JP2017088139A - Vehicular air conditioner and vehicle comprising the same - Google Patents

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輝明 辻
Teruaki Tsuji
輝明 辻
光彦 赤星
Mitsuhiko Akaboshi
光彦 赤星
真 吉田
Makoto Yoshida
真 吉田
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Mazda Motor Corp
Valeo Japan Co Ltd
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Mazda Motor Corp
Valeo Japan Co Ltd
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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a vehicular air conditioner that can estimate driving torque of a compressor with high accuracy even before circulation of a refrigerant inside a refrigeration cycle is stabilized and a vehicle comprising the same.SOLUTION: A vehicular air conditioner 100 comprises: a refrigeration cycle 1 in which a compressor 2, a capacitor 3, an inflation device 4 and an evaporator 5 are connected through piping 6a-6d and a refrigerant is circulated; driving torque estimating means 30 that estimates driving torque of the compressor 2 by using a value of differential pressure between an inlet pressure and outlet pressure of the capacitor 3; and at least one cooling fan 7 that generates flow of air for cooling the capacitor 3. When an airconditioning control unit of the vehicular air conditioner 100 or an engine control unit of a vehicle which is mounted with the vehicular air conditioner outputs a signal for starting the compressor 2, amounts of air blown from a cooling fan 7 are increased prior to starting the compressor 2.SELECTED DRAWING: Figure 1

Description

この発明は、車両用空調装置及びそれを備えた車両に関し、特に圧縮機の駆動トルクを推定するトルク推定装置を備え、圧縮機の駆動が開始した時から冷媒の流れが安定化するまでの間の、トルク推定精度を向上する技術に関する。   The present invention relates to a vehicle air conditioner and a vehicle including the same, and more particularly, includes a torque estimating device that estimates a driving torque of a compressor, and from the time when driving of the compressor is started until the refrigerant flow is stabilized. The present invention relates to a technique for improving torque estimation accuracy.

圧縮機は、車載用補機の中で消費動力が大きいため、圧縮機のトルクを精度よく推定することは、車両の燃料消費量を低減する上で重要である。凝縮器の上流と下流との冷媒の圧力差を検知し、圧縮機を駆動する駆動トルクを推定する技術が開示されている（例えば、特許文献１を参照。）。特許文献１のように、冷媒の圧力差から冷媒循環量を推定し、圧縮機の駆動トルクを算出することで、高い精度で駆動トルクを推定できることが知られている。   Since the compressor consumes a large amount of power among in-vehicle auxiliary machines, it is important to accurately estimate the torque of the compressor in order to reduce the fuel consumption of the vehicle. A technique for detecting a pressure difference between refrigerants upstream and downstream of a condenser and estimating a driving torque for driving a compressor is disclosed (for example, see Patent Document 1). As disclosed in Patent Document 1, it is known that the driving torque can be estimated with high accuracy by estimating the refrigerant circulation amount from the refrigerant pressure difference and calculating the driving torque of the compressor.

特開２００３−２７８６６３号公報JP 2003-278663 A

しかしながら、特許文献１によれば、冷凍サイクル内部の冷媒の循環状態が安定化した後であれば高い精度でのトルク推定が期待できる一方、圧縮機が駆動されてから冷媒の循環状態が安定化するまでの間は、高い精度でのトルク推定を規定できない。例えば、一般に、圧縮機が駆動された瞬間は、コンデンサファンの稼働も開始されたばかりであるため、凝縮器の周囲に十分な気流が形成されていない。このため、循環開始直後の冷媒は、十分に冷却されないまま凝縮器の内部を通過する。ここで、凝縮器の内部を通過する冷媒は任意の湿り度をもった飽和冷媒であるので冷媒温度と冷媒圧力とは一義的な関係にあるところ、冷媒が凝縮器で十分に冷却されないために、凝縮器の入口側と出口側との温度差及び圧力差が少なくなる。その結果、冷媒循環量が実際の量よりも少なく算出されて、推定されるトルクが、実際の圧縮機のトルクよりも小さく見積もられることにつながりかねない。   However, according to Patent Document 1, torque estimation with high accuracy can be expected after the refrigerant circulation state inside the refrigeration cycle is stabilized, while the refrigerant circulation state is stabilized after the compressor is driven. Until then, it is not possible to specify torque estimation with high accuracy. For example, generally, at the moment when the compressor is driven, the condenser fan has just started to be operated, so that a sufficient air flow is not formed around the condenser. For this reason, the refrigerant immediately after the start of circulation passes through the inside of the condenser without being sufficiently cooled. Here, since the refrigerant passing through the inside of the condenser is a saturated refrigerant having an arbitrary wetness, the refrigerant temperature and the refrigerant pressure are in an unambiguous relationship, but the refrigerant is not sufficiently cooled by the condenser. The temperature difference and pressure difference between the inlet side and the outlet side of the condenser are reduced. As a result, the refrigerant circulation amount is calculated to be smaller than the actual amount, and the estimated torque may be estimated to be smaller than the actual compressor torque.

特に、圧縮機が駆動された直後は、エンジンへの負荷が突然増加した状態であるので、エンジンへの負荷を小さく見積もることは、エンジンの出力不足につながるおそれがある。   In particular, immediately after the compressor is driven, the load on the engine suddenly increases. Therefore, estimating the load on the engine small may lead to insufficient output of the engine.

そこで、本発明の目的は、冷凍サイクル内部での冷媒の循環が安定化する前であっても、高い精度で圧縮機の駆動トルクを推定することができる車両用空調装置及びそれを備える車両を提供することである。   Accordingly, an object of the present invention is to provide a vehicle air conditioner capable of estimating the driving torque of the compressor with high accuracy even before the refrigerant circulation within the refrigeration cycle is stabilized, and a vehicle including the same. Is to provide.

本発明に係る車両用空調装置は、圧縮機と凝縮器と膨張装置と蒸発器とを配管で接続し、冷媒が循環する冷凍サイクルと、前記凝縮器の入口圧と出口圧との差圧の値を用いて、前記圧縮機の駆動トルクを推定する駆動トルク推定手段と、前記凝縮器を冷却する空気の流れを発生させる少なくとも一つの冷却ファンと、を備える車両用空調装置において、該車両用空調装置の空調制御ユニット又は前記車両用空調装置が搭載される車両のエンジンコントロールユニットが前記圧縮機の起動信号を出力するとき、前記圧縮機の起動よりも先に前記冷却ファンの送風量が増加されることを特徴とする。   An air conditioner for a vehicle according to the present invention connects a compressor, a condenser, an expansion device, and an evaporator with pipes, and has a refrigeration cycle in which refrigerant circulates and a differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the condenser. A vehicle air conditioner comprising: drive torque estimating means for estimating a drive torque of the compressor using a value; and at least one cooling fan for generating a flow of air for cooling the condenser. When the air conditioner control unit of the air conditioner or the engine control unit of the vehicle on which the vehicle air conditioner is mounted outputs the start signal of the compressor, the air flow rate of the cooling fan increases before the start of the compressor It is characterized by being.

