KR100384712B1

KR100384712B1 - 내연기관의 출력제어방법

Info

Publication number: KR100384712B1
Application number: KR10-2000-0064147A
Authority: KR
Inventors: 구라까께히로따까; 마쯔바라료; 스이또겐; 가와구찌마사히로; 기무라가즈야; 오따마사끼
Original assignee: 가부시키가이샤 도요다 지도숏키
Priority date: 1999-12-24
Filing date: 2000-10-31
Publication date: 2003-05-22
Also published as: EP1111238A2; JP3855571B2; US20010008131A1; CN1301918A; DE60032444T2; BR0006270A; US6336335B2; EP1111238A3; CN1106502C; JP2001180261A; KR20010060226A; EP1111238B1; DE60032444D1

Abstract

용량가변형 압축기의 구동토크를 간단하면서 정확하게 추정할 수 있고, 나아가서는 기관출력토크를 바람직하게 제어할 수 있는 내연기관의 출력제어방법을 제공하는 것이다.

제어장치 (106) 는 용량가변형 압축기 (104) 의 토출용량을 제어하기 위한 용량제어신호에 의거하여 이 용량가변형 압축기 (104) 의 구동토크를 산출하고, 이 구동토크분을 상승시켜 기관출력토크를 제어한다.

Description

내연기관의 출력제어방법 {METHOD FOR CONTROLLING THE OUTPUT OF INTERNAL COMBUSTION ENGINE}

본 발명은 토출용량을 변경할 수 있는 공조장치의 용량가변형 압축기를 보조기기로서 구동하는 차량의 내연기관의 출력제어방법에 관한 것이다.

이러한 종류의 내연기관에 있어서는, 압축기의 기동에 따라 미리 설정해 둔 이 압축기의 구동토크를 판독하고, 이 구동토크를 충분히 발생하도록 기관출력토크가 제어되도록 이루어져 있다.

그런데, 상기 공조장치의 압축기로서는 토출용량을 변경할 수 있는 용량가변형의 것이 존재한다. 압축기의 토출용량과 구동토크는 정 (正) 의 상관관계에 있다. 따라서, 용량가변형 압축기의 구동토크는 최소 토출용량상태의 경우의 최소치와 최대 토출용량상태의 경우의 최대치 사이의 폭넓은 범위에서 변화한다. 따라서, 내연기관의 기관토출토크를 제어함에 있어서, 용량가변형 압축기의 구동토크를 미리 설정해 둔 고정치를 판독하여 추정하는 방법에서는, 이 추정치와 실제의 구동토크 사이에 큰 차이가 발생함은 당연하면서 피할 수 없다. 그 결과, 내연기관의 기관출력토크가 요구치에 대하여 크게 차이가 나서 제어되는 경우가 있으며, 이 때에는 예컨대 용량가변형 압축기의 기동에 의해 차속도가 변동하는 등의 드라이버빌리티 악화의 문제가 발생하였다.

이와 같은 문제를 해결하기 위해서는, 용량가변형 압축기에 그 구동토크를 수시로 검출하기 위한 토크센서를 장착하면 되는데, 이것은 비용면에서 채택이 어렵다.

본 발명은 상기 종래기술에 존재하는 문제점에 착안하여 이루어진 것으로서, 그 목적은 용량가변형 압축기의 구동토크를 간단하면서 정확하게 추정할 수 있고, 나아가서는 기관출력토크를 바람직하게 제어할 수 있는 내연기관의 출력제어방법을 제공하는 데 있다.

도 1 은 용량가변형 경사판식 압축기의 단면도.

도 2 는 차량의 구동계통 및 공조장치의 개요를 나타내는 회로도.

도 3 은 제어밸브의 단면도.

도 4 는 작동로드의 위치결정을 설명하기 위한 요부확대 단면도.

도 5 는 공조제어의 플로차트.

도 6 은 목표기관 출력토크 산출루틴을 나타내는 플로차트.

도 7 은 내연기관의 회전속도와 기관출력토크의 관계를 나타내는 그래프.

*도면의 주요 부분에 대한 부호의 설명*

53 : 차압검출수단을 구성하는 제어밸브의 작동로드

101 : 내연기관 104 : 용량가변형 압축기

106 : 압축기 제어수단이기도 한 내연기관의 제어장치

Dt : 압축기 제어신호로서의 듀티비

P1 : 제 1 압력 감시점 P2 : 제 2 압력 감시점

상기 목적을 달성하기 위하여 청구항 1 의 발명은, 압축기 제어신호에 의거하여 토출용량을 변경할 수 있는 공조장치의 용량가변형 압축기를 보조기기로서 구동하는 차량의 내연기관의 출력제어방법으로서, 상기 공조장치는 냉매순환회로에 설정된 용량가변형 압축기의 토출용량이 반영되는 2 개의 압력 감시점간의 차압을 검출하는 차압검출수단과, 압축기 제어신호에 의거하여 제어목표치인 설정차압을 결정함과 동시에 이 설정차압에 차압검출수단이 검출한 차압이 근접하도록 용량가변형 압축기의 토출용량을 제어하는 압축기 제어수단을 구비하고, 상기 압축기 제어신호에 의거하여 용량가변형 압축기의 구동토크를 산출하고, 이 용량가변형 압축기의 구동토크분을 상승시켜 기관출력토크를 제어하는 것을 특징으로 하는 내연기관의 출력제어방법이다.

이 구성에 있어서는, 용량가변형 압축기의 토출용량을 외부에서 전기제어하기 위한 압축기 제어신호에 의거하여 이 용량가변형 압축기의 구동토크를 추정하고 있다. 따라서, 용량가변형 압축기의 구동토크를 고정치로서 취급하는 종래기술과 비교하여 실제의 구동토크와의 사이에 큰 차이가 발생하는 것을 피할 수 있다. 그 결과, 내연기관의 기관출력토크를 요구치와 거의 차이 없이 적절하게 제어할 수있다. 또한, 이와 같이 압축기 제어신호에서 용량가변형 압축기의 구동토크를 추정하는 방법을 채택함으로써, 토크센서 등의 전용 검출기를 구비할 필요가 없어서 비용면에서도 유리해진다.

그리고, 냉매순환회로에 설정된 2 개의 압력 감시점간의 차압에는 용량가변형 압축기의 토출용량이 반영되어 있다. 따라서, 이 2 개의 압력 감시점간의 차압을 설정하기 위한 압축기 제어신호로부터는 용량가변형 압축기의 토출용량, 요컨대 구동토크를 용이하면서 정확하게 추정할 수 있다.

청구항 2 의 발명은, 상기 용량가변형 압축기는 캠 플레이트를 수용하는 크랭크실의 내압을 제어함으로써 토출용량을 변경할 수 있고, 상기 압축기 제어수단은 밸브 개도 (開度) 조절에 의해 크랭크실의 내압을 조절할 수 있는 제어밸브를 구비하고, 상기 제어밸브는 2 개의 압력 감시점간의 차압을 기계적으로 검출하는 차압검출수단을 내장하고, 이 차압검출수단이 검출한 차압에 의거하여 자율적으로 밸브 개도를 조절할 수 있으며, 나아가서 이 자율적인 밸브 개도 조절동작의 기준이 되는 설정차압을 압축기 제어신호에 의거하여 변경할 수 있는 설정차압 변경수단을 구비하고 있는 것을 특징으로 하고 있다.

이 구성에 있어서는, 각 압력 감시점의 압력을 검출하기 위하여 압력센서 등의 전기적 구성을 필요로 하지 않고, 제어밸브의 제어프로그램도 간단한 것으로 충분하다. 또한, 크랭크실의 내압의 제어구성으로서, 예컨대 냉매순환회로의 주회로인 냉동 사이클의 고압영역에서 크랭크실로의 냉매가스의 도입량 및 크랭크실에서 냉동 사이클의 저압영역으로의 냉매가스의 도출량 중 적어도 일측을 조절함으로써 실시하는 구성을 채택한 것으로 한다. 이 경우, 냉동 사이클의 고압영역에서 중간압영역으로서의 크랭크실을 경유하여 냉동 사이클의 저압영역에 이르는 용량제어용 냉매회로는 냉매순환회로의 부회로로 할 수 있다. 즉, 이 부회로에 압력 감시점을 설정하여도 된다.

