WO2009110498A1 - 可変容量圧縮機の容量制御システム - Google Patents

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WO2009110498A1
WO2009110498A1 PCT/JP2009/054048 JP2009054048W WO2009110498A1 WO 2009110498 A1 WO2009110498 A1 WO 2009110498A1 JP 2009054048 W JP2009054048 W JP 2009054048W WO 2009110498 A1 WO2009110498 A1 WO 2009110498A1
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WO
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target
pressure
suction pressure
temperature
high pressure
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PCT/JP2009/054048
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English (en)
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田口幸彦
鈴木謙一
谷口聡
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サンデン株式会社
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    • F04B2027/1859—Suction pressure

Definitions

  • the present invention relates to a capacity control system for a variable capacity compressor applied to a refrigeration cycle.
  • a reciprocating variable displacement compressor used in a vehicle air conditioning system includes a housing, and a discharge chamber (discharge pressure region), a suction chamber (suction pressure region), a crank chamber, and a cylinder bore are defined in the housing. Is done.
  • a swash plate is tiltably connected to a drive shaft extending in the crank chamber, and a conversion mechanism including the swash plate converts the rotation of the drive shaft into a reciprocating motion of a piston disposed in the cylinder bore.
  • the reciprocating motion of the piston performs the steps of sucking the working fluid from the suction chamber into the cylinder bore, compressing the sucked working fluid, and discharging the compressed working fluid into the discharge chamber.
  • the stroke length of the piston that is, the discharge capacity of the compressor, becomes variable by changing the pressure (control pressure) of the crank chamber, and in order to control the discharge capacity, an air supply passage that connects the discharge chamber and the crank chamber is used.
  • a capacity control valve is disposed, and a throttle is disposed in a bleed passage that connects the crank chamber and the suction chamber.
  • the capacity control valve is controlled by the control device.
  • the pressure control member built in the capacity control valve senses the pressure in the suction chamber (suction pressure) and discharges it. Feedback control of capacity.
  • the pressure-sensitive member is made of, for example, a bellows, and expands to reduce the discharge capacity when the suction pressure decreases, thereby increasing the opening of the air supply passage.
  • the displacement control valve must have a pressure-sensitive member for sensing the suction pressure.
  • the pressure-sensitive member has a bellows, a diaphragm, or the like that forms a closed space with a variable volume, and the space is in a vacuum or atmospheric pressure.
  • the structure of the capacity control valve becomes complicated.
  • the suction pressure is controlled using a capacity control valve with a built-in pressure sensitive member, when the heat load applied to the refrigeration cycle of the air conditioning system is large and the rotation speed of the compressor is low, the discharge capacity is sufficient.
  • the drive of a variable capacity compressor is a heavy load for a vehicle engine.
  • the discharge capacity is temporarily reduced to reduce the compressor driving load. That is, the engine power is directed to the driving power as much as possible while ensuring a certain degree of air conditioning capability.
  • the suction pressure becomes uncontrollable and the operation of the compressor must be stopped, resulting in a large sacrifice in the air conditioning state of the passenger compartment.
  • a high pressure sensor that detects refrigerant pressure (high pressure) is installed in the high pressure region of the refrigeration cycle, and the pressure detected by the high pressure sensor is predetermined in order to avoid a dangerous operation region of the compressor and the refrigeration cycle.
  • Control is performed so as to decrease the discharge capacity when the threshold value is exceeded.
  • the suction pressure may exceed the upper limit of the control range, the operation of the compressor must be stopped, and the sacrifice of the air conditioning state of the passenger compartment increases. .
  • FIG. 2 of Patent Document 1 shows the relationship between the pressure in the suction chamber when the refrigerant is R134a and the current supplied to the solenoid, and the upper limit of the suction pressure control range is 0.3 to 0.4 MPaG. Is in range.
  • the present invention has been made based on the above-described circumstances, and one of its purposes is to provide a capacity control system for a variable capacity compressor having a simple structure in which the control range is greatly expanded while the suction pressure is controlled. It is to provide. Another object of the present invention is to provide a variable capacity with a simple structure that ensures air-conditioning performance while avoiding dangerous operating areas of the refrigeration cycle and variable capacity compressor even when the control range of the suction pressure is expanded. It is to provide a capacity control system for a compressor.
  • a capacity control system for a variable capacity compressor is inserted together with a radiator, an expander and an evaporator in a circulation path through which a refrigerant circulates so as to constitute a refrigeration cycle.
  • the pressure in the discharge pressure area of the variable capacity compressor acts, the pressure in the suction pressure area of the variable capacity compressor, and the solenoid unit
  • a displacement control valve having an electromagnetic force acting in a direction opposite to the pressure in the discharge pressure region, and changing the control pressure by the operation of the valve member; and a pressure in the high pressure region of the refrigeration cycle.
  • External information detection means for detecting at least two external information including, and for each external information detected by the external information detection means, based on the external information
  • a target suction pressure setting means for calculating a target value of a target suction pressure that is a target of pressure in the suction pressure region, and setting the highest value among the calculated candidate values as the target suction pressure
  • the external information Current adjusting means for adjusting the current supplied to the coil of the solenoid unit based on the pressure in the high pressure region detected by the detecting means and the target suction pressure set by the target suction pressure setting means. It is characterized (claim 1).
  • the refrigeration cycle is used in an air conditioning system, one candidate value among the plurality of candidate values is set so as to obtain a predetermined air conditioning state, and the other candidate values among the plurality of candidate values are
  • the refrigeration cycle and the variable capacity compressor are set so as to avoid a dangerous operation region (Claim 2).
  • the apparatus includes a target high pressure setting unit that sets a target high pressure that is a target of the pressure in the high pressure region, and the other candidate value is the pressure in the high pressure region detected by the external information detection unit. It is set so as to approach the target high pressure set by the high pressure setting means.
  • a first temperature detection unit that detects one of a temperature in a high-pressure region of the refrigeration cycle and a temperature of the variable capacity compressor, and a first target that is a target of a temperature detected by the first temperature detection unit.
  • First candidate temperature setting means for setting the temperature, and the other candidate value is set so that the temperature detected by the first temperature detection means approaches the target temperature set by the first target temperature setting means. It is set (claim 4).
  • a target torque setting unit that sets a target torque that is a target of the driving torque of the variable capacity compressor, and a torque detection unit that detects the driving torque of the variable capacity compressor, the other candidate value is
  • the driving torque of the variable capacity compressor detected by the torque detecting means is set so as to approach the target torque set by the target torque setting means (Claim 5).
  • the external information detection means includes at least one of a heat load detection means for detecting heat load information of the refrigeration cycle and a rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the variable capacity compressor, and the target high pressure
  • the target high pressure set by the pressure setting means, the first target temperature set by the first target temperature setting means, or the target torque set by the target torque setting means is detected by the thermal load detection means. It is set in consideration of at least one of the thermal load information and the rotational speed detected by the rotational speed detection means.
  • a second target temperature setting means for setting a second target temperature as a target of the temperature of the air that has passed through the evaporator of the refrigeration cycle, and the temperature of the air that has passed through the evaporator.
  • a second temperature detecting means for detecting, wherein the one candidate value is set so that the temperature detected by the second temperature detecting means approaches the second target temperature set by the second target temperature setting means.
  • the target suction pressure is set to be equal to or higher than a preset lower limit value (Claim 8).
  • the refrigerant used in the refrigeration cycle is carbon dioxide (claim 9).
  • the pressure (suction pressure) in the suction pressure region is opposed to the pressure (discharge pressure) in the discharge pressure region with respect to the valve body of the capacity control valve. And the electromagnetic force of the solenoid unit acts. Then, the current supplied to the coil of the solenoid unit is adjusted based on the pressure in the high pressure region detected by the external information detection means and the target suction pressure set by the target suction pressure setting means. For this reason, in this capacity control system, the control range can be greatly expanded compared to the conventional case even if the suction pressure is controlled.
  • the operation of the refrigeration cycle and the compressor on the safer side is realized, and the reliability of the refrigeration cycle and the compressor can be secured (invoice) Item 1).
  • air-conditioning performance is ensured while avoiding dangerous operation areas of the refrigeration cycle and the variable capacity compressor.
  • air conditioning performance is secured while suppressing an excessive increase in pressure in the high pressure region.
  • air conditioning performance is ensured while suppressing an excessive increase in the temperature of the high pressure region or the temperature of the variable capacity compressor.
  • air conditioning performance is ensured while suppressing an excessive increase in the drive torque of the variable capacity compressor.
  • the dangerous operation region can be set in detail according to the heat load information and the rotation speed, not only the air conditioning capability is improved, but also the reliability of the refrigeration system and the compressor is further improved (Claim 6).
  • the air conditioning control accuracy is improved (claim 7).
  • an unnecessary increase in the discharge capacity is suppressed.
  • an abnormal decrease in the suction pressure due to a lack of refrigerant or the like is suppressed (claim 8).
  • carbon dioxide as a refrigerant is in a supercritical state in the high-pressure region of the refrigeration cycle, the high-pressure pressure tends to increase, while an excessive increase in the high-pressure pressure is suppressed (claim 9).
  • FIG. 4 is a block diagram for explaining details of the solenoid driving means in FIG. 3; 4 is a control flowchart showing a main routine executed by the capacity control system of FIG.
  • FIG. 6 is a control flowchart of a first target suction pressure calculation routine included in the main routine of FIG. FIG.
  • FIG. 6 is a control flowchart of a second target suction pressure calculation routine included in the main routine of FIG. A graph showing the relationship between control current, target suction pressure and discharge pressure, It is a graph which shows the relationship between the compressor rotation speed and the upper limit of target high pressure in the modification.
  • FIG. 1 shows a refrigeration cycle 10 of a vehicle air conditioning system, and the refrigeration cycle 10 includes a circulation path 12 through which a refrigerant as a working fluid circulates.
  • a compressor 100, a radiator (condenser) 14, an expander (expansion valve) 16, and an evaporator 18 are sequentially inserted into the circulation path 12 in the flow direction of the refrigerant.
  • the refrigerant circulates through the path 12. That is, the compressor 100 performs a series of processes including a refrigerant suction process, a suction refrigerant compression process, and a compressed refrigerant discharge process.
  • the evaporator 18 also constitutes a part of an air circuit of the vehicle air conditioning system, and the air flow passing through the evaporator 18 is cooled by taking heat of vaporization by the refrigerant in the evaporator 18.
  • the compressor 100 to which the capacity control system A of the first embodiment is applied is a variable capacity compressor, for example, a swash plate type clutchless compressor.
  • the compressor 100 includes a cylinder block 101, and the cylinder block 101 is formed with a plurality of cylinder bores 101a.
  • a front housing 102 is connected to one end of the cylinder block 101, and a rear housing (cylinder head) 104 is connected to the other end of the cylinder block 101 via a valve plate 103.
  • the cylinder block 101 and the front housing 102 define a crank chamber 105, and a drive shaft 106 extends longitudinally through the crank chamber 105.
  • the drive shaft 106 passes through an annular swash plate 107 disposed in the crank chamber 105, and the swash plate 107 is hinged to a rotor 108 fixed to the drive shaft 106 via a connecting portion 109. Accordingly, the swash plate 107 can tilt while moving along the drive shaft 106.
  • a portion of the drive shaft 106 extending between the rotor 108 and the swash plate 107 is provided with a coil spring 110 that urges the swash plate 107 toward the minimum inclination angle.
  • a coil spring 111 that urges the swash plate 107 toward the maximum inclination angle is attached to a portion of the drive shaft 106 that extends between the swash plate 107 and the cylinder block 101.
  • the drive shaft 106 penetrates through a boss portion 102a protruding outside the front housing 102, and is connected to a pulley 112 as a power transmission device at the outer end of the drive shaft 106.
  • the pulley 112 is rotatably supported by a boss portion 102a via a ball bearing 113, and a belt 115 is wound around the engine 114 as an external drive source.
  • a shaft seal device 116 is disposed inside the boss portion 102a to block the inside and the outside of the front housing 102 from each other.
  • the drive shaft 106 is rotatably supported by bearings 117, 118, 119, and 120 in the radial direction and the thrust direction. Power from the engine 114 is transmitted to the pulley 112, and can rotate in synchronization with the rotation of the pulley 112.
  • a piston 130 is disposed in the cylinder bore 101a, and a tail portion protruding into the crank chamber 105 is formed integrally with the piston 130.
  • a pair of shoes 132 is disposed in a recess 130a formed in the tail portion, and the shoes 132 are in sliding contact with the outer peripheral portion of the swash plate 107 so as to be sandwiched therebetween. Therefore, the piston 130 and the swash plate 107 are interlocked with each other via the shoe 132, and the piston 130 reciprocates in the cylinder bore 101a by the rotation of the drive shaft 106.
  • a suction chamber (suction pressure region) 140 and a discharge chamber (discharge pressure region) 142 are defined in the rear housing 104, and the suction chamber 140 communicates with the cylinder bore 101 a through a suction hole 103 a provided in the valve plate 103. Is possible.
  • the discharge chamber 142 communicates with the cylinder bore 101a through a discharge hole 103b provided in the valve plate 103.
  • the suction hole 103a and the discharge hole 103b are opened and closed by a suction valve and a discharge valve (not shown), respectively.
  • a muffler 150 is provided outside the cylinder block 101, and the muffler casing 152 is joined to a muffler base 101b formed integrally with the cylinder block 101 via a seal member (not shown).
  • the muffler casing 152 and the muffler base 101b define a muffler space 154, and the muffler space 154 communicates with the discharge chamber 142 via a discharge passage 156 that passes through the rear housing 104, the valve plate 103, and the muffler base 101b.
  • a discharge port 152a is formed in the muffler casing 152, and a check valve 200 is disposed in the muffler space 154 so as to block between the discharge passage 156 and the discharge port 152a.