本発明に係る車両用空調装置では、前記圧縮機は、固定容量型であることが好ましい。固定容量型の圧縮機では吐出量の変更が困難であるため、圧縮機の駆動が開始されたときに生ずる凝縮器の入口圧と出口圧との差圧が大きくなりやすい。このため、圧縮機の推定トルクを実際の駆動トルクよりも極端に小さく見積もることがより確実に防止される。また、エンジンの出力不足を精度よく回避することができる。   In the vehicle air conditioner according to the present invention, the compressor is preferably a fixed capacity type. Since it is difficult to change the discharge amount in the fixed capacity type compressor, the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the condenser that is generated when the compressor is started to drive tends to increase. For this reason, it is more reliably prevented that the estimated torque of the compressor is estimated to be extremely smaller than the actual driving torque. In addition, engine output shortage can be avoided with high accuracy.

本発明に係る車両用空調装置では、前記車両用空調装置が、前記圧縮機と前記凝縮器との間または前記凝縮器に上流側測定点を有する上流側センサと、前記凝縮器のうち前記上流側測定点よりも前記凝縮器の出口側または前記凝縮器と前記膨張装置との間に下流側測定点を有する下流側センサと、を備え、前記差圧の値が、前記上流側センサの検出値及び前記下流側センサの検出値を用いて算出されることが好ましい。設計自由度をより高めることができる。   In the vehicle air conditioner according to the present invention, the vehicle air conditioner includes an upstream sensor having an upstream measurement point between the compressor and the condenser or the condenser, and the upstream of the condenser. And a downstream sensor having a downstream measurement point between the outlet side of the condenser or the condenser and the expansion device with respect to the side measurement point, and the value of the differential pressure is detected by the upstream sensor. It is preferable to calculate using the value and the detection value of the downstream sensor. The degree of design freedom can be further increased.

本発明に係る車両用空調装置では、前記車両用空調装置が、前記凝縮器の入口圧と出口圧との圧力差を検出する差圧センサを備え、前記差圧の値が、前記差圧センサの検出値であることが好ましい。部品点数を減らすことができる。   In the vehicle air conditioner according to the present invention, the vehicle air conditioner includes a differential pressure sensor that detects a pressure difference between an inlet pressure and an outlet pressure of the condenser, and the value of the differential pressure is the differential pressure sensor. It is preferable that it is a detected value. The number of parts can be reduced.

本発明に係る車両用空調装置では、前記駆動トルク推定手段は、前記空調制御ユニットに搭載されるか、又は前記エンジンコントロールユニットに搭載されることが好ましい。車両の設計思想、メモリの容量又はコストなどの各種要因に対して柔軟に対応することができる。   In the vehicle air conditioner according to the present invention, it is preferable that the drive torque estimating means is mounted on the air conditioning control unit or mounted on the engine control unit. It is possible to flexibly cope with various factors such as vehicle design philosophy, memory capacity or cost.

本発明に係る車両用空調装置では、前記駆動トルク推定手段は、現時点における前記差圧の値に基づいて算出した前記駆動トルクの推定値を、現時点における前記駆動トルクの値として採用することが好ましい。圧縮機の回転数、凝縮器での放熱量及び蒸発器での吸熱量などが変化するところ、適切なトルク推定値を算出することができる。   In the vehicle air conditioner according to the present invention, it is preferable that the drive torque estimating means adopts the estimated value of the drive torque calculated based on the current differential pressure value as the current drive torque value. . When the rotation speed of the compressor, the heat radiation amount in the condenser, the heat absorption amount in the evaporator, and the like change, an appropriate torque estimated value can be calculated.

本発明に係る車両は、本発明に係る車両用空調装置を搭載したことを特徴とする。   The vehicle according to the present invention is equipped with the vehicle air conditioner according to the present invention.

本発明は、冷凍サイクル内部での冷媒の循環が安定化する前であっても、高い精度で圧縮機の駆動トルクを推定することができる車両用空調装置及びそれを備える車両を提供することができる。   The present invention provides a vehicle air conditioner that can estimate the driving torque of a compressor with high accuracy even before the refrigerant circulation in the refrigeration cycle is stabilized, and a vehicle including the same. it can.

第一実施形態に係る車両用空調装置の一例を示すシステム図である。1 is a system diagram illustrating an example of a vehicle air conditioner according to a first embodiment. 第一実施形態に係る車両用空調装置の別の例であって、凝縮器における圧力センサの配置例を説明するための図である。It is another example of the vehicle air conditioner which concerns on 1st embodiment, Comprising: It is a figure for demonstrating the example of arrangement | positioning of the pressure sensor in a condenser. 第二実施形態に係る車両用空調装置の一例であって、凝縮器における差圧センサの配置例を説明するための図である。It is an example of the vehicle air conditioner which concerns on 2nd embodiment, Comprising: It is a figure for demonstrating the example of arrangement | positioning of the differential pressure sensor in a condenser. 推定駆動トルクと実測駆動トルクとの関係を示す概略図である。It is the schematic which shows the relationship between an estimated drive torque and measured drive torque.

以下、添付の図面を参照して本発明の一態様を説明する。以下に説明する実施形態は本発明の実施例であり、本発明は、以下の実施形態に制限されるものではない。なお、本明細書及び図面において符号が同じ構成要素は、相互に同一のものを示すものとする。本発明の効果を奏する限り、種々の形態変更をしてもよい。   Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings. The embodiments described below are examples of the present invention, and the present invention is not limited to the following embodiments. In the present specification and drawings, the same reference numerals denote the same components. Various modifications may be made as long as the effects of the present invention are achieved.

本実施形態に係る車両用空調装置１００は、図１に示すように、圧縮機２と凝縮器３と膨張装置４と蒸発器５とを配管６ａ〜６ｄで接続し、冷媒が循環する冷凍サイクル１と、凝縮器３の入口圧と出口圧との差圧の値を用いて、圧縮機２の駆動トルクを推定する駆動トルク推定手段３０と、凝縮器３を冷却する空気の流れを発生させる少なくとも一つの冷却ファン７と、を備える車両用空調装置において、車両用空調装置１００の空調制御ユニット又は車両用空調装置が搭載される車両のエンジンコントロールユニットが圧縮機２の起動信号を出力するとき、圧縮機２の起動よりも先に冷却ファン７の送風量が増加される。   As shown in FIG. 1, a vehicle air conditioner 100 according to the present embodiment connects a compressor 2, a condenser 3, an expansion device 4, and an evaporator 5 through pipes 6 a to 6 d so that a refrigerant circulates. 1 and the value of the pressure difference between the inlet pressure and the outlet pressure of the condenser 3 are used to generate a driving torque estimating means 30 for estimating the driving torque of the compressor 2 and a flow of air for cooling the condenser 3. In a vehicle air conditioner provided with at least one cooling fan 7, when the air conditioning control unit of the vehicle air conditioner 100 or the engine control unit of the vehicle on which the vehicle air conditioner is mounted outputs an activation signal of the compressor 2. The air flow rate of the cooling fan 7 is increased before the compressor 2 is started.

冷凍サイクル１は、少なくとも、圧縮機２と凝縮器３と膨張装置４と蒸発器５とを有する。   The refrigeration cycle 1 includes at least a compressor 2, a condenser 3, an expansion device 4, and an evaporator 5.

圧縮機２は、エンジン（図示せず）からの駆動力を受けて、又は電力によって駆動するモータ（図示せず）の駆動力を受けて、低温低圧の気化状態の冷媒を圧縮して、高温高圧の気化状態の冷媒にする。   The compressor 2 receives a driving force from an engine (not shown) or a driving force of a motor (not shown) driven by electric power, compresses the refrigerant in a vaporized state at low temperature and low pressure, Use high-pressure vaporized refrigerant.