발명의 실시형태

이하, 본 발명을 구체화한 일실시형태에 대하여 도 1 ∼ 도 7 을 참조하여 설명한다.

(차량의 구동계통)

도 2 의 하측에 나타내는 바와 같이, 직접분사 불꽃 점화식 내연기관 (101) 에서 구동차륜 (102) 까지의 동력전달경로상에는 무단변속기 (103) 가 설치되어 있다. 무단변속기 (103) 로서는 예컨대 벨트식을 들 수 있다. 이 벨트식 무단변속기 (103) 는 도시하지 않았으나, 내연기관 (101) 측의 구동풀리와 구동차륜 (102) 측의 종동풀리가 벨트에 의해 연결되며, 각 풀리의 유효직경 (벨트의 권취직경) 을 변경함으로써 변속을 실시하는 것이다. 내연기관 (101) 에 의해 구동되는 보조기기로서는, 도면 상측에 나타내는 공조장치가 구비하는 용량가변형 경사판식 압축기 (이하, 간단히 압축기라 함) (104) 나 도시하지 않은 파워 스티어링장치용 유압펌프 등을 들 수 있다.

(압축기)

도 1 에 나타내는 바와 같이 상기 압축기 (104) 는 실린더 블록 (11), 그 전단에 접합고정된 프런트 하우징 (12) 및, 실린더 블록 (11) 의 후단에 밸브·포트형성체 (13) 를 통해 접합고정된 리어 하우징 (14) 을 구비하고 있다. 크랭크실 (15) 은 실린더 블록 (11) 과 프런트 하우징 (12) 으로 둘러싸인 영역으로 구획되어 있다. 구동축 (16) 은 크랭크실 (15) 을 삽입 통과하도록 하여 실린더 블록 (11) 및 프런트 하우징 (12) 에 의해 회전가능하게 지지되어 있다. 러그 플레이트 (17) 는 크랭크실 (15) 에서 구동축 (16) 에 일체로 회전이 가능하게 고정되어 있다.

상기 구동축 (16) 은 동력전달기구 (105) 를 통해 내연기관 (101) 에 작동연결되어 있다. 동력전달기구 (105) 는 외부로부터의 전기제어에 의해 동력의 전달/차단을 선택할 수 있는 클러치기구 (예컨대, 전자 클러치) 이어도 되고, 또는 이와 같은 클러치기구를 갖지 않는 상시전달형 클러치리스 기구 (예컨대, 벨트/풀리의 조합) 이어도 된다. 그리고, 도 2 에 나타내는 바와 같이, 본 실시형태에서는 클러치리스 타입의 동력전달기구 (105) 가 채용되어 있다.

도 1 에 나타내는 바와 같이, 캠 플레이트로서의 경사판 (18) 은 상기 크랭크실 (15) 에 수용되어 있다. 경사판 (18) 은 구동축 (16) 에 슬라이드 이동가능하게 또한 경사운동 가능하게 지지되어 있다. 힌지기구 (19) 는 러그 플레이트 (17) 와 경사판 (18) 사이에 개재되어 있다. 따라서, 경사판 (18) 은 힌지기구 (19) 를 통한 러그 플레이트 (17) 와의 사이에서의 힌지연결 및, 구동축 (16) 의 지지에 의해 러그 플레이트 (17) 및 구동축 (16) 과 동기회전이 가능함과 동시에 구동축 (16) 의 축선방향으로의 슬라이드이동을 따르면서 구동축 (16) 에 대하여 경사운동이 가능하게 되어 있다.

복수 (도면에는 1 개만 나타냄) 의 실린더 보어 (20) 는 상기 실린더 블록 (11) 에 있어서 구동축 (16) 을 둘러싸도록 하여 관통설치되어 형성되어 있다. 편두형 (片頭型) 피스톤 (21) 은 각 실린더 보어 (20) 에 왕복운동이 가능하게 수용되어 있다. 실린더 보어 (20) 의 전후 개구는 밸브·포트 형성체 (13) 및 피스톤 (21) 에 의해 폐쇄되어 있으며, 이 실린더 보어 (20) 내에는 피스톤 (21) 의 왕복운동에 따라 체적변화하는 압축실이 구획되어 있다. 피스톤 (21) 은 슈 (28) 를 통해 경사판 (18) 의 외주부에 계류되어 있다. 따라서, 구동축 (16) 의 회전에 따른 경사판 (18) 의 회전운동이 슈 (28) 를 통해 피스톤 (21) 의 왕복운동으로 변환된다.

흡입압력 (Ps) 영역을 구성하는 흡입실 (22) 및 토출압력 (Pd) 영역을 구성하는 토출실 (23) 은, 상기 밸브·포트 형성체 (13) 와 리어 하우징 (14) 으로 둘러싸인 영역으로 각각 구획되어 있다. 그리고, 흡입실 (22) 의 냉매가스는 피스톤 (21) 의 상사점 위치에서 하사점측으로의 이동에 의해 밸브·포트 형성체 (13) 의 흡입포트 (24) 및 흡입밸브 (25) 를 통해 실린더 보어 (20) (압축실) 로 흡입된다. 실린더 보어 (20) 로 흡입된 냉매가스는 피스톤 (21) 의 하사점 위치에서 상사점측으로의 이동에 의해 소정 압력으로까지 압축된 후에 토출포트 (26) 및 토출밸브 (27) 를 통해 토출실 (23) 로 토출된다.

상기 경사판 (18) 의 경사각도 (구동축 (16) 에 직교하는 가상평면과의 사이에서 이루는 각도) 는, 실린더 보어 (20) (압축실) 의 내압과 피스톤 (21) 의 배압인 크랭크실 (15) 의 내압 (크랭크압 (Pc)) 의 관계를 변경함으로써 조절할 수 있다. 본 실시형태에 있어서는, 크랭크압 (Pc) 을 적극적으로 변경함으로써 경사판 (18) 의 경사각도를 조절한다.

(크랭크압 제어기구)

도 1 및 도 2 에 나타내는 바와 같이, 상기 압축기 (104) 의 크랭크압 (Pc) 을 제어하기 위한 크랭크압 제어기구는, 압축기 (104) 의 하우징내에 형성된 추기통로 (31) 및 급기통로 (32) 그리고 제어밸브에 의해 구성되어 있다. 추기통로 (31) 는 크랭크실 (15) 과 흡입실 (22) 을 연통한다. 급기통로 (32) 는 토출압력영역인 냉매순환회로의 제 2 압력 감시점 (P2) 과 크랭크실 (15) 을 연통하며, 그 도중에는 제어밸브가 설치되어 있다. 급기통로 (32) 는 제 2 압력 감시점 (P2), 제어밸브를 접속하는 제 2 검압통로 (42) 및, 제어밸브와 크랭크실 (15) 을 접속하는 연통로 (33) 를 구비하고 있다. 그리고 제어밸브의 개도를 조절함으로써, 급기통로 (32) 를 통한 제 2 압력 감시점 (P2) 에서 크랭크실 (15) 로의 고압의 토출가스의 도입량과, 추기통로 (31) 를 통한 크랭크실 (15) 에서 흡입실 (22) 로의 가스도출량의 밸런스가 제어되어 크랭크압 (Pc) 이 결정된다. 크랭크압 (Pc) 의 변경에 따라 피스톤 (21) 을 통한 크랭크압 (Pc) 과 실린더 보어 (20) 의 내압의 차가 변경되어 경사판 (18) 의 경사각도가 변경된다. 경사판 (18) 의 경사각도의 변경에 따라 피스톤 (21) 의 스트로크량 즉, 토출용량이 조절된다.

