているか否かを判定する。ステップS56で、運転サイクルが、COOLサイクルであり、かつ、ウオータポンプ31が作動していると判定された場合、ステップS57に進む。   Next, in step S56, it is determined whether or not the water pump 31 that sends engine cooling water to the hot water heat exchanger 32 of FIG. 1 is operating in the COOL cycle. If it is determined in step S56 that the operation cycle is a COOL cycle and the water pump 31 is operating, the process proceeds to step S57.

ステップS57では、温水用熱交換器32の下流温度である「(TW×0.8)+f(エバポレータ温度)」に対して、暖房用熱交換器19の温度である「f(PRE)」を所定割合で、夫々加算した加熱器温度を算出する。   In step S57, “f (PRE)” that is the temperature of the heating heat exchanger 19 is set to “(TW × 0.8) + f (evaporator temperature)” that is the downstream temperature of the hot water heat exchanger 32. The heater temperature added at each predetermined rate is calculated.

ここで、TWはステップS52で求めた制御水温である。また、f(エバポレータ温度)は、ステップS53で求めたエバポレータ温度補正値である。また、ステップS55で求めたf(PRE)は、暖房用熱交換器19の温度である。また、加熱器とは、温水用熱交換器32と暖房用熱交換器19を総称したものであり、これら温水用熱交換器32と暖房用熱交換器19を通過した空気の温度が加熱器温度である。   Here, TW is the control water temperature obtained in step S52. Further, f (evaporator temperature) is the evaporator temperature correction value obtained in step S53. Moreover, f (PRE) calculated | required by step S55 is the temperature of the heat exchanger 19 for heating. The heater is a general term for the hot water heat exchanger 32 and the heating heat exchanger 19, and the temperature of the air that has passed through the hot water heat exchanger 32 and the heating heat exchanger 19 is determined by the heater. Temperature.

そして、加熱器温度は「0.8×{(TW×0.8)+f(エバポレータ)}+0.2×f(PRE)」で求められる。   The heater temperature is obtained by “0.8 × {(TW × 0.8) + f (evaporator)} + 0.2 × f (PRE)”.

これにより、COOLサイクル時に、暖房用熱交換器19の温度f(PRE)が低くなり、温水用熱交換器32で暖めた温風温度が下がってしまう場合でも、暖房用熱交換器19の温度が低いことにより、ステップS57で算出する加熱器温度が低くなり、ステップS59で演算するエアミックスドア38の開度SWを求める式の分母が小さくなるので、開度SWが大きくなり、エアミックスドア38の開度が暖房側に移動するため、温度低下した暖房用熱交換器19による空気温度の低下が補正され、目標吹出温度TAOに合致した吹出空気の温度を精度良く実現できる。   Thus, even when the temperature f (PRE) of the heating heat exchanger 19 is lowered during the COOL cycle and the temperature of the warm air heated by the hot water heat exchanger 32 is lowered, the temperature of the heating heat exchanger 19 is decreased. Is lower, the heater temperature calculated in step S57 becomes lower, and the denominator of the formula for calculating the opening degree SW of the air mix door 38 calculated in step S59 becomes smaller, so the opening degree SW becomes larger and the air mix door becomes larger. Since the opening degree of 38 moves to the heating side, the decrease in the air temperature by the heating heat exchanger 19 whose temperature has decreased is corrected, and the temperature of the blown air that matches the target blowing temperature TAO can be realized with high accuracy.

換言すれば、通常、ヒートポンプサイクルでは暖房用熱交換器19の温度を高くして暖房するが、冬季に、COOLサイクルで温水暖房サイクルを併用するようになると、ヒートポンプサイクルの暖房用熱交換器19の温度が低くなるため、温水(冷却水)の温度が高くても、暖房用熱交換器19の温度の低さにより、吹出温度が下がってしまう。   In other words, in the heat pump cycle, the heating heat exchanger 19 is usually heated at a high temperature. However, when the hot water heating cycle is used in the COOL cycle in winter, the heating heat exchanger 19 in the heat pump cycle is used. Therefore, even if the temperature of the hot water (cooling water) is high, the blowing temperature is lowered due to the low temperature of the heat exchanger 19 for heating.

このため、暖房用熱交換器19の温度が低いと判断できる時は、エアミックスドア38の開度を暖房側に補正することで、吹出温度を極力、目標吹出温度TAOに近づけることができる。   For this reason, when it can be judged that the temperature of the heat exchanger 19 for heating is low, the blowout temperature can be brought close to the target blowout temperature TAO as much as possible by correcting the opening of the air mix door 38 to the heating side.

次に、ステップS59において、エアミックスドア(A/M)38の開度SWを、ステップS57で求めた加熱器温度、目標吹出温度TAO、及びエバポレータ温度TEを用いて、図11のステップS59に記載した数式にて演算する。   Next, in Step S59, the opening degree SW of the air mix door (A / M) 38 is set to Step S59 in FIG. 11 using the heater temperature, the target blowing temperature TAO, and the evaporator temperature TE obtained in Step S57. Calculation is performed using the mathematical formula described.