本実施形態に係る車両用空調装置１００では、圧縮機２は、固定容量型であることが好ましい。固定容量型の圧縮機では吐出量の変更が困難であるため、圧縮機の駆動が開始されたときに生ずる凝縮器の入口圧と出口圧との差圧が大きくなりやすい。このため、圧縮機の推定トルクを実際の駆動トルクよりも極端に小さく見積もることがより確実に防止される。また、エンジンの出力不足を精度よく回避することができる。   In the vehicle air conditioner 100 according to the present embodiment, the compressor 2 is preferably a fixed capacity type. Since it is difficult to change the discharge amount in the fixed capacity type compressor, the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the condenser that is generated when the compressor is started to drive tends to increase. For this reason, it is more reliably prevented that the estimated torque of the compressor is estimated to be extremely smaller than the actual driving torque. In addition, engine output shortage can be avoided with high accuracy.

凝縮器３は、熱交換器であり、圧縮機２から吐出された高温高圧の気化状態の冷媒を、走行風、冷却ファン７からの風又はこれらの両方によって冷却し、高温高圧の液化状態の冷媒にする。冷却用ファン７は、凝縮器３専用であるか、又はラジエータ冷却用と共用であってもよい。   The condenser 3 is a heat exchanger, which cools the high-temperature and high-pressure vaporized refrigerant discharged from the compressor 2 by running wind, the wind from the cooling fan 7 or both, and is in a high-temperature and high-pressure liquefied state. Use refrigerant. The cooling fan 7 may be dedicated to the condenser 3 or shared with the radiator cooling.

凝縮器３は、例えば、図２に示すように、所定の間隔を空けて略平行に配された一対のヘッダパイプ１１，１２と、この一対のヘッダパイプ１１，１２間を連通する偏平状の複数のチューブ１３と、該複数のチューブ１３間に配設されたコルゲート状のフィン１４とによって構成された熱交換部１５と（図中では、チューブ１３及びフィン１４は部分的に記載されている）、ヘッダパイプ１２の側方に並設された気液分離部（レシーバタンク）２０とを一体に接合して構成されている。   For example, as shown in FIG. 2, the condenser 3 includes a pair of header pipes 11 and 12 arranged substantially in parallel with a predetermined interval, and a flat-shaped communication between the pair of header pipes 11 and 12. A heat exchanging portion 15 constituted by a plurality of tubes 13 and corrugated fins 14 disposed between the plurality of tubes 13 (in the drawing, the tubes 13 and the fins 14 are partially described) ), And a gas-liquid separation unit (receiver tank) 20 arranged side by side on the header pipe 12 are integrally joined.

熱交換部１５は、上側の所定数のチューブ１３を備えた部分によって構成される凝縮部１６と、この凝縮部１６の下方において、残りのチューブ１３を備えた部分によって構成される過冷却部１７とに区画されている。   The heat exchanging unit 15 includes a condensing unit 16 configured by a portion including a predetermined number of tubes 13 on the upper side, and a supercooling unit 17 configured by a portion including the remaining tubes 13 below the condensing unit 16. It is divided into and.

それぞれのヘッダパイプ１１，１２は、中空状に形成されて内部が仕切壁１１ａ〜１１ｂ、１２ａ〜１２ｂによって複数の内部空間に画成されている。図２では、一例として、一方のヘッダパイプ１１が、仕切壁１１ａ，１１ｂによって第１、第３、第６の内部空間１０ａ、１０ｃ、１０ｆに分けられ、他方のヘッダパイプ１２が、仕切壁１２ａ，１２ｂによって第２、第４、第５の内部空間１０ｂ、１０ｄ、１０ｅに分けられた形態を示した。仕切壁１１ｂ、１２ｂは、それぞれのヘッダパイプ１１，１２において軸方向で同じ位置に設けられ、仕切壁１１ａ，１２ａは、それぞれのヘッダパイプ１１，１２において軸方向でずらした位置に設けられている。図２では、一例として、仕切壁１１ａの仕切壁１１ｂからの距離は、仕切壁１２ａの仕切壁１２ｂからの距離よりも長い形態を示した。また、一方のヘッダパイプ１１には、第１の内部空間１０ａと連通する冷媒入口管１８と第６の内部空間１０ｆと連通する冷媒出口管１９とがそれぞれ接続されている。   Each header pipe 11 and 12 is formed in a hollow shape, and the inside is defined in a plurality of internal spaces by partition walls 11a to 11b and 12a to 12b. In FIG. 2, as an example, one header pipe 11 is divided into first, third, and sixth inner spaces 10a, 10c, and 10f by partition walls 11a and 11b, and the other header pipe 12 is partitioned by a partition wall 12a. , 12b, the second, fourth, and fifth internal spaces 10b, 10d, and 10e are shown. The partition walls 11b and 12b are provided in the same position in the axial direction in the respective header pipes 11 and 12, and the partition walls 11a and 12a are provided in positions shifted in the axial direction in the respective header pipes 11 and 12. . In FIG. 2, the distance from the partition wall 11b of the partition wall 11a showed the form longer than the distance from the partition wall 12b of the partition wall 12a as an example. Further, one header pipe 11 is connected to a refrigerant inlet pipe 18 that communicates with the first internal space 10a and a refrigerant outlet pipe 19 that communicates with the sixth internal space 10f.

凝縮部１６は、熱交換部１５の仕切壁１１ｂ、１２ｂよりも上方の部分で構成されている。凝縮部１６は、冷媒入口管１８から第１の内部空間１０ａに流入された冷媒を第２の内部空間１０ｂへ導く第１のパスＡと、第２の内部空間１０ｂに流入された冷媒を第３の内部空間１０ｃに導く第２のパスＢと、第３の内部空間１０ｃに流入された冷媒を第４の内部空間１０ｄに導く第３のパスＣとを有する。   The condensing part 16 is comprised by the part above the partition walls 11b and 12b of the heat exchange part 15. FIG. The condensing unit 16 includes a first path A that guides the refrigerant that has flowed into the first internal space 10a from the refrigerant inlet pipe 18 to the second internal space 10b, and a refrigerant that has flowed into the second internal space 10b. The second path B leading to the third internal space 10c and the third path C guiding the refrigerant flowing into the third internal space 10c to the fourth internal space 10d.

過冷却部１７は、熱交換部１５の仕切壁１１ｂ、１２ｂよりも下方の部分で構成されている。過冷却部１７は、気液分離部２０から第５の内部空間１０ｅに流入された液相冷媒を第６の内部空間１０ｆに導く第４のパスＤを有し、第６の内部空間１０ｆから冷媒出口管１９を介して液相冷媒を膨張装置４へ流出するようにしている。   The supercooling part 17 is comprised in the part below the partition walls 11b and 12b of the heat exchange part 15. FIG. The supercooling unit 17 has a fourth path D that guides the liquid-phase refrigerant that has flowed into the fifth internal space 10e from the gas-liquid separation unit 20 to the sixth internal space 10f, and from the sixth internal space 10f. The liquid phase refrigerant flows out to the expansion device 4 through the refrigerant outlet pipe 19.