  • the check valve 200 opens and closes according to the pressure difference between the pressure on the discharge passage 156 side and the pressure on the muffler space 154 side, and closes when the pressure difference is smaller than a predetermined value, and the pressure difference is predetermined. If it is larger than the value, it opens. Therefore, the discharge chamber 142 can communicate with the forward portion of the circulation path 12 via the discharge passage 156, the muffler space 154, and the discharge port 152a, and the muffler space 154 is interrupted by the check valve 200.
  • the suction chamber 140 communicates with the return path portion of the circulation path 12 via a suction port 104 a formed in the rear housing 104.
  • a capacity control valve (electromagnetic control valve) 300 is accommodated in the rear housing 104, and the capacity control valve 300 is inserted in the air supply passage 160.
  • the air supply passage 160 extends from the rear housing 104 to the cylinder block 101 through the valve plate 103 so as to communicate between the discharge chamber 142 and the crank chamber 105.
  • the suction chamber 140 communicates with the crank chamber 105 via the extraction passage 162.
  • the extraction passage 162 includes a clearance between the drive shaft 106 and the bearings 119 and 120, a space 164, and a fixed orifice 103 c formed in the valve plate 103.
  • the suction chamber 140 is connected to the capacity control valve 300 independently of the air supply passage 160 through a pressure sensitive passage 166 formed in the rear housing 104. More specifically, as shown in FIG. 2, the capacity control valve 300 includes a valve unit and a solenoid unit that opens and closes the valve unit.
  • the valve unit has a cylindrical valve housing 301, and an inlet port (valve hole 301 a) is formed at one end of the valve housing 301.
  • the valve hole 301 a communicates with the discharge chamber 142 via the upstream portion of the air supply passage 160 and opens to the valve chamber 303 defined inside the valve housing 301.
  • a cylindrical valve body 304 is accommodated in the valve chamber 303.
  • the valve body 304 can move in the valve chamber 303 in the axial direction of the valve housing 301, and can close the valve hole 301 a by contacting the end face of the valve housing 301. That is, the end surface of the valve housing 301 functions as a valve seat.
  • an outlet port 301 b is formed on the outer peripheral surface of the valve housing 301, and the outlet port 301 b communicates with the crank chamber 105 through a downstream portion of the air supply passage 160.
  • the outlet port 301b also opens into the valve chamber 303, and the discharge chamber 142 and the crank chamber 105 can communicate with each other through the valve hole 301a, the valve chamber 303, and the outlet port 301b.
  • the solenoid unit has a cylindrical solenoid housing 310, and the solenoid housing 310 is coaxially connected to the other end of the valve housing 301.
  • the open end of the solenoid housing 310 is closed by an end cap 312, and a cylindrical coil 316 surrounded by a resin member 314 is accommodated in the solenoid housing 310.
  • a concentric cylindrical fixed core 318 is accommodated in the solenoid housing 310, and the fixed core 318 extends from the valve housing 301 toward the end cap 312 to the center of the coil 316.
  • the end cap 312 side of the fixed core 318 is surrounded by a cylindrical member 320, and the cylindrical member 320 has a closed end on the end cap 312 side.
  • the fixed core 318 has an insertion hole 318 a at the center, and one end of the insertion hole 318 a opens into the valve chamber 303.
  • a movable core housing space 324 for housing the cylindrical movable core 322 is defined between the fixed core 318 and the closed end of the cylindrical member 320, and the other end of the insertion hole 318 a is the movable core housing space 324. Is open.
  • a solenoid rod 326 is slidably inserted into the insertion hole 318a, and a valve body 304 is integrally and coaxially connected to one end of the solenoid rod 326.
  • the other end of the solenoid rod 326 projects into the movable core housing space 324, and the other end of the solenoid rod 326 is fitted into a through-hole formed in the movable core 322 so that the solenoid rod 326 and the movable core 322 are integrated.
  • An open spring 328 is disposed between the stepped surface of the movable core 322 and the end surface of the fixed core 318, and a predetermined gap is secured between the movable core 322 and the fixed core 318.
  • the movable core 322, the fixed core 318, the solenoid housing 310, and the end cap 312 are made of a magnetic material and constitute a magnetic circuit.
  • the cylindrical member 320 is made of a nonmagnetic stainless steel material.
  • a pressure-sensitive port 310 a is formed in the solenoid housing 310, and a suction chamber 140 is connected to the pressure-sensitive port 310 a through a pressure-sensitive passage 166.
  • a pressure-sensitive groove 318b extending in the axial direction is formed on the outer peripheral surface of the fixed core 318, and the pressure-sensitive port 310a and the pressure-sensitive groove 318b communicate with each other.
  • suction chamber 140 and the movable core housing space 324 communicate with each other through the pressure-sensitive port 310a and the pressure-sensitive groove 318b, and the suction chamber 140 is arranged in the valve closing direction on the back side of the valve body 304 via the solenoid rod 326.
  • suction pressure Ps The integral structure of the valve body 304 and the solenoid rod 326 functions as a pressure sensitive member.
  • the area of the valve body 304 on which the suction pressure Ps acts, that is, the cross-sectional area of the solenoid rod 326 is formed to be equal.
  • crank pressure Pc the pressure of the crank chamber 105 (hereinafter referred to as crank pressure Pc) does not act on the valve body 304 in the opening / closing direction.
  • FIG. 3 is a block diagram showing a schematic configuration of the capacity control system A including the control device 400.
  • the capacity control system A has an evaporator target temperature setting means 401 as a means for setting a target cooling state of the evaporator 18, and the evaporator target temperature setting means 401 includes a vehicle interior temperature setting set by a passenger. Based on various external information, the evaporator target outlet air temperature Tes is set.
  • the evaporator target outlet air temperature Tes is a target of discharge capacity control of the compressor 100, and is a target value of the temperature of the air flow at the outlet of the evaporator 18 (evaporator outlet air temperature) Te.
  • the capacity control system A has an evaporator temperature sensor 402 that detects the cooling state of the evaporator 18 as one of external information detection means, and the evaporator temperature sensor 402 detects the evaporator outlet air temperature Te. .
  • the evaporator temperature sensor 402 is installed at the outlet of the evaporator 18 in the air circuit (see FIG. 1).
  • the capacity control system A has a high pressure sensor 403 as one of external information detection means.
  • the high pressure sensor 403 detects the refrigerant pressure (high pressure Ph) at any part of the high pressure region of the refrigeration cycle 10.
  • the high-pressure sensor 403 is attached, for example, on the inlet side of the condenser 14 and detects the high-pressure pressure Ph at that portion (see FIG. 1).
  • the high pressure region of the refrigeration cycle 10 refers to a region from the discharge chamber 142 to the inlet of the expander 16, and the high pressure region includes the discharge region.
  • the discharge area refers to an area from the discharge chamber 142 to the inlet of the radiator 14.
  • the low pressure region of the refrigeration cycle 10 refers to a region extending from the outlet of the evaporator 18 to the suction chamber 140. Further, the high pressure region and the discharge region also include the cylinder bore 101a in the compression process, and the low pressure region also includes the cylinder bore 101a in the suction process.
  • the capacity control system A has a target high pressure setting means 404, and the target high pressure setting means 404 sets a target high pressure Phs that is a target of the high pressure Ph. The target high pressure Phs is set so as to prevent an abnormal increase in the high pressure Ph in the refrigeration cycle 10.
  • the capacity control system A includes an engine speed sensor 405, and the engine speed sensor 405 detects the speed of the engine 114 (engine speed). If the engine speed is multiplied by a predetermined pulley ratio, the speed of the compressor 100 (compressor speed) can be obtained. Although not shown, the engine speed detected by the engine speed sensor 405 is input via an engine ECU (electronic control unit) that controls the engine 114. Note that the evaporator target temperature setting means 401 and the target high pressure setting means 404 can be constituted by, for example, a part of an air conditioner ECU that controls the operation of the entire air conditioning system.
  • the control device 400 is constituted by an ECU (electronic control unit), for example, and has target suction pressure setting means 410.
  • the target suction pressure setting means 410 includes first target suction pressure setting means 411, second target suction pressure setting means 412, target suction pressure comparison determination means 413, and target suction pressure restriction means 414.
  • the first target suction pressure setting unit 411 calculates a deviation ⁇ Ph between the target high pressure Phs set by the target high pressure setting unit 404 and the high pressure Ph detected by the high pressure sensor 403.
  • the first target suction pressure setting unit 411 calculates a first target suction pressure Pss1 as a target for a high pressure control mode described later. In the high pressure control mode, the discharge capacity is controlled so that the deviation ⁇ Ph becomes small.
  • the initial value of the first target suction pressure Pss1 can be calculated by, for example, the following equation (3).
  • the second target suction pressure setting means 412 calculates a deviation ⁇ Te between the evaporator target outlet air temperature Tes set by the evaporator target temperature setting means 401 and the evaporator temperature Te detected by the evaporator temperature sensor 402. Then, the second target suction pressure setting unit 412 calculates a second target suction pressure Pss2 as a target in an air conditioning control mode described later. In the air conditioning control mode, the discharge capacity is controlled so that the deviation ⁇ Te is small. Note that the initial value of the second target suction pressure Pss2 can be calculated by, for example, the following formula (3).
  • the target suction pressure comparison / determination means 413 compares the first target suction pressure Pss1 and the second target suction pressure Pss2, and selects the higher value as the target suction pressure Pss.
  • the target suction pressure limiting means 414 calculates the compressor speed Nc by multiplying the engine speed Ne by a predetermined pulley ratio, and sets the lower limit value PssL of the target suction pressure Pss based on the compressor speed Nc.
  • the target suction pressure limiting means 414 sets the lower limit value PssL as the final target suction pressure Pss, and the selected target suction pressure Pss is If it is equal to or higher than the lower limit value PssL, the selected target suction pressure Pss is set as the final target suction pressure Pss.
  • the target suction pressure limiting means 414 may set the lower limit value PssL according to the compressor rotational speed Nc. In the case of the preferred example shown in FIG.
  • the lower limit value PssL is set to the predetermined lower limit value PssL1
  • the compressor rotational speed Nc is set to the predetermined rotational speed Nc2.
  • the lower limit value PssL is set to a lower limit value PssL2 higher than the lower limit value PssL1.
  • the lower limit value PssL is set to the lower limit value PssL2.
  • the control device 400 includes a control signal calculation unit 420, which controls the target suction pressure Pss set by the target suction pressure limiting unit 414, the discharge pressure Pd, and the like. Then, the control current I to the coil 316 of the capacity control valve 300 is calculated by a predetermined calculation formula.
  • the discharge pressure Pd is calculated by the following equation in consideration of the pressure loss ⁇ P between the installation position of the high pressure sensor 403 and the discharge chamber 142.
  • the control device 400 includes a solenoid driving unit 430.
  • the solenoid driving means 430 drives the coil 316 of the capacity control valve 300 with the control current I calculated by the control signal calculating means 420.
  • the control current I is adjusted by changing the duty ratio by PWM (pulse width modulation) at a predetermined driving frequency (for example, 400 to 500 Hz).
  • PWM pulse width modulation
  • the solenoid driving unit 430 detects the current flowing through the coil 316 and performs feedback control so that this becomes the energization amount calculated by the control signal calculation unit 420.
  • the control signal calculating means 420 and the solenoid driving means 430 are based on the discharge pressure Pd detected via the high pressure sensor 403 and the target suction pressure Pss set by the target suction pressure setting means 410.
  • Current adjusting means for adjusting a control current I supplied to the solenoid 316 or a parameter related to the control current I is configured.
  • the solenoid driving unit 430 includes a switching element 431, and the switching element 431 is connected to a power source line extending between the power source 450 and the ground, and the coil of the capacity control valve 300. 316 is inserted in series.
  • the switching element 431 can electrically connect and disconnect the power line, and the control current I is supplied to the coil 316 by PWM of a predetermined driving frequency by the operation of the switching element 431.
  • a diode 432 is connected in parallel with the coil 316 to form a flywheel circuit.
  • a predetermined drive signal is input from the control signal generating means 434 to the switching element 431, and the duty ratio in PWM is changed corresponding to this signal.
  • a current sensor 436 is inserted in the power supply line, and the current sensor 436 detects a control current I flowing through the coil 316.
  • the current sensor 436 inputs the detected control current I to the control current comparison / determination unit 438.
  • the control current comparison / determination unit 438 receives the control current I input from the control signal calculation unit 420 as the discharge capacity control signal, and the current sensor.
  • the control current I detected by 436 is compared.
  • the control current comparison determination unit 438 changes the drive signal generated by the control signal generation unit 434 so that the detected control current I approaches the input control current I based on the comparison result.
  • the control signal calculation unit 420 may calculate the duty ratio as a parameter related to the control current I.
  • the control signal calculation unit The discharge capacity control signal generated by 420 is a signal for causing the solenoid driving means 430 to supply the control current I at a predetermined duty ratio. That is, the discharge capacity control signal may be a signal corresponding to the control current I or a signal corresponding to a parameter such as a duty ratio related to the control current I.
  • FIG. 6 is a flowchart showing a main routine executed by the control device 400. The main routine is started when, for example, the engine key of the vehicle is turned on, and is stopped when the vehicle is turned off.
  • initial conditions are first set (S100). Specifically, the flag F1 is set to zero, the control current I is set to an initial value I 0. The initial value I 0 of the control current is set so that the discharge capacity of the compressor 100 is minimized, and may be 0, for example.
  • the air conditioner switch (A / C) of the vehicle air conditioning system is on (S102). That is, it is determined whether or not the occupant is requesting cooling or dehumidification of the passenger compartment. If the air conditioner switch is on (Yes), the high pressure Ph detected by the high pressure sensor 403 is read (S104). Then, it is determined whether or not the flag F1 is 1 (S106). Since the initial value of the flag F1 is 0, the determination result in S106 is No, and it is compared and determined whether or not the high pressure Ph is smaller than the start limit value Ph1 (S108).