この演算式の分母は、大略、加熱器温度とエバポレータ温度TEの差の値と、10とのいずれか大きいほうを分母とする。また、TAOとエバポレータ温度TEとの差を分子とする。なお、ステップS59の開度SWの演算式中の+2℃は省略して、数式4のようにしても差し支えない。   The denominator of this arithmetic expression is approximately the larger of the difference between the heater temperature and the evaporator temperature TE or 10 as the denominator. Further, the difference between TAO and evaporator temperature TE is defined as a numerator. Note that + 2 ° C. in the calculation formula of the opening degree SW in step S59 may be omitted and Formula 4 may be used.

(数式4)SW={(TAO−TE)/MAX(10、加熱器温度−TE)}×100(%)
上述のように、車両の加速やバッテリ残量減少による図1のエンジン30の作動に伴って、ステップS52の冷却水温度が高くなると、ステップS57で求めた加熱器温度が高くなるため、ステップS59で求めるエアミックスドア38の開度SWの演算式の分母が大きくなり、エアミックスドア38の開度SWが小さくなるので、エアミックスドア38の位置がクール(COOL)側になる。このため、冷却水温度が高くなっても、実際の吹出温度は目標吹出温度TAOを大きく外れることは無い。
(Formula 4) SW = {(TAO-TE) / MAX (10, heater temperature-TE)} × 100 (%)
As described above, when the cooling water temperature in step S52 increases with the acceleration of the vehicle or the operation of the engine 30 in FIG. 1 due to the decrease in the remaining battery level, the heater temperature obtained in step S57 increases. The denominator of the calculation formula for the opening degree SW of the air mix door 38 obtained in step S3 is increased, and the opening degree SW of the air mixing door 38 is reduced. For this reason, even if the cooling water temperature increases, the actual blowing temperature does not greatly deviate from the target blowing temperature TAO.

また、ステップS56において、サイクルがCOOLサイクルでないか、または、ウオータポンプ31が作動していない場合は、ステップS58に進み、上記加熱器温度が、「(TW×0.8)+f(エバポレータ)」で求められる。
(コンプレッサ回転数決定)
次に、図7のステップS11においてコンプレッサ回転数の決定を行う。図12は、図7のステップS11におけるコンプレッサ回転数の決定を行うステップを説明するフローチャートである。
In step S56, if the cycle is not a COOL cycle or if the water pump 31 is not operating, the process proceeds to step S58, where the heater temperature is “(TW × 0.8) + f (evaporator)”. Is required.
(Determine compressor speed)
Next, the compressor rotation speed is determined in step S11 of FIG. FIG. 12 is a flowchart for explaining the step of determining the compressor speed in step S11 of FIG.

図12において、制御がスタートすると、ステップS60にて、目標吹出温度TAOが、制限値である47℃以上か否かを判定する。このTAO=47℃の値は、ほとんどの人が十分な暖房感を得られ、かつ、過剰に高くない値を設定する。   In FIG. 12, when the control starts, it is determined in step S60 whether or not the target outlet temperature TAO is equal to or higher than the limit value of 47 ° C. The value of TAO = 47 ° C. is set to a value that most people can obtain a sufficient feeling of heating and is not excessively high.

目標吹出温度TAOが、比較的低く、47℃より低ければ、目標吹出温度TAOを、そのまま図1の暖房用熱交換器19の目標温度である暖房用熱交換器目標温度TAO HPに設定する(ステップS61)。   If the target blowing temperature TAO is relatively low and lower than 47 ° C., the target blowing temperature TAO is set to the heating heat exchanger target temperature TAO HP, which is the target temperature of the heating heat exchanger 19 in FIG. Step S61).

目標吹出温度TAOが、比較的高く、47℃より高ければ、47℃を暖房用熱交換器目標温度TAO HPに設定する(ステップS62)。即ち、暖房用熱交換器目標温度TAO HPを低いほうに制限する低目標吹出温度(TAO HP=47℃=低目標吹出温度)に設定する。   If the target blowing temperature TAO is relatively high and higher than 47 ° C., 47 ° C. is set as the heating heat exchanger target temperature TAO HP (step S62). In other words, the heating heat exchanger target temperature TAO HP is set to a low target blowing temperature (TAO HP = 47 ° C. = low target blowing temperature) that restricts the lower one.

