JP2006249969A - Controller for variable displacement compressor - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To fully bring out the capability of a variable displacement compressor while avoiding abnormal operation phenomenon of the compressor. <P>SOLUTION: Discharge capacity of this variable displacement compressor is controlled to desired amount of discharge demanded by an air conditioner by an electromagnetic capacity control valve whose amount of current carrying is duty-controlled. A duty ratio is compensated to become the minimum value among the duty ratio DT (A) required by air conditioning conditions, a first compensation duty ratio DT (B) reduced in accordance with increase of rotational speed Ne of an engine for driving the compressor, and a second compensation duty ratio DT (C) reduced in accordance with increase of a power supply voltage V applied to the capacity control valve to prevent occurrence of abnormal operation phenomenon such as collision of a piston of the compressor against a wall face due to excessive discharge capacity. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、可変容量式圧縮機の制御装置に関する。   The present invention relates to a control device for a variable capacity compressor.

従来より、車両用空調装置に用いられる可変容量式圧縮機において、その吐出容量を制御するために電磁式容量制御弁が用いられている。この電磁式容量制御弁の開度制御方法として電磁弁の励磁コイルへの通電量をデューティ制御することにより行われるものがある（例えば、特許文献１参照）。   Conventionally, in a variable capacity compressor used in a vehicle air conditioner, an electromagnetic capacity control valve has been used to control the discharge capacity. As an opening control method of this electromagnetic capacity control valve, there is one which is performed by duty-controlling the energization amount to the exciting coil of the solenoid valve (see, for example, Patent Document 1).

このような可変容量式圧縮機では、圧縮圧力が小さい作動領域で、圧縮機の動力であるエンジン回転数が高くなる、すなわち圧縮機が高回転になると、圧縮機のピストン慣性力が大きくなり、ピストン部に応力が発生したり、あるいは、ピストンのストロークが増加し、さらにはピストンのシリンダ壁面への衝突のおそれがある。   In such a variable capacity compressor, when the engine speed, which is the power of the compressor, becomes high in an operating region where the compression pressure is low, that is, when the compressor becomes high, the piston inertia force of the compressor increases. There is a risk that stress is generated in the piston portion, or the stroke of the piston increases, and further, the piston collides with the cylinder wall surface.

そのため、このような異常作動現象が発生しないよう、励磁コイルへの通電量のデューティ比を予め低めに設定するなどの、圧縮機の吐出容量を絞るような作動条件が設定されている。
特開２００２−２１９９３２号公報 For this reason, in order to prevent such an abnormal operation phenomenon from occurring, an operating condition is set such that the discharge capacity of the compressor is reduced, such as setting the duty ratio of the energization amount to the exciting coil to be low in advance.
JP 2002-219932 A

しかし、バッテリ電圧など電磁弁の電源電圧はバッテリ充電状態や車両走行状態に応じて変動し、この電源電圧の変動が電磁弁の通電量、すなわち可変容量式圧縮機の吐出容量にも影響を与えることを考慮し、この電源電圧変動分を見込んで容量を絞る必要がある。したがって、圧縮機の通常作動領域（上記異常作動現象が発生しない領域）でも圧縮機の能力をフルに発揮することができないという問題があった。換言すれば、１００％能力でなくても空調装置に必要な冷凍能力を発生できるよう、必要以上に大型の圧縮機を用いていた。   However, the power supply voltage of the solenoid valve, such as the battery voltage, fluctuates depending on the battery charge state and the vehicle running state. In view of this, it is necessary to reduce the capacity in consideration of the power supply voltage fluctuation. Therefore, there has been a problem that the compressor cannot be fully used even in the normal operation region of the compressor (the region where the abnormal operation phenomenon does not occur). In other words, an unnecessarily large compressor has been used so that the refrigeration capacity required for the air conditioner can be generated even if the capacity is not 100%.

本発明は、上記点に鑑み、可変容量式圧縮機の異常作動現象を回避しつつ、圧縮機の能力をフルに発揮させるようにすることを目的とする。   The present invention has been made in view of the above points, and an object of the present invention is to make full use of the capacity of the compressor while avoiding the abnormal operation phenomenon of the variable capacity compressor.

上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、車両エンジン（１１）により駆動されて、ガス冷媒を吸入し圧縮する圧縮機（２）と、圧縮機に設けられ、外部からの制御信号により通電量の増加に応じて吐出容量が増加するよう吐出容量を制御する容量制御機構（１５）と、制御信号を発生する制御手段（４０）と、容量制御機構に印加される電源電圧を検出する電圧検出手段（４３）とを備え、制御手段は、車両の空調装置が必要とする吐出容量に応じた必要デューティ比と電源電圧が大きいほどデューティ比が小さくなる第２補正デューティ比とを算出するとともに、算出される必要デューティ比および第２補正デューティ比のうち最小値を制御信号として容量制御機構に出力することを特徴とする。   In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, a compressor (2) driven by the vehicle engine (11) for sucking and compressing the gas refrigerant, and a control provided from the outside are provided in the compressor. A capacity control mechanism (15) for controlling the discharge capacity so that the discharge capacity increases in accordance with an increase in the energization amount according to the signal, a control means (40) for generating a control signal, and a power supply voltage applied to the capacity control mechanism. Voltage detecting means (43) for detecting, and the control means has a required duty ratio according to a discharge capacity required for the air conditioning device of the vehicle and a second corrected duty ratio that decreases as the power supply voltage increases. In addition to the calculation, the minimum value of the calculated required duty ratio and the second correction duty ratio is output as a control signal to the capacity control mechanism.