(공조장치의 냉매순환회로)

도 1 및 도 2 에 나타내는 바와 같이, 공조장치의 냉매순환회로 (냉동 사이클) 는 상술한 압축기 (104) 와 외부냉매회로 (35) 로 구성되어 있다. 외부냉매회로 (35) 는 응축기 (36), 감압 (減壓) 장치로서의 온도식 팽창밸브 (37) 및 증발기 (38) 를 구비하고 있다. 팽창밸브 (37) 의 개도는 증발기 (38) 의 출구측 또는 하류측에 설치된 감온통 (感溫筒) (37a) 의 검지온도 및 증발압력 (증발기 (38) 의 출구압력) 에 의거하여 피드백 제어된다. 팽창밸브 (37) 는 열부하에 맞는 액냉매를 증발기 (38) 에 공급하여 외부냉매회로 (35) 에 있어서의 냉매유량을 조절한다. 유통관 (39) 은 외부냉매회로 (35) 의 하류역에 있어서, 증발기 (38) 의 출구와 압축기의 흡입실 (22) 을 접속하고 있다. 유통관 (40) 은 외부냉매회로 (35) 의 상류역에 있어서, 압축기의 토출실 (23) 과 응축기 (36) 의 입구를 접속하고 있다. 압축기 (104) 는 외부냉매회로 (35) 의 하류역에서 흡입실 (22) 로 도입된 냉매가스를 흡입하여 압축하고, 압축한 가스를 외부냉매회로 (35) 의 상류역으로 이어지는 토출실 (23) 로 토출한다.

상기 냉매순환회로를 흐르는 냉매의 유량이 커질수록, 회로 또는 배관의 단위길이당 압력손실도 커진다. 즉, 냉매순환회로를 따라 설정된 제 1 압력 감시점 (P1) 과 제 2 압력 감시점 (P2) 사이의 압력손실 (차압) 은, 이 냉매순환회로에 있어서의 냉매유량과 정의 상관을 나타낸다. 따라서, 이 제 1 압력 감시점 (P1) 의 가스압력 (P1 압력) (PdH) 과 제 2 압력 감시점 (P2) 의 가스압력 (P2 압력) (PdL) 의 차 (2 점간 차압 (PdH - PdL)) 를 파악하는 것은, 냉매순환회로에 있어서의 냉매유량을 간접적으로 검출하는 것임에 틀림없다. 본 실시형태에서는 유통관 (40) 의 최상류역에 해당하는 토출실 (23) 내에 상류측 (고압측) 의 제 1압력 감시점 (P1) 을 정함과 동시에, 여기에서 소정 거리만큼 떨어진 유통관 (40) 의 도중에 하류측 (저압측) 의 제 2 압력 감시점 (P2) 을 정하고 있다. P1 압력 (PdH) 은 제 1 검압통로 (41) 를 통해 또한, P2 압력 (PdL) 은 제 2 검압통로 (42) 를 통해 각각 제어밸브로 도입되어 있다.

그리고, 상기 냉매순환회로에 있어서의 냉매유량은, 압축기 (104) 에 있어서 구동축 (16) 의 단위회전당 냉매가스 토출량 (토출용량) 과 구동축 (16) 의 회전속도 (동력전달기구 (105) 의 풀리비와 내연기관 (101) 의 출력축의 회전속도 (Ne) 로 구해짐) 의 곱으로 나타낼 수 있다. 즉, 내연기관 (101) 의 회전속도 (Ne) 가 일정 조건하에서는 압축기 (104) 의 토출용량이 증대하면 냉매순환회로에 있어서의 냉매유량도 증대하고, 압축기 (104) 의 토출용량이 감소하면 냉매유량도 감소한다. 반대로, 압축기 (104) 의 토출용량이 일정 조건하에서는 내연기관 (101) 의 회전속도 (Ne) 가 증대하면 냉매순환회로에 있어서의 냉매유량도 증대하고, 내연기관 (101) 의 회전속도 (Ne) 가 감소하면 냉매유량도 감소한다. 다른 관점에서 보면, 냉매순환회로에 있어서의 냉매유량과 내연기관 (101) 의 회전속도 (Ne) 를 파악할 수 있으면, 압축기 (104) 의 토출용량, 요컨대 구동토크 (Trcp) 를 용이하면서 정확하게 추정할 수 있다.

상기 유통관 (40) 에 있어서 양 압력 감시점 (P1, P2) 사이에는 2 점간 차압 확대수단으로서의 고정 스로틀 (43) 이 설치되어 있다. 고정 스로틀 (43) 은 양 압력 감시점 (P1, P2) 을 그다지 사이를 두고 설정하지 않아도 2 점간 차압 (PdH - PdL) 을 명확화 (확대) 하는 역할을 하고 있다. 이와 같이 고정 스로틀(43) 을 양 압력 감시점 (P1,P2) 사이에 구비함으로써, 특히 제 2 압력 감시점 (P2) 을 압축기 (토출실 (23)) 근방에 설정할 수 있으며, 나아가서는 이 제 2 압력 감시점 (P2) 과 압축기에 구비되어 있는 제어밸브 사이의 제 2 검압통로 (42) 를 짧게 할 수 있다.

(압축기의 제어밸브)

도 3 에 나타내는 바와 같이 제어밸브는, 그 상반부를 차지하는 입구측 밸브부 (51) 와 하반부를 차지하는 설정차압 변경수단으로서의 솔레노이드부 (52) 를 구비하고 있다. 입구측 밸브부 (51) 는 제 2 압력 감시점 (P2) 과 크랭크실 (15) 을 접속하는 급기통로 (32) 의 개도 (스로틀량) 를 조절한다. 솔레노이드부 (52) 는 제어밸브내에 설치된 작동로드 (53) 를, 외부로부터의 통전제어에 의거하여 탄성제어하기 위한 일종의 전자 액추에이터이다. 작동로드 (53) 는 그 상단부에서 하단부를 향해 압력 수승부 (受承部) (54), 연결부 (55), 밸브체부 (56) 및 가이드로드부 (57) 를 동순으로 구비하고 있다. 밸브체부 (56) 는 가이드로드부 (57) 의 일부에 해당한다. 연결부 (55) 의 축직교 단면적을「S3」, 가이드로드부 (57) (밸브체부 (56)) 의 축직교 단면적을「S4」라 하면, S4 ＞ S3 의 관계가 성립한다.

상기 제어밸브의 밸브 하우징 (58) 은 마개체 (58a), 입구측 밸브부 (51) 의 주요 외곽을 구성하는 상반부 본체 (58b) 및, 솔레노이드부 (52) 의 주요 외곽을 구성하는 하반부 본체 (58c) 로 구성되어 있다. 밸브실 (59) 및 연통로 (60) 는 밸브 하우징 (58) 의 상반부 본체 (58b) 내에 구획되어 있다. 감압실 (感壓室) (61) 은 상반부 본체 (58b) 와 그 상부에 나사식 결합된 마개체 (58a) 사이에 구획되어 있다. 작동로드 (53) 는 밸브실 (59), 연통로 (60) 및 감압실 (61) 내에, 밸브 하우징 (58) 의 축선방향 (도면에서는 수직방향) 으로 이동가능하게 설치되어 있다. 밸브실 (59) 및 연통로 (60) 는 작동로드 (53) 의 배치에 따라 연통가능하게 된다. 이에 대하여 연통로 (60) 와 감압실 (61) 의 일부인 크랭크 압력실 (66) 은 항상 연통되어 있다.