次に、ステップS63で、図1のウオータポンプ31が作動中か否かを判定する。ウオータポンプ31が作動中であれば、図1の暖房用熱交換器19の入口温度は、冷却水温度の影響を大きく受けるので、ステップS64で暖房用熱交換器19の入口温度=冷却水温度とする。   Next, in step S63, it is determined whether or not the water pump 31 of FIG. 1 is operating. If the water pump 31 is in operation, the inlet temperature of the heating heat exchanger 19 in FIG. 1 is greatly affected by the cooling water temperature. Therefore, in step S64, the inlet temperature of the heating heat exchanger 19 = the cooling water temperature. And

次に、ステップS63で、ウオータポンプ31が停止していれば、冷房用熱交換器(エバポレータ)18の温度の影響がそのまま暖房用熱交換器19の入口に来るので、ステップS65で、暖房用熱交換器19の入口温度=エバポレータ温度とする。   Next, in step S63, if the water pump 31 is stopped, the influence of the temperature of the cooling heat exchanger (evaporator) 18 comes to the inlet of the heating heat exchanger 19 as it is. The inlet temperature of the heat exchanger 19 is set to the evaporator temperature.

ステップS66で、暖房用熱交換器19の下流側の空気温度であるコンデンサ後温度が暖房用熱交換器目標温度TAO HPとおおよそ等しくなるための、仮の目標圧力PDODを図13のマップを用いて演算する。この仮の目標圧力PDODは、ブロワ電圧4V時の場合を演算する。図13は、暖房用熱交換器19の入口温度と暖房用熱交換器目標温度TAO HPとから、仮の目標圧力PDODを演算するためのマップである。   In step S66, the temporary target pressure PDOD for making the post-condenser temperature, which is the air temperature downstream of the heating heat exchanger 19 approximately equal to the heating heat exchanger target temperature TAO HP, is obtained using the map of FIG. To calculate. This temporary target pressure PDOD is calculated when the blower voltage is 4V. FIG. 13 is a map for calculating a temporary target pressure PDOD from the inlet temperature of the heating heat exchanger 19 and the heating heat exchanger target temperature TAO HP.

図12のステップS67では、図1の送風機3の風量(ブロワ電圧)による目標圧力PDОへの影響値である目標圧力(PDO)補正係数を演算する。風量が多いと、同じ室内コンデンサ後温度を得たい場合でも、暖房用熱交換器19の温度を高くしておく必要があるので、ブロワ電圧に応じた目標圧力(PDO)補正係数を算出するのである。   In step S67 of FIG. 12, a target pressure (PDO) correction coefficient that is an influence value on the target pressure PDO by the air volume (blower voltage) of the blower 3 of FIG. 1 is calculated. If the air volume is large, even if it is desired to obtain the same temperature after the indoor condenser, the temperature of the heat exchanger 19 for heating needs to be increased, so the target pressure (PDO) correction coefficient corresponding to the blower voltage is calculated. is there.

ステップS68では、ステップS66で求めた仮の目標圧力PDО(仮の目標温度PDOをPDODと称する。)に対して、ステップS67で求めた目標圧力(PDO)補正係数を乗算して、今回の目標圧力PDОを演算する。図14は、偏差Pnと、偏差変化率PDOTとから、ヒートポンプサイクルによる暖房のためのコンプレッサ回転数変化量ΔfHを求めるためのマップである。   In step S68, the temporary target pressure PDO obtained in step S66 (the temporary target temperature PDO is referred to as PDOD) is multiplied by the target pressure (PDO) correction coefficient obtained in step S67 to obtain the current target. Calculate the pressure PDO. FIG. 14 is a map for obtaining the compressor rotation speed change amount ΔfH for heating by the heat pump cycle from the deviation Pn and the deviation change rate PDOT.

ステップS69では、図14のマップと、ステップS68で演算した目標圧力PDОを用いて、COOLサイクル以外のHOTサイクル等(ヒートポンプサイクルによる暖房)のためのコンプレッサ回転数変化量ΔfHを演算する。なお、上述のように、図1の冷媒圧力センサ50PREは、コンプレッサ14と暖房用熱交換器19とを連絡する冷媒配管55に取りつけられている。   In step S69, using the map of FIG. 14 and the target pressure PDO calculated in step S68, the compressor rotation speed change amount ΔfH for the HOT cycle other than the COOL cycle (heating by the heat pump cycle) is calculated. As described above, the refrigerant pressure sensor 50PRE in FIG. 1 is attached to the refrigerant pipe 55 that connects the compressor 14 and the heat exchanger 19 for heating.

図12のステップS68で求めた目標圧力PDOと冷媒圧力センサ50PREにて検出された高圧圧力PREとの圧力の偏差Pnを下記数式5に基づいて算出する。なお、以下のPnのnは自然数、Pnは、今回の偏差であり、P(n−1)は前回の偏差である。   A pressure deviation Pn between the target pressure PDO obtained in step S68 of FIG. 12 and the high pressure PRE detected by the refrigerant pressure sensor 50PRE is calculated based on the following Equation 5. In the following, n of Pn is a natural number, Pn is the current deviation, and P (n-1) is the previous deviation.

(数式5)Pn=PDO−PRE
また、偏差変化率PDOTを下記数式6に基づいて算出する。
(Formula 5) Pn = PDO-PRE
Further, the deviation change rate PDOT is calculated based on the following Equation 6.