この発明によれば、容量制御機構に印加される電源電圧が増加して容量制御機構の吐出容量が増加しようとする場合に、制御信号としてのデューティ比を減少させるように補正するので、容量制御機構による圧縮機の吐出容量を絞ることができる。したがって、圧縮機の吐出容量は過大になって異常作動現象が発生することが防止されるとともに、通常作動領域ではデューティ比は絞られるこことなく、所望の吐出容量とすることができる。これにより、簡易な構成で、圧縮機の通常作動領域における吐出容量をフルに発揮できるとともに、電源電圧の増加時に異常作動現象の発生を未然に防止することができる。   According to the present invention, when the power supply voltage applied to the capacity control mechanism is increased and the discharge capacity of the capacity control mechanism is to be increased, the duty ratio as the control signal is corrected so as to decrease. The discharge capacity of the compressor by the mechanism can be reduced. Accordingly, the discharge capacity of the compressor is prevented from becoming excessive and an abnormal operation phenomenon is prevented, and the duty ratio can be reduced in the normal operation region, and a desired discharge capacity can be obtained. Thereby, the discharge capacity in the normal operation region of the compressor can be fully exhibited with a simple configuration, and the occurrence of an abnormal operation phenomenon can be prevented before the power supply voltage increases.

また、請求項２に記載のように、圧縮機の回転数に関連する回転数信号を検出する回転数検出手段（４２）をさらに備え、制御手段は、回転数信号が大きいほどデューティ比が小さくなる第１補正デューティ比を算出するとともに、算出される必要デューティ比、第１補正デューティ比および第２補正デューティ比のうちの最小値を制御信号とすることが可能である。   According to a second aspect of the present invention, there is further provided a rotation speed detection means (42) for detecting a rotation speed signal related to the rotation speed of the compressor, and the control means has a smaller duty ratio as the rotation speed signal is larger. And the minimum value among the calculated required duty ratio, first correction duty ratio, and second correction duty ratio can be used as the control signal.

これにより、圧縮機の回転数が過大になって、圧縮機に異常作動現象が発生するおそれが生ずる作動領域において、制御信号としてのデューティ比を絞ることができ、圧縮機の吐出容量が過大になって異常作動現象が発生することが防止されるとともに、通常作動領域ではデューティ比は絞られるこことなく、所望の吐出容量とすることができる。これにより、簡易な構成で、圧縮機の通常作動領域における吐出容量をフルに発揮できるとともに、圧縮機の回転数の増加時に異常作動現象の発生を未然に防止することができる。   As a result, the duty ratio as the control signal can be reduced in the operating region where the compressor rotation speed becomes excessive and an abnormal operation phenomenon may occur in the compressor, and the discharge capacity of the compressor becomes excessive. Thus, the abnormal operation phenomenon is prevented from occurring, and the duty ratio is reduced in the normal operation region, and a desired discharge capacity can be obtained. Thereby, the discharge capacity in the normal operation region of the compressor can be fully exhibited with a simple configuration, and the occurrence of an abnormal operation phenomenon can be prevented in advance when the rotation speed of the compressor is increased.

なお、回転数検出手段は、請求項３に記載のように、圧縮機を駆動する車両エンジンの回転数を検出することも、あるいは、請求項４に記載のように、圧縮機の回転数を直接検出することも可能である。   The rotation speed detection means may detect the rotation speed of the vehicle engine that drives the compressor as described in claim 3, or the rotation speed of the compressor as described in claim 4. It is also possible to detect directly.

なお、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示すものである。   In addition, the code | symbol in the bracket | parenthesis of each said means shows the correspondence with the specific means as described in embodiment mentioned later.

以下本発明の一実施形態を図面を参照して説明する。図１は本発明の一実施形態の全体構成図である。冷凍サイクル１には冷媒を吸入、圧縮、吐出する圧縮機２が備えられている。この圧縮機２から吐出された高温、高圧の過熱ガス冷媒は凝縮器３に流入し、ここで、図示しない冷却ファンより送風される外気と熱交換して冷媒は冷却されて凝縮する。   Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is an overall configuration diagram of an embodiment of the present invention. The refrigeration cycle 1 includes a compressor 2 that sucks, compresses, and discharges refrigerant. The high-temperature and high-pressure superheated gas refrigerant discharged from the compressor 2 flows into the condenser 3, where the refrigerant is cooled and condensed by exchanging heat with outside air blown from a cooling fan (not shown).

この凝縮器３で凝縮した冷媒は、受液器（気液分離器）４の内部で冷媒の気液が分離され、冷凍サイクル１内の余剰冷媒（液冷媒）が受液器４内に蓄えられる。この受液器４からの液冷媒は膨張弁（減圧手段）５により低圧に減圧され、気液２相状態となる。この膨張弁５からの低圧冷媒は蒸発器６に流入する。この蒸発器６は車両用空調装置の空気通路（ダクト）を構成する空調ケース７内に設置され、蒸発器６に流入した低圧冷媒は空調ケース７内の空気から吸熱して蒸発する。   The refrigerant condensed in the condenser 3 is separated from the gas-liquid refrigerant inside the liquid receiver (gas-liquid separator) 4, and surplus refrigerant (liquid refrigerant) in the refrigeration cycle 1 is stored in the liquid receiver 4. It is done. The liquid refrigerant from the liquid receiver 4 is decompressed to a low pressure by an expansion valve (decompression means) 5 to be in a gas-liquid two-phase state. The low-pressure refrigerant from the expansion valve 5 flows into the evaporator 6. The evaporator 6 is installed in an air conditioning case 7 constituting an air passage (duct) of the vehicle air conditioner, and the low-pressure refrigerant flowing into the evaporator 6 absorbs heat from the air in the air conditioning case 7 and evaporates.

膨張弁５は蒸発器６の出口冷媒の温度を感知する感温部５ａを有する温度式膨張弁であり、蒸発器６の出口冷媒の過熱度を所定値に維持するように弁開度（冷媒流量）を調整するものである。上記したサイクル構成部品（１〜６）の間はそれぞれ冷媒配管８によって結合され閉回路を構成している。   The expansion valve 5 is a temperature type expansion valve having a temperature sensing part 5a that senses the temperature of the outlet refrigerant of the evaporator 6, and the valve opening degree (refrigerant) is maintained so that the degree of superheat of the outlet refrigerant of the evaporator 6 is maintained at a predetermined value. (Flow rate) is adjusted. The above-described cycle components (1 to 6) are connected by refrigerant pipes 8 to form a closed circuit.