상기 밸브실 (59) 의 저벽은 솔레노이드부 (52) 를 구성하는 고정철심 (70) 의 상단면에 의해 제공되어 있다. 제 1 포트 (62) 는 밸브실 (59) 을 둘러싸는 밸브 하우징 (58) 의 둘레벽에 있어서, 그 반경방향으로 연장되도록 하여 설치되어 있다. 제 1 포트 (62) 는 급기통로 (32) 의 상류부인 제 2 검압통로 (42) 를 통해 밸브실 (59) 을 제 2 압력 감시점 (P2) 으로 연통시킨다. 따라서, P2 압력 (PdL) 이 제 2 검압통로 (42) 를 통해 밸브실 (59) 로 도입되어 있다. 제 2 포트 (63) 는 감압실 (61) (크랭크 압력실 (66)) 을 둘러싸는 밸브 하우징 (58) 의 둘레벽에 있어서, 그 반경방향으로 연장되도록 하여 설치되어 있다. 제 2 포트 (63) 는 급기통로 (32) 의 하류부인 연통로 (33) 를 통해 크랭크 압력실 (66) 을 크랭크실 (15) 로 연통시킨다. 따라서, 제 1 포트 (62), 밸브실 (59), 연통로 (60), 크랭크 압력실 (66) 및 제 2 포트 (63) 는 제어밸브내 통로로서, 제 2 압력 감시점 (P2) 과 크랭크실 (15) 을 연통시키는 급기통로 (32) 의 일부를 구성한다.

상기 작동로드 (53) 의 밸브체부 (56) 는 밸브실 (59) 내에 배치되어 있다. 연통로 (60) 의 구경면적 (S1) 은 밸브실 (59) 과 크랭크 압력실 (66) 사이에서의가스유통을 방해하지 않도록, 그것에 삽입통과되는 작동로드 (53) 의 연결부 (55) 의 축직교 단면적 (S3) 보다 크게 되어 있다. 또한, 연통로 (60) 의 구경면적 (S1) 은 가이드로드부 (57) (밸브체부 (56)) 의 축직교 단면적 (S4) 보다 작게 되어 있다. 따라서, 밸브실 (59) 과 연통로 (60) 의 경계에 위치하는 단차는 밸브시트 (64) 로서 기능하고, 연통로 (60) 는 일종의 밸브구멍으로 된다. 작동로드 (53) 가 도 3 의 위치 (최하운동 위치) 에서 밸브체부 (56) 가 밸브시트 (64) 에 착좌하는 최상운동 위치로 상향운동되면, 연통로 (60) 가 차단된다. 즉, 작동로드 (53) 의 밸브체부 (56) 는 급기통로 (32) 의 개도를 임의로 조절할 수 있는 입구측 밸브체로서 기능한다.

상기 작동로드 (53) 의 압력수승부 (54) 는 감압실 (61) 에 삽입되어 있다. 이 압력수승부 (54) 는 감압실 (61) 을 밸브 하우징 (58) 의 축선방향으로 이분하고, 이 감압실 (61) 을 고압실 (65) 과 상술한 크랭크 압력실 (66) 로 구획한다. 압력수승부 (54) 는 고압실 (65) 과 크랭크 압력실 (66) 사이의 압력 격벽의 역할을 하며, 양실 (65, 66) 의 직접 연통을 허용하지 않는다. 압력수승부 (54) 의 시일부분 (압력 격벽으로서 기능하는 부분) 의 축직교 단면적을「S2」라 하면, 이 축직교 단면적 (S2) 은 연통로 (47) 의 구경면적 (S1) 과 동일해진다 (S1 = S2). 따라서, 감압실 (61) 에 있어서 압력수승부 (54) 를 슬라이드 가능하게 지지하는 부분은 연통로 (60) 를 그대로 연장하도록 하여 연속형성되어 있다.

제 3 포트 (67) 는 상기 고압실 (65) 을 둘러싸는 밸브 하우징 (58) 의 둘레벽에 있어서, 그 반경방향으로 연장되도록 하여 설치되어 있다. 고압실 (65)은 제 3 포트 (67) 및 제 1 검압통로 (41) 를 통해 제 1 압력 감시점 (P1) 인 토출실 (23) 과 항상 연통되어 있다. 따라서, P1 압력 (PdH) 이 제 1 검압통로 (41) 및 제 3 포트 (67) 을 통해 고압실 (65) 로 도입되어 있다.

복귀 스프링 (68) 은 상기 고압실 (65) 에 수용되어 있다. 이 복귀 스프링 (68) 은 압력수승부 (54) (작동로드 (53)) 를 고압실 (65) 에서 크랭크 압력실 (66) 을 향해 탄성지지한다.

상기 솔레노이드부 (52) 는 바닥이 있는 원통형상의 수용통 (69) 을 구비하고 있다. 고정철심 (70) 은 수용통 (69) 의 상부에 끼워 맞춰지고, 이 끼워맞춤에 의해 수용통 (69) 내에는 솔레노이드실 (71) 이 구획되어 있다. 가동철심 (72) 은 솔레노이드실 (71) 내에 밸브 하우징 (58) 의 축선방향으로 이동가능하게 수용되어 있다. 가이드구멍 (73) 은 고정철심 (70) 에 형성되며, 이 가이드구멍 (73) 내에는 작동로드 (53) 의 가이드로드부 (57) 가 밸브 하우징 (58) 의 축선방향으로 이동가능하게 배치되어 있다. 그리고, 가이드구멍 (73) 의 내벽면과 가이드로드부 (57) 사이에는 약간의 간극 (도시생략) 이 확보되어 있으며, 이 간극을 통해 밸브실 (59) 과 솔레노이드실 (71) 이 연통되어 있다. 즉, 솔레노이드실 (71) 은 밸브실 (59) 과 동일한 압력분위기, 즉 P2 압력 (PdL) 의 분위기로 되어 있다.

상기 작동로드 (53) 의 가이드로드부 (57) 는 그 하단부가 솔레노이드실 (71) 내로 연장되며, 이 연장부분에는 가동철심 (72) 이 끼워맞춤 고정되어 있다. 따라서, 가동철심 (72) 과 작동로드 (53) 는 일체로 되어 상하운동한다. 완충스프링 (74) 은 솔레노이드실 (71) 에 수용되어 있다. 이 완충 스프링 (74) 의 가압력은 가동철심 (72) 을 고정철심 (70) 에 근접시키는 방향으로 작용하여 가동철심 (72) 및 작동로드 (53) 를 상측으로 탄성지지한다. 이 완충 스프링 (74) 은 복귀 스프링 (68) 보다 스프링력이 약한 것이 사용되며, 따라서 복귀 스프링 (68) 은 가동철심 (72) 및 작동로드 (53) 를 최하운동 위치 (비통전시에 있어서의 초기위치) 로 되돌리기 위한 초기화수단으로서 기능한다.

코일 (75) 은 상기 고정철심 (70) 및 가동철심 (72) 의 주위에 있어서 양철심 (70, 72) 이 걸치는 범위에 감겨 있다. 이 코일 (75) 에는 제어장치 (81) 의 지령에 의거하여 구동회로 (82) 에서 구동신호가 공급되고, 코일 (75) 은 그 전력공급량에 따른 크기의 전자력 (F) 을 고정철심 (70) 과 가동철심 (72) 사이에 발생시킨다. 그리고, 그 전자력 (F) 에 의해 가동철심 (70) 이 고정철심 (72) 을 향해 흡인되어 작동로드 (53) 가 상향운동한다.

그리고 상기 코일 (75) 로의 통전제어는, 이 코일 (75) 로의 인가전압을 조정함으로써 이루어진다. 인가전압의 조정은 전압치 그 자체를 변경하는 수단과, PWM 제어 (일정 주기의 펄스상 전압을 인가하고, 그 펄스의 시간적인 폭을 변경함으로써 평균전압을 조정하는 방법. 인가전압은 펄스의 전압치 ×펄스폭 / 펄스주기로 된다. 펄스폭 / 펄스주기는 듀티비라 불리며, PWM 제어를 응용한 전압제어를 듀티제어라 하는 경우도 있음) 에 의한 수단이 일반적으로 채용되고 있다. PWM 제어로 한 경우, 전류가 맥동적으로 변화하며 이것이 디더로 되어 전자석의 히스테리시스를 경감하는 효과도 기대할 수 있다. 또한, 코일전류를 측정하여 인가전압조정으로 피드백함으로써 전류제어로 하는 것도 일반적으로 실시되고 있다. 본 실시형태에서는 듀티제어를 채용한다. 제어밸브의 구조상, 듀티비 (Dt) 를 작게 하면 밸브 개도 (급기통로 (32) 의 개도) 가 커지고, 듀티비 (Dt) 를 크게 하면 밸브 개도가 작아지는 경향이 있다.