気液分離部（レシーバタンク）２０は、ヘッダパイプ１２に沿って延設された中空状のケース２１の内部に冷媒導引パイプ２２を下方から上方に向かって延設して構成されている。ケース２１内には必要に応じて乾燥剤やフィルタ部材が収容されている。この気液分離部２０の入口側（冷媒導引パイプの流入側）は第４の内部空間１０ｄに接続される。また、気液分離部２０の出口側は第５の内部空間１０ｅに接続されている。したがって、凝縮部１６と過冷却部１７とは、この気液分離部２０を介して連通している。   The gas-liquid separator (receiver tank) 20 is configured by extending a refrigerant guiding pipe 22 from below to above in a hollow case 21 extending along the header pipe 12. A desiccant and a filter member are accommodated in the case 21 as necessary. The inlet side of the gas-liquid separator 20 (the inlet side of the refrigerant guide pipe) is connected to the fourth internal space 10d. Further, the outlet side of the gas-liquid separator 20 is connected to the fifth internal space 10e. Therefore, the condensing part 16 and the supercooling part 17 are connected via this gas-liquid separation part 20.

図２では、気液分離部（レシーバタンク）２０が凝縮器３のヘッダパイプ１２に一体に接合された形態を示したが、気液分離部（レシーバタンク）２０に替えて、凝縮器３とは別体のレシーバタンク（不図示）を凝縮器３と膨張装置４との間に設けてもよい。凝縮器３とレシーバタンク（不図示）とを別体とする場合、図２の凝縮器３では、過冷却部１７が省略される。   In FIG. 2, the gas-liquid separation unit (receiver tank) 20 is integrally joined to the header pipe 12 of the condenser 3. However, instead of the gas-liquid separation unit (receiver tank) 20, the condenser 3 and A separate receiver tank (not shown) may be provided between the condenser 3 and the expansion device 4. When the condenser 3 and the receiver tank (not shown) are separated, the supercooling unit 17 is omitted in the condenser 3 of FIG.

膨張装置４は、凝縮器３で凝縮された冷媒を、絞り作用によって減圧・膨張させて、低温低圧の霧状の冷媒（気液混合状の冷媒）とするとともに、冷媒の流量の調整を行う。   The expansion device 4 depressurizes and expands the refrigerant condensed in the condenser 3 to produce a low-temperature and low-pressure mist refrigerant (gas-liquid mixed refrigerant) and adjusts the flow rate of the refrigerant. .

蒸発器５は、熱交換器であり、膨張装置４で気液混合状となった冷媒を気化させ、そのときの蒸発熱によって蒸発器５を通過する送風空気を冷却除湿する。   The evaporator 5 is a heat exchanger, vaporizes the refrigerant that has become a gas-liquid mixture in the expansion device 4, and cools and dehumidifies the blown air that passes through the evaporator 5 with the heat of evaporation at that time.

配管６ａは、圧縮機２の出口と凝縮器３の入口とを直接的又は間接的に接続する。配管６ｂは、凝縮器３の出口と膨張装置４の入口とを直接的又は間接的に接続する。配管６ｃは、膨張装置４の出口と蒸発器５の入口とを直接的又は間接的に接続する。配管６ｄは、蒸発器５の出口と圧縮機２の入口とを直接的又は間接的に接続する。   The pipe 6a connects the outlet of the compressor 2 and the inlet of the condenser 3 directly or indirectly. The pipe 6b connects the outlet of the condenser 3 and the inlet of the expansion device 4 directly or indirectly. The pipe 6c connects the outlet of the expansion device 4 and the inlet of the evaporator 5 directly or indirectly. The pipe 6d connects the outlet of the evaporator 5 and the inlet of the compressor 2 directly or indirectly.

駆動トルク推定手段３０は、凝縮器３の入口圧と出口圧との差圧の値を用いて、圧縮機２の駆動トルクを推定する。圧縮機２の駆動トルクは、数１で示される一般式によって推定可能である。数１において、Ｐｄは圧縮機２の吐出圧力の測定値であり、Ｐｓは圧縮機２の吸入圧力の測定値である。変動パラメータとしての圧縮機全効率はＰｄから、比体積はＰｓからそれぞれ導くことができる。また、冷媒流量Ｇは、冷凍サイクル内の流路抵抗がある箇所（本実施形態では凝縮器３）の上流側の圧力Ｃ１と下流側の圧力Ｃ２の差を検出することで算出可能となる。なお、単位合わせは、質量流量を体積流量に変換するためのものであり、定数である。   The drive torque estimating means 30 estimates the drive torque of the compressor 2 using the value of the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the condenser 3. The driving torque of the compressor 2 can be estimated by the general formula expressed by Equation 1. In Equation 1, Pd is a measured value of the discharge pressure of the compressor 2, and Ps is a measured value of the suction pressure of the compressor 2. The total compressor efficiency as a variable parameter can be derived from Pd and the specific volume from Ps. The refrigerant flow rate G can be calculated by detecting the difference between the pressure C1 on the upstream side and the pressure C2 on the downstream side of the portion having the flow path resistance in the refrigeration cycle (the condenser 3 in this embodiment). The unit alignment is for converting the mass flow rate into the volume flow rate, and is a constant.

Figure 2017088139
Figure 2017088139

本実施形態に係る車両用空調装置１００では、駆動トルク推定手段３０は、空調制御ユニットに搭載されるか、又はエンジンコントロールユニットに搭載されることが好ましい。車両の設計思想、メモリの容量又はコストなどの各種要因に対して柔軟に対応することができる。   In the vehicle air conditioner 100 according to the present embodiment, the drive torque estimating means 30 is preferably mounted on the air conditioning control unit or mounted on the engine control unit. It is possible to flexibly cope with various factors such as vehicle design philosophy, memory capacity or cost.

本実施形態に係る車両用空調装置１００は、図１又は図２に示すように、駆動トルク推定手段３０が、２つのセンサによってそれぞれ検出された圧力の差を差圧として用いる形態（第一実施形態）と、図３に示すように、駆動トルク推定手段３０が、差圧センサによって直接的に検出された差圧を用いる形態（第二実施形態）とを有する。   In the vehicle air conditioner 100 according to the present embodiment, as shown in FIG. 1 or FIG. 2, the drive torque estimating means 30 uses the difference between the pressures detected by the two sensors as the differential pressure (first embodiment). Mode) and a mode (second embodiment) in which the drive torque estimating means 30 uses the differential pressure directly detected by the differential pressure sensor, as shown in FIG.

まず、第一実施形態について説明する。   First, the first embodiment will be described.

第一実施形態に係る車両用空調装置１００では、図１に示すように、車両用空調装置１００が、圧縮機２と凝縮器３との間または凝縮器３（図１では圧縮機２と凝縮器３との間）に上流側測定点を有する上流側センサ３１と、凝縮器３のうち上流側測定点よりも凝縮器３の出口側または凝縮器３と膨張装置４との間（図１では凝縮器３と膨張装置４との間）に下流側測定点を有する下流側センサ３２と、を備え、差圧の値が、上流側センサ３１の検出値Ｃ１及び下流側センサ３２の検出値Ｃ２を用いて算出されることが好ましい。   In the vehicle air conditioner 100 according to the first embodiment, as shown in FIG. 1, the vehicle air conditioner 100 is provided between the compressor 2 and the condenser 3 or the condenser 3 (in FIG. 1 between the upstream sensor 31 having an upstream measurement point and the upstream measurement point of the condenser 3 or between the condenser 3 and the expansion device 4 (see FIG. 1). A downstream sensor 32 having a downstream measurement point between the condenser 3 and the expansion device 4), and the differential pressure values are the detection value C1 of the upstream sensor 31 and the detection value of the downstream sensor 32. It is preferable to calculate using C2.