圧縮機２はプーリ９、ベルト１０等を介して車両走行用エンジン１１により駆動される。圧縮機２は後述する可変容量式圧縮機であって、電磁クラッチを備えていない。このため、プーリ９は圧縮機トルク変動を吸収するダンピング機能および過大トルク発生時にトルク伝達を遮断するトルクリミッター機能を有するものであり、このようなプーリ９は従来公知であるから、詳細な説明は省略する。   The compressor 2 is driven by a vehicle travel engine 11 via a pulley 9, a belt 10 and the like. The compressor 2 is a variable capacity compressor described later, and does not include an electromagnetic clutch. For this reason, the pulley 9 has a damping function that absorbs compressor torque fluctuation and a torque limiter function that interrupts torque transmission when excessive torque is generated. Since such a pulley 9 is conventionally known, a detailed description will be given. Omitted.

空調ケース７には送風機１２が備えられており、周知の内外気切替箱（図示せず）から吸入された車室内の空気（内気）または車室外の空気（外気）が送風機１２により空調ケース７内を送風される。この送風空気は、蒸発器６を通過した後に、図示しないヒータユニットを通過して吹出口から車室内に吹き出すようになっている。   The air conditioning case 7 is provided with a blower 12, and air in the vehicle interior (inside air) or air outside the vehicle interior (outside air) sucked from a well-known inside / outside air switching box (not shown) is sent from the air blower 12 to the air conditioning case 7. The inside is blown. After passing through the evaporator 6, the blown air passes through a heater unit (not shown) and is blown out from the outlet to the vehicle interior.

また、空調ケース７内のうち、蒸発器６の空気吹出直後の部位には、蒸発器６を通過した直後の吹出空気温度を検出するサーミスタからなる蒸発器吹出温度センサ１３が設けられている。   Further, in the air conditioning case 7, an evaporator outlet temperature sensor 13 composed of a thermistor for detecting the temperature of the outlet air immediately after passing through the evaporator 6 is provided at a position immediately after the air outlet of the evaporator 6.

ところで、上記した圧縮機２は、空調制御装置（ＥＣＵ）１４からの電気信号（本例では、デューティ比信号）により制御される容量制御機構としての電磁式容量制御弁１５を有しており、そして、ＥＣＵ１４はマイクロコンピュータにより構成されるＣＰＵ４０、バルブ駆動回路４１、回転数信号発生部４２および電源電圧信号発生部４３を備えている。   By the way, the above-mentioned compressor 2 has an electromagnetic capacity control valve 15 as a capacity control mechanism controlled by an electric signal (in this example, a duty ratio signal) from an air conditioning control unit (ECU) 14. The ECU 14 includes a CPU 40 constituted by a microcomputer, a valve drive circuit 41, a rotation speed signal generator 42, and a power supply voltage signal generator 43.

回転数検出手段としての回転数信号発生部４２は、圧縮機２の回転数に相当する信号としてエンジン１１の回転数信号を発生し、ＣＰＵ４０へ出力する。この回転数信号発生部４２は図示しないエンジン制御装置のエンジン回転数信号をそのまま利用するものであってもよい。あるいは、圧縮機２の回転数を直接検出するものでもよい。   A rotation speed signal generation unit 42 as a rotation speed detection unit generates a rotation speed signal of the engine 11 as a signal corresponding to the rotation speed of the compressor 2 and outputs it to the CPU 40. The engine speed signal generator 42 may use an engine speed signal of an engine control device (not shown) as it is. Or you may detect the rotation speed of the compressor 2 directly.

電圧検出手段としての電源電圧信号発生部４３は、車載バッテリ（図示せず）のバッテリ電圧を検出し、電圧信号ＶとしてＣＰＵ４０へ出力する。   A power supply voltage signal generation unit 43 as voltage detection means detects a battery voltage of an in-vehicle battery (not shown) and outputs it as a voltage signal V to the CPU 40.

制御手段としてのＣＰＵ４０は、蒸発器吹出温度センサ１３からの蒸発器吹出温度ＴＥ、回転数信号発生部４２や電源電圧信号発生部４３からのセンサ情報に基づき、電磁式容量制御弁１５の励磁コイル１３３への通電量に相当するデューティ比を決定する。   The CPU 40 as the control means is based on the evaporator outlet temperature TE from the evaporator outlet temperature sensor 13 and the sensor information from the rotation speed signal generator 42 and the power supply voltage signal generator 43, and the exciting coil of the electromagnetic capacity control valve 15. The duty ratio corresponding to the energization amount to 133 is determined.

バルブ駆動回路４１は、ＣＰＵ４０より出力される制御信号であるデューティ比に基づき、励磁コイル１３３に印加されるバッテリの電圧（電源電圧）をデューティ制御して、励磁コイル１３３の平均電流値（通電量）を制御（デューティ制御）する。   The valve drive circuit 41 duty-controls the voltage (power supply voltage) of the battery applied to the exciting coil 133 based on the duty ratio that is a control signal output from the CPU 40, and the average current value (energization amount) of the exciting coil 133 is controlled. ) Is controlled (duty control).

次に、図２は上記圧縮機２の具体的構造の一例を示すもので、圧縮機２は片斜板型の可変容量式圧縮機であって、その可変容量機構自体は周知のものである。プーリ９を介して車両エンジン１１の動力が回転軸１０２に伝達される。この回転軸１０２に対して傾いた斜板１０３にシュー１０４を介して複数本（本実施形態では、６本）のピストン１０５を連結している。   FIG. 2 shows an example of a specific structure of the compressor 2. The compressor 2 is a swash plate type variable displacement compressor, and the variable displacement mechanism itself is well known. . The power of the vehicle engine 11 is transmitted to the rotating shaft 102 via the pulley 9. A plurality of (six in this embodiment) pistons 105 are connected to the swash plate 103 inclined with respect to the rotating shaft 102 via shoes 104.