(数式6)PDOT=Pn−P(n−1)
次に、上記偏差Pnと上記偏差変化率PDOTとを用いて、図6のエアコン制御装置5内のROMに記憶された図14のマップから、1秒前のコンプレッサ回転数に対して増減する回転数変化量ΔfHを求める。
(Formula 6) PDOT = Pn−P (n−1)
Next, by using the deviation Pn and the deviation change rate PDOT, the rotation that increases or decreases with respect to the compressor rotation speed one second ago from the map of FIG. 14 stored in the ROM in the air conditioner control device 5 of FIG. The number change amount ΔfH is obtained.

次に、図15は、偏差Pnと、偏差変化率PDOTと、COOLサイクルのためのコンプレッサ回転数変化量ΔfCとの関係を示すマップである。   Next, FIG. 15 is a map showing the relationship among the deviation Pn, the deviation change rate PDOT, and the compressor rotation speed change amount ΔfC for the COOL cycle.

図12のステップS70では、図15のマップと、ステップS68で演算した目標圧力PDОを用いて、COOLサイクル時のコンプレッサ回転数変化量ΔfCを演算する。   In step S70 of FIG. 12, the compressor rotation speed change amount ΔfC during the COOL cycle is calculated using the map of FIG. 15 and the target pressure PDO calculated in step S68.

次に、ステップS71では、図8のサイクル選択のステップで選択したサイクルが、COOLサイクルか否かを判定する。COOLサイクルでなければ、ステップS72にて、HOTサイクル、DRY ALLサイクル、及びDRY EVAサイクルで、「今回のコンプレッサ回転数=前回のコンプレッサ回転数+ΔfH」として求めた目標回転数のもとで、コンプレッサ14を制御する。   Next, in step S71, it is determined whether or not the cycle selected in the cycle selection step of FIG. 8 is a COOL cycle. If it is not the COOL cycle, in step S72, in the HOT cycle, the DRY ALL cycle, and the DRY EVA cycle, under the target rotational speed obtained as “current compressor rotational speed = previous compressor rotational speed + ΔfH”, The compressor 14 is controlled.

また、ステップS71において、図8のサイクル選択のステップで選択したサイクルがCOOLサイクルであれば、ステップS73にて、「今回のコンプレッサ回転数=前回のコンプレッサ回転数+ΔfC」として求めた目標回転数において、コンプレッサ14を制御する。
(バルブON/OFF決定)
次に、図7のステップS12において、所定のサイクルで制御が実行できるよう、サイクル中の電磁弁のONまたはOFF作動について決定する。この制御は、図5のサイクルの変更に応じて、各電磁弁の作動をオンオフする出力信号を生成する。
(制御信号出力)
次に、図7のステップS13において、上記各ステップで算出または決定した各制御状態が得られるように、図示しないエンジン用ECU、各種のアクチュエータ、電磁弁、及びサーボモータに対して制御信号を出力する。そして、図7のステップS14において所定時間の経過を待ってから、ステップS3に戻る。
In step S71, if the cycle selected in the cycle selection step of FIG. 8 is a COOL cycle, the target rotational speed obtained as “current compressor rotational speed = previous compressor rotational speed + ΔfC” in step S73. , The compressor 14 is controlled.
(Valve ON / OFF decision)
Next, in step S12 of FIG. 7, the ON / OFF operation of the solenoid valve in the cycle is determined so that the control can be executed in a predetermined cycle. This control generates an output signal for turning on / off the operation of each solenoid valve in accordance with the change in the cycle of FIG.
(Control signal output)
Next, in step S13 in FIG. 7, control signals are output to an engine ECU (not shown), various actuators, electromagnetic valves, and servo motors so that the control states calculated or determined in the above steps are obtained. To do. And after waiting for progress of predetermined time in step S14 of FIG. 7, it returns to step S3.

上記第1実施形態では、第1に、ヒートポンプサイクルで暖房を行うHOTサイクルでの運転時は、エアミックスドア38の開度を暖房側の特定位置であるMAX HOTの位置にしている。なお、完全なMAX HOTの位置でなく、その近傍の特定位置でもかまわない。   In the first embodiment, first, during the operation in the HOT cycle in which heating is performed in the heat pump cycle, the opening degree of the air mix door 38 is set to the position of MAX HOT which is a specific position on the heating side. The position may not be a complete MAX HOT position but a specific position in the vicinity thereof.

具体的には、上述したように、図11のステップS50及び54において、ヒートポンプサイクルによる暖房中と判断したときに、図2のエアミックスドア38を、マックスホット(MAX HOT)に固定する制御(固定制御と称する)に切替えている。   Specifically, as described above, when it is determined in steps S50 and S54 in FIG. 11 that heating by the heat pump cycle is being performed, the control to fix the air mix door 38 in FIG. 2 to MAX HOT (MAX HOT) ( (Referred to as fixed control).