上流側センサ３１は、例えば、圧力センサであり、圧縮機２と凝縮器３との間の配管６ａ内を流れる冷媒の圧力Ｃ１、又は凝縮器３内を流れる冷媒の圧力Ｃ１を検出する。上流側センサ３１が凝縮器３内を流れる冷媒の圧力Ｃ１を検出するとき、上流側センサ３１の上流測定点は、図２に示すように、凝縮器３１の冷媒入口管１８に設置することが好ましい。上流側センサ３１は、例えば、圧縮機２と凝縮器３とを接続する配管６ａ（図１に図示）又は冷媒入口管１８（図２に図示）に設けられた取付孔（不図示）に、上流側測定点が冷媒と接触するように取り付けられる。上流側センサ３１が検出した圧力Ｃ１は、凝縮器３の入口圧とみなされる。   The upstream sensor 31 is a pressure sensor, for example, and detects the pressure C1 of the refrigerant flowing in the pipe 6a between the compressor 2 and the condenser 3, or the pressure C1 of the refrigerant flowing in the condenser 3. When the upstream sensor 31 detects the pressure C1 of the refrigerant flowing in the condenser 3, the upstream measurement point of the upstream sensor 31 may be installed in the refrigerant inlet pipe 18 of the condenser 31, as shown in FIG. preferable. The upstream sensor 31 is, for example, in a mounting hole (not shown) provided in the pipe 6a (shown in FIG. 1) or the refrigerant inlet pipe 18 (shown in FIG. 2) connecting the compressor 2 and the condenser 3. The upstream measurement point is attached so as to come into contact with the refrigerant. The pressure C1 detected by the upstream sensor 31 is regarded as the inlet pressure of the condenser 3.

下流側センサ３２は、例えば、圧力センサであり、凝縮器３と膨張装置４との間の配管６ｂ内を流れる冷媒の圧力Ｃ２、又は凝縮器３のうち上流側測定点よりも凝縮器３の出口側を流れる冷媒の圧力Ｃ２を検出する。下流側センサ３２が凝縮器３の出口側を流れる冷媒の圧力Ｃ２を検出するとき、下流側センサ３２Ａの下流側測定点は、図２の実線で示すように、冷媒出口管１９に設置することが好ましい。また、下流側センサ３２Ｂ，３２Ｃ，３２Ｄの下流側測定点は、図２の点線で示すように、第３のパスＣを通過した後の第４の内部空間１０ｄ、第２のパスＢを通過した後の第３の内部空間１０ｃ、又は第１のパスＡを通過した後の第２の内部空間１０ｂに設置してもよい。下流側センサ３２は、例えば、凝縮器３と膨張装置４を接続する配管６ｂ（図１に図示）又は凝縮器３の内部空間１０ｂ，１０ｃ，１０ｄに通じるヘッダパイプ１１，１２に設けられた取付孔（不図示）に、下流側測定点が冷媒と接触するように取り付けられる。下流側センサ３２が検出した圧力Ｃ２は、凝縮器３の出口圧とみなされる。   The downstream sensor 32 is, for example, a pressure sensor, and the pressure C2 of the refrigerant flowing in the pipe 6b between the condenser 3 and the expansion device 4 or the condenser 3 of the condenser 3 with respect to the upstream measurement point of the condenser 3. The pressure C2 of the refrigerant flowing on the outlet side is detected. When the downstream sensor 32 detects the pressure C2 of the refrigerant flowing on the outlet side of the condenser 3, the downstream measurement point of the downstream sensor 32A is installed in the refrigerant outlet pipe 19 as shown by the solid line in FIG. Is preferred. Further, the downstream measurement points of the downstream sensors 32B, 32C, and 32D pass through the fourth internal space 10d and the second path B after passing through the third path C, as indicated by the dotted line in FIG. You may install in the 3rd internal space 10c after passing, or the 2nd internal space 10b after passing the 1st path | pass A. The downstream sensor 32 is mounted on, for example, a pipe 6b (shown in FIG. 1) connecting the condenser 3 and the expansion device 4 or header pipes 11 and 12 leading to the internal spaces 10b, 10c, and 10d of the condenser 3. A downstream measurement point is attached to a hole (not shown) so as to contact the refrigerant. The pressure C2 detected by the downstream sensor 32 is regarded as the outlet pressure of the condenser 3.

第一実施形態に係る車両用空調装置１００では、上流側センサ３１が圧縮機２と凝縮器３との間に上流側測定点を有し、下流側センサ３２が凝縮器３に下流側測定点を有する形態（不図示）、又は上流側センサ３１が凝縮器３に上流側測定点を有し、下流側センサ３２が凝縮器３と膨張装置４との間に下流側測定点を有する形態（不図示）であってもよい。   In the vehicle air conditioner 100 according to the first embodiment, the upstream sensor 31 has an upstream measurement point between the compressor 2 and the condenser 3, and the downstream sensor 32 has a downstream measurement point on the condenser 3. Or the upstream sensor 31 has an upstream measurement point in the condenser 3, and the downstream sensor 32 has a downstream measurement point between the condenser 3 and the expansion device 4 ( (Not shown).

第一実施形態に係る車両用空調装置１００は、凝縮器３の入口圧を検知するセンサ（上流側センサ３１）と出口圧を検知するセンサ（下流側センサ３２）とを別個のセンサとすることで、センサを設けるための凝縮器３の設計変更を必要としないため、設計自由度をより高めることができる。   The vehicle air conditioner 100 according to the first embodiment uses a sensor (upstream sensor 31) for detecting the inlet pressure of the condenser 3 and a sensor (downstream sensor 32) for detecting the outlet pressure as separate sensors. Therefore, since the design change of the condenser 3 for providing the sensor is not required, the degree of design freedom can be further increased.

従来の車両用空調装置では、圧縮機２の起動信号が出力されると、直ちに圧縮機２が起動され、その後、冷却ファン７を起動させるか、又は冷却ファン７の送風量が増加される制御が行われている。本発明者等は、従来の車両用空調装置における前記の制御パターンでは、圧縮機２の起動直後であって冷媒の循環の流れが安定するまでの間は、凝縮器３での冷媒放熱量が十分でないことに起因して、凝縮器３の出口圧が想定される圧力（すなわち、凝縮器３での冷媒放熱量が十分であるときの凝縮器３の出口圧）よりも上昇する現象が起こること、及びその現象によって、トルクの推定値９０１が、図４に示すように、圧縮機２の回転軸に歪ゲージを取り付けて実測したトルクの実測値９０２よりも小さく見積もられてしまう問題が生じることを発見した。そこで、本発明者等は、圧縮機２の起動よりも先に冷却ファン７の送風量を増加させることで、圧縮機２の起動初期から冷媒を凝縮器３で十分に冷却でき、その結果、凝縮器３の入口圧と出口圧との間に適正な差圧が発生して、駆動トルク推定手段で推定される圧縮機の推定トルクがトルクの実測値よりも小さく見積もられる問題を解決できることを見出し、本願発明を完成するに至った。次に、作用を説明する。   In the conventional vehicle air conditioner, when the start signal of the compressor 2 is output, the compressor 2 is started immediately, and then the cooling fan 7 is started or the air flow rate of the cooling fan 7 is increased. Has been done. In the control pattern in the conventional vehicle air conditioner, the present inventors have used the amount of heat released from the refrigerant in the condenser 3 immediately after the start of the compressor 2 and until the refrigerant circulation flow is stabilized. Due to the insufficiency, a phenomenon occurs in which the outlet pressure of the condenser 3 is higher than the assumed pressure (that is, the outlet pressure of the condenser 3 when the amount of heat released from the refrigerant in the condenser 3 is sufficient). Due to this and its phenomenon, there is a problem that the estimated torque value 901 is estimated to be smaller than the actually measured torque value 902 measured by attaching a strain gauge to the rotating shaft of the compressor 2 as shown in FIG. I have found that it happens. Therefore, the present inventors can sufficiently cool the refrigerant with the condenser 3 from the beginning of the start of the compressor 2 by increasing the air flow rate of the cooling fan 7 before the start of the compressor 2, and as a result, It is possible to solve the problem that an appropriate differential pressure is generated between the inlet pressure and the outlet pressure of the condenser 3 and the estimated torque of the compressor estimated by the drive torque estimating means is estimated to be smaller than the actual measured value of torque. The headline and the present invention have been completed. Next, the operation will be described.