このため、回転軸１０２と一体的に斜板１０３を回転させることにより、シュー１０４を介して複数本のピストン１０５を順次往復動させて作動室１０５ａの体積を拡大縮小させて冷媒を吸入圧縮するようになっている。   Therefore, by rotating the swash plate 103 integrally with the rotating shaft 102, the plurality of pistons 105 are sequentially reciprocated through the shoe 104 to expand and contract the volume of the working chamber 105a, and suck and compress the refrigerant. It is like that.

そして、圧縮機２の吐出容量を変化させる場合には、斜板１０３が収納されたクランク室（斜板室）１０６内の圧力を変化させて斜板１０３の傾斜角度θを変化させてピストン１０５のストローク（行程）を変化させる。すなわち、斜板１０３の傾斜角度θの減少によりピストンストロークが増加して吐出容量が増加し、斜板１０３の傾斜角度θの増加によりピストンストロークが減少して吐出容量が減少する。従って、クランク室１０６は、圧縮機２の吐出容量を変化させるための制御圧室としての役割を兼ねることになる。   When the discharge capacity of the compressor 2 is changed, the pressure in the crank chamber (swash plate chamber) 106 in which the swash plate 103 is accommodated is changed to change the inclination angle θ of the swash plate 103 to change the piston 105. Change the stroke (stroke). That is, the piston stroke increases by increasing the inclination angle θ of the swash plate 103 and the discharge capacity increases, and the piston stroke decreases by decreasing the inclination angle θ of the swash plate 103 and the discharge capacity decreases. Therefore, the crank chamber 106 also serves as a control pressure chamber for changing the discharge capacity of the compressor 2.

なお、クランク室（斜板室）１０６は、オリフィス等の絞り手段を有する通路手段を介して圧縮機１０の吸入室１１３側と連通している。   The crank chamber (swash plate chamber) 106 communicates with the suction chamber 113 side of the compressor 10 through passage means having a throttle means such as an orifice.

一方、第１吐出室１０７は各ピストン１０５の作動室１０５ａから吐出された冷媒を集合回収するとともに吐出脈動を平滑化するものであり、第２吐出室１０８は第１吐出室１０７内の冷媒を吐出口１０９に導くものである。   On the other hand, the first discharge chamber 107 collects and collects the refrigerant discharged from the working chamber 105a of each piston 105 and smoothes the discharge pulsation, and the second discharge chamber 108 uses the refrigerant in the first discharge chamber 107. It leads to the discharge port 109.

また、電磁式容量制御弁１５は制御圧室をなすクランク室１０６内の圧力を制御する吐出容量制御機構を構成するもので、圧縮機１０のリヤハウジング１１１側に配置されている。リヤハウジング１１１には、蒸発器６出口からの低圧ガス冷媒を吸入する吸入口１１２および吸入口１１２から冷媒が流入する吸入室１１３が備えられている。この吸入室１１３内から冷媒が図示しない吸入弁を介して作動室１０５ａ内に吸入されるようになっている。   The electromagnetic capacity control valve 15 constitutes a discharge capacity control mechanism for controlling the pressure in the crank chamber 106 forming the control pressure chamber, and is disposed on the rear housing 111 side of the compressor 10. The rear housing 111 is provided with a suction port 112 for sucking low-pressure gas refrigerant from the outlet of the evaporator 6 and a suction chamber 113 for refrigerant flowing from the suction port 112. The refrigerant is sucked from the suction chamber 113 into the working chamber 105a through a suction valve (not shown).

上記した第１吐出室１０７と第２吐出室１０８との間は、図示しない所定の絞り穴径を有する絞り連通路（絞り部）により連通させている。このため、冷媒が絞り連通路を流通する際に圧力損失が発生し、第２吐出室１０８内の圧力は第１圧力室１０７内の圧力より所定量低くなる。この絞り連通路前後の差圧ΔＰは圧縮機吐出冷媒流量に対応した大きさとなる。   The first discharge chamber 107 and the second discharge chamber 108 are communicated with each other by a throttle communication path (a throttle portion) having a predetermined throttle hole diameter (not shown). For this reason, a pressure loss occurs when the refrigerant flows through the throttle communication passage, and the pressure in the second discharge chamber 108 becomes a predetermined amount lower than the pressure in the first pressure chamber 107. The differential pressure ΔP before and after the throttle communication passage has a magnitude corresponding to the compressor discharge refrigerant flow rate.

次に、図３は本実施形態による電磁式容量制御弁１５の具体例を示すもので、この制御弁１５は、圧縮機１０内に形成された第１吐出室１０７と第２吐出室１０８との差圧ΔＰが所定の差圧（以下、この所定の差圧を目標差圧と呼ぶ）ΔＰ０となるように稼働する第１制御部１２０と、第１制御部１２０の作動を規制して目標差圧ΔＰ０を設定する第２制御部１３０とからなるものである。   Next, FIG. 3 shows a specific example of the electromagnetic capacity control valve 15 according to the present embodiment. The control valve 15 includes a first discharge chamber 107 and a second discharge chamber 108 formed in the compressor 10. The first control unit 120 that operates so that the differential pressure ΔP becomes a predetermined differential pressure (hereinafter referred to as a target differential pressure) ΔP0, and the operation of the first control unit 120 is regulated to achieve the target The second control unit 130 sets the differential pressure ΔP0.