これにより、暖房用熱交換器19の温度と吹出温度がおおよそ等しくなり、所望の吹出温度に対して、必要最低限の暖房用熱交換器19の温度で済むため、省電力制御が可能になる。なお、この省電力制御のときは、エアミックスドア38の開度調整による吹出温度調整は行わず開度を固定とし、暖房用熱交換器19の温度の調整により吹出温度が調整される。   As a result, the temperature of the heating heat exchanger 19 is approximately equal to the blowing temperature, and the minimum necessary temperature of the heating heat exchanger 19 is sufficient for the desired blowing temperature, so that power saving control is possible. . In this power saving control, the air outlet temperature is not adjusted by adjusting the opening degree of the air mix door 38, but the opening degree is fixed, and the air outlet temperature is adjusted by adjusting the temperature of the heat exchanger 19 for heating.

第2に、ヒートポンプで暖房を行うHOTサイクルでの暖房用熱交換器19の目標温度(暖房用熱交換器目標温度TAO HP)を、目標吹出温度TAOよりも低く設定している。   Second, the target temperature of the heating heat exchanger 19 (heating heat exchanger target temperature TAO HP) in the HOT cycle in which heating is performed by the heat pump is set lower than the target blowing temperature TAO.

つまり、上述したように、図12において、目標吹出温度TAOが、比較的高く、47℃より高ければ、47℃を暖房用熱交換器目標温度TAO HPに設定する。なお、このTAO=47℃の値は、ほとんどの人が十分な暖房感を得られ、かつ、過剰に高くない値である。   That is, as described above, in FIG. 12, if the target outlet temperature TAO is relatively high and is higher than 47 ° C., 47 ° C. is set as the heating heat exchanger target temperature TAO HP. The value of TAO = 47 ° C. is a value that most people can obtain a sufficient feeling of heating and is not excessively high.

具体的に述べれば、目標吹出温度TAOが所定の制限値47℃より高くない(TAO>47℃でない)時は、ヒートポンプサイクルによる暖房運転時の暖房用熱交換器目標温度TAO HPを目標吹出温度TAOになるよう、コンプレッサ14を制御する。   Specifically, when the target blowing temperature TAO is not higher than the predetermined limit value 47 ° C. (TAO> 47 ° C.), the heating heat exchanger target temperature TAO HP during heating operation by the heat pump cycle is set as the target blowing temperature. The compressor 14 is controlled so as to become TAO.

それと共に、目標吹出温度TAOが所定値47℃より高い(TAO>47℃である)時は、暖房用熱交換器目標温度TAO HPを、このときの目標吹出温度TAOよりも低い上記制限値47℃になるように設定(TAO HP=47℃)して、コンプレッサ14を制御している。   At the same time, when the target blowing temperature TAO is higher than the predetermined value 47 ° C. (TAO> 47 ° C.), the heating heat exchanger target temperature TAO HP is set to the limit value 47 lower than the target blowing temperature TAO at this time. The compressor 14 is controlled by setting the temperature so as to be 0 ° C. (TAO HP = 47 ° C.).

基本的にエンジンの廃熱を利用する温水暖房に比べて、ヒートポンプサイクルによる暖房は空調のために多大な電力を消費するため、ユーザーの誤操作などにより目標吹出温度TAOが通常考えられる必要度合以上に高くなっている(TAO>47℃である)時は、暖房用熱交換器目標温度TAO HPを目標吹出温度TAOより低くなるよう設定(TAO HP=47℃)して、コンプレッサ14を制御することで、省電力運転を行うことが出来る。   Compared to hot water heating that basically uses engine waste heat, heating by heat pump cycle consumes a large amount of power for air conditioning. Therefore, the target blowout temperature TAO is higher than necessary due to user error. When it is high (TAO> 47 ° C.), the compressor 14 is controlled by setting the heating heat exchanger target temperature TAO HP to be lower than the target outlet temperature TAO (TAO HP = 47 ° C.). Thus, power saving operation can be performed.

(第2実施形態)
次に、本発明の第2実施形態について説明する。なお、以降の各実施形態においては、上述した第1実施形態と同一の構成要素には同一の符号を付して説明を省略し、異なる構成および特徴について説明する。図16は、本発明の第2実施形態におけるコンプレッサ回転数の決定を行うステップを説明するフローチャートである。
(Second Embodiment)
Next, a second embodiment of the present invention will be described. In the following embodiments, the same components as those in the first embodiment described above are denoted by the same reference numerals, description thereof will be omitted, and different configurations and features will be described. FIG. 16 is a flowchart for explaining the steps for determining the compressor speed in the second embodiment of the present invention.