  • the high pressure Ph is equal to or larger than activation threshold Ph1, as the control current I, the initial value I 0 is output to the coil 316 (S110). In other words, in this case, the vehicle air conditioning system is maintained in the off state.
  • the first target suction pressure calculation routine S112 and the second target suction pressure calculation routine S114 are executed. In the first target suction pressure calculation routine S112, the first target suction pressure Pss1 is calculated, and in the second target suction pressure calculation routine S114, the second target suction pressure Pss2 is calculated.
  • the first target suction pressure calculation routine S112 the first target suction pressure Pss1 is calculated
  • the second target suction pressure calculation routine S114 the second target suction pressure Pss2 is calculated.
  • the first target suction pressure calculation routine S112 is executed before the second target suction pressure calculation routine S114, but the second target suction pressure calculation routine S114 may be earlier, or The first target suction pressure calculation routine S112 and the second target suction pressure calculation routine S114 may be executed in parallel.
  • steps S200, S202, and S204 of the first target suction pressure calculation routine S112 described later are performed before step S300 of the second target suction pressure calculation routine S114. .
  • the first target suction pressure calculation routine S112 and the second target suction pressure calculation routine S114 are executed in parallel, the first target suction pressure calculation routine S112 and the second target suction pressure calculation routine S114 are respectively steps S200 and S202. , S204 is performed. Then, it is determined whether or not the first target suction pressure Pss1 is equal to or higher than the second target suction pressure Pss2 (S116).
  • the first target suction pressure Pss1 is equal to or higher than the second target suction pressure Pss2, the first target suction pressure is determined.
  • Pss1 is provisionally set as the target suction pressure Pss (S118).
  • the second target suction pressure Pss2 is provisionally set as the target suction pressure Pss (S120).
  • a lower limit value PssL is set based on the compressor speed Nc calculated from the engine speed Ne (S122), and a comparison determination is made as to whether or not the temporarily set target suction pressure Pss is equal to or higher than the lower limit value PssL. (S124).
  • the lower limit value PssL is finally set to the target suction pressure Pss (S126), and when the provisional target suction pressure Pss is greater than or equal to the lower limit value PssL, provisional The target suction pressure Pss becomes the final target suction pressure Pss as it is.
  • control current I is calculated from the final target suction pressure Pss and the discharge pressure Pd calculated from the high pressure Ph (S128).
  • the control current I is calculated based on, for example, the following formula (3). It is compared and determined whether or not the control current I calculated in S128 is equal to or greater than a preset lower limit value Imin (S130). As a result of the determination in S130, when the calculated control current I is smaller than the lower limit value Imin (in the case of No), the lower limit value Imin is read as the control current value I (S132), and the control current I is converted to the coil 316. (S110).
  • the calculated control current I is compared with the upper limit value Imax that is greater than the preset lower limit value Imin. (S134).
  • the control current value I exceeds the upper limit value Imax (in the case of No)
  • the upper limit value Imax is read as the control current I (S136)
  • the control current I is output to the coil 316 ( S110). Therefore, if the control current I calculated in S128 is within the range indicated by Imin ⁇ I ⁇ Imax, it is output to the coil 316 as it is (S110). After S110, S102 is executed again.
  • the first target suction pressure calculation routine S112 and the second target suction pressure calculation routine S114 include a step of setting the flag F1 to 1, and the determination result is Yes in the second S106. Therefore, it is determined whether or not the high pressure Ph is less than the operation limit value Ph2 (S138).
  • S112 is executed as in the first time.
  • the determination result of S138 is No, that is, when the high pressure Ph is equal to or higher than the operation limit value Ph2
  • FIG. 7 is a flowchart showing details of the first target suction pressure calculation routine S112.
  • the high pressure Ph is substituted for the discharge pressure Pd in the equation (3). Further, the minimum current Imin for reliably starting the capacity control valve 300 is substituted for the control current I.
  • F1 0, it is immediately after the A / C switch is turned on, and the high pressure Ph read in S104 of the main routine is in a state where the refrigerant pressure in the refrigeration cycle 10 is balanced. Value (balance pressure) or close to the balance pressure. Thereafter, the flag F1 is set to 1 (S204), and the target high pressure Phs is read (S206).
  • a deviation ⁇ Ph between the read target high pressure Phs and high pressure Ph is calculated (S208), and the current first target suction pressure Pss1 and deviation ⁇ Ph are substituted into a predetermined calculation formula for PI control, for example.
  • a new first target suction pressure Pss1 is calculated (S210).
  • the arithmetic expression of S210 may be any expression that sets the first target suction pressure Pss1 so that the deviation ⁇ Ph becomes small.
  • This calculation formula includes the current first target suction pressure Pss1 on the left side, but the initial value Pss0 is substituted as the current first target suction pressure Pss1 for the first time.
  • the subscript n of the deviation ⁇ Ph in the arithmetic expression of S210 indicates that the deviation ⁇ Ph is calculated in the current S208.
  • the subscript n ⁇ 1 indicates that the deviation ⁇ Ph was calculated in the previous S208.
  • FIG. 8 is a flowchart showing details of the second target suction pressure calculation routine S114.
  • the target evaporator outlet air temperature Tes is set by the evaporator target temperature setting means 401 (S300), and the evaporator outlet air temperature is set by the evaporator temperature sensor 402. Te is read (S302). Then, a deviation ⁇ T between the evaporator target outlet air temperature Tes and the evaporator outlet air temperature Te is calculated (S304), and the current second target suction pressure Pss2 and the deviation ⁇ T are converted into a predetermined arithmetic expression for PI control, for example. A new second target suction pressure Pss2 is calculated by substituting (S306).
  • the S306 calculation formula only needs to set the second target suction pressure Pss2 so that the deviation ⁇ T becomes small.
  • This calculation formula includes the current second target suction pressure Pss2 on the left side, but the initial value Pss0 is substituted as the current second target suction pressure Pss2 for the first time.
  • the subscript n of the deviation ⁇ T in the arithmetic expression of S306 indicates that the deviation ⁇ T is calculated in the current S304.
  • the subscript n-1 indicates that the deviation ⁇ T has been calculated in the previous S304.
  • the discharge capacity is controlled by the air conditioning control mode so that the evaporator outlet air temperature Te approaches the evaporator target outlet air temperature Tes. Therefore, comfort in the passenger compartment is ensured.
  • the control current I supplied to the coil 316 is adjusted based on the difference between the high pressure Ph or discharge pressure Pd detected by the high pressure sensor 403 and the target suction pressure Pss set by the target pressure setting means 410.
  • the discharge capacity is reliably controlled so that the suction pressure Ps approaches the target suction pressure Pss.
  • the evaporator temperature sensor 402 directly detects the evaporator outlet air temperature Te, so that the discharge capacity is accurately adjusted so that the evaporator outlet air temperature Te approaches the evaporator target outlet air temperature Tes. To be controlled. Further, the capacity control system A controls the suction pressure Ps. For this reason, when the suction pressure Ps is lowered due to a shortage of refrigerant, the discharge capacity is decreased so that the suction pressure Ps maintains the target suction pressure Pss, and finally the capacity is shifted to the minimum capacity.
  • the capacity control valve 300 has a simple structure that does not have a pressure-sensitive member made of a conventional bellows or the like, it is avoided that the discharge capacity becomes the maximum capacity when the refrigerant is insufficient, and the compressor 100 is Protected.
  • the capacity control system A described above has a wide control range of the suction pressure Ps while the suction pressure Ps is a control target. This is due to the following reason.
  • the forces acting on the valve body 304 are the discharge pressure Pd, the suction pressure Ps, the electromagnetic force F (I) of the coil 316, and the biasing force fs of the release spring 328, and the discharge pressure Pd and The biasing force fs of the opening spring 328 acts in the valve opening direction, and the other suction pressure Ps and the electromagnetic force F (I) of the coil 316 act in the valve closing direction opposite to the valve opening direction.
  • This relationship is shown by the following formula (1), and when formula (1) is modified, formula (2) is obtained.
  • the suction pressure Ps is determined if the discharge pressure Pd and the electromagnetic force F (I), that is, the control current I are determined.
  • F (I) A ⁇ I (where A is a constant).
  • the electromagnetic force F (I) to be generated that is, the control current I
  • the value can be calculated.
  • the valve body 304 is operated so that the suction pressure Ps approaches the target suction pressure Pss, and the crank pressure Pc is adjusted. That is, the discharge capacity is controlled so that the suction pressure Ps approaches the target suction pressure Pss. In such control that brings the suction pressure Ps closer to the target suction pressure Pss, referring to FIG.
  • the control range of the suction pressure Ps can be slid according to the level of the discharge pressure Pd. That is, the control range of the suction pressure Ps at the arbitrary discharge pressure Pd1 is slid to the higher side than the control range of the suction pressure Ps at the discharge pressure Pd2 lower than the discharge pressure Pd1.
  • the control range of the target suction pressure Pss at any discharge pressure Pd can be expanded with a small electromagnetic force F (I). If the synergistic effect of the slide of the control range of the target suction pressure Pss and the expansion of the control range is exhibited, the control range of the target suction pressure Pss is greatly expanded. Note that the suction pressure Ps can be reduced by increasing the amount of current supplied to the coil 316. On the other hand, when the energization amount to the coil 316 is zero, the valve element 304 is separated by the biasing force fs of the opening spring 328 and the valve hole 301a is forcibly opened.
  • the refrigerant is introduced from the discharge chamber 142 into the crank chamber 105, and the discharge capacity is kept to a minimum.
  • the control range of the suction pressure Ps is wide, even if the suction pressure Ps changes over a wide range corresponding to the operating state of the vehicle air conditioning system, the discharge capacity is surely ensured. Be controlled. For example, even when the heat load is high, an appropriate control current I is calculated based on the target suction pressure Pss and the discharge pressure Pd, and the discharge capacity control is reliably controlled.
  • the seal area (pressure receiving area) Sv of the discharge pressure Pd of the capacity control valve 300 can be reduced, the coil 316 is enlarged even if the discharge pressure Pd is increased.
  • the control range of the suction pressure Ps can be widened.
  • the first target suction pressure Pss1 and the second target suction pressure Pss2 are compared and determined, and the higher one is set as the target suction pressure Pss (S116, S118, S120).
  • the first target suction pressure Pss1 and the second target suction pressure Pss2 are candidate values of the target suction pressure Pss calculated based on different external information, and the highest value among the candidate values is the target suction pressure. Set to Pss.
  • the control mode By performing the control mode, it is not necessary to set the discharge capacity to the minimum for emergency evacuation control. Further, although the high pressure Ph is likely to rise in such an operation region, the high pressure control mode is performed, so that the high pressure Ph does not rise excessively beyond the target high pressure Phs, and the air conditioning state of the passenger compartment is appropriately set. Kept.
  • the first target suction pressure Pss1 is set as the target suction pressure Pss.
  • the discharge capacity of the compressor 100 is controlled so that the deviation ⁇ Ph is reduced, that is, the high pressure Ph approaches the target high pressure Phs (hereinafter, this control is also referred to as a high pressure control mode).
  • the second target suction pressure Pss2 is set as the target suction pressure Pss.
  • the discharge capacity of the compressor 100 is controlled so that the deviation ⁇ T is reduced, that is, the evaporator outlet air temperature Tes approaches the target evaporator outlet air temperature Tset (hereinafter, this control is referred to as an air conditioning control mode). Also called).
  • the air conditioning control mode When the air conditioning control mode is performed, the second target suction pressure Pss2 is higher than the first target suction pressure Pss1, and the discharge capacity set based on the second target suction pressure Pss2 is the first target suction pressure. If it is based on Pss1, it is smaller than the discharge capacity that would be set. This is natural because the discharge capacity decreases as the target suction pressure Pss increases. For this reason, the high pressure Ph does not reach the target high pressure Phs while the air-conditioning control mode is being performed, and it is not necessary to directly control the high pressure Ph.
  • the first target suction pressure Pss1 is equal to or higher than the second target suction pressure Pss2, and the discharge capacity set based on the first target suction pressure Pss1 is If it is based on the second target suction pressure Pss2, it is smaller than the discharge capacity that would be set.
  • the higher the target suction pressure Pss the smaller the discharge capacity.
  • the high pressure Ph may exceed the target high pressure Phs. is there.
  • the first target suction pressure Pss1 is equal to or higher than the second target suction pressure Pss2, the high pressure Ph is directly controlled so as not to exceed the target high pressure Phs.
  • the first target suction pressure Pss1 and the second target suction pressure Pss2 are equal, any may be selected, but in the present embodiment, for convenience, the first target suction pressure Pss1 is set to the target suction pressure Pss. Is set.
  • the lower limit value PssL is set to the final target suction pressure Pss.
  • the lower limit value PssL is provided in order to prevent the suction pressure Ps from being unnecessarily lowered.
  • the discharge capacity increases due to a lack of refrigerant and the like. It is suppressed that the pressure Ps is abnormally reduced.
  • the compressor 100 is protected by setting the lower limit value PssL according to the compressor rotational speed Nc.
  • the lower limit value PssL is set to the lower limit value PssL2.
  • the discharge capacity is set low. Thereby, an increase in the load of the compressor 100 in the high rotation region is suppressed, and the compressor 100 is protected.
  • the target high pressure Phs in the high pressure control mode may be changed according to the compressor rotational speed Nc. If the target high pressure Phs is reduced to reduce the load on the compressor 100 in the region where the compressor rotational speed Nc is high, the reliability of the compressor 100 is improved. As can be seen from FIGS. 4 and 10, the lower limit value PssL and the target high pressure Phs are changed synchronously with the rotational speed Nc1 and the rotational speed Nc2, but the change of the lower limit value PssL and the target high pressure Phs is synchronous. You don't have to. Further, the target high pressure Phs may be changed according to the heat load information other than the compressor rotation speed Nc.