先ず、第１制御部１２０について述べる。１２１は第１吐出室１０７内の圧力が導かれる第１制御室であり、１２２は第２吐出室１０８内の圧力が導かれる第２制御室である。そして、両制御室１２１、１２２は、摺動可能な仕切り部材１２３により仕切られており、第１制御室１２１内には、第１制御室１２１の体積を拡大する向きに仕切り部材１２３を押圧する力（弾性力）を発揮するコイルスプリング（弾性手段）１２４が配設されている。   First, the first control unit 120 will be described. 121 is a first control chamber to which the pressure in the first discharge chamber 107 is guided, and 122 is a second control chamber to which the pressure in the second discharge chamber 108 is guided. Both control chambers 121 and 122 are partitioned by a slidable partition member 123, and the partition member 123 is pressed into the first control chamber 121 in a direction in which the volume of the first control chamber 121 is enlarged. A coil spring (elastic means) 124 that exerts a force (elastic force) is provided.

このため、仕切り部材１２３と一体に形成されたプッシュロッド１２５には、両制御室１２１、１２２の圧力差（上記差圧ΔＰ）による力及びコイルスプリング１２４の弾性力が作用しているとともに、その力（以下、この力を開弁力と呼ぶ）の向きは、第１制御室１２１内の圧力が常に第２制御室１２２より大きいことから第１制御室１２１の体積が増大する向き（図３の左向き）である。   For this reason, the push rod 125 formed integrally with the partition member 123 is subjected to the force due to the pressure difference between the control chambers 121 and 122 (the differential pressure ΔP) and the elastic force of the coil spring 124. The direction of the force (hereinafter referred to as the valve opening force) is the direction in which the volume of the first control chamber 121 increases because the pressure in the first control chamber 121 is always greater than the second control chamber 122 (FIG. 3). To the left).

なお、プッシュロッド１２５の移動量は微少であるので、コイルスプリング１２４が仕切り部材１２３（プッシュロッド１２５）に及ぼす力は略一定値と見なすことができる。   Since the amount of movement of the push rod 125 is very small, the force exerted by the coil spring 124 on the partition member 123 (push rod 125) can be regarded as a substantially constant value.

一方、第２制御部１３０は、開弁力に対向する力（以下、この力を閉弁力と呼ぶ）を弁体１３１に作用させるもので、弁体１３１は圧縮機１０の吐出圧（第２吐出室１０８の圧力）をクランク室１０６に導く制御圧通路１４０の連通状態（開度）を制御するものである。   On the other hand, the second control unit 130 applies a force (hereinafter referred to as a valve closing force) opposite to the valve opening force to the valve body 131, and the valve body 131 serves as a discharge pressure (first pressure) of the compressor 10. 2) The communication state (opening degree) of the control pressure passage 140 that guides the pressure in the discharge chamber 108 to the crank chamber 106 is controlled.

この弁体１３１はプランジャ（可動鉄心）１３２と一体に構成されており、プランジャ１３２には励磁コイル１３３により誘起される電磁吸引力が作用する。すなわち、プランジャ１３２は所定間隔を介して固定磁極部材（固定鉄心）１３４に対向配置されているので、励磁コイル１３３の電磁吸引力によりプランジャ１３２は固定磁極部材１３４に向かって軸方向（図３の右方向）に変位する。このプランジャ１３２の軸方向変位により弁体１３１は閉弁方向に移動する。   The valve body 131 is configured integrally with a plunger (movable iron core) 132, and an electromagnetic attractive force induced by the excitation coil 133 acts on the plunger 132. That is, since the plunger 132 is disposed opposite to the fixed magnetic pole member (fixed iron core) 134 with a predetermined interval, the plunger 132 is axially moved toward the fixed magnetic pole member 134 by the electromagnetic attraction force of the exciting coil 133 (in FIG. 3). Displace to the right). The valve element 131 moves in the valve closing direction by the axial displacement of the plunger 132.

また、プランジャ１３２と固定磁極部材１３４との間には、電磁力と対抗する弾性力を発生する弾性手段としてコイルスプリング１３５が配置されている。なお、プランジャ１３２の変位量は微小であるので、プランジャ１３２の変位にかかわらず、コイルスプリング１３５による弾性力は略一定値とみなすことができる。   A coil spring 135 is disposed between the plunger 132 and the fixed magnetic pole member 134 as an elastic means for generating an elastic force that opposes the electromagnetic force. Since the displacement amount of the plunger 132 is minute, the elastic force by the coil spring 135 can be regarded as a substantially constant value regardless of the displacement of the plunger 132.

本例では、励磁コイル１３３に通電する電流の断続比率、すなわち、デューティ比ＤＴを制御することにより、このデューティ比ＤＴに略比例した電磁吸引力（すなわち、弁体１３１の閉弁方向の力）をプランジャ１３２に作用させることができる。励磁コイル１３３の通電電流のデューティ比ＤＴは後述の空調制御装置１４により制御される。   In this example, by controlling the intermittent ratio of the current supplied to the exciting coil 133, that is, the duty ratio DT, an electromagnetic attraction force that is substantially proportional to the duty ratio DT (that is, the force in the valve closing direction of the valve element 131). Can act on the plunger 132. The duty ratio DT of the energization current of the exciting coil 133 is controlled by the air conditioning controller 14 described later.

電磁式容量制御弁１１０は上記のように構成されているため、デューティ比ＤＴを大きくして弁体１３１の閉弁力を増大させると、弁体１３１が図３の右方向に変位して制御圧通路１４０の開口断面積を減少させるので、クランク室１０６の圧力が低下して斜板１０３の傾斜角度θが減少し、これにより吐出容量が増加する。   Since the electromagnetic capacity control valve 110 is configured as described above, when the duty ratio DT is increased to increase the valve closing force of the valve body 131, the valve body 131 is displaced in the right direction in FIG. Since the opening cross-sectional area of the pressure passage 140 is decreased, the pressure in the crank chamber 106 is decreased and the inclination angle θ of the swash plate 103 is decreased, thereby increasing the discharge capacity.