この図16は、第1実施形態の図12に比べるとステップS642の暖房用熱交換器の入口温度の求め方だけが相違している。ステップS642のf(エバポレータ温度)は、図11のステップS53で求めた値と同一である。そして、図16のステップS642においては暖房用熱交換器19の入口温度を「0.8×冷却水温度+0.2×f(エバポレータ温度)」にて演算している。   FIG. 16 is different from FIG. 12 of the first embodiment only in how to determine the inlet temperature of the heating heat exchanger in step S642. In step S642, f (evaporator temperature) is the same as the value obtained in step S53 of FIG. In step S642 of FIG. 16, the inlet temperature of the heat exchanger 19 for heating is calculated as “0.8 × cooling water temperature + 0.2 × f (evaporator temperature)”.

このステップS642の演算によって、冷房用熱交換器(エバポレータ)18の温度を考慮して、より正確に暖房用熱交換器19の入口温度を求めることが出来る。これによって車室内に吹出す空調風の吹出温度をより正確に目標吹出温度TAOに近づけることが出来る。   By calculating the temperature in step S642, the inlet temperature of the heating heat exchanger 19 can be obtained more accurately in consideration of the temperature of the cooling heat exchanger (evaporator) 18. As a result, the temperature of the conditioned air blown into the passenger compartment can be brought closer to the target blow temperature TAO more accurately.

(その他の実施形態)
本発明は上述した実施形態にのみ限定されるものではなく、次のように変形または拡張することができる。例えば、上述の各実施形態では、単純にマップを用いて回転数変更分ΔfH、及びΔfCを演算したが、この回転数変更分ΔfH、及びΔfCは、図6のエアコン制御装置5内の図示しないROMに記憶された所定のメンバーシップ関数、及びルールに基づいて、公知のファジー制御にて求めることも出来る。
(Other embodiments)
The present invention is not limited to the above-described embodiments, and can be modified or expanded as follows. For example, in each of the embodiments described above, the rotational speed changes ΔfH and ΔfC are simply calculated using a map, but the rotational speed changes ΔfH and ΔfC are not shown in the air conditioner control device 5 of FIG. It can also be obtained by known fuzzy control based on a predetermined membership function and rules stored in the ROM.

また、上記各実施形態において、図1の冷媒吸入温度センサ35は、室外熱交換器15に設けても構わないし、低圧冷媒圧力等のパラメータを検出するなどして、この検出したパラメータを温度換算して、冷媒吸入温度の予測値を演算し、この演算結果を、上記冷媒吸入温度の代わりに使用しても良い。つまり、冷媒吸入温度T35は、室外熱交換器15の着霜状態を監視できる測定値であれば良い。   Further, in each of the above embodiments, the refrigerant suction temperature sensor 35 of FIG. 1 may be provided in the outdoor heat exchanger 15, and the detected parameter is converted into a temperature by detecting a parameter such as a low-pressure refrigerant pressure. Then, a predicted value of the refrigerant intake temperature may be calculated, and the calculation result may be used instead of the refrigerant intake temperature. That is, the refrigerant suction temperature T35 may be a measurement value that can monitor the frost formation state of the outdoor heat exchanger 15.

但し、冷媒吸入温度T35を冷媒吸入温度センサ35にて検出する場合は、室外熱交換器15を、従来の一般的車両と共通使用することができる。かつ、上記低圧冷媒圧力を検出する圧力検出素子よりも低価格にてシステムが構成できる。その上、測定誤差も小さいので、冷媒吸入温度センサ35を冷媒配管に設けることが望ましい。   However, when the refrigerant suction temperature T35 is detected by the refrigerant suction temperature sensor 35, the outdoor heat exchanger 15 can be used in common with a conventional general vehicle. In addition, the system can be configured at a lower price than the pressure detection element that detects the low-pressure refrigerant pressure. In addition, since the measurement error is small, it is desirable to provide the refrigerant suction temperature sensor 35 in the refrigerant pipe.

そして、この冷媒吸入温度T35を活用して、室外熱交換器15の着霜時のための除霜運転ステップを図7のステップ中に入れても良い。   And you may put in the step of FIG. 7 the defrosting operation step for the time of frost formation of the outdoor heat exchanger 15 using this refrigerant | coolant suction | inhalation temperature T35.

1 電気自動車用空調装置
2 室内に送風空気を導くダクト
3 送風機
5 エアコン制御装置
14 コンプレッサ
14a コンプレッサに内蔵された電動モータ
15 室外熱交換器
18 冷房用熱交換器(エバポレータ)
19 暖房用熱交換器
18及び19 室内熱交換器
30 エンジン
31 ウオータポンプ
32 温水用熱交換器(ヒータコア)
35 冷媒吸入温度センサ
38 エアミックスドア(エアミックス手段)
50PRE 冷媒圧力センサ
PRE 高圧圧力(測定値)
51 エアコン操作パネル
Tset 温度設定スイッチにて設定した設定温度
TAO 目標吹出温度
TAO HP 暖房用熱交換器目標温度
TE エバポレータ温度
PDO 目標圧力
PDOD 仮の目標圧力
PDOT 偏差変化率
Pn 偏差
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Air-conditioner for electric vehicles 2 Duct which guides ventilation air to room | chamber interior 3 Blower 5 Air-conditioner control apparatus 14 Compressor 14a Electric motor built in the compressor 15 Outdoor heat exchanger 18 Heat exchanger for cooling (evaporator)
19 Heat exchanger for heating 18 and 19 Indoor heat exchanger 30 Engine 31 Water pump 32 Heat exchanger for hot water (heater core)
35 Refrigerant suction temperature sensor 38 Air mix door (air mix means)
50PRE Refrigerant pressure sensor PRE High pressure (measured value)
51 Air-conditioner operation panel Tset Temperature set by the temperature setting switch TAO Target blowout temperature TAO HP Heating heat exchanger target temperature TE Evaporator temperature PDO Target pressure PDOD Temporary target pressure PDOT Deviation change rate Pn Deviation