  • the heat load information includes outside air temperature, outside air humidity, high pressure region pressure, high pressure region temperature, low pressure region pressure, low pressure region temperature, pressure difference between the high and low pressure regions, solar radiation, air conditioner settings (air conditioner ON / OFF setting, evaporator blower voltage, inside / outside air switching door position, interior temperature setting, blowout position, air mix door position), interior temperature, interior humidity, evaporator inlet air temperature, evaporator inlet air humidity, evaporator One or more selected from a temperature representing the cooling state of the water, a pressure representing the cooling state of the evaporator, and the like can be used.
  • protection control is not limited to high pressure control mode.
  • the protection control mode only needs to avoid the dangerous operation region of the refrigeration cycle 10 and the variable capacity compressor 100.
  • the following control can be considered.
  • the discharge capacity control is executed while suppressing the temperature in the high pressure region of the refrigeration cycle 10 or the temperature of the variable capacity compressor 100 from rising abnormally.
  • the external information detection means includes a temperature sensor that detects the temperature of the high-pressure region of the refrigeration cycle 10 or the temperature of the variable capacity compressor 100.
  • the external information detection means includes drive torque detection means. Detecting the driving torque includes not only detecting the driving torque directly but also detecting it indirectly by calculation.
  • the capacity control system may execute three or more control modes. For example, as the third control mode, the temperature of the high pressure region of the refrigeration cycle 10 or the temperature of the variable capacity compressor 100 (for example, the housing temperature) is detected, and the target suction pressure Pss is set so that the detected temperature approaches the target temperature. A control mode for setting candidate values may be added. If it does in this way, discharge capacity control will be performed, suppressing that the temperature of the high-pressure pressure Ph and the high pressure area
  • the arithmetic expression used in step S210 of the first target pressure setting routine S112 only needs to calculate the first target suction pressure Pss1 so that the deviation ⁇ Ph becomes small.
  • the calculation formula used in step S306 of the second target pressure setting routine S114 may be anything that calculates the second target suction pressure Pss2 so that the deviation ⁇ T becomes small.
  • An emergency evacuation control mode that minimizes the discharge capacity may be added to the rotation speed region or the like.
  • the solenoid driving means 430 of the first embodiment described above detects the control current I flowing through the coil 316
  • the solenoid driving means 430 may not detect the control current I.
  • the duty ratio may be directly calculated by the control signal calculation means 420 and the solenoid driving means 430 may be driven based on the duty ratio.
  • the control device 400 of the first embodiment described above may be provided in the air conditioner ECU, in the compressor ECU separate from the air conditioner ECU, or may be provided integrally in the engine ECU.
  • the engine speed is detected and the compressor speed Nc is calculated, but the compressor speed Nc may be directly detected. Further, the compressor rotational speed Nc may be calculated indirectly from the vehicle speed and the gear shift position.
  • the discharge pressure Pd and the suction pressure Ps act on the valve body 304 of the capacity control valve 300, but in addition to these, a structure in which the crank pressure Pc is applied may be adopted. Further, a small bellows that partitions the inside of the capacity control valve may be used.
  • valve body is connected to one end of the bellows from the outside, the discharge pressure Pd is applied to the bellows, while the suction pressure is applied to the inside of the bellows, and the solenoid rod is connected to one end of the bellows from the inside. It is good also as a structure to do.
  • the fixed orifice 103c is arranged in the extraction passage 162 in order to increase the crank pressure Pc by regulating the flow rate of the extraction passage 162.
  • a variable flow rate restrictor is provided instead of the fixed orifice 103c.
  • a valve may be arranged to adjust the valve opening.
  • the compressor 100 is a clutchless compressor, but may be a variable capacity compressor equipped with an electromagnetic clutch.
  • the compressor 100 is a swash plate type reciprocating compressor, it may be an oscillating plate type reciprocating compressor.
  • the capacity of the compressor 100 may be changed by changing the pressure of the control pressure chamber (control pressure).
  • crank chamber 105 is a control pressure chamber
  • crank pressure Pc is a control pressure
  • the refrigerant is not limited to R134a or carbon dioxide, and the air conditioning system may use other new refrigerants.
  • the capacity control valve 300 by reducing the seal area Sv, the control range of the target suction pressure Pss can be widened even if carbon dioxide is used as the refrigerant.
  • the capacity control system of the variable capacity compressor of the present invention is applicable to air conditioning systems in general, such as indoor air conditioning systems other than vehicle air conditioning systems.

Abstract

　可変容量圧縮機の吐出容量制御システム(A)は、外部情報検知手段（402,403）によって検知された外部情報毎に、当該外部情報に基づいて吸入圧力領域の圧力の目標である目標吸入圧力の候補値を演算し、演算された複数の候補値の中から最も高い値を目標吸入圧力に設定する目標吸入圧力設定手段(410)と、外部情報検知手段（403）によって検知された高圧領域の圧力及び目標吸入圧力設定手段(410)によって設定された目標吸入圧力に基づいて、ソレノイドユニットのコイル(316)に供給される電流を調整する電流調整手段(420,430)とを備える。

Description

可変容量圧縮機の容量制御システム
　本発明は、冷凍サイクルに適用される可変容量圧縮機の容量制御システムに関する。
　例えば車両用空調システムに用いられる往復動型の可変容量圧縮機は、ハウジングを備え、ハウジングの内部には吐出室（吐出圧力領域）、吸入室（吸入圧力領域）、クランク室及びシリンダボアが区画形成される。クランク室内を延びる駆動軸には斜板が傾動可能に連結され、斜板を含む変換機構は、駆動軸の回転をシリンダボア内に配置されたピストンの往復運動に変換する。ピストンの往復運動は、吸入室からシリンダボア内への作動流体の吸入、吸入した作動流体の圧縮及び圧縮された作動流体の吐出室への吐出工程を実行する。
　ピストンのストローク長、即ち圧縮機の吐出容量は、クランク室の圧力（制御圧力）を変化させることにより可変となり、吐出容量を制御するために、吐出室とクランク室とを連通する給気通路には容量制御弁が配置され、クランク室と吸入室とを連通する抽気通路には絞りが配置される。
　容量制御弁は制御装置によって制御され、例えば特許文献１に記載された容量制御弁を用いた場合、容量制御弁に内蔵された感圧部材で吸入室の圧力（吸入圧力）を感知して吐出容量をフィードバック制御する。感圧部材は例えばベローズにより構成され、吸入圧力が低下すると吐出容量を減少すべく伸張し、給気通路の開度を増大させる。
特開平11－107929号公報
　しかしながら、特許文献１に記載されたフィードバック制御を行うには、容量制御弁が、吸入圧力を感知するための感圧部材を有していなければならない。具体的には、感圧部材は、容積が可変な閉空間を形成するベローズやダイアフラム等を有し、この空間内が真空又は大気圧となっている。このような感圧部材を使用した場合、容量制御弁の構造が複雑化してしまう。
　また、感圧部材を内蔵した容量制御弁を用いて吸入圧力を制御対象とした場合、空調システムの冷凍サイクルに加わる熱負荷が大きく、且つ、圧縮機の回転数が低いときには、十分に吐出容量を減少させられないことがあり、実際の吸入圧力が制御範囲を超えて吐出容量が全く制御不能となることもある。吐出容量が制御不能となると、圧縮機の動作を停止しなければならず、車室の空調状態が損なわれる。