(제어밸브의 동작조건 및 특성에 관한 고찰)

도 3 의 제어밸브의 밸브 개도는 밸브체로서의 밸브체부 (56) 를 포함하는 작동로드 (53) 의 배치여하에 따라 결정된다. 작동로드 (53) 의 각각의 부에 작용하는 여러 힘을 총합적으로 고찰함으로써 이 제어밸브의 동작조건이나 특성이 분명해진다.

도 3 및 도 4 에 나타내는 바와 같이, 작동로드 (53) 의 연결부 (55) 에는, 복귀 스프링 (68) 의 하향 가압력 (f1) 에 의해 가열된 압력수승부 (54) 상하의 차압 (P1 압력 (PdH) - 크랭크압 (Pc)) 에 의거하는 하향 누름력이 작용한다. 단, 압력수승부 (54) 에 있어서 P1 압력 (PdH) 의 수압 (受壓) 면적은 S2 인데, 압력수승부 (54) 에 있어서 크랭크압 (Pc) 의 수압면적은 (S2 - S3) 이다. 하향방향을 정방향으로 하여 연결부 (55) 에 작용하는 모든 힘 (ΣF1) 을 정리하면, ΣF1 은 다음 수학식 1 로 표시된다.

(수학식 1)

ΣF1 = PdH·S2 - Pc (S2 - S3) + f1

한편, 작동로드 (53) 의 가이드로드부 (57) (밸브체부 (56) 를 포함함) 에는, 완충 스프링 (74) 의 상향 가압력 (f2) 에 의해 가열된 상향의 전자 가압력(F) 이 작용한다. 여기서, 도 4 에 나타내는 바와 같이 밸브체부 (56), 가이드로드부 (57) 및 가동철심 (72) 의 전노출면에 작용하는 압력을 단순화하여 고찰하면, 우선 밸브체부 (56) 의 상단면 (56a) 은 연통로 (60) 의 내주면에서 내려뜨린 가상원통면 (2 개의 수직파선으로 나타냄) 에 의해 내측 부분과 외측 부분으로 나눠지며, 상기 내측 부분 (면적 : S1 - S3) 에는 크랭크압 (Pc) 이 하향으로 작용하고, 상기 외측 부분 (면적 : S4 - S1) 에는 P2 압력 (PdL) 이 하향으로 작용하는 것으로 간주할 수 있다. 한편, 솔레노이드실 (71) 에 미치는 P2 압력 (PdL) 은 가동철심 (72) 의 상하면에서의 압력상쇄를 고려하면, 가이드로드부 (57) 의 축직교 단면적 (S4) 에 상당하는 면적으로 가이드로드부 (57) 의 하단면 (57a) 을 상향으로 밀고 있다. 상향방향을 정방향으로 하여 밸브체부 (56) 및 가이드로드부 (57) 에 작용하는 모든 힘 (ΣF2) 을 정리하면, ΣF2 는 다음 수학식 2 로 표시된다.

(수학식 2)

ΣF2 = F + f2 - Pc (S1 - S3) - PdL (S4 - S1) + PdL·S4

= F + f2 + PdL·S1 - Pc (S1 - S3)

그리고, 상기 수학식 2 를 정리하는 과정에서, -PdL·S4 와 +PdL·S4 가 상쇄되어 PdL·S1 항만이 남는다. 즉, 이 계산과정은 가이드로드부 (57) (밸브체 (56) 를 포함함) 의 상하면 (56a, 57a) 에 작용되고 있는 P2 압력 (PdL) 의 영향을 이 P2 압력 (PdL) 이 가이드로드부 (57) 의 일면 (하단면 (57a)) 에만 집약적으로 작용하는 것으로 가정하여 고찰할 때에 밸브체부 (56) 를 포함하는 가이드로드부(57) 의 P2 압력 (PdL) 에 관한 유효 수압면적을 S4 - (S4 - S1) = S1 이라 표현할 수 있음을 의미하고 있다. 즉, P2 압력 (PdL) 에 관한 한, 가이드로드부 (57) 의 유효 수압면적은 가이드로드부 (57) 의 축직교 단면적 (S4) 에 관계없이 연통로 (60) 의 구경면적 (S1) 과 일치한다. 이와 같이 본 명세서에서는 로드 등의 부재의 양단에 동종의 압력이 작용하고 있는 경우에, 그 압력이 부재의 일측 단부에만 집약적으로 작용하는 것으로 가정하여 고찰하는 것을 허용하는 실질적인 수압면적을 특히 그 압력에 관한「유효 수압면적」이라 하기로 한다.

그런데, 상기 작동로드 (53) 는 압력수승부 (54), 연결부 (55) 및 가이드로드부 (57) (밸브체부 (56)) 로 이루어지는 일체물이다. 따라서, 작동로드 (53) 의 배치는 다음 수학식 3 에 나타내는 ΣF1 = ΣF2 의 역학적 균형을 충족하는 위치로 결정된다. 그리고, 수학식 3 은 ΣF1 = ΣF2 를 정리한 후를 나타낸다.

(수학식 3)

PdH·S2 - PdL·S1 - Pc (S2 - S1) = F - f1 + f2

여기서, 본 실시형태에 있어서는 연통로 (60) 의 구경면적 (S1) 과 압력수승부 (54) 의 축직교 단면적 (S2) 과 동일하게 되어 있으며 (S1 = S2), 따라서 수학식 3 을 다시 정리하면 다음 수학식 4 로 된다.

(수학식 4)

PdH - PdL = (F - f1 + f2) / S1

상기 수학식 4 에 있어서, f1, f2, S1 은 기계설계의 단계에서 일의적으로 결정되는 확정적인 파라미터이고, 전자 가압력 (F) 은 코일 (75) 로의 전력공급량에 따라 변화하는 가변 파라미터이다. 이 수학식 4 에서 알 수 있는 바와 같이, 도 3 의 제어밸브는 전자 가압력 (F) 에 의해 결정된 2 점간 차압 (PdH - PdL) 을 유지하도록 이 2 점간 차압 (PdH - PdL) 에 따라 작동로드 (53) 를 위치결정한다. 본 실시형태에 있어서는, 압력수승부 (54) 에서 P1 압력 (PdH) 을 수승함과 동시에 가이드로드부 (57) 에서 P2 압력 (PdL) 을 수승하는 작동로드 (53) 가 밸브실 (59), 솔레노이드실 (71) 및 고압실 (65) 등과 함께 차압검출수단을 구성하고 있다.

이와 같은 동작특성을 갖는 본 실시형태의 제어밸브에 의하면, 개개의 상황하에서 대략 다음과 같이 하여 밸브 개도가 결정된다. 우선, 코일 (75) 로의 통전이 없는 경우 (Dt = 0 %) 에는 복귀 스프링 (68) 의 작용 (구체적으로는 f1 - f2 의 가압력) 이 지배적으로 되어 작동로드 (53) 는 도 3 에 나타내는 최하운동 위치에 배치된다. 이 때, 작동로드 (53) 의 밸브체부 (56) 가 밸브시트 (64) 에서 가장 멀어져서 입구측 밸브부 (51) 는 완전열림상태로 된다. 한편, 코일 (75) 에 대하여 듀티비 가변범위의 최소 듀티비 (Dt(min)) 의 통전이 있으면, 적어도 상향의 전자 가압력 (F) 이 복귀 스프링 (68) 의 하향 가압력 (f1) 을 능가한다. 그리고, 솔레노이드부 (52) 에 의해 만들어진 상향 가압력 (F) 및 완충 스프링 (74) 의 상향 가압력 (f2) 이 복귀 스프링 (68) 의 하향 가압력 (f1) 및 2 점간 차압 (PdH - PdL) 에 의거하는 하향 누름력에 대항하며, 그 결과 상기 수학식 4 를 만족하도록 작동로드 (53) 의 밸브체부 (56) 가 밸브시트 (64) 에 대하여 위치결정되어 제어밸브의 밸브 개도가 결정된다. 이와 같이 하여 결정된 밸브 개도에 따라 급기통로 (32) 를 통해 크랭크실 (15) 로의 가스공급량이 결정되며, 추기통로 (31) 를 통한 크랭크실 (15) 로부터의 가스방출량과의 관계에서 크랭크압 (Pc) 이 조절된다.