Claims (6)

冷房用熱交換器(18)及び暖房用熱交換器(19)から成る室内熱交換器(18及び19)と室外熱交換器(15)との間で冷媒を移動させるコンプレッサ(14)を備えて、送風機(3)による吹出空気の吹出温度が、設定温度(Tset)から求められた目標吹出温度(TAO)になるように、冷房能力の大きいCOOLサイクル運転、及びヒートポンプサイクルによる暖房運転であるHOTサイクル運転を実行し、更に、前記暖房用熱交換器(19)と同一の空気経路に配置され冷却水の廃熱を利用する温水用熱交換器(32)と、該温水用熱交換器(32)並びに前記暖房用熱交換器(19)を通る前記同一の空気経路の空気と前記冷房用熱交換器(18)を通過した冷風との混合状態を制御する、前記温水用熱交換器(32)と前記暖房用熱交換器(19)とに共用のエアミックス手段(38)とを備えて、温水暖房サイクルによる暖房運転を実行する車両用空調装置の制御方法において、
前記COOLサイクルと前記温水暖房サイクルによる暖房運転時において、前記暖房用熱交換器(19)の温度が低いと判断される程、前記温水用熱交換器(32)を通らない冷風と、前記温水用熱交換器(32)を通る空気との前記エアミックス手段(38)による混合割合を、前記冷風の混合割合が少ない暖房側に制御して、選択された吹出口から前記送風機により車室内に送風し、
前記暖房用熱交換器(19)の前記温度の算出に冷媒圧力値を用いると共に、前記冷媒圧力値の変化に遅れをもたせて前記暖房用熱交換器(19)の前記温度が演算され、
前記COOLサイクル運転、及び前記HOTサイクル運転のサイクルを切り替えるときは、前記冷媒圧力値の変化に遅れをもたせないで前記暖房用熱交換器(19)の前記温度が演算されることを特徴とする車両用空調装置の制御方法。
A compressor (14) for moving the refrigerant between the indoor heat exchanger (18 and 19) comprising the cooling heat exchanger (18) and the heating heat exchanger (19) and the outdoor heat exchanger (15) is provided. Thus, the COOL cycle operation having a large cooling capacity and the heating operation by the heat pump cycle are performed so that the blow temperature of the blown air by the blower (3) becomes the target blow temperature (TAO) obtained from the set temperature (Tset). A hot water heat exchanger (32) that performs HOT cycle operation and is disposed in the same air path as the heating heat exchanger (19) and uses the waste heat of cooling water, and the hot water heat exchanger (32) and the hot water heat exchanger for controlling a mixed state of the air in the same air path passing through the heating heat exchanger (19) and the cold air having passed through the cooling heat exchanger (18). (32) and Serial and an air mixing means shared with the heating heat exchanger (19) (38), a control method for a vehicle air-conditioning system to perform the heating operation by the hot water heating cycle,
In the heating operation by the COOL cycle and the hot water heating cycle, the cold air that does not pass through the hot water heat exchanger (32) and the hot water as the temperature of the heating heat exchanger (19) is determined to be low. The mixing ratio by the air mixing means (38) with the air passing through the heat exchanger (32) is controlled to the heating side where the mixing ratio of the cold air is small, and the air blower blows into the vehicle interior from the selected outlet Blow,
The refrigerant pressure value is used to calculate the temperature of the heating heat exchanger (19), and the temperature of the heating heat exchanger (19) is calculated with a delay in the change of the refrigerant pressure value,
When switching between the COOL cycle operation and the HOT cycle operation cycle, the temperature of the heating heat exchanger (19) is calculated without delaying the change in the refrigerant pressure value. Control method for vehicle air conditioner.
前記エアミックス手段(38)による混合割合を決定する前記エアミックス手段(38)の開度を、前記温水用熱交換器(32)と前記暖房用熱交換器(19)から成る加熱器(19及び32)の温度である加熱器温度が低くなるほど開度が暖房側に移動するように、前記エアミックス手段(38)の開度を演算し、前記加熱器温度は前記暖房用熱交換器(19)の温度が低くなる程、低い値になることにより、前記暖房用熱交換器(19)の温度が低いと判断される程、前記温水用熱交換器(32)を通らない冷風と、前記温水用熱交換器(32)を通る空気との前記エアミックス手段(38)による混合割合を、前記冷風の混合割合が少ない前記暖房側に制御することを特徴とする請求項1に記載の車両用空調装置の制御方法。   