　例えば、可変容量圧縮機の駆動は、車両のエンジンにとって大きな負荷となっている。このため、例えば車両の加速時や登坂時等においては、吐出容量を一時的に減少させて圧縮機の駆動負荷を低減することが行われている。すなわち、ある程度の空調能力を確保しながら、エンジンの動力を走行動力に極力振り向けることが行われている。このような場合に熱負荷が大きいと、吸入圧力が制御不能となって圧縮機の作動を停止しなければならなくなり、車室の空調状態の犠牲が大きくなる。
　例えば、冷凍サイクルの高圧領域には冷媒の圧力（高圧圧力）を検知する高圧圧力センサが装着され、圧縮機及び冷凍サイクルの危険運転領域を回避すべく、高圧圧力センサで検知された圧力が所定の閾値を超えると吐出容量を減少させるように制御することが行われている。このように高圧圧力が閾値を超えている場合、吸入圧力が制御範囲の上限を超えていることがあり、圧縮機の作動を停止しなければならず、車室の空調状態の犠牲が大きくなる。
　また例えば、冷凍サイクルの高圧領域での冷媒の温度や圧縮機の温度が設定温度を超えると、圧縮機の作動を停止しなければならず、車室の空調状態の犠牲が大きくなる。
　このような問題は、感圧部材としてのベローズを内蔵した容量制御弁を用いた場合、吸入圧力の制御範囲の上限が低いことに起因している。具体的には、特許文献１の図２は、冷媒がＲ１３４ａのときの吸入室の圧力とソレノイドに供給される電流との関係を示し、吸入圧力の制御範囲の上限は、0.3～0.4MPaGの範囲にある。熱負荷が大きい場合でも吐出容量制御を可能とするためには、この上限を高くして吸入圧力の制御範囲を大幅に拡大する必要がある。
　吸入圧力の制御範囲を拡大する手段としては、ソレノイドユニットにより発生する電磁力を大きくすればよいが、制御範囲を大幅に拡大するにはソレノイドユニットの大型化は避けられず、設計的に合理的な手段とはいえない。
　制御範囲を拡大する別の手段として、ベローズを小型化し、吸入圧力を感知するベローズの感圧面積（有効面積）を小さくすることも考えられる。しかしながら、真空又は大気圧となっているベローズの内部には、コイルばねとともに、ベローズの伸縮量を規制するストッパーを設ける必要があるため、ベローズの小型化には限界がある。
　また、吸入圧力を感知するために、ベローズに代えてダイアフラムを使用したとしても、ダイアフラムの感圧面積を小さくすると、その寿命を確保すべくダイアフラムの変位量、即ち弁ストロークも小さくしなければならない。このため、ダイアフラムの小型化にも限界がある。
　本発明は上述した事情に基づいてなされたもので、その目的の一つは、吸入圧力を制御対象としながら制御範囲が大幅に拡大された、簡素な構造の可変容量圧縮機の容量制御システムを提供することにある。
　また、本発明の目的の一つは、吸入圧力の制御範囲が拡大されても、冷凍サイクル及び可変容量圧縮機の危険運転領域を回避しつつ空調性能が確保される、簡素な構造の可変容量圧縮機の容量制御システムを提供することにある。
　上記の目的を達成するべく、本発明に係る可変容量圧縮機の容量制御システムは、冷凍サイクルを構成すべく冷媒が循環する循環路に放熱器、膨張器及び蒸発器とともに介挿され、制御圧力の変化に基づいて容量が変化する可変容量圧縮機の容量制御システムにおいて、前記可変容量圧縮機の吐出圧力領域の圧力が作用するとともに、前記可変容量圧縮機の吸入圧力領域の圧力及びソレノイドユニットの電磁力が前記吐出圧力領域の圧力とは対抗する方向にて作用する弁体を有し、前記弁体の作動により前記制御圧力を変化させる容量制御弁と、前記冷凍サイクルの高圧領域の圧力を含め少なくとも２つの外部情報を検知するための外部情報検知手段と、前記外部情報検知手段によって検知された外部情報毎に、当該外部情報に基づいて前記吸入圧力領域の圧力の目標である目標吸入圧力の候補値を演算し、演算された複数の候補値の中から最も高い値を前記目標吸入圧力に設定する目標吸入圧力設定手段と、前記外部情報検知手段によって検知された前記高圧領域の圧力及び前記目標吸入圧力設定手段によって設定された目標吸入圧力に基づいて、前記ソレノイドユニットのコイルに供給される電流を調整する電流調整手段とを備えることを特徴とする（請求項１）。
　好ましくは、前記冷凍サイクルは空調システムに使用され、前記複数の候補値のうち一の候補値は、所定の空調状態を得られるように設定され、前記複数の候補値うち他の候補値は、前記冷凍サイクル及び前記可変容量圧縮機の危険運転領域を回避するよう設定される（請求項２）。
　好ましくは、前記高圧領域の圧力の目標となる目標高圧圧力を設定する目標高圧圧力設定手段を備え、前記他の候補値は、前記外部情報検知手段で検知された前記高圧領域の圧力が前記目標高圧圧力設定手段で設定された目標高圧圧力に近づくように設定される（請求項３）。
　好ましくは、前記冷凍サイクルの高圧領域の温度及び前記可変容量圧縮機の温度のうち一方を検知する第１温度検知手段と、前記第１温度検知手段によって検知される温度の目標となる第１目標温度を設定する第１目標温度設定手段とを備え、前記他の候補値は、前記第１温度検知手段で検知された温度が前記第１目標温度設定手段で設定された目標温度に近づくように設定される（請求項４）。
　好ましくは、前記可変容量圧縮機の駆動トルクの目標となる目標トルクを設定する目標トルク設定手段と、前記可変容量圧縮機の駆動トルクを検知するトルク検知手段とを備え、前記他の候補値は、前記トルク検知手段で検知された前記可変容量圧縮機の駆動トルクが前記目標トルク設定手段で設定された目標トルクに近づくように設定される（請求項５）。
　好ましくは、前記外部情報検知手段として、前記冷凍サイクルの熱負荷情報を検知する熱負荷検知手段及び前記可変容量圧縮機の回転数を検知する回転数検知手段のうち少なくとも一方を備え、前記目標高圧圧力設定手段で設定される目標高圧圧力、前記第１目標温度設定手段で設定される第１目標温度、又は、前記目標トルク設定手段で設定される目標トルクは、前記熱負荷検知手段で検知された熱負荷情報及び前記回転数検知手段で検知された回転数のうち少なくとも一方を考慮して設定される（請求項６）。
　好ましくは、前記外部情報検知手段として、前記冷凍サイクルの蒸発器を通過した空気の温度の目標として第２目標温度を設定する第２目標温度設定手段と、前記蒸発器を通過した空気の温度を検知する第２温度検知手段とを備え、前記一の候補値は、前記第２温度検知手段で検知された温度が前記第２目標温度設定手段で設定された第２目標温度に近づくように設定される（請求項７）。
　好ましくは、前記目標吸入圧力は予め設定されている下限値以上に設定される（請求項８）。
　好ましくは、前記冷凍サイクルに使用される冷媒は二酸化炭素である（請求項９）。
　本発明の可変容量圧縮機の容量制御システムによれば、容量制御弁の弁体に対し、吐出圧力領域の圧力（吐出圧力）とは対抗する方向にて、吸入圧力領域の圧力（吸入圧力）及びソレノイドユニットの電磁力が作用する。そして、外部情報検知手段によって検知された高圧領域の圧力及び目標吸入圧力設定手段によって設定された目標吸入圧力に基づいてソレノイドユニットのコイルに供給される電流が調整される。このため、この容量制御システムでは、吸入圧力を制御対象としても、従来に比べて制御範囲を大幅に拡大できる。さらに、複数の候補値のうち最も高い値が目標吸入圧力に設定されるため、より安全側での冷凍サイクル及び圧縮機の運転が実現され、冷凍サイクル及び圧縮機の信頼性を確保できる（請求項１）。
　また、冷凍サイクル及び可変容量圧縮機の危険運転領域を回避しつつ空調性能が確保される（請求項２）。
　また、高圧領域の圧力の過大な上昇を抑制しながら空調性能が確保される（請求項３）。
　また、高圧領域の温度または可変容量圧縮機の温度の過大な上昇を抑制しながら空調性能が確保される（請求項４）。
　また、可変容量圧縮機の駆動トルクの過大な上昇を抑制しながら空調性能が確保される（請求項５）。
　また、熱負荷情報や回転数に応じて危険運転領域をきめ細かく設定できるため、空調能力が向上するのみならず、冷凍システム及び圧縮機の信頼性が更に向上する（請求項６）。
　また、空調制御精度が向上する（請求項７）。
　また、吐出容量が不必要に増大することが抑制される。特に冷媒不足等によって吸入圧力が異常に低下することが抑制される（請求項８）。
　また、冷媒である二酸化炭素が冷凍サイクルの高圧領域において超臨界状態であるため高圧圧力が上昇し易い一方、高圧圧力の過大な上昇が抑制される（請求項９）。
車両用空調システムの冷凍サイクルの概略構成を可変容量縮機の縦断面とともに示す図、 図１の可変容量圧縮機における容量制御弁の接続状態を説明するための図、 第１実施形態の可変容量圧縮機の容量制御システムの概略構成を示すブロック図、 圧縮機回転数と目標吸入圧力の下限値との関係を示すグラフ、 図３中のソレノイド駆動手段の詳細を説明するためのブロック図、 図３の容量制御システムが実行するメインルーチンを示す制御フローチャート、 図６のメインルーチンに含まれる第１目標吸入圧力演算ルーチンの制御フローチャート、 図６のメインルーチンに含まれる第２目標吸入圧力演算ルーチンの制御フローチャート、 制御電流と目標吸入圧力と吐出圧力の関係を示すグラフ、 変形例における圧縮機回転数と目標高圧圧力の上限値との関係を示すグラフである。
符号の説明
　３１６　　コイル
　４０２　　蒸発器温度センサ（外部情報検知手段）
　４０３　　高圧圧力センサ（外部情報検知手段）
　４１０　　目標吸入圧力設定手段
　４２０　　制御信号演算手段（電流調整手段）
　４３０　　ソレノイド駆動手段（電流調整手段）
　図１は、車両用空調システムの冷凍サイクル１０を示し、冷凍サイクル１０は、作動流体としての冷媒が循環する循環路１２を備える。循環路１２には、冷媒の流動方向でみて、圧縮機１００、放熱器（凝縮器）１４、膨張器（膨張弁）１６及び蒸発器１８が順次介挿され、圧縮機１００が作動すると、循環路１２を冷媒が循環する。すなわち、圧縮機１００は、冷媒の吸入工程、吸入した冷媒の圧縮工程及び圧縮した冷媒の吐出工程からなる一連のプロセスを行う。
　蒸発器１８は、車両用空調システムの空気回路の一部も構成しており、蒸発器１８を通過する空気流は、蒸発器１８内の冷媒によって気化熱を奪われることにより、冷却される。
　第１実施形態の容量制御システムＡが適用される圧縮機１００は可変容量圧縮機であり、例えば斜板式のクラッチレス圧縮機である。圧縮機１００はシリンダーブロック１０１を備え、シリンダーブロック１０１には、複数のシリンダボア１０１ａが形成されている。シリンダーブロック１０１の一端にはフロントハウジング１０２が連結され、シリンダーブロック１０１の他端には、バルブプレート１０３を介してリアハウジング（シリンダヘッド）１０４が連結されている。
　シリンダーブロック１０１及びフロントハウジング１０２はクランク室１０５を規定し、クランク室１０５内を縦断して駆動軸１０６が延びている。駆動軸１０６は、クランク室１０５内に配置された環状の斜板１０７を貫通し、斜板１０７は、駆動軸１０６に固定されたロータ１０８と連結部１０９を介してヒンジ結合されている。従って、斜板１０７は、駆動軸１０６に沿って移動しながら傾動可能である。
　ロータ１０８と斜板１０７との間を延びる駆動軸１０６の部分には、斜板１０７を最小傾角に向けて付勢するコイルばね１１０が装着され、斜板１０７を挟んで反対側の部分、即ち斜板１０７とシリンダーブロック１０１との間を延びる駆動軸１０６の部分には、斜板１０７を最大傾角に向けて付勢するコイルばね１１１が装着されている。
　駆動軸１０６は、フロントハウジング１０２の外側に突出したボス部１０２ａ内を貫通し、駆動軸１０６の外端には、動力伝達装置としてのプーリ１１２に連結されている。プーリ１１２は、ボール軸受１１３を介してボス部１０２ａによって回転自在に支持され、外部駆動源としてのエンジン１１４との間にベルト１１５が架け回される。
　ボス部１０２ａの内側には軸封装置１１６が配置され、フロントハウジング１０２の内部と外部とを遮断している。駆動軸１０６はラジアル方向及びスラスト方向にベアリング１１７，１１８，１１９，１２０によって回転自在に支持され、エンジン１１４からの動力がプーリ１１２に伝達され、プーリ１１２の回転と同期して回転可能である。
　シリンダボア１０１ａ内にはピストン１３０が配置され、ピストン１３０には、クランク室１０５内に突出したテール部が一体に形成されている。テール部に形成された凹所１３０ａ内には一対のシュー１３２が配置され、シュー１３２は斜板１０７の外周部に対し挟み込むように摺接している。従って、シュー１３２を介して、ピストン１３０と斜板１０７とは互いに連動し、駆動軸１０６の回転によりピストン１３０がシリンダボア１０１ａ内を往復動する。
　リアハウジング１０４には、吸入室（吸入圧力領域）１４０及び吐出室（吐出圧力領域）１４２が区画形成され、吸入室１４０は、バルブプレート１０３に設けられた吸入孔１０３ａを介してシリンダボア１０１ａと連通可能である。吐出室１４２は、バルブプレート１０３に設けられた吐出孔１０３ｂを介してシリンダボア１０１ａと連通している。なお、吸入孔１０３ａ及び吐出孔１０３ｂは、図示しない吸入弁及び吐出弁によってそれぞれ開閉される。
　シリンダーブロック１０１の外側にはマフラ１５０が設けられ、マフラケーシング１５２は、シリンダーブロック１０１に一体に形成されたマフラベース１０１ｂに図示しないシール部材を介して接合されている。マフラケーシング１５２及びマフラベース１０１ｂはマフラ空間１５４を規定し、マフラ空間１５４は、リアハウジング１０４、バルブプレート１０３及びマフラベース１０１ｂを貫通する吐出通路１５６を介して吐出室１４２と連通している。
　マフラケーシング１５２には吐出ポート１５２ａが形成され、マフラ空間１５４には、吐出通路１５６と吐出ポート１５２ａとの間を遮るように逆止弁２００が配置されている。具体的には、逆止弁２００は、吐出通路１５６側の圧力とマフラ空間１５４側の圧力との圧力差に応じて開閉し、圧力差が所定値より小さい場合閉作動し、圧力差が所定値より大きい場合開作動する。
　したがって吐出室１４２は、吐出通路１５６、マフラ空間１５４及び吐出ポート１５２ａを介して循環路１２の往路部分と連通可能であり、マフラ空間１５４は逆止弁２００によって断続される。一方、吸入室１４０は、リアハウジング１０４に形成された吸入ポート１０４ａを介して循環路１２の復路部分と連通している。
　リアハウジング１０４には、容量制御弁（電磁制御弁）３００が収容され、容量制御弁３００は給気通路１６０に介挿されている。給気通路１６０は、吐出室１４２とクランク室１０５との間を連通するようにリアハウジング１０４からバルブプレート１０３を経てシリンダーブロック１０１にまで亘っている。
　一方、吸入室１４０は、クランク室１０５と抽気通路１６２を介して連通している。抽気通路１６２は、駆動軸１０６とベアリング１１９，１２０との隙間、空間１６４及びバルブプレート１０３に形成された固定オリフィス１０３ｃからなる。
　また、吸入室１４０は、リアハウジング１０４に形成された感圧通路１６６を通じて、給気通路１６０とは独立して容量制御弁３００に接続されている。
　より詳しくは、図２に示したように、容量制御弁３００は、弁ユニットと弁ユニットを開閉作動させるソレノイドユニットとからなる。弁ユニットは、円筒状の弁ハウジング３０１を有し、弁ハウジング３０１の一端には入口ポート（弁孔３０１ａ）が形成されている。弁孔３０１ａは、給気通路１６０の上流側部分を介して吐出室１４２と連通し、且つ、弁ハウジング３０１の内部に区画された弁室３０３に開口している。
　弁室３０３内には、円柱状の弁体３０４が収容されている。弁体３０４は、弁室３０３内を弁ハウジング３０１の軸線方向に移動可能であり、弁ハウジング３０１の端面に当接することで弁孔３０１ａを閉塞可能である。すなわち、弁ハウジング３０１の端面は弁座として機能する。