逆に、デューティ比ＤＴを小さくして弁体１３１の閉弁力を減少させると、弁体１３１がコイルスプリング１３５の力で図３の左方向に変位して制御圧通路１４０の開口断面積を増加させるので、クランク室１０６内の圧力が上昇して斜板１０３の傾斜角度θが増加し、これにより吐出容量が減少する。   Conversely, when the duty ratio DT is decreased to reduce the valve closing force of the valve body 131, the valve body 131 is displaced in the left direction in FIG. Since the pressure is increased, the pressure in the crank chamber 106 is increased and the inclination angle θ of the swash plate 103 is increased, thereby reducing the discharge capacity.

一方、エンジン１１の回転数が上昇して圧縮機２の回転数が上昇すると、これに連動して圧縮機２から吐出される吐出冷媒流量が上昇するが、吐出冷媒流量が増大すると、第１、２制御室１２１、１２２間の差圧ΔＰが大きくなるので、開弁力が大きくなり、プッシュロッド１２５及び弁体１３１が図３の左側に移動して制御圧通路１４０が開き、圧縮機２の吐出容量が減少していく。   On the other hand, when the rotation speed of the engine 11 is increased and the rotation speed of the compressor 2 is increased, the discharge refrigerant flow rate discharged from the compressor 2 is increased in conjunction with this, but when the discharge refrigerant flow rate is increased, the first flow rate is increased. Since the differential pressure ΔP between the two control chambers 121 and 122 is increased, the valve opening force is increased, the push rod 125 and the valve element 131 are moved to the left side of FIG. The discharge capacity decreases.

逆に、エンジン１１の回転数が低下して圧縮機２の回転数が低下すると、これに連動して圧縮機２から吐出される吐出冷媒流量が低下するが、吐出冷媒流量が低下すると、第１、２制御室１２１、１２２間の差圧ΔＰが小さくなるので、開弁力が小さくなり、プッシュロッド１２５及び弁体１３１が図３右側に移動して制御圧通路１４０が絞られ、圧縮機２の吐出容量が増加していく。   Conversely, when the rotational speed of the engine 11 decreases and the rotational speed of the compressor 2 decreases, the discharge refrigerant flow rate discharged from the compressor 2 decreases in conjunction with this, but when the discharge refrigerant flow rate decreases, Since the differential pressure ΔP between the first and second control chambers 121 and 122 becomes smaller, the valve opening force becomes smaller, the push rod 125 and the valve element 131 move to the right side in FIG. 2 discharge capacity increases.

このとき、プッシュロッド１２５及び弁体１３１は閉弁力と開弁力とが釣り合う位置まで移動するが、コイルスプリング１２４、１３５による力は一定値であるので、プッシュロッド１２５及び弁体１３１が閉弁力と開弁力との釣り合い位置まで移動するとは、第１、２制御室１２１、１２２間の差圧ΔＰが閉弁力（電磁吸引力）によって一義的に決まる所定差圧、つまり目標差圧ΔＰ０となるまで圧縮機２の吐出容量が機械的に変化することを意味する。   At this time, the push rod 125 and the valve element 131 move to a position where the valve closing force and the valve opening force are balanced. However, since the force by the coil springs 124 and 135 is a constant value, the push rod 125 and the valve element 131 are closed. The movement to the balance position between the valve force and the valve opening force means that the differential pressure ΔP between the first and second control chambers 121 and 122 is a predetermined differential pressure that is uniquely determined by the valve closing force (electromagnetic suction force), that is, a target difference. This means that the discharge capacity of the compressor 2 changes mechanically until the pressure ΔP0 is reached.

上記のように閉弁力（電磁吸引力）によって一義的に決まる目標差圧ΔＰ０をデューティ比制御により変化させることにより吐出容量を変化させて圧縮機２から実際に吐出される吐出冷媒流量を変化させることができる。   By changing the target differential pressure ΔP0, which is uniquely determined by the valve closing force (electromagnetic suction force) as described above, by changing the duty ratio, the discharge capacity is changed, and the discharge refrigerant flow rate actually discharged from the compressor 2 is changed. Can be made.

したがって、本実施形態において、励磁コイル１３３のデューティ比ＤＴを決定することは目標差圧ΔＰ０を決定することであり、このことはひいては制御目標流量を決定することである。なお、目標差圧（制御目標流量）ΔＰ０は、図４に示すように、必要デューティ比（励磁コイル平均電流）ＤＴと比例関係にある。   Therefore, in the present embodiment, determining the duty ratio DT of the exciting coil 133 is determining the target differential pressure ΔP0, which in turn is determining the control target flow rate. Note that the target differential pressure (control target flow rate) ΔP0 is proportional to the required duty ratio (excitation coil average current) DT, as shown in FIG.

次に、本実施形態における作動を説明する。図５は、ＣＰＵ４０にて実行される制御ルーチンを示すフローチャートであり、本制御ルーチンは、冷凍サイクル１の作動とともにスタートし、所定周期で繰り返し実行される。   Next, the operation in this embodiment will be described. FIG. 5 is a flowchart showing a control routine executed by the CPU 40. This control routine starts with the operation of the refrigeration cycle 1 and is repeatedly executed at a predetermined cycle.

ステップＳ１００で、蒸発器吹出温度ＴＥおよび他のセンサ情報等に基づき圧縮機２の目標吐出冷媒流量が算出され、この目標吐出冷媒流量に応じた必要なデューティ比ＤＴ（Ａ）が、図５のマップに基づき算出される。   In step S100, the target discharge refrigerant flow rate of the compressor 2 is calculated based on the evaporator outlet temperature TE and other sensor information, and the required duty ratio DT (A) corresponding to the target discharge refrigerant flow rate is calculated as shown in FIG. Calculated based on the map.