The opening degree of the air mix means (38) for determining the mixing ratio by the air mix means (38) is determined by a heater (19) comprising the hot water heat exchanger (32) and the heating heat exchanger (19). And 32) the opening degree of the air mix means (38) is calculated so that the opening degree moves to the heating side as the heater temperature becomes lower, and the heater temperature is the heating heat exchanger ( 19) The cold air that does not pass through the hot water heat exchanger (32) as it is determined that the temperature of the heating heat exchanger (19) is low by lowering the temperature of 19). The mixing ratio by the air mixing means (38) with the air passing through the heat exchanger (32) for hot water is controlled to the heating side where the mixing ratio of the cold air is small. Control method for vehicle air conditioner. 更に、少なくとも前記目標吹出温度(TAO)に応じて前記吹出口のモードを選択すると共に、前記吹出口のモードがフェイスモードで前記COOLサイクルが選択されている場合に、前記冷却水温度の低下または前記暖房用熱交換器(19)の温度の低下により、前記目標吹出温度(TAO)よりも前記吹出空気の前記吹出温度が低いと判断される時は、前記目標吹出温度(TAO)よりも前記吹出空気の前記吹出温度が低くないと判断される時に比べて、前記送風機(3)の送風量を少なくすることを特徴とする請求項1または2に記載の車両用空調装置の制御方法。 Furthermore, when the mode of the outlet is selected according to at least the target outlet temperature (TAO), and the mode of the outlet is the face mode and the COOL cycle is selected, the cooling water temperature is reduced or When it is determined that the blowing temperature of the blown air is lower than the target blowing temperature (TAO) due to a decrease in the temperature of the heat exchanger for heating (19), the temperature is higher than the target blowing temperature (TAO). The method for controlling a vehicle air conditioner according to claim 1 or 2 , wherein the blower (3) is configured to reduce the amount of air blown compared to when it is determined that the blown air temperature is not low. 前記送風機(3)による吹出空気の吹出温度が、前記目標吹出温度(TAO)になるようにするために、冷媒圧力が冷媒圧力の目標値となる目標圧力(PDO)になるよう制御し、前記目標圧力(PDO)の演算に、目標吹出温度(TAO)、前記送風機(3)の風量またはブロワ電圧、及び前記暖房用熱交換器(19)の吸い込み空気温度となる暖房用熱交換器入口温度を用いると共に、前記暖房用熱交換器入口温度は、前記温水用熱交換器(32)に前記冷却水が流れている時は冷却水温度を用いて演算し、前記温水用熱交換器(32)に前記冷却水が流れていない時は前記冷房用熱交換器(18)の温度であるエバポレータ温度を用いて演算することを特徴とする請求項1ないしのいずれか一項に記載の車両用空調装置の制御方法。 In order to make the blowing temperature of the blown air by the blower (3) become the target blowing temperature (TAO), control is performed so that the refrigerant pressure becomes a target pressure (PDO) that is a target value of the refrigerant pressure, In calculating the target pressure (PDO), the target outlet temperature (TAO), the air volume or blower voltage of the blower (3), and the heating heat exchanger inlet temperature that becomes the intake air temperature of the heating heat exchanger (19) When the cooling water is flowing into the hot water heat exchanger (32), the heating heat exchanger inlet temperature is calculated using the cooling water temperature, and the hot water heat exchanger (32 vehicle according to any one of claims 1 to 3 time characterized by calculation using the evaporator temperature is a temperature of the cooling heat exchanger (18)) the cooling water does not flow to the Control method for industrial air conditioners. 前記エアミックス手段(38)は、前記温水用熱交換器(32)並びに前記暖房用熱交換器(19)の上流側に配設された単一のエアミックス手段(38)として形成されていることを特徴とする請求項1ないしのいずれか一項に記載の車両用空調装置の制御方法。 The air mixing means (38) is formed as a single air mixing means (38) disposed upstream of the hot water heat exchanger (32) and the heating heat exchanger (19). The control method of the vehicle air conditioner as described in any one of Claims 1 thru | or 4 characterized by the above-mentioned. 前記冷却水が流れているときは、前記冷却水温度と前記エバポレータ温度(TE)の関数値であるエバポレータ温度補正値とを用いて前記暖房用熱交換器入口温度が演算されることを特徴とする請求項に記載の車両用空調装置の制御方法。 When the cooling water is flowing, the heating heat exchanger inlet temperature is calculated using the cooling water temperature and an evaporator temperature correction value that is a function value of the evaporator temperature (TE). The method for controlling a vehicle air conditioner according to claim 4 .
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