まず、圧縮機２の起動信号が出力される。圧縮機２の起動信号が出力されるときは、例えば、乗員がエアコンスイッチを押したときである。また、圧縮機が固定容量型圧縮機である場合、渋滞中に蒸発器の凍結を防止するために圧縮機の断続運転が自動的に行われるが、この断続運転時にも圧縮機の起動信号が出力される。圧縮機２の起動信号は、空調制御ユニットが出力するか、又はエンジンコントロールが出力してもよい。   First, the start signal of the compressor 2 is output. The start signal of the compressor 2 is output, for example, when the passenger presses the air conditioner switch. In addition, when the compressor is a fixed capacity compressor, intermittent operation of the compressor is automatically performed in order to prevent the evaporator from freezing during traffic jams. Is output. The start signal of the compressor 2 may be output by the air conditioning control unit or output by the engine control.

本実施形態では、圧縮機２の起動信号が出力されたとき、圧縮機２の起動よりも先に冷却ファン７の送風量が増加される。この制御パターンが、従来の車両用空調装置と異なる点である。   In this embodiment, when the start signal of the compressor 2 is output, the air flow rate of the cooling fan 7 is increased before the start of the compressor 2. This control pattern is different from the conventional vehicle air conditioner.

冷却ファン７の制御主体は、特に限定されないが、例えば、冷却ファン７が凝縮器３専用であるとき、通常、空調制御ユニットである。また、冷却ファン７がラジエータ冷却用と共用であるとき、冷却ファン７の制御主体は、通常、エンジンコントロールユニットである。   Although the control subject of the cooling fan 7 is not particularly limited, for example, when the cooling fan 7 is dedicated to the condenser 3, it is usually an air conditioning control unit. When the cooling fan 7 is commonly used for radiator cooling, the control subject of the cooling fan 7 is usually an engine control unit.

冷却ファン７の送風量は、冷却ファン７が１個のときは、当該冷却ファンが形成する送風量であり、冷却ファン７が２個以上であるときは、各冷却ファンが形成する送風量の合計である。冷却ファンが１個のときは、冷却ファン７の制御主体は、圧縮機の起動信号を入力することになると、起動信号の入力より先に当該冷却ファンの回転数を増加させる制御を行う。また、冷却ファンが２個以上のときは、冷却ファン７の制御主体は、圧縮機の起動信号を入力することになると、起動信号の入力より先に稼動する冷却ファンの数を０個から１個又は１個から２個などのように増やす制御を行ったり、既に稼動している冷却ファンの回転数を増加させる制御を行ったりして、送風量の合計量を増加させる。   The amount of air blown by the cooling fan 7 is the amount of air blown by the cooling fan when the number of the cooling fans 7 is one, and the amount of air blown by each cooling fan when the number of the cooling fans 7 is two or more. It is the sum. When the number of cooling fans is one, the control body of the cooling fan 7 performs control to increase the rotation speed of the cooling fan prior to the input of the start signal when the start signal of the compressor is input. When the number of cooling fans is two or more, when the control body of the cooling fan 7 inputs the start signal of the compressor, the number of cooling fans that are operated prior to the input of the start signal is changed from 0 to 1. The total amount of blown air is increased by performing control such as increasing one or two to one, or increasing the rotational speed of a cooling fan that is already in operation.

また、冷却ファン７が圧縮機２の起動前に停止しているとき、例えば、冷却ファン７が凝縮器専用であるとき又は冷却ファン７がラジエータ冷却用と共用であって、ラジエータの冷却が不要であるときは、冷却ファン７の制御主体は、圧縮機の起動信号を入力することになると、起動信号の入力より先に冷却ファン７を起動させて送風量を０から所定の送風量に上昇させる制御を行う。冷却ファン７が圧縮機２の起動前に既に稼動しているとき、例えば、冷却ファン７がラジエータ冷却用と共用であって、ラジエータを冷却するために稼動しているときは、冷却ファン７の制御主体は、圧縮機の起動信号を入力することになると、起動信号の入力より先に冷却ファン７の送風量を増加させる制御を行う。   Further, when the cooling fan 7 is stopped before the compressor 2 is started, for example, when the cooling fan 7 is dedicated to the condenser or the cooling fan 7 is shared with the radiator cooling, the cooling of the radiator is unnecessary. In this case, when the control body of the cooling fan 7 inputs the start signal of the compressor, the cooling fan 7 is started before the start signal is input, and the air flow rate is increased from 0 to a predetermined air flow rate. To control. When the cooling fan 7 is already operating before the compressor 2 is started, for example, when the cooling fan 7 is used for cooling the radiator and is operating to cool the radiator, the cooling fan 7 When the control main body inputs the start signal of the compressor, the control main body performs control to increase the air flow rate of the cooling fan 7 prior to the input of the start signal.

冷却ファン７の制御主体は、冷却ファン７の送風量を増加し、所定時間経過後、圧縮機２を起動させる。ここで、冷却ファン７の送風量を増加させる時Ｔ０から圧縮機２を起動させる時Ｔ１までの時間の差（Ｔ１−Ｔ０）は、特に限定されないが、例えば、８秒以下であることが好ましく、１秒以上５秒以下であることがより好ましい。 The control subject of the cooling fan 7 increases the air flow rate of the cooling fan 7 and activates the compressor 2 after a predetermined time has elapsed. Here, the time difference (T 1 −T 0 ) from T 0 when increasing the air flow rate of the cooling fan 7 to T 1 when starting the compressor 2 is not particularly limited. It is preferable that it is 1 second or more and 5 seconds or less.

次に、図１を参照しながら、駆動推定手段３０によるトルクの推定手順を説明する。   Next, a torque estimation procedure by the drive estimation unit 30 will be described with reference to FIG.

まず、駆動トルク推定手段３０に、上流側センサ３１と下流側センサ３２とからの冷媒圧力の検出値（Ｃ１，Ｃ２）が入力される。このとき、駆動トルク推定手段３０には、検出値（Ｃ１，Ｃ２）とともに、冷凍サイクル１の圧縮機２の吐出圧力Ｐｄ及び吸入圧力Ｐｓも入力される。   First, the detected values (C1, C2) of the refrigerant pressure from the upstream sensor 31 and the downstream sensor 32 are input to the drive torque estimating means 30. At this time, the discharge torque Pd and the suction pressure Ps of the compressor 2 of the refrigeration cycle 1 are also input to the drive torque estimating means 30 together with the detected values (C1, C2).