(내연기관, 무단변속기 및 공조장치의 제어체계)

도 2 에 나타내는 바와 같이, 제어장치 (106) 는 CPU, ROM, RAM 및 I/O 인터페이스를 구비한 컴퓨터 유사의 제어유니트이다. A/C 스위치 (승무원이 조작하는 공조장치의 ON/OFF 스위치) (91), 차실내 온도 (Te (t)) 를 검출하기 위한 차실내온도 센서 (92), 차실내 온도의 바람직한 온도 (Te (set)) 를 설정하기 위한 차실내온도 설정기 (93), 차량의 주행속도 (차속도) 를 검출하기 위한 차속도 센서 (94), 내연기관 (101) 의 회전속도 (Ne) 를 검출하기 위한 회전속도 센서 (95), 액셀 개도 (액셀 밟음량) (Acc) 를 검출하기 위한 액셀 개도 센서 (96) 및 내연기관 (101) 의 흡입공기압을 검출하기 위한 흡입공기압 센서 (97) 는 각각 제어장치 (106) 의 I/O 의 입력단자에 접속되어 있다.

상기 압축기 (104) 의 제어밸브 (코일 (75)) 를 급전제어하는 구동회로 (82), 무단변속기 (103), 내연기관 (101) 의 흡입관에 배열 설치된 전자제어식 스로틀밸브장치 (107) 및, 내연기관 (101) 의 연소실로 연료를 직접 분사하기 위한 연료분사장치 (108) 는 각각 제어장치 (106) 의 I/O 의 출력단자에 접속되어 있다.

상기 제어장치 (106) 는 A/C 스위치 (91) 의 ON/OFF 상황, 차실내온도 센서 (92) 로부터의 검출온도 (Te (t)) 정보 및, 차실내온도 설정기 (93) 에 의한 설정온도 (Te (set)) 정보에 의거하여 구동회로 (82) 에 지령하는 듀티비 (Dt) 를 결정한다.

상기 제어장치 (106) 는 액셀 개도 센서 (96) 로부터의 액셀 개도 (Acc) 정보, 회전속도 센서 (95) 로부터의 회전속도 (Ne) 정보 및 구동회로 (82) 에 지령하는 압축기 제어신호로서의 듀티비 (Dt) 정보 등으로부터 목표기관 출력토크 (Trk) 를 산출한다.

상기 제어장치 (106) 는 산출한 목표기관 출력토크 (Trk) 에 따라 목표 스로틀 개도를 결정하고, 이 목표 스로틀 개도를 스로틀밸브장치 (107) 에 지령한다. 따라서, 스로틀밸브장치 (107) 는 지령된 목표 스로틀 개도를 실현하기 위하여 도시하지 않은 스로틀밸브의 개도를 조절하며, 이에 따라 내연기관 (101) 의 흡입공기량이 조절된다.

상기 제어장치 (106) 는 흡입공기량과 상관성이 있는 흡입 공기압 센서 (97) 로부터의 흡입 공기압 정보와, 미리 기억되어 있는 이론공연비 (14.6 : 1) 에 의거하여 목표 연료 분사량을 산출하고, 이 목표 연료 분사량을 연료분사장치 (108) 에 지령한다. 따라서, 연료분사장치 (108) 는 지령된 이론공연비 상당량의 연료를 흡입행정에 있어서 내연기관 (101) 의 연소실내로 분사한다. 즉, 본 실시형태에 있어서 기관출력토크의 변경요소는 연료분사량과 상관성이 있는 흡입공기압을 변경할 수 있는 스로틀밸브 개도로 되어 있다.

상기 제어장치 (106) 는 산출된 목표기관 출력토크 (Trk) 에 의거하여 예컨대 도 7 에 나타내는 최적 연비선을 참조하는 형태로 내연기관의 회전속도 (Ne) 의 목표치를 결정한다. 그리고, 이 회전속도 (Ne) 의 목표치와 차속도 센서 (94)로부터의 차속도정보에 의거하여 목표 변속비를 산출하고, 이 목표 변속비를 무단변속기 (103) 에 지령한다. 따라서, 무단변속기 (103) 는 지령된 목표변속비를 실현하기 위하여, 예컨대 구동풀리와 종동풀리의 풀리비 (유효직경비) 를 조절함으로써 내연기관 (101) 의 회전속도 (Ne) 를 목표치로 조절한다. 그 결과, 내연기관 (101) 은 최적 연비로 되는 기관출력토크와 회전속도 (Ne) 의 조합으로 (도 7 의 최적 연비선상에서) 운전되게 된다.

이하에 제어장치 (106) 에 의한 공조장치의 제어에 대해서와, 내연기관 (101) 과 무단변속기 (103) 의 협조제어의 지침이 되는 목표기관 출력토크 (Trk) 의 산출루틴에 대하여 각각 상세하게 설명한다. 도시하지 않은 차량의 이그니션 스위치 (또는 스타트 스위치) 가 ON 되면, 상기 제어장치 (106) 는 전력을 공급받아 각종 연산처리를 개시한다.

(공조제어)

도 5 에 나타내는 바와 같이, 상기 제어장치 (106) 는 단계 S41 (이하 간단히「S41」이라 하며, 다른 단계도 이하 동일함) 에 있어서, 초도 프로그램에 따라 각종 초기설정을 실시한다. 예컨대, 제어밸브 (코일 (75)) 의 듀티비 (Dt) 에 초기치 (Dt = 0 %) 를 부여한다. 그 후, 처리는 S42 이하에 나타난 상태감시 및 듀티비 (Dt) 의 내부연산처리로 진행한다.

S42 에서는 A/C 스위치 (91) 가 ON 될 때까지 이 스위치 (91) 의 ON/OFF 상황이 감시된다. 도시하지 않았으나, A/C 스위치 (91) 가 OFF 상태에 있으면 듀티비 (Dt) 가 일의적으로 0 % 로 된다. A/C 스위치 (91) 가 ON 되면, S43 에있어서 제어장치 (106) 는 차실내온도 센서 (92) 의 검출온도 (Te (t)) 가 차실내온도 설정기 (93) 에 의한 설정온도 (Te (set)) 보다 큰지의 여부를 판정한다. S43 판정이 NO 인 경우, S44 에 있어서 상기 검출온도 (Te (t)) 가 설정온도 (Te (set)) 보다 작은지의 여부를 판정한다. S44 판정도 NO 인 경우에는, 검출온도 (Te (t)) 가 설정온도 (Te (set)) 와 일치하게 되기 때문에, 냉방능력의 변화로 이어지는 듀티비 (Dt) 를 변경할 필요는 없다. 따라서, 제어장치 (106) 는 구동회로 (82) 에 듀티비 (Dt) 의 변경지령을 발하지 않고 처리는 S42 로 점프된다.