次のステップＳ１１０で、回転数信号発生部４２よりエンジン１１の回転数Ｎｅが読み込まれる。ステップＳ１２０で、このエンジン回転数Ｎｅに応じて第１補正デューティ比ＤＴ（Ｂ）が、図５に示すＤＴ（Ｂ）の制御マップに基づき算出される。   In the next step S110, the rotational speed Ne of the engine 11 is read from the rotational speed signal generator 42. In step S120, the first correction duty ratio DT (B) is calculated based on the engine speed Ne based on the control map of DT (B) shown in FIG.

このＤＴ（Ｂ）の制御マップは、エンジン回転数Ｎｅが所定値以上で、Ｎｅの増加に応じてデューティ比が減少するよう設定されている。なお、ＤＴ（Ｂ）の制御マップの縦軸は、目標吐出冷媒流量に相当するデューティ比（％）を表している。   The control map of DT (B) is set such that the engine speed Ne is equal to or greater than a predetermined value and the duty ratio decreases as Ne increases. The vertical axis of the control map of DT (B) represents the duty ratio (%) corresponding to the target discharge refrigerant flow rate.

次にステップＳ１３０で、電源電圧信号発生部４３より電源電圧Ｖの検出信号が読み込まれる。ステップＳ１４０で、この電源電圧Ｖに応じて第２補正デューティ比ＤＴ（Ｃ）が、図５に示すＤＴ（Ｃ）の制御マップに基づき算出される。   Next, in step S130, a detection signal of the power supply voltage V is read from the power supply voltage signal generator 43. In step S140, the second correction duty ratio DT (C) is calculated based on the power supply voltage V based on the control map of DT (C) shown in FIG.

このＤＴ（Ｃ）の制御マップは、電源電圧Ｖが所定値以上で、Ｖの増加に応じてデューティ比が減少するよう設定されている。なお、ＤＴ（Ｃ）の制御マップの縦軸は、目標吐出冷媒流量に相当するデューティ比（％）を表している。   The control map of DT (C) is set so that the power supply voltage V is equal to or higher than a predetermined value and the duty ratio decreases as V increases. The vertical axis of the control map of DT (C) represents the duty ratio (%) corresponding to the target discharge refrigerant flow rate.

そして、ステップＳ１５０で、最終的に励磁コイル１３３の通電量を決めるデューティ比ＤＴとして、（１）式に示すように、上記必要デューティ比ＤＴ（Ａ）、第１補正デューティ比ＤＴ（Ｂ）および第２補正デューティ比ＤＴ（Ｃ）のうちの最小値を選択することにより制御信号としてのデューティ比を補正し、これをバルブ駆動回路４１へ出力する。   In step S150, the duty ratio DT that finally determines the energization amount of the exciting coil 133 is set to the required duty ratio DT (A), the first correction duty ratio DT (B), and The duty ratio as the control signal is corrected by selecting the minimum value of the second correction duty ratio DT (C), and this is output to the valve drive circuit 41.

ＤＴ＝Ｍｉｎ（ＤＴ（Ａ）、ＤＴ（Ｂ）、ＤＴ（Ｃ）） ・・・（１）
これにより、エンジン回転数Ｎｅが増加して圧縮機２が高回転となった場合に、デューティ比を減少させて、吐出冷媒流量を低下、すなわち、ピストン１０５のストロークを減少させて、ピストンがシリンダ壁面に衝突するような異常作動現象の発生を回避することができる。逆に、このような異常作動現象の発生する可能性が小さい通常の作動領域では、必要デューティ比ＤＴ（Ａ）により、圧縮機２は１００％の性能を発揮するよう作動させることができる。 DT = Min (DT (A), DT (B), DT (C)) (1)
As a result, when the engine speed Ne increases and the compressor 2 reaches a high speed, the duty ratio is decreased, the discharge refrigerant flow rate is decreased, that is, the stroke of the piston 105 is decreased, and the piston is Occurrence of an abnormal operation phenomenon that collides with a wall surface can be avoided. Conversely, in a normal operation region where the possibility of such an abnormal operation phenomenon occurring is small, the compressor 2 can be operated to exhibit 100% performance by the required duty ratio DT (A).

また、バッテリ電圧（電源電圧）Ｖが増加して励磁コイル１３３の平均電流量（通電量）が増加、すなわち目標吐出冷媒流量が増加しようとする場合、デューティ比を減少させて吐出冷媒流量を低下、すなわち、ピストン１０５のストロークを減少させて、ピストンがシリンダ壁面に衝突するような異常作動現象の発生を回避することができる。逆に、このような異常作動現象の発生する可能性が小さい通常の作動領域では、必要デューティ比ＤＴ（Ａ）により、圧縮機２は１００％の性能を発揮するよう作動させることができる。   Further, when the battery voltage (power supply voltage) V increases and the average current amount (energization amount) of the exciting coil 133 increases, that is, when the target discharge refrigerant flow rate is about to increase, the duty ratio is decreased to decrease the discharge refrigerant flow rate. That is, the stroke of the piston 105 can be reduced to avoid the occurrence of an abnormal operation phenomenon in which the piston collides with the cylinder wall surface. Conversely, in a normal operation region where the possibility of such an abnormal operation phenomenon occurring is small, the compressor 2 can be operated to exhibit 100% performance by the required duty ratio DT (A).

このように、本実施形態では、エンジン回転数Ｎｅが大きくなる場合、およびバッテリ電圧が増加する場合の少なくともいずれかが発生したときには、圧縮機２の吐出容量を制御する電磁式容量制御弁１５のデューティ比を、エンジン回転数Ｎｅおよびバッテリ電圧Ｖの大きさに応じて減少させて、吐出冷媒流量を減少させることができる。   As described above, in this embodiment, when at least one of the engine speed Ne and the battery voltage increases, the electromagnetic capacity control valve 15 that controls the discharge capacity of the compressor 2 is generated. The duty ratio can be reduced according to the engine speed Ne and the magnitude of the battery voltage V to reduce the discharged refrigerant flow rate.