次いで、駆動トルク推定手段３０は、入力された上流側センサ３１で得られた冷媒圧力Ｃ１と下流側センサ３２で得られた冷媒圧力Ｃ２との差（Ｃ１−Ｃ２）を演算し、この冷媒圧力差に基づき冷媒流量Ｇを演算し（Ｇ＝ｆ（Ｃ１−Ｃ２）、ここで、ｆは、台上評価によって求めることが可能な各凝縮器に固有の関数で、冷媒圧力差に対応する冷媒流量値である）、しかる後に、数１に基づき、圧縮機のトルク推定値９００を算出する。   Next, the drive torque estimating means 30 calculates the difference (C1-C2) between the inputted refrigerant pressure C1 obtained by the upstream sensor 31 and the refrigerant pressure C2 obtained by the downstream sensor 32, and this refrigerant pressure. The refrigerant flow rate G is calculated based on the difference (G = f (C1-C2), where f is a function specific to each condenser that can be obtained by bench-top evaluation and corresponds to the refrigerant pressure difference. After that, the compressor torque estimation value 900 is calculated based on the equation (1).

本実施形態では、圧縮機２の起動よりも先に冷却ファン７の送風量が増加されているため、凝縮器３での冷媒放熱量が十分であり、圧縮機２の駆動開始直後であっても、凝縮器３の出口圧が想定される圧力よりも上昇する現象が起こらない。その結果、トルクの推定値９００が、図４に示すように、圧縮機２の回転軸に歪ゲージを取り付けて実測したトルクの実測値９０２よりも極端に小さく見積もられることが防止される。   In the present embodiment, since the air flow rate of the cooling fan 7 is increased prior to the start of the compressor 2, the refrigerant heat dissipation amount in the condenser 3 is sufficient, and immediately after the start of driving of the compressor 2. However, the phenomenon that the outlet pressure of the condenser 3 rises higher than the assumed pressure does not occur. As a result, the estimated torque value 900 is prevented from being estimated to be extremely smaller than the actually measured torque value 902 measured by attaching a strain gauge to the rotating shaft of the compressor 2 as shown in FIG.

駆動トルク推定手段３０が空調制御ユニットに搭載される場合、駆動トルク推定手段３０は、トルクの推定値９００を車両用空調装置１００が搭載された車両のエンジンコントロールユニット（不図示）へ出力する。   When the drive torque estimating means 30 is mounted on the air conditioning control unit, the drive torque estimating means 30 outputs an estimated torque value 900 to an engine control unit (not shown) of the vehicle on which the vehicle air conditioner 100 is mounted.

本実施形態に係る車両用空調装置１では、駆動トルク推定手段３０は、現時点における差圧の値に基づいて算出した駆動トルクの推定値９００を、現時点における駆動トルクの値として採用することが好ましい。圧縮機２の回転数、凝縮器３での放熱量及び蒸発器５での吸熱量などが変化するところ、適切なトルク推定値を算出することができる。   In the vehicle air conditioner 1 according to the present embodiment, the drive torque estimating means 30 preferably employs the estimated value 900 of the drive torque calculated based on the current differential pressure value as the current drive torque value. . When the rotational speed of the compressor 2, the heat radiation amount in the condenser 3, the heat absorption amount in the evaporator 5, and the like change, an appropriate torque estimation value can be calculated.

駆動トルク推定手段３０は、圧縮機２が駆動中において常時トルク推定値の算出処理を実行するか、又はエンジンコントロールユニットからの要求によってトルクの推定値の算出処理を実行してもよい。トルク推定値の算出は、連続的であるか、又は定期的（例えば０．５秒毎）であってもよい。   The drive torque estimation means 30 may execute a process for calculating an estimated torque value at all times while the compressor 2 is driven, or may execute a process for calculating an estimated torque value according to a request from the engine control unit. The calculation of the torque estimate may be continuous or periodic (eg every 0.5 seconds).

ここまで、冷媒圧力の検出値（Ｃ１，Ｃ２）がそれぞれ駆動トルク推定手段３０に入力される形態について説明したが、上流側センサ３１及び下流側センサ３２からの冷媒圧力の検出値（Ｃ１，Ｃ２）から差圧を算出する差圧算出手段（不図示）を設け、差圧算出手段から駆動トルク推定手段３０へ差圧の値が入力されてもよい。   So far, the description has been given of the mode in which the detected values (C1, C2) of the refrigerant pressure are respectively input to the drive torque estimating means 30, but the detected values (C1, C2) of the refrigerant pressure from the upstream sensor 31 and the downstream sensor 32 have been described. ) May be provided, and a differential pressure value may be input from the differential pressure calculation means to the drive torque estimation means 30.

次いで、第二実施形態について説明する。   Next, a second embodiment will be described.

第二実施形態に係る車両用空調装置２００では、車両用空調装置２００が、図３に示すように、凝縮器３の入口圧と出口圧との圧力差を検出する差圧センサ３３を備え、差圧の値が、差圧センサ３３の検出値Ｃ３であることが好ましい。   In the vehicle air conditioner 200 according to the second embodiment, the vehicle air conditioner 200 includes a differential pressure sensor 33 that detects a pressure difference between the inlet pressure and the outlet pressure of the condenser 3, as shown in FIG. The value of the differential pressure is preferably the detection value C3 of the differential pressure sensor 33.

差圧センサ３３は、凝縮器３の入口圧と出口圧との圧力差を検出できる位置に測定点を有し、例えば、冷媒入口管１８と冷媒出口管１９との冷媒差圧を受ける位置に設けられる。   The differential pressure sensor 33 has a measurement point at a position where the pressure difference between the inlet pressure and the outlet pressure of the condenser 3 can be detected. For example, the differential pressure sensor 33 is at a position where the refrigerant differential pressure between the refrigerant inlet pipe 18 and the refrigerant outlet pipe 19 is received. Provided.

第二実施形態に係る車両用空調装置２００は、部品点数を減らすことができる。また、第二実施形態に係る車両用空調装置２００は、差圧の値として差圧センサ３３の検出値Ｃ３が駆動トルク推定手段３０に入力される点以外は、第一実施形態に係る車両用空調装置１００と同様の作用効果を奏する。   The vehicle air conditioner 200 according to the second embodiment can reduce the number of parts. Moreover, the vehicle air conditioner 200 according to the second embodiment is for the vehicle according to the first embodiment, except that the detected value C3 of the differential pressure sensor 33 is input to the drive torque estimating means 30 as a differential pressure value. The same effects as the air conditioner 100 are obtained.

本実施形態に係る車両用空調装置は、凝縮器３の入口圧と出口圧との差圧を求めることができればよく、第一実施形態及び第二実施形態に限定されない。例えば、車両用空調装置は、上流側センサ３１と差圧センサ３３とを備え、下流側センサ３２を備えない形態、下流側センサ３２と差圧センサ３３を備え、上流側センサ３１を備えない形態、又は上流側センサ３１と下流側センサ３２と差圧センサ３３とを備える形態であってもよい。   The vehicle air conditioner according to the present embodiment is not limited to the first embodiment and the second embodiment as long as the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the condenser 3 can be obtained. For example, the vehicle air conditioner includes an upstream sensor 31 and a differential pressure sensor 33 and does not include a downstream sensor 32, and includes a downstream sensor 32 and a differential pressure sensor 33, and does not include an upstream sensor 31. Alternatively, the upstream side sensor 31, the downstream side sensor 32, and the differential pressure sensor 33 may be provided.