S43 판정이 YES 인 경우, 차실내는 더워서 열부하가 크다고 예측되기 때문에, S45 에 있어서 제어장치 (106) 는 듀티비 (Dt) 를 단위량 (ΔD) 만큼 증대시키고, 그 수정치 (Dt + ΔD) 로의 듀티비 (Dt) 의 변경을 구동회로 (82) 에 지령한다. 그러면, 솔레노이드부 (52) 의 전자력 (F) 이 약간 강해져서 이 시점에서의 2 점간 차압 (PdH - PdL) 으로는 상하 가압력의 균형을 도모할 수 없기 때문에, 작동로드 (53) 가 상향운동하여 복귀 스프링 (68) 이 축력되며, 이 복귀 스프링 (68) 의 하향 가압력 (f1) 의 증가분이 상향의 전자 가압력 (F) 의 증가분을 보상하여 다시 수학식 4 가 성립하는 위치에 작동로드 (53) 의 밸브체부 (56) 가 위치결정된다. 그 결과, 제어밸브의 개도, 즉 급기통로 (32) 의 개도가 약간 감소하여 크랭크압 (Pc) 이 저하경향으로 되며, 이 크랭크압 (Pc) 과 실린더 보어 (20) 의 내압의 피스톤 (21) 을 통한 차도 작아져서 경사판 (18) 이 경사각도 증대방향으로 경사운동하고, 압축기 (104) 의 상태는 토출용량이 증대하여 부하토크도 증대하는 방향으로 이행한다. 압축기 (104) 의 토출용량이 증대하면 냉매순환회로에 있어서의 냉매유량도 증가하고, 증발기 (38) 에서의 제열능력도 높아져서 온도 (Te (t)) 도 저하경향으로 향하게 되며, 또한 2 점간 차압 (PdH - PdL) 은 증가한다.

한편, S44 판정이 YES 인 경우, 차실내는 추워서 열부하가 작다고 예측되기 때문에, S46 에 있어서 제어장치 (106) 는 듀티비 (Dt) 를 단위량 (ΔD) 만큼 감소시키고, 그 수정치 (Dt - ΔD) 로의 듀티비 (Dt) 의 변경을 구동회로 (82) 에 지령한다. 그러면, 솔레노이드부 (52) 의 전자력 (F) 이 약간 약해져서, 이 시점에서의 이점간 차압 (PdH - PdL) 으로는 상하 가압력의 균형을 도모할 수 없기 때문에, 작동로드 (53) 가 하향운동하여 복귀 스프링 (68) 의 축력도 감소하며, 이 복귀 스프링 (68) 의 하향 가압력 (f1) 의 감소분이 상향의 전자 가압력 (F) 의 감소분을 보상하여 다시 수학식 4 가 성립하는 위치에 작동로드 (53) 의 밸브체부 (56) 가 위치결정된다. 그 결과, 제어밸브의 개도, 즉 급기통로 (32) 의 개도가 약간 증가하여 크랭크압 (Pc) 이 증대경향으로 되며, 크랭크압 (Pc) 과 실린더 보어 (20) 의 내압의 피스톤 (21) 을 통한 차도 커져서 경사판 (18) 이 경사각도 감소방향으로 경사운동하고, 압축기 (104) 의 상태는 토출용량이 감소하여 부하토크도 감소하는 방향으로 이행한다. 압축기의 토출용량이 감소하면 증발기 (38) 에서의 제열능력도 낮아져서 온도 (Te (t)) 도 저하경향으로 향하게 되며, 또한 2 점간 차압 (PdH - PdL) 은 감소한다.

이와 같이 S45 및/또는 S46 에서의 듀티비 (Dt) 의 수정처리를 거침으로써, 검출온도 (Te (t)) 가 설정온도 (Te (set)) 에서 벗어나 있어도 듀티비 (Dt) 가 점차 최적화되며, 그리고 제어밸브에서의 내부 자율적인 밸브 개도 조절도 함께 온도 (Te (t)) 가 설정온도 (Te (set)) 부근으로 수속한다.

(목표기관 출력토크의 산출루틴)

도 6 에 나타내는 바와 같이, 제어장치 (106) 는 S51 에 있어서 액셀 개도 센서 (96) 로부터의 액셀 개도 (액셀 밟음량) (Acc) 정보를「액셀 개도 - 드라이버 요구출력마력」의 변환용 테이블을 사용하여 드라이버 요구출력마력 (Hp) 으로 변환한다. S52 에서는 산출한 드라이버 요구출력마력 (Hp) 과 회전속도 센서 (95) 로부터의 회전속도 (Ne) 정보에 의해 드라이버 요구출력토크 (Trdr) 를 산출한다. S53 에서는 압축기 (104) 이외의 보조기기 (파워 스티어링 장치용 유압펌프 등) 의 작동상황에 따라 미리 기억해 둔 그 보조기기의 구동토크 (고정치) (Tret) 를 판독한다.

S54 에서는 구동회로 (82) 에 대하여 지령하는 압축기 제어신호로서의 듀티비 (Dt) 와 내연기관 (101) 의 회전속도 (Ne) 로부터 압축기 (104) 의 구동토크 (Trcp) 를 산출한다. 즉, 듀티비 (Dt) 는 냉매순환회로에 있어서의 냉매유량 (압축기 (104) 에서 외부냉매회로 (35) 로의 단위시간당 냉매토출량) 을 설정하는 신호이다. 따라서, 이 듀티비 (Dt) 로부터는 미리 설정된「듀티비 - 냉매유량」의 변환용 테이블을 사용함으로써, 냉매순환회로에 있어서의 냉매유량을 일의적으로 구할 수 있다. 또한, 내연기관 (101) 의 회전속도 (Ne) 와 미리 기억되어 있는 동력전달기구 (105) 의 풀리비에 의해 구동축 (16) 의 회전속도를 구할 수 있다. 따라서, 냉매순환회로에 있어서의 냉매유량을 구동축 (16) 의 회전속도로나누면, 압축기 (104) 에서 외부냉매회로 (35) 로의 구동축 (16) 단위회전당 냉매토출량, 즉 압축기 (104) 의 토출용량을 산출할 수 있다. 압축기 (104) 의 토출용량은 미리 설정된「토출용량 - 구동토크」의 변환용 테이블을 사용함으로써, 압축기 (104) 의 구동토크 (Trcp) 로 일의적으로 변환할 수 있다.

S55 에서는 산출한 압축기 (104) 의 구동토크 (Trcp) 와 판독한 압축기 이외의 보조기기의 구동토크 (Tret) 를 더하여 보조기기 구동토크 (Trh) 를 구한다. S56 에서는 드라이버 요구출력토크 (Trdr) 와 보조기기 구동토크 (Trh) 를 더함으로써 목표기관 출력토크 (Trk) 가 구해진다.

상기 구성의 본 실시형태에 있어서는 다음과 같은 효과가 있다.

(1) 제어장치 (106) 는 내연기관 (101) 과 무단변속기 (103) 를 협조제어한 후에 목표기관 출력토크 (Trk) 를 산출함에 있어서, 공조제어에 사용되는 압축기 제어신호 (제어밸브를 제어하기 위한 듀티비 (Dt)) 에 의거하여 압축기 (104) 의 구동토크 (Trcp) 를 수시로 추정하고 있다. 따라서, 압축기 (104) 의 구동토크를 고정치로 하여 취급하는 종래기술과 비교하여 실제의 구동토크와의 사이에 큰 차이가 생기는 것을 피할 수 있다. 그 결과, 목표기관 출력토크 (Trk) 를 실제의 요구치와 거의 차이없이 정확하게 산출할 수 있어서, 내연기관 (101) 의 저연비를 추구한 무단변속기 (103) 와의 협조제어를 바람직하게 실시할 수 있다. 또한, 이와 같은 압축기 제어신호로부터 압축기 (104) 의 구동토크 (Trcp) 를 추정하는 방법을 채택함으로써, 토크센서 등의 전용 검출기를 구비할 필요가 없어서 비용면에서도 유리해진다.

(2) 제어밸브는 제어장치 (106) 에서 구동회로 (82) 로 지령된 듀티비 (Dt) 에 의거하여 제어목표치인 2 개의 압력 감시점 (P1, P2) 사이의 설정차압 (PdH - PdL), 요컨대 냉매순환회로에 있어서의 설정냉매유량을 결정함과 동시에, 이 설정냉매유량에 실제의 냉매유량이 근접하도록 압축기 (104) 의 토출용량을 제어하는 구성이다. 따라서, 제어장치 (106) 는 구동회로 (82) 로 지령하는 듀티비 (Dt) 에서 냉매순환회로에 있어서의 냉매유량을 일의적으로 이끌어낼 수 있으며, 이 냉매유량과 내연기관 (101) 의 회전속도 (Ne) 로부터는 압축기 (104) 의 토출용량 (구동토크 (Trcp)) 를 용이하면서 정확하게 추정할 수 있다.