したがって、圧縮機２の高回転、低圧縮力の作動領域で、ストロークの増大に伴うピストンの壁面への衝突などの異常作動現象の発生を防止するとともに、異常作動現象の発生のおそれのない通常作動領域で、デューティ比を絞る必要がなく、圧縮機２の能力をフルに発揮させることができる。   Therefore, in the operation region of the compressor 2 at a high rotation and low compression force, it is possible to prevent the occurrence of an abnormal operation phenomenon such as a collision with the wall surface of the piston accompanying an increase in stroke, and to prevent the occurrence of an abnormal operation phenomenon. It is not necessary to reduce the duty ratio in the operating region, and the capacity of the compressor 2 can be fully exhibited.

さらに、このようなデューティ比制御を、特別なセンサを用いることなく、他のセンサ（エンジン回転数センサやバッテリ電圧センサ）情報を流用するだけで可能としたので、システムを簡易にして、低コストに構築することができる。   In addition, such duty ratio control can be performed simply by diverting information from other sensors (engine speed sensor and battery voltage sensor) without using a special sensor, thus simplifying the system and reducing the cost. Can be built.

なお、上記実施形態では、可変容量式圧縮機として、吐出容量を吐出流量に応じて制御する流量制御式の可変容量圧縮機を例に説明したが、これに限らず、吐出容量を圧縮機の吸入圧に応じて制御する圧力制御式の可変容量圧縮機における電磁式圧力制御弁にも同様にデューティ比制御を行うことができる。   In the above embodiment, the variable capacity compressor has been described by way of example of a flow control variable capacity compressor that controls the discharge capacity in accordance with the discharge flow rate. Similarly, duty ratio control can be performed for an electromagnetic pressure control valve in a variable capacity compressor of a pressure control type that is controlled according to the suction pressure.

本発明の一実施形態を示す全体システム図である。1 is an overall system diagram showing an embodiment of the present invention. 図１の圧縮機の具体例を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the specific example of the compressor of FIG. 図２の圧縮機に備えられる電磁式容量制御弁の具体例を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the specific example of the electromagnetic capacity | capacitance control valve with which the compressor of FIG. 2 is equipped. 図３の電磁式容量制御弁の作動特性図である。FIG. 4 is an operational characteristic diagram of the electromagnetic capacity control valve of FIG. 3. 本実施形態の制御ルーチンを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control routine of this embodiment.

符号の説明Explanation of symbols

２…圧縮機、１１…車両エンジン、１３…蒸発器吹出温度センサ、
１４…空調制御装置（ＥＣＵ）、１５…電磁式容量制御弁（容量制御機構）、
４０…ＣＰＵ、４１…バルブ駆動回路、４２…回転数信号発生部（回転数検出手段）、
４３…電源電圧信号発生部（電圧検出手段）。 2 ... Compressor, 11 ... Vehicle engine, 13 ... Evaporator outlet temperature sensor,
14 ... Air conditioning control unit (ECU), 15 ... Electromagnetic capacity control valve (capacity control mechanism),
40 ... CPU, 41 ... valve drive circuit, 42 ... rotational speed signal generator (rotational speed detection means),
43: Power supply voltage signal generator (voltage detection means).

Claims (4)

車両エンジン（１１）により駆動されて、ガス冷媒を吸入し圧縮する圧縮機（２）と、
前記圧縮機に設けられ、外部からの制御信号により通電量の増加に応じて吐出容量が増加するよう制御する容量制御機構（１５）と、
前記制御信号を発生する制御手段（４０）と、
前記容量制御機構に印加される電源電圧を検出する電圧検出手段（４３）とを備え、
前記制御手段は、前記車両の空調装置が必要とする吐出容量に応じた必要デューティ比と前記電源電圧が大きいほどデューティ比が小さくなる第２補正デューティ比とを算出するとともに、前記算出される必要デューティ比および第２補正デューティ比のうち最小値を前記制御信号として前記容量制御機構に出力することを特徴とする可変容量式圧縮機の制御装置。 A compressor (2) driven by the vehicle engine (11) to suck and compress the gas refrigerant;
A capacity control mechanism (15) that is provided in the compressor and controls the discharge capacity to increase in accordance with an increase in the energization amount by an external control signal;
Control means (40) for generating the control signal;
Voltage detection means (43) for detecting a power supply voltage applied to the capacity control mechanism,
The control means calculates a required duty ratio according to a discharge capacity required by the air conditioner of the vehicle and a second correction duty ratio that decreases the duty ratio as the power supply voltage increases, and the calculated necessity A control apparatus for a variable capacity compressor, wherein a minimum value of the duty ratio and the second correction duty ratio is output as the control signal to the capacity control mechanism. 前記圧縮機の回転数に関連する回転数信号を検出する回転数検出手段（４２）をさらに備え、
前記制御手段は、前記回転数信号が大きいほどデューティ比が小さくなる第１補正デューティ比を算出するとともに、前記算出される必要デューティ比、第１補正デューティ比および第２補正デューティ比のうちの最小値を前記制御信号とすることを特徴とする請求項１に記載の可変容量式圧縮機の制御装置。 A rotation speed detection means (42) for detecting a rotation speed signal related to the rotation speed of the compressor;
The control means calculates a first correction duty ratio that decreases the duty ratio as the rotational speed signal is larger, and the minimum of the calculated required duty ratio, first correction duty ratio, and second correction duty ratio. 2. The control apparatus for a variable capacity compressor according to claim 1, wherein the control signal is a value. 前記回転数検出手段は、前記車両エンジンの回転数を検出することを特徴とする請求項２に記載の可変容量式圧縮機の制御装置。 3. The control apparatus for a variable displacement compressor according to claim 2, wherein the rotational speed detection means detects the rotational speed of the vehicle engine. 前記回転数検出手段は、前記圧縮機の回転数を検出することを特徴とする請求項２に記載の可変容量式圧縮機の制御装置。
3. The control apparatus for a variable capacity compressor according to claim 2, wherein the rotational speed detection means detects the rotational speed of the compressor.
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