本実施形態に係る車両は、本実施形態に係る車両用空調装置を搭載する。車両は、エンジンコントロールユニット（不図示）を備える。エンジンコントロールユニットは、空調制御ユニットの駆動トルク推定手段３０から入力された又はエンジンコントロールユニットの駆動トルク推定手段３０が採用したトルクの推定値９００に基づいて、エンジンの出力を制御する。前記の通り、本実施形態に係る車両用空調装置は、圧縮機の推定トルクを実際の駆動トルクよりも極端に小さく見積もることが防止される。その結果、本実施形態に係る車両は、エンジンの出力不足を回避することができる。   The vehicle according to the present embodiment is equipped with the vehicle air conditioner according to the present embodiment. The vehicle includes an engine control unit (not shown). The engine control unit controls the output of the engine based on the estimated torque value 900 input from the driving torque estimating means 30 of the air conditioning control unit or adopted by the driving torque estimating means 30 of the engine control unit. As described above, the vehicle air conditioner according to the present embodiment can prevent the estimated torque of the compressor from being estimated to be extremely smaller than the actual driving torque. As a result, the vehicle according to the present embodiment can avoid an engine output shortage.

１ 冷凍サイクル
２ 圧縮機
３ 凝縮器
４ 膨張装置
５ 蒸発器
６ａ〜６ｄ 配管
７ 冷却ファン
１０ａ，１０ｂ，１０ｃ，１０ｄ，１０ｅ，１０ｆ 内部空間
１１，１２ ヘッダパイプ
１１ａ〜１１ｂ、１２ａ〜１２ｂ 仕切壁
１３ チューブ
１４ フィン
１５ 熱交換部
１６ 凝縮部
１７ 過冷却部
１８ 冷媒入口管
１９ 冷媒出口管
２０ 気液分離部（レシーバタンク）
２１ ケース
２２ 冷媒導引パイプ
３０ 駆動トルク推定手段
３１ 上流側センサ
３２（３２Ａ，３２Ｂ，３２Ｃ，３２Ｄ） 下流側センサ
３３ 差圧センサ
１００，２００車両用空調装置
９００ 本発明のトルクの推定値
９０１ 従来のトルクの推定値
９０２ トルクの実測値
Ａ，Ｂ，Ｃ，Ｄ， パス
Ｃ１ 上流側センサの検出値
Ｃ２ 下流側センサの検出値
Ｃ３ 差圧センサの検出値
Ｔ０ 冷却ファンの送風量を増加させる時
Ｔ１ 圧縮機を起動させる時 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Refrigeration cycle 2 Compressor 3 Condenser 4 Expansion apparatus 5 Evaporator 6a-6d Piping 7 Cooling fan 10a, 10b, 10c, 10d, 10e, 10f Inner space 11, 12 Header pipe 11a-11b, 12a-12b Partition wall 13 Tube 14 Fin 15 Heat exchange part 16 Condensing part 17 Supercooling part 18 Refrigerant inlet pipe 19 Refrigerant outlet pipe 20 Gas-liquid separation part (receiver tank)
21 Case 22 Refrigerant guide pipe 30 Drive torque estimating means 31 Upstream sensor 32 (32A, 32B, 32C, 32D) Downstream sensor 33 Differential pressure sensor 100, 200 Vehicle air conditioner 900 Estimated value of torque 901 of the present invention Estimated value 902 of torque Actual measured values A, B, C, D, path C1 Detected value of upstream sensor C2 Detected value of downstream sensor C3 Detected value of differential pressure sensor T 0 Increases the air flow of cooling fan when you activate the T 1 compressor when

Claims (7)

圧縮機と凝縮器と膨張装置と蒸発器とを配管で接続し、冷媒が循環する冷凍サイクルと、
前記凝縮器の入口圧と出口圧との差圧の値を用いて、前記圧縮機の駆動トルクを推定する駆動トルク推定手段と、
前記凝縮器を冷却する空気の流れを発生させる少なくとも一つの冷却ファンと、
を備える車両用空調装置において、
該車両用空調装置の空調制御ユニット又は前記車両用空調装置が搭載される車両のエンジンコントロールユニットが前記圧縮機の起動信号を出力するとき、前記圧縮機の起動よりも先に前記冷却ファンの送風量が増加されることを特徴とする車両用空調装置。 A refrigeration cycle in which a compressor, a condenser, an expansion device, and an evaporator are connected by piping and the refrigerant circulates;
Drive torque estimating means for estimating the drive torque of the compressor using the value of the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the condenser;
At least one cooling fan for generating an air flow for cooling the condenser;
In a vehicle air conditioner comprising:
When the air conditioning control unit of the vehicle air conditioner or the engine control unit of the vehicle on which the vehicle air conditioner is mounted outputs the compressor start signal, the cooling fan is sent before the compressor is started. A vehicle air conditioner characterized in that the air volume is increased. 前記圧縮機は、固定容量型であることを特徴とする請求項１に記載の車両用空調装置。   The vehicle air conditioner according to claim 1, wherein the compressor is a fixed capacity type. 前記車両用空調装置が、
前記圧縮機と前記凝縮器との間または前記凝縮器に上流側測定点を有する上流側センサと、
前記凝縮器のうち前記上流側測定点よりも前記凝縮器の出口側または前記凝縮器と前記膨張装置との間に下流側測定点を有する下流側センサと、を備え、
前記差圧の値が、前記上流側センサの検出値及び前記下流側センサの検出値を用いて算出されることを特徴とする請求項１又は２に記載の車両用空調装置。 The vehicle air conditioner is
An upstream sensor having an upstream measurement point between or on the compressor and the condenser;
A downstream sensor having a downstream measurement point between the outlet side of the condenser or the condenser and the expansion device with respect to the upstream measurement point of the condenser;
3. The vehicle air conditioner according to claim 1, wherein the differential pressure value is calculated using a detection value of the upstream sensor and a detection value of the downstream sensor. 前記車両用空調装置が、前記凝縮器の入口圧と出口圧との圧力差を検出する差圧センサを備え、
前記差圧の値が、前記差圧センサの検出値であることを特徴とする請求項１又は２に記載の車両用空調装置。 The vehicle air conditioner includes a differential pressure sensor that detects a pressure difference between an inlet pressure and an outlet pressure of the condenser,
The vehicle air conditioner according to claim 1 or 2, wherein the differential pressure value is a detection value of the differential pressure sensor. 前記駆動トルク推定手段は、前記空調制御ユニットに搭載されるか、又は前記エンジンコントロールユニットに搭載されることを特徴とする請求項１〜４のいずれか一つに記載の車両用空調装置。   The vehicle air conditioner according to any one of claims 1 to 4, wherein the drive torque estimating means is mounted on the air conditioning control unit or mounted on the engine control unit. 前記駆動トルク推定手段は、現時点における前記差圧の値に基づいて算出した前記駆動トルクの推定値を、現時点における前記駆動トルクの値として採用することを特徴とする請求項１〜５のいずれか一つに記載の車両用空調装置。   6. The drive torque estimating means employs the estimated value of the drive torque calculated based on the value of the differential pressure at the current time as the value of the drive torque at the current time. The vehicle air conditioner as described in one. 請求項１〜６のいずれか一つに記載の車両用空調装置を搭載した車両。   A vehicle equipped with the vehicle air conditioner according to any one of claims 1 to 6.
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