(3) 제어밸브는 2 개의 압력 감시점 (P1, P2) 사이의 차압 (PdH - PdL) 을 기계적으로 검출하고, 이 검출한 2 점간 차압 (PdH - PdL) 에 의거하여 자율적으로 밸브 개도를 조절할 수 있는 구성이다. 따라서, 각 압력 감시점 (P1, P2) 의 압력을 검출하기 위하여 압력센서 등의 전기적 구성을 필요로 하지 않고, 제어장치 (106) 에 있어서의 제어밸브의 제어프로그램도 간단한 것으로 충분한다.

그리고, 본 발명의 취지에서 일탈하지 않는 범위에서 이하의 태양으로도 실시할 수 있다.

◎ 상기 실시형태에 있어서는, 목표기관 출력토크 (Trk) 에 의거하여 스로틀밸브 개도 (흡입공기량) 를 조절하고, 미리 설정되어 있는 이론공연비와의 관계에서 결과적으로 연료분사량이 조절됨으로써 기관출력토크의 조절을 실시하였다. 이것을 변경하여 예컨대, 스로틀밸브 개도를 일정 개도로 고정하고 목표기관 출력토크 (Trk) 에 의거하여 연료분사장치 (108) 를 직접적으로 제어함으로써, 결과적으로 공연비의 린 영역에서의 변경을 수반하는 연료분사량의 조절을 실시하여 기관출력토크를 조절하도록 하여도 된다. 또한, 기관출력토크를 변경하는 요소로서는 연료분사량과 상관성이 없는, 예컨대 연료분사시기 (균질연소인지 성층연소인지의 연소방식의 선택) 나, 흡기밸브 및 배기밸브의 적어도 일측 특성 (개폐 타이밍이나 리프트량의 변경) 이나, 점화시기 등이어도 된다.

◎ 무단변속기로서는 벨트식 이외에도 예컨대 토로이달식을 들 수 있다.

◎ 도 2 에 있어서 별도예로서 나타내는 바와 같이, 제 1 압력 감시점 (P1) 을 증발기 (38) 와 흡입실 (22) 사이의 흡입압력영역에 설정함과 동시에, 제 2 압력 감시점 (P2) 을 동일한 흡입압력영역에 있어서 제 1 압력 감시점 (P1) 보다 하류측 (저압측) 에 설정하는 것.

◎ 제 1 압력 감시점 (P1) 을 토출실 (23) 과 응축기 (36) 사이의 토출압력영역에 설정함과 동시에, 제 2 압력 감시점 (P2) 을 증발기 (38) 와 흡입실 (22) 사이의 흡입압력영역에 설정하는 것.

◎ 제 1 압력 감시점 (P1) 을 토출실 (23) 과 응축기 (36) 사이의 토출압력영역에 설정함과 동시에 제 2 압력 감시점 (P2) 을 크랭크실 (15) 에 설정하는 것. 혹은 제 1 압력 감시점 (P1) 을 크랭크실 (15) 에 설정함과 동시에, 제 2 압력 감시점 (P2) 을 증발기 (38) 와 흡입실 (22) 사이의 흡입압력영역에 설정하는 것. 즉, 압력 감시점 (P1, P2) 은 상기 실시형태와 같이 냉매순환회로의 주회로인 냉동사이클 (외부냉매회로 (35) (증발기 (38)) →흡입실 (22) →실린더 보어 (20) →토출실 (23) →외부냉매회로 (35) (응축기 (36)) 로 설정하는 것, 더욱 상세하게 설명하면, 냉동 사이클의 고압영역 및/또는 저압영역에 설정하는 것으로 한정되는 것은 아니며, 냉매순환회로의 부회로로서 위치부여된다. 용량제어용 냉매회로 (급기통로 (32) →크랭크실 (15) →추기통로 (31)) 를 구성하는 중간압영역으로서의 크랭크실 (15) 에 설정하여도 된다. 그리고 후자의 별도의 예의 경우에는, 압축기의 토출용량이 증대하면 2 점간 차압 (Pc - Ps) 이 감소하는 구성이다 (상기 실시형태와는 반대임).

◎ 예컨대, 제어밸브를 전자 구성만으로 하고, 2 개의 압력 감시점 (P1, P2) 의 압력을 각각 압력센서에 의해 검출하는 것. 이 경우, 각 압력 감시점 (P1, P2) 의 압력을 검출하는 압력센서가 차압검출수단으로 된다.

◎ 제어밸브를 급기통로 (32) 가 아니라 추기통로 (31) 의 개도 조절에 의해 크랭크압 (Pc) 을 조절하는 소위, 발출측 제어밸브로 하여도 된다.

◎ 제어밸브를 급기통로 (32) 및 추기통로 (31) 양측의 개도 조절에 의해 크랭크압 (Pc) 을 조절하는 3 방밸브 구성으로 하여도 된다.

◎ 와블식 용량가변형 압축기에 있어서 구체화한 것.

상기 실시형태에서 파악할 수 있는 기술적 사상에 대하여 기재하면, 압축기 제어신호에 의거하여 토출용량을 변경할 수 있는 공조장치의 용량가변형 압축기를 보조기기로서 구동하는 내연기관과, 이 내연기관과 구동차륜 사이의 동력전달경로상에 배열설치된 무단변속기를 구비한 차량에 있어서, 액셀 개도 정보에 의거하여 드라이버 요구출력토크를 산출하고, 압축기 제어신호에 의거하여 용량가변형 압축기의 구동토크를 산출하고, 드라이버 요구출력토크와 용량가변형 압축기의 구동토크에 의거하여 목표기관 출력토크를 산출하고, 이 목표기관 출력토크에 의거하여 내연기관과 무단변속기를 내연기관이 최적연비로 되도록 협조제어하는 차량의 출력제어방법.

상기 구성의 본 발명에 의하면, 용량가변형 압축기의 구동토크를 간단하면서 정확하게 추정할 수 있고, 나아가서는 기관출력토크를 적절하게 제어할 수 있게 된다.

Claims

압축기 제어신호에 의거하여 토출용량을 변경할 수 있는 공조장치의 용량가변형 압축기를 보조기기로서 구동하는 차량의 내연기관의 출력제어방법으로서,

상기 공조장치는 냉매순환회로에 설정된 용량가변형 압축기의 토출용량이 반영되는 2 개의 압력 감시점간의 차압을 검출하는 차압검출수단과, 압축기 제어신호에 의거하여 제어목표치인 설정차압을 결정함과 동시에 이 설정차압에 차압검출수단이 검출한 차압이 근접하도록 용량가변형 압축기의 토출용량을 제어하는 압축기 제어수단을 구비하고,

상기 압축기 제어신호에 의거하여 용량가변형 압축기의 구동토크를 산출하고, 이 용량가변형 압축기의 구동토크분을 상승시켜 기관출력토크를 제어하는 내연기관의 출력제어방법.
제 1 항에 있어서, 상기 용량가변형 압축기는 캠 플레이트를 수용하는 크랭크실의 내압을 제어함으로써 토출용량을 변경할 수 있고,

상기 압축기 제어수단은 밸브 개도 조절에 의해 크랭크실의 내압을 조절할 수 있는 제어밸브를 구비하고,

상기 제어밸브는 2 개의 압력 감시점간의 차압을 기계적으로 검출하는 차압검출수단을 내장하고, 이 차압검출수단이 검출한 차압에 의거하여 자율적으로 밸브 개도를 조절할 수 있으며, 나아가서 이 자율적인 밸브 개도 조절동작의 기준이 되는 설정차압을 압축기 제어신호에 의거하여 변경할 수 있는 설정차압 변경수단을 구비하고 있는 것을 특징으로 하는 내연기관의 출력제어방법.