　また、弁ハウジング３０１の外周面には出口ポート３０１ｂが形成され、出口ポート３０１ｂは、給気通路１６０の下流側部分を介してクランク室１０５と連通する。出口ポート３０１ｂも弁室３０３に開口しており、弁孔３０１ａ、弁室３０３及び出口ポート３０１ｂを通じて、吐出室１４２とクランク室１０５とは連通可能である。
　ソレノイドユニットは円筒状のソレノイドハウジング３１０を有し、ソレノイドハウジング３１０は弁ハウジング３０１の他端に同軸的に連結されている。ソレノイドハウジング３１０の開口端は、エンドキャップ３１２によって閉塞され、ソレノイドハウジング３１０内には、樹脂部材３１４によって囲まれた円筒形状のコイル３１６が収容されている。
　またソレノイドハウジング３１０内には、同心上に円筒状の固定コア３１８が収容され、固定コア３１８は、弁ハウジング３０１からエンドキャップ３１２に向けてコイル３１６の中央まで延びている。固定コア３１８のエンドキャップ３１２側は筒状部材３２０によって囲まれ、筒状部材３２０は、エンドキャップ３１２側に閉塞端を有する。
　固定コア３１８は、中央に挿通孔３１８ａを有し、挿通孔３１８ａの一端は弁室３０３に開口している。また、固定コア３１８と筒状部材３２０の閉塞端との間には、円筒状の可動コア３２２を収容する可動コア収容空間３２４が規定され、挿通孔３１８ａの他端は、可動コア収容空間３２４に開口している。
　挿通孔３１８ａには、ソレノイドロッド３２６が摺動可能に挿通され、ソレノイドロッド３２６の一端に弁体３０４が一体且つ同軸的に連結されている。ソレノイドロッド３２６の他端は可動コア収容空間３２４内に突出し、ソレノイドロッド３２６の他端部は、可動コア３２２に形成された貫通孔に嵌合され、ソレノイドロッド３２６と可動コア３２２とは一体化されている。また、可動コア３２２の段差面と固定コア３１８の端面との間には、開放ばね３２８が配置され、可動コア３２２と固定コア３１８との間には所定の隙間が確保されている。
　可動コア３２２、固定コア３１８、ソレノイドハウジング３１０及びエンドキャップ３１２は磁性材料で形成され、磁気回路を構成する。筒状部材３２０は非磁性材料のステンレス系材料で形成されている。
　ソレノイドハウジング３１０には感圧ポート３１０ａが形成され、感圧ポート３１０ａには、感圧通路１６６を介して吸入室１４０が接続されている。固定コア３１８の外周面には、軸線方向に延びる感圧溝３１８ｂが形成され、感圧ポート３１０ａと感圧溝３１８ｂとは互いに連通している。
　従って、感圧ポート３１０ａ及び感圧溝３１８ｂを通じて、吸入室１４０と可動コア収容空間３２４とが連通し、ソレノイドロッド３２６を介して、弁体３０４の背面側には、閉弁方向に吸入室１４０の圧力（以下、吸入圧力Ｐｓと呼ぶ）が作用する。弁体３０４とソレノイドロッド３２６の一体構成物は、感圧部材として機能する。
　容量制御弁３００にあっては、好ましくは、弁体３０４が弁孔３０１ａを閉じた時に吐出室１４２の圧力（以下、吐出圧力Ｐｄと呼ぶ）が作用する弁体３０４の受圧面積（シール面積Ｓｖと呼ぶ）と、吸入圧力Ｐｓが作用する弁体３０４の面積、即ちソレノイドロッド３２６の断面積とが同等に形成される。この場合、弁体３０４には、開閉方向にクランク室１０５の圧力（以下、クランク圧力Ｐｃと呼ぶ）は作用しない。
　コイル３１６には、圧縮機１００の外部に設けられた制御装置４００が接続され、制御装置４００から制御電流Ｉが供給されると、コイル３１６は電磁力Ｆ（Ｉ）を発生する。コイル３１６の電磁力Ｆ（Ｉ）は、可動コア３２２を固定コア３１８に向けて吸引し、弁体３０４に対して閉弁方向に作用する。
　図３は、制御装置４００を含む容量制御システムＡの概略構成を示したブロック図である。
　容量制御システムＡは、蒸発器１８の目標冷却状態を設定する手段として、蒸発器目標温度設定手段４０１を有し、蒸発器目標温度設定手段４０１は、乗員により設定される車室内温度設定を含む種々の外部情報に基づいて、蒸発器目標出口空気温度Ｔｅｓを設定する。蒸発器目標出口空気温度Ｔｅｓは、圧縮機１００の吐出容量制御の目標であり、蒸発器１８の出口での空気流の温度（蒸発器出口空気温度）Ｔｅの目標値である。
　また、容量制御システムＡは、外部情報検知手段の１つとして、蒸発器１８の冷却状態を検知する蒸発器温度センサ４０２を有し、蒸発器温度センサ４０２は蒸発器出口空気温度Ｔｅを検知する。蒸発器温度センサ４０２は、空気回路における蒸発器１８の出口に設置される（図１参照）。
　更に、容量制御システムＡは、外部情報検知手段の１つとして、高圧圧力センサ４０３を有する。高圧圧力センサ４０３は、冷凍サイクル１０の高圧領域のいずれかの部位における冷媒の圧力（高圧圧力Ｐｈ）を検知する。高圧圧力センサ４０３は、例えば凝縮器１４の入口側に装着され、当該部位における高圧圧力Ｐｈを検知する（図１参照）。
　なお冷凍サイクル１０の高圧領域とは、吐出室１４２から膨張器１６の入口までの領域をさし、高圧領域には吐出領域が含まれる。吐出領域とは、吐出室１４２から放熱器１４の入口までの領域をさす。これに対し、冷凍サイクル１０の低圧領域とは、蒸発器１８の出口から吸入室１４０に亘る領域をさす。また、高圧領域及び吐出領域には、圧縮工程にあるシリンダボア１０１ａも含まれ、低圧領域には、吸入工程にあるシリンダボア１０１ａも含まれる。
　容量制御システムＡは、目標高圧圧力設定手段４０４を有し、目標高圧圧力設定手段４０４は、高圧圧力Ｐｈの目標である目標高圧圧力Ｐｈｓを設定する。目標高圧圧力Ｐｈｓは、冷凍サイクル１０における高圧圧力Ｐｈの異常な上昇を防止するよう設定される。
　また、容量制御システムＡは、エンジン回転数センサ４０５を有し、エンジン回転数センサ４０５はエンジン１１４の回転数（エンジン回転数）を検知する。エンジン回転数に所定のプーリ比を掛ければ、圧縮機１００の回転数（圧縮機回転数）が得られる。
　なお図示しないけれども、エンジン回転数センサ４０５によって検知されるエンジン回転数は、エンジン１１４を制御するエンジン用ＥＣＵ（電子制御ユニット）を経由して入力される。
　なお、蒸発器目標温度設定手段４０１及び目標高圧圧力設定手段４０４は、例えば、空調システム全体の動作を制御するエアコン用ＥＣＵの一部により構成することができる。
　制御装置４００は、例えばＥＣＵ（電子制御ユニット）によって構成され、目標吸入圧力設定手段４１０を有する。目標吸入圧力設定手段４１０は、第１目標吸入圧力設定手段４１１、第２目標吸入圧力設定手段４１２、目標吸入圧力比較判定手段４１３及び目標吸入圧力制限手段４１４を有する。
　第１目標吸入圧力設定手段４１１は、目標高圧圧力設定手段４０４で設定された目標高圧圧力Ｐｈｓと高圧圧力センサ４０３で検知された高圧圧力Ｐｈとの偏差ΔＰｈを演算する。そして、第１目標吸入圧力設定手段４１１は、後述の高圧圧力制御モードのための目標として、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１を演算する。高圧圧力制御モードは、偏差ΔＰｈが小さくなるように吐出容量を制御するものである。なお、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１の初期値は、例えば後述の式（３）によって演算することができる。
　第２目標吸入圧力設定手段４１２は、蒸発器目標温度設定手段４０１で設定された蒸発器目標出口空気温度Ｔｅｓと蒸発器温度センサ４０２で検知された蒸発器温度Ｔｅとの偏差ΔＴｅを演算する。そして、第２目標吸入圧力設定手段４１２は、後述の空調制御モードの目標として、第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２を演算する。空調制御モードは、偏差ΔＴｅが小さくなるように吐出容量を制御するものである。なお、第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２の初期値は、例えば後述の式（３）によって演算することができる。
　目標吸入圧力比較判定手段４１３は、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１と第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２とを比較し、これらのうち高い方の値を目標吸入圧力Ｐｓｓとして選択する。
　目標吸入圧力制限手段４１４は、エンジン回転数Ｎｅに所定のプーリ比を掛けて圧縮機回転数Ｎｃを演算し、圧縮機回転数Ｎｃに基づいて、目標吸入圧力Ｐｓｓの下限値ＰｓｓＬを設定する。
　そして、目標吸入圧力制限手段４１４は、選択された目標吸入圧力Ｐｓｓが下限値ＰｓｓＬを下回った場合は、下限値ＰｓｓＬを最終的な目標吸入圧力Ｐｓｓに設定し、選択された目標吸入圧力Ｐｓｓが下限値ＰｓｓＬ以上である場合は、選択された目標吸入圧力Ｐｓｓを最終的な目標吸入圧力Ｐｓｓとして設定する。
　なお、目標吸入圧力制限手段４１４は、圧縮機回転数Ｎｃに応じて下限値ＰｓｓＬを設定してもよい。図４に示した好ましい例の場合、圧縮機回転数Ｎｃが所定の回転数Ｎｃ１未満であるときには、下限値ＰｓｓＬは所定の下限値ＰｓｓＬ１に設定され、圧縮機回転数Ｎｃが所定の回転数Ｎｃ２を超えているときには、下限値ＰｓｓＬが下限値ＰｓｓＬ１よりも高い下限値ＰｓｓＬ２に設定される。圧縮機回転数Ｎｃが回転数Ｎｃ１以上回転数Ｎｃ２以下の範囲にある場合、圧縮機回転数Ｎｃが増加しているときには下限値ＰｓｓＬは下限値ＰｓｓＬ１に設定され、圧縮機回転数Ｎｃが減少しているときには下限値ＰｓｓＬは下限値ＰｓｓＬ２に設定される。
　また、再び図３を参照すると、制御装置４００は、制御信号演算手段４２０を有し、制御信号演算手段４２０は、目標吸入圧力制限手段４１４で設定された目標吸入圧力Ｐｓｓと、吐出圧力Ｐｄとから所定の演算式により、容量制御弁３００のコイル３１６への制御電流Ｉを演算する。
　なお、吐出圧力Ｐｄは、高圧圧力センサ４０３の設置位置と吐出室１４２との間での圧力損失ΔＰを考慮して、次式により演算される。
　Ｐｄ＝ｆ（Ｐｈ）＝Ｐｈ＋ΔＰ
　更に、制御装置４００は、ソレノイド駆動手段４３０を有する。ソレノイド駆動手段４３０は、制御信号演算手段４２０で演算された制御電流Ｉで容量制御弁３００のコイル３１６を駆動する。制御電流Ｉは所定の駆動周波数（例えば４００～５００Ｈｚ）のＰＷＭ（パルス幅変調）により、デューティ比を変更することにより調整される。ソレノイド駆動手段４３０は、コイル３１６に流れる電流を検出して、これが制御信号演算手段４２０で演算した通電量となるようにフィードバック制御している。
　つまり、制御信号演算手段４２０及びソレノイド駆動手段４３０は、高圧圧力センサ４０３を介して検知された吐出圧力Ｐｄ及び目標吸入圧力設定手段４１０によって設定された目標吸入圧力Ｐｓｓに基づいて、容量制御弁３００のソレノイド３１６に供給される制御電流Ｉ若しくは当該制御電流Ｉに関連するパラメータを調整する電流調整手段を構成している。
　具体的には、図５に示したように、ソレノイド駆動手段４３０は、スイッチング素子４３１を有し、スイッチング素子４３１は、電源４５０とアースとの間を延びる電源ラインに、容量制御弁３００のコイル３１６と直列に介挿されている。スイッチング素子４３１は、電源ラインを電気的に断続可能であり、スイッチング素子４３１の動作によって、所定の駆動周波数のＰＷＭにてコイル３１６に制御電流Ｉが供給される。
　なお、フライホイール回路を形成すべく、コイル３１６と並列にダイオード４３２が接続される。
　スイッチング素子４３１には、制御信号発生手段４３４から所定の駆動信号が入力され、この信号に対応して、ＰＷＭにおけるデューティ比が変更される。
　また、電源ラインには、電流センサ４３６が介挿され、電流センサ４３６は、コイル３１６を流れる制御電流Ｉを検知する。
　電流センサ４３６は、制御電流比較判定手段４３８に検知した制御電流Ｉを入力し、制御電流比較判定手段４３８は、制御信号演算手段４２０から吐出容量制御信号として入力された制御電流Iと、電流センサ４３６によって検知された制御電流Ｉとを比較する。そして、制御電流比較判定手段４３８は、比較結果に基づいて、検知された制御電流Ｉが入力された制御電流Iに近付くように、制御信号発生手段４３４が発生する駆動信号を変更する。
　なお、ソレノイド駆動手段４３０がデューティ比で制御電流Ｉを調整する場合、制御信号演算手段４２０は、制御電流Iと関連を有するパラメータとしてデューティ比を演算してもよく、この場合、制御信号演算手段４２０によって生成される吐出容量制御信号は、ソレノイド駆動手段４３０に所定のデューティ比で制御電流Ｉを供給させるための信号である。
　つまり、吐出容量制御信号は、制御電流Iに対応する信号であってもよいし、制御電流Iと関連のあるデューティ比等のパラメータに対応する信号であってもよい。
　以下、上述した容量制御システムＡの動作（使用方法）を説明する。
　図６は制御装置４００が実行するメインルーチンを示したフローチャートである。メインルーチンは、例えば車両のエンジンキーがオン状態になると起動され、オフ状態になると停止される。
　メインルーチンでは、まず初期条件が設定される（Ｓ１００）。具体的には、フラグＦ１がゼロに設定され、制御電流Ｉが初期値Ｉ０に設定される。制御電流の初期値Ｉ０は、圧縮機１００の吐出容量が最小になるように設定され、例えば０であってもよい。
　次に、車両用空調システムのエアコンスイッチ（Ａ／Ｃ）がオンであるか否かが判定される（Ｓ１０２）。即ち、乗員が、車室の冷房又は除湿を要求しているか否かが判定される。エアコンスイッチがオンの場合（Ｙｅｓの場合）、高圧圧力センサ４０３により検知された高圧圧力Ｐｈが読み込まれる（Ｓ１０４）。
　それから、フラグＦ１が１であるか否か比較判定される（Ｓ１０６）。フラグＦ１の初期値は０であるため、Ｓ１０６の判定結果はＮｏとなり、高圧圧力Ｐｈが起動限界値Ｐｈ１よりも小さいか否か比較判定される（Ｓ１０８）。
　Ｓ１０８において、高圧圧力Ｐｈが起動限界値Ｐｈ１以上の場合、制御電流Ｉとして、初期値Ｉ０がコイル３１６に出力される（Ｓ１１０）。換言すれば、この場合、車両用空調システムはオフの状態に維持される。
　Ｓ１０８において高圧圧力Ｐｈが起動限界値Ｐｈ１未満の場合、第１目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１２及び第２目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１４が実行される。第１目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１２では第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１が演算され、第２目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１４では第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２が演算される。
　なお、図６では、第１目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１２の方が第２目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１４よりも先に実行されるが、第２目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１４の方が先でもよく、あるいは、第１目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１２及び第２目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１４が並行に実行されてもよい。
　第２目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１４の方が先の場合、後述する第１目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１２のステップＳ２００、Ｓ２０２、Ｓ２０４は、第２目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１４のステップＳ３００の前に行われる。第１目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１２及び第２目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１４が並行に実行される場合、第１目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１２及び第２目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１４のそれぞれで、ステップＳ２００、Ｓ２０２、Ｓ２０４が行われる。
　それから第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１が第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２以上であるか否か比較判定され（Ｓ１１６）、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１が第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２以上である場合、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１が目標吸入圧力Ｐｓｓとして暫定的に設定される（Ｓ１１８）。一方、Ｓ１１６において、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１が第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２未満である場合、第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２が目標吸入圧力Ｐｓｓとして暫定的に設定される（Ｓ１２０）。
　一方、エンジン回転数Ｎｅから演算された圧縮機回転数Ｎｃに基づいて下限値ＰｓｓＬが設定され（Ｓ１２２）、暫定的に設定された目標吸入圧力Ｐｓｓは下限値ＰｓｓＬ以上であるか否か比較判定される（Ｓ１２４）。暫定的な目標吸入圧力Ｐｓｓが下限値ＰｓｓＬ未満の場合、下限値ＰｓｓＬが目標吸入圧力Ｐｓｓに最終的に設定され（Ｓ１２６）、暫定的な目標吸入圧力Ｐｓｓが下限値ＰｓｓＬ以上の場合、暫定的な目標吸入圧力Ｐｓｓがそのまま最終的な目標吸入圧力Ｐｓｓになる。
　そして、最終的な目標吸入圧力Ｐｓｓと、高圧圧力Ｐｈから演算された吐出圧力Ｐｄとから、制御電流Ｉが演算される（Ｓ１２８）。Ｓ１２８では、例えば後述の式（３）に基づいて制御電流Ｉが演算される。
　Ｓ１２８で演算された制御電流Ｉは、予め設定された下限値Ｉｍｉｎ以上であるか否か比較判定される（Ｓ１３０）。Ｓ１３０の判定の結果、演算された制御電流Ｉが下限値Ｉｍｉｎよりも小さい場合（Ｎｏの場合）、下限値Ｉｍｉｎが、制御電流値Ｉとして読み込まれて（Ｓ１３２）、その制御電流Ｉがコイル３１６に出力される（Ｓ１１０）。
　一方、Ｓ１３０の判定の結果、演算された制御電流Ｉが下限値Ｉｍｉｎ以上であれば（Ｙｅｓの場合）、予め設定された下限値Ｉｍｉｎより大きい上限値Ｉｍａｘと演算された制御電流Ｉが比較判定される（Ｓ１３４）。Ｓ１３４の判定の結果、制御電流値Ｉが上限値Ｉｍａｘを超えていれば（Ｎｏの場合）、上限値Ｉｍａｘが制御電流Ｉとして読み込まれ（Ｓ１３６）、制御電流Ｉがコイル３１６に出力される（Ｓ１１０）。
　従って、Ｓ１２８で演算された制御電流Ｉは、Ｉｍｉｎ≦Ｉ≦Ｉｍａｘで示される範囲にあれば、そのままコイル３１６に出力される（Ｓ１１０）。
　Ｓ１１０の後、再びＳ１０２が実行される。第１目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１２及び第２目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１４は、フラグＦ１を１に設定するステップを含み、２回目のＳ１０６では判定結果がＹｅｓになる。従って、高圧圧力Ｐｈは作動限界値Ｐｈ２未満であるか否か比較判定される（Ｓ１３８）。
　Ｓ１３８の判定結果がＹｅｓの場合、１回目と同様にＳ１１２が実行される。一方、Ｓ１３８の判定結果がＮｏの場合、すなわち、高圧圧力Ｐｈが作動限界値Ｐｈ２以上である場合、フラグＦ１が１であるか否か比較判定される（Ｓ１４０）。Ｓ１４０の判定結果がＹｅｓの場合、フラグＦ１が１に設定されるとともに（Ｓ１４２）、制御電流Ｉが初期値Ｉ０に設定されてから（Ｓ１４４）、Ｓ１１０で出力される。
　つまり、圧縮機１００の異常等何らかの不具合によって高圧圧力Ｐｈが作動限界値Ｐｈ２以上となった場合、吐出容量が最小にされる。
　図７は、第１目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１２の詳細を示すフローチャートである。
　第１目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１２では、まずフラグＦ１がゼロであるか否か比較判定される（Ｓ２００）。初期条件ではＦ１＝０であるので、Ｓ２００の判定結果はＮｏとなり、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１の初期値Ｐｓｓ０が演算される（Ｓ２０２）。初期値Ｐｓｓ０は、例えば式（３）に基づいて演算される。
　ただしこの場合、式（３）中の吐出圧力Ｐｄには、高圧圧力Ｐｈが代入される。また、制御電流Ｉには、容量制御弁３００が確実に起動する最低電流Ｉｍｉｎが代入される。
　なお、まだＦ１＝０であるときには、Ａ／ＣスイッチがＯＮにされた直後であり、メインルーチンのＳ１０４で読み込まれた高圧圧力Ｐｈは、冷凍サイクル１０内の冷媒圧力がバランスしている状態のときの値（バランス圧力）であるか、またはバランス圧力に近い値となっている。
　この後、フラグＦ１が１に設定され（Ｓ２０４）、目標高圧圧力Ｐｈｓが読み込まれる(Ｓ２０６)。そして、読み込まれた目標高圧圧力Ｐｈｓと高圧圧力Ｐｈとの偏差ΔＰｈが演算され（Ｓ２０８）、現在の第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１及び偏差ΔＰｈを例えばＰＩ制御のための所定の演算式に代入して新たな第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１が演算される（Ｓ２１０）。
　Ｓ２１０の演算式は、偏差ΔＰｈが小さくなるように第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１を設定するものであればよい。この演算式は、左辺に現在の第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１を含んでいるが、初回は、現在の第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１として初期値Ｐｓｓ０が代入される。また、Ｓ２１０の演算式中の偏差ΔＰｈの添字ｎは、偏差ΔＰｈが今回のＳ２０８で演算されたものであることを示す。同様に添字ｎ－１は、偏差ΔＰｈが前回のＳ２０８で演算されたものであることを示す。
　Ｓ２１０の後、フローはメインルーチンに戻るが、２回目の第１目標吸入圧力ルーチンＳ１１２では、Ｓ２００の判定結果がＮｏとなり、Ｓ２０２及びＳ２０４がスキップされる。
　図８は、第２目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１４の詳細を示すフローチャートである。
　第２目標吸入圧力演算ルーチンＳ１１４では、まず、蒸発器目標温度設定手段４０１によって目標となる蒸発器目標出口空気温度Ｔｅｓが設定されるとともに（Ｓ３００）、蒸発器温度センサ４０２によって蒸発器出口空気温度Ｔｅが読み込まれる（Ｓ３０２）。それから、蒸発器目標出口空気温度Ｔｅｓと蒸発器出口空気温度Ｔｅとの偏差ΔＴが演算され（Ｓ３０４）、現在の第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２及び偏差ΔＴを例えばＰＩ制御のための所定の演算式に代入して新たな第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２が演算される（Ｓ３０６）。
　Ｓ３０６演算式は、偏差ΔＴが小さくなるように第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２を設定するものであればよい。この演算式は、左辺に現在の第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２を含んでいるが、初回は、現在の第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２として初期値Ｐｓｓ０が代入される。また、Ｓ３０６の演算式中の偏差ΔＴの添字ｎは、偏差ΔＴが今回のＳ３０４で演算されたものであることを示す。同様に添字ｎ－１は、偏差ΔＴが前回のＳ３０４で演算されたものであることを示す。
　上述した第１実施形態の可変容量圧縮機１００の容量制御システムＡによれば、空調制御モードによって、蒸発器出口空気温度Ｔｅが蒸発器目標出口空気温度Ｔｅｓに近付くように吐出容量が制御されるため、車室内の快適性が確保される。
　特に、高圧圧力センサ４０３により検知された高圧圧力Ｐｈ若しくは吐出圧力Ｐｄと、目標圧力設定手段４１０で設定された目標吸入圧力Ｐｓｓとの差に基づいてコイル３１６に供給される制御電流Ｉが調整されることで、吸入圧力Ｐｓが目標吸入圧力Ｐｓｓに近付くように、吐出容量が確実に制御される。
　また、この容量制御システムＡでは、蒸発器温度センサ４０２が蒸発器出口空気温度Ｔｅを直接検知することにより、蒸発器出口空気温度Ｔｅが蒸発器目標出口空気温度Ｔｅｓに近付くように吐出容量が的確に制御される。
　更に、この容量制御システムＡは、吸入圧力Ｐｓを制御対象としている。このため、冷媒不足により吸入圧力Ｐｓが低下したときには、吸入圧力Ｐｓが目標吸入圧力Ｐｓｓを維持するよう、吐出容量が減少させられ、最終的には最小容量に移行する。この結果として、容量制御弁３００が従来のベローズ等により構成される感圧部材を有しない簡素な構造であっても、冷媒不足時に吐出容量が最大容量になることが回避され、圧縮機１００が保護される。
　その上、上述した容量制御システムＡは、吸入圧力Ｐｓを制御対象としながら、吸入圧力Ｐｓの制御範囲が広い。これは以下の理由による。
　容量制御弁３００において、弁体３０４に作用する力は、吐出圧力Ｐｄと、吸入圧力Ｐｓと、コイル３１６の電磁力Ｆ（Ｉ）と、開放ばね３２８の付勢力ｆｓであり、吐出圧力Ｐｄ及び開放ばね３２８の付勢力ｆｓは開弁方向、それ以外の吸入圧力Ｐｓ及びコイル３１６の電磁力Ｆ（Ｉ）は、開弁方向とは対抗する閉弁方向に作用する。
　この関係は、次の式（１）で示され、式（１）を変形すると式（２）となる。これらの式（１）、（２）から、吐出圧力Ｐｄと、電磁力Ｆ（Ｉ）即ち制御電流Ｉが決まれば、吸入圧力Ｐｓが決まることがわかる。
　ここで、電磁力Ｆ（Ｉ）が制御電流Ｉにほぼ比例するようにソレノイドユニットを設計すれば、Ｆ（Ｉ）＝Ａ・Ｉ（ただし、Ａは定数である。）として、式（２）が式（３）となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　このような関係に基づけば、図９に示したように、目標吸入圧力Ｐｓｓを予め決定し、変動する吐出圧力Ｐｄの情報がわかれば、発生させるべき電磁力Ｆ（Ｉ）つまり制御電流Ｉの値を演算できる。そして、コイル３１６への通電量をこの演算された制御電流Ｉに基づいて調整すれば、吸入圧力Ｐｓが目標吸入圧力Ｐｓｓに近付くように弁体３０４が動作し、クランク圧力Ｐｃが調整される。すなわち、吸入圧力Ｐｓが目標吸入圧力Ｐｓｓに近付くように吐出容量が制御される。
　このように吸入圧力Ｐｓを目標吸入圧力Ｐｓｓに近付けるような制御では、図９を参照すれば、吐出圧力Ｐｄの高低に応じて、吸入圧力Ｐｓの制御範囲を高低スライド可能である。すなわち、任意の吐出圧力Ｐｄ１のときの吸入圧力Ｐｓの制御範囲は、吐出圧力Ｐｄ１よりも低い吐出圧力Ｐｄ２のときの吸入圧力Ｐｓの制御範囲よりも高圧側にスライドさせられる。
　また式（３）から、シール面積Ｓｖを小さく設定すれば、小さな電磁力Ｆ（Ｉ）で、任意の吐出圧力Ｐｄにおける目標吸入圧力Ｐｓｓの制御範囲を拡大可能であることがわかる。上記目標吸入圧力Ｐｓｓの制御範囲のスライドと、この制御範囲の拡大との相乗効果を発揮させれば、目標吸入圧力Ｐｓｓの制御範囲が大幅に拡大される。
　なお、コイル３１６への通電量を増加させると、吸入圧力Ｐｓを低下させることができる。一方、コイル３１６への通電量をゼロとすれば、開放ばね３２８の付勢力ｆｓにより弁体３０４が離間して弁孔３０１ａが強制開放される。これにより吐出室１４２からクランク室１０５に冷媒が導入され、吐出容量は最小に維持される。
　このように上述した容量制御システムＡでは吸入圧力Ｐｓの制御範囲が広いため、車両用空調システムの運転状況に対応して吸入圧力Ｐｓが広い範囲に亘って変化したとしても、吐出容量が確実に制御される。例えば、熱負荷が高い場合であっても、目標吸入圧力Ｐｓｓ及び吐出圧力Ｐｄに基づいて適当な制御電流Ｉが演算され、吐出容量制御が確実に制御される。
　また、上述した容量制御システムＡによれば、容量制御弁３００の吐出圧力Ｐｄのシール面積（受圧面積）Ｓｖを小さくできるため、吐出圧力Ｐｄが高くなっても、コイル３１６の大型化を招くことなく、吸入圧力Ｐｓの制御範囲を広くすることができる。
　この一方で、容量制御システムＡでは、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１と第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２とが比較判定され、高い方が目標吸入圧力Ｐｓｓとして設定される（Ｓ１１６，Ｓ１１８，Ｓ１２０）。換言すれば、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１及び第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２は、異なる外部情報に基づいてそれぞれ演算された目標吸入圧力Ｐｓｓの候補値であり、候補値のうち最も高い値が目標吸入圧力Ｐｓｓに設定される。これにより、吸入圧力Ｐｓの制御範囲が拡大されていても、高圧圧力Ｐｈが目標高圧圧力Ｐｈｓを超えて過大に上昇することなく、吐出容量が制御される。
　そして、熱負荷が高く且つ圧縮機１００の回転数が低い場合等、吸入圧力Ｐｓを制御対象とした空調制御モードでは容量制御不能であった運転領域では、吸入圧力Ｐｓを制御対象とした高圧圧力制御モードを行うことで、緊急避難的な制御として吐出容量を最小に設定する必要がなくなる。また、かかる運転領域では高圧圧力Ｐｈが上昇し易いけれども、高圧圧力制御モードを行うことで、高圧圧力Ｐｈが目標高圧圧力Ｐｈｓを超えて過大に上昇することなく、車室の空調状態が適当に保たれる。
　具体的には、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１が第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２以上の場合、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１が目標吸入圧力Ｐｓｓとして設定される。この場合、偏差ΔＰｈが縮小するように、即ち高圧圧力Ｐｈが目標高圧圧力Ｐｈｓに近付くように、圧縮機１００の吐出容量が制御される（以下、この制御を高圧圧力制御モードともいう）。
　一方、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１が第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２未満の場合、第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２が目標吸入圧力Ｐｓｓとして設定される。この場合、偏差ΔＴが縮小するように、即ち蒸発器出口空気温度Ｔｅｓが目標蒸発器出口空気温度Ｔｓｅｔに近付くように、圧縮機１００の吐出容量が制御される（以下、この制御を空調制御モードともいう）。
　空調制御モードが行われている場合には、第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２は第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１よりも高く、第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２に基づいて設定される吐出容量は、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１に基づいたとしたら設定されるであろう吐出容量よりも小さい。これは、目標吸入圧力Ｐｓｓが高い方が吐出容量が小さくなることから当然である。
　このため、空調制御モードが行われている間、高圧圧力Ｐｈが目標高圧圧力Ｐｈｓに到達することはなく、高圧圧力Ｐｈを直接制御する必要がない。
　これに対し、高圧圧力制御モードが行われている場合には、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１は第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２以上であり、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１に基づいて設定される吐出容量は、第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２に基づいたとしたら設定されるであろう吐出容量よりも小さい。これも、目標吸入圧力Ｐｓｓが高い方が吐出容量が小さくなることから当然である。
　このため、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１が第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２よりも高いときに、第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２に基づいて吐出容量を設定した場合、高圧圧力Ｐｈが目標高圧圧力Ｐｈｓを超える虞がある。このため、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１が第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２以上であるときには、目標高圧圧力Ｐｈｓを超えないように、高圧圧力Ｐｈが直接制御される。
　なお、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１と第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２とが等しい場合、いずれを選択してもよいが、本実施形態では、便宜的に、第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１が目標吸入圧力Ｐｓｓに設定される。
　また、上述した容量制御システムＡでは、目標吸入圧力Ｐｓｓが下限値ＰｓｓＬを下回った場合は、下限値ＰｓｓＬが最終的な目標吸入圧力Ｐｓｓに設定される。下限値ＰｓｓＬは、吸入圧力Ｐｓが不必要に低下することを防止するために設けられ、目標吸入圧力Ｐｓｓを下限値ＰｓｓＬ以上に保つことで、特に、冷媒不足等によって吐出容量が増大し、吸入圧力Ｐｓが異常に低下させられることが抑制される。
　更に、上述した容量制御システムＡでは、図４に示されるように、下限値ＰｓｓＬが、圧縮機回転数Ｎｃに応じて設定されることで、圧縮機１００が保護される。より詳しくは、圧縮機回転数Ｎｃが回転数Ｎｃ２よりも高い場合、若しくは、一度回転数Ｎｃ２より高くなった後回転数Ｎｃ１以上回転数Ｎｃ２以下にある場合、下限値ＰｓｓＬが下限値ＰｓｓＬ２に設定され、吐出容量が低く設定される。これにより、高回転領域での圧縮機１００の負荷の上昇が抑制され、圧縮機１００が保護される。
　本発明は、上述した一実施形態に限定されることはなく種々の変形が可能である。
　例えば、図１０に示すように、高圧圧力制御モードにおける目標高圧圧力Ｐｈｓを、圧縮機回転数Ｎｃに応じて変化させるようにしても良い。圧縮機回転数Ｎｃの高い領域では目標高圧圧力Ｐｈｓを低下させて圧縮機１００の負荷を低減すれば、圧縮機１００の信頼性が向上する。また、図４と図１０からわかるように、下限値ＰｓｓＬ及び目標高圧圧力Ｐｈｓは、回転数Ｎｃ１及び回転数Ｎｃ２で同期して変更されるが、下限値ＰｓｓＬ及び目標高圧圧力Ｐｈｓの変更は同期していなくてもよい。
　更に、圧縮機回転数Ｎｃ以外に、熱負荷情報に応じて目標高圧圧力Ｐｈｓを変化させても良い。熱負荷情報としては、外気温度、外気湿度、高圧領域の圧力、高圧領域の温度、低圧領域の圧力、低圧領域の温度、高圧領域と低圧領域との圧力差、日射量、エアコン各種設定(エアコンＯＮ／ＯＦＦ設定、蒸発器ブロワ電圧、内外気切換ドア位置、車内温度設定、吹き出しロ位置、エアミックスドア位置)、車内温度、車内湿度、蒸発器入口空気温度、蒸発器入口空気湿度、蒸発器の冷却状態を表す温度、蒸発器の冷却状態を表す圧力等から選択された１つ以上を用いることができる。
　上述した第１実施形態では、高圧圧力制御モードは、冷凍サイクル１０及び圧縮機１００を保護する制御であったが、保護制御は、高圧圧力制御モードに限定されない。保護制御モードは、冷凍サイクル１０及び可変容量圧縮機１００の危険運転領域を回避するものであれば良く、例えば以下のような制御が考えられる。
（１）冷凍サイクル１０の高圧領域の温度または可変容量圧縮機１００の温度(例えばハウジング温度等)を検知して、検知した温度が所定の目標温度に近づくように目標吸入圧力Ｐｓｓの候補値を設定する。この候補値が目標吸入圧力Ｐｓｓに選択されれば、冷凍サイクル１０の高圧領域の温度または可変容量圧縮機１００の温度が異常に上昇することを抑制しつつ、吐出容量制御が実行される。
　なお、この場合、外部情報検知手段は、冷凍サイクル１０の高圧領域の温度または可変容量圧縮機１００の温度を検知する温度センサを含む。
（２）可変容量圧縮機１００の駆動トルクを検知し、検知した駆動トルクが目標トルクに近づくように目標吸入圧力Ｐｓｓの候補値を設定する。この候補値が目標吸入圧力Ｐｓｓに設定されれば、可変容量圧縮機１００の駆動トルクが異常に増大することを抑制しつつ、吐出容量制御が実行される。
　なお、この場合、外部情報検知手段は、駆動トルクの検知手段を含む。駆動トルクを検知することには、駆動トルクを直接検知することのみならず、演算により間接的に検知することも含まれる。
　上記した第１実施形態は、高圧圧力制御モードと空調制御モードの２つの制御モードを実行するものであるが、容量制御システムは、３つ以上の制御モードを実行してもよい。例えば、第３の制御モードとして、冷凍サイクル１０の高圧領域の温度または可変容量圧縮機１００の温度(例えばハウジング温度等)を検知し、検知した温度が目標温度に近づくように目標吸入圧力Ｐｓｓの候補値を設定する制御モードを付加しても良い。このようにすれば高圧圧力Ｐｈ及び冷凍サイクル１０の高圧領域の温度または可変容量圧縮機１００の温度が異常に上昇することを抑制しつつ、吐出容量制御が実行される。
　上記した第１実施形態において、第１目標圧力設定ルーチンＳ１１２のステップＳ２１０で用いられる演算式は、偏差ΔＰｈが小さくなるように第１目標吸入圧力Ｐｓｓ１を演算するものであればよい。同じく、第２目標圧力設定ルーチンＳ１１４のステップＳ３０６で用いられる演算式は、偏差ΔＴが小さくなるように第２目標吸入圧力Ｐｓｓ２を演算するものであればよい。
　上述した第１実施形態では、圧縮機１００が高回転数領域で運転されていても、高圧圧力Ｐｈが目標高圧圧力Ｐｈｓを過大に超えることが抑制されるけれども、万一のフェールセーフとして、高回転数領域等に吐出容量を最小とする緊急避難的な制御モードを付加してもよい。
　上述した第１実施形態のソレノイド駆動手段４３０では、コイル３１６に流れる制御電流Ｉを検出したけれども、ソレノイド駆動手段４３０では制御電流Ｉを検出しなくてもよい。その場合、例えば、制御信号演算手段４２０で直接デューティ比を演算し、当該デューティ比に基づいてソレノイド駆動手段４３０を駆動すればよい。
　上述した第１実施形態の制御装置４００は、エアコン用ＥＣＵ内またはエアコン用ＥＣＵとは別体の圧縮機用ＥＣＵ内に設けてもよく、または、エンジン用ＥＣＵ内に一体に設けてもよい。
　上述した第１実施形態では、エンジン回転数を検知して圧縮機回転数Ｎｃを演算したが、直接圧縮機回転数Ｎｃを検知してもよい。また、車速とギアシフト位置から間接的に圧縮機回転数Ｎｃを演算しても良い。
　上述した第１実施形態では、容量制御弁３００の弁体３０４に対し、吐出圧力Ｐｄ及び吸入圧力Ｐｓが作用していたが、これらの他にクランク圧力Ｐｃを作用させる構造としても良い。また、容量制御弁に、その内部を仕切る小型のベローズを使用してもよい。この場合、例えば、ベローズの一端に外側から弁体を連結し、ベローズに吐出圧力Ｐｄを作用させ、この一方で、ベローズの内側に吸入圧力を作用させ、ベローズの一端に内側からソレノイドロッドを連結する構造としても良い。
　上述した第１実施形態では、抽気通路１６２の流量を規制してクランク圧力Ｐｃを昇圧するために、抽気通路１６２に固定オリフィス１０３ｃを配置したが、固定オリフィス１０３ｃに代えて、流量可変の絞りを用いてもよく、また、弁を配置して弁開度を調整してもよい。
　上述した第１実施形態では、圧縮機１００はクラッチレス圧縮機であったが、電磁クラッチを装着した可変容量圧縮機であってもよい。また、圧縮機１００は斜板式の往復動圧縮機であったけれども、揺動板式の往復動圧縮機であってもよく、更には、制御圧力室の圧力（制御圧力）を変更して容量を可変であれば、可変容量のベーン式圧縮機やスクロール式圧縮機であってもよく、電動モータを内蔵した密閉型圧縮機であってもよい。
　なお、往復動圧縮機においては、クランク室１０５が制御圧力室であり、クランク圧力Ｐｃが制御圧力である。
　上述した第１実施形態では、冷媒はＲ１３４ａや二酸化炭素に限定されず、空調システムは、その他の新冷媒を使用してもよい。なお、容量制御弁３００において、シール面積Ｓｖを小さくすることにより、冷媒として二酸化炭素を用いても、目標吸入圧力Ｐｓｓの制御範囲を広くすることができる。
　最後に、本発明の可変容量圧縮機の容量制御システムは、車両用空調システム以外の室内用空調システム等、空調システム全般に適用可能である。

Claims (9)

  1. 　冷凍サイクルを構成すべく冷媒が循環する循環路に放熱器、膨張器及び蒸発器とともに介挿され、制御圧力の変化に基づいて容量が変化する可変容量圧縮機の容量制御システムであって、
    　前記可変容量圧縮機の吐出圧力領域の圧力が作用するとともに、前記可変容量圧縮機の吸入圧力領域の圧力及びソレノイドユニットの電磁力が前記吐出圧力領域の圧力とは対抗する方向にて作用する弁体を有し、前記弁体の作動により前記制御圧力を変化させる容量制御弁と、
    　前記冷凍サイクルの高圧領域の圧力を含め少なくとも２つの外部情報を検知するための外部情報検知手段と、
    　前記外部情報検知手段によって検知された外部情報毎に、当該外部情報に基づいて前記吸入圧力領域の圧力の目標である目標吸入圧力の候補値を演算し、演算された複数の候補値の中から最も高い値を前記目標吸入圧力に設定する目標吸入圧力設定手段と、
    　前記外部情報検知手段によって検知された前記高圧領域の圧力及び前記目標吸入圧力設定手段によって設定された目標吸入圧力に基づいて、前記ソレノイドユニットのコイルに供給される電流を調整する電流調整手段と、を備えることを特徴とする。
  2. 　請求項１に記載の可変容量圧縮機の容量制御システムであって、
    　前記冷凍サイクルは空調システムに使用され、
    　前記複数の候補値のうち一の候補値は、所定の空調状態を得られるように設定され、
    　前記複数の候補値うち他の候補値は、前記冷凍サイクル及び前記可変容量圧縮機の危険運転領域を回避するよう設定されることを特徴とする。
  3. 　請求項２に記載の可変容量圧縮機の容量制御システムであって、
    　前記高圧領域の圧力の目標となる目標高圧圧力を設定する目標高圧圧力設定手段を備え、
    　前記他の候補値は、前記外部情報検知手段で検知された前記高圧領域の圧力が前記目標高圧圧力設定手段で設定された目標高圧圧力に近づくように設定されることを特徴とする。
  4. 　請求項２に記載の可変容量圧縮機の容量制御システムであって、
    　前記冷凍サイクルの高圧領域の温度及び前記可変容量圧縮機の温度のうち一方を検知する第１温度検知手段と、
    　前記第１温度検知手段によって検知される温度の目標となる第１目標温度を設定する第１目標温度設定手段とを備え、
    　前記他の候補値は、前記第１温度検知手段で検知された温度が前記第１目標温度設定手段で設定された目標温度に近づくように設定されることを特徴とする。
  5. 　請求項２に記載の可変容量圧縮機の容量制御システムであって、
    　前記可変容量圧縮機の駆動トルクの目標となる目標トルクを設定する目標トルク設定手段と、
    　前記可変容量圧縮機の駆動トルクを検知するトルク検知手段とを備え、
    　前記他の候補値は、前記トルク検知手段で検知された前記可変容量圧縮機の駆動トルクが前記目標トルク設定手段で設定された目標トルクに近づくように設定されることを特徴とする。
  6. 　請求項３乃至５の何れかに記載の可変容量圧縮機の容量制御システムであって、
    　前記外部情報検知手段として、前記冷凍サイクルの熱負荷情報を検知する熱負荷検知手段及び前記可変容量圧縮機の回転数を検知する回転数検知手段のうち少なくとも一方を備え、
    　前記目標高圧圧力設定手段で設定される目標高圧圧力、前記第１目標温度設定手段で設定される第１目標温度、又は、前記目標トルク設定手段で設定される目標トルクは、前記熱負荷検知手段で検知された熱負荷情報及び前記回転数検知手段で検知された回転数のうち少なくとも一方を考慮して設定されることを特徴とする。
  7. 　請求項２乃至６の何れかに記載の可変容量圧縮機の容量制御システムであって、
    　前記外部情報検知手段として、前記冷凍サイクルの蒸発器を通過した空気の温度の目標として第２目標温度を設定する第２目標温度設定手段と、前記蒸発器を通過した空気の温度を検知する第２温度検知手段とを備え、
    　前記一の候補値は、前記第２温度検知手段で検知された温度が前記第２目標温度設定手段で設定された第２目標温度に近づくように設定されることを特徴とする。
  8. 　請求項１乃至７の何れかに記載の可変容量圧縮機の容量制御システムであって、
    　前記目標吸入圧力は予め設定されている下限値以上に設定されることを特徴とする。
  9. 　請求項１乃至８の何れかに記載の可変容量圧縮機の容量制御システムであって、
    　前記冷凍サイクルに使用される冷媒は二酸化炭素であることを特徴とする。
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