JP4360423B2 - 圧縮機のトルク推定装置 - Google Patents

Description

本発明は、圧縮機の駆動トルクを推定するトルク推定装置に関する。

従来、車両用空調装置の圧縮機は、車両エンジンから駆動力を得ている。この種の車両では、一般的に、圧縮機の駆動トルクを推定し、推定駆動トルクに基づいてエンジン出力を制御することで、圧縮機の駆動トルクが変化してもエンジン回転数が変動しないようにしている。このため、圧縮機のトルクを適切に推定することは重要な課題である。

こうした背景から、圧縮機の起動初期においては、起動段階トルク推定手段で圧縮機のトルクを推定し、定常時においては、安定段階トルク推定手段で圧縮機のトルクを推定するよう圧縮機の起動後にトルク推定手段を順次切り替えることで、圧縮機の起動後の段階に応じた適切なトルク推定を可能にしているものが知られている（例えば、特許文献１参照）。
特開２００６−２７２９８２号公報

ところで、特許文献１では、起動時の圧縮機の実際のトルクの上昇に対して、冷凍サイクルの高圧側圧力が、若干遅れて上昇してピークを迎える特性を利用して、高圧側圧力の上昇変化が０以下となった場合に、圧縮機の起動が完了したものとみなし、圧縮機のトルク推定手段の切替を行なっている。しかしながら、圧縮機のトルク推定手段の切替タイミングが、実測値に基づいていないため、切替タイミングの遅延による推定精度の悪化が生ずる。

本発明は、上記点に鑑み、圧縮機のトルク推定手段の切替タイミングの遅延による推定駆動トルクと実際の圧縮機の駆動トルクとの乖離を抑制することを目的とする。

上記目的を達成するため、本発明では、車両に搭載された駆動源により駆動される圧縮機（２）によって冷媒が循環される冷凍サイクル（１）を備えたシステムに利用可能な圧縮機駆動トルク推定装置であって、冷凍サイクル（１）内を循環する冷媒流量を検出する流量検出手段（３４）と、圧縮機（２）の吐出圧力領域に設けられ、圧縮機（２）の冷媒吐出方向のみに開弁する逆止弁（３５）と、圧縮機（２）の駆動トルク挙動と圧縮機（２）作動開始時からの経過時間との相関関係を定めた推定駆動トルク特性を記憶する記憶部と、記憶部に記憶された推定トルク特性に基づいて圧縮機（２）の第１推定駆動トルク（ＴｒｋＡ）を算出する第１推定駆動トルク算出手段（Ｓ４４）と、流量検出手段（３４）により検出される冷媒流量に基づいて圧縮機（２）の第２推定駆動トルク（ＴｒｋＢ）を算出する第２推定駆動トルク算出手段（Ｓ４５）と、圧縮機（２）の推定駆動トルク（ＳＴｒｋ）を第１推定駆動トルク（ＴｒｋＡ）から第２推定駆動トルク（ＴｒｋＢ）に切り替える推定駆動トルク切替手段（Ｓ４６〜Ｓ５０）とを備え、推定駆動トルク切替手段（Ｓ４６〜Ｓ５０）は、逆止弁（３５）の開弁圧に相当する物理量に基づいて圧縮機（２）の推定駆動トルク（ＳＴｒｋ）を第１推定駆動トルク（ＴｒｋＡ）から第２推定駆動トルク（ＴｒｋＢ）に切り替えることを特徴とする。

これによれば、推定駆動トルク切替手段（Ｓ４６〜Ｓ５０）は、逆止弁（３５）の開弁圧に相当する物理量に基づいて、第１推定駆動トルク算出手段（Ｓ４４）で算出される第１推定駆動トルク（ＴｒｋＡ）と第２推定駆動トルク算出手段（Ｓ４５）で算出される第２推定駆動トルク（ＴｒｋＢ）の切り替えを行うため、切替タイミングが遅延することのない推定駆動トルク（ＳＴｒｋ）を算出することができる。その結果、推定駆動トルク（ＳＴｒｋ）を、圧縮機（２）の圧縮開始直後の過渡状態における実際の圧縮機の駆動トルクとの乖離が抑制された精度の高い推定値とすることができる。

さらに、第２推定駆動トルク算出手段（Ｓ４５）は、実測値である流量検出手段（３４）により検出される冷媒流量に基づいた、第２推定駆動トルク（ＴｒｋＢ）を算出することができるため、圧縮機（２）の圧縮開始直後の過渡状態における実際の圧縮機（２）の駆動トルクとの乖離が抑制された精度の高い推定値とすることができる。

また、逆止弁（３５）の開弁圧に相当する物理量は、第２推定駆動トルク算出手段（Ｓ４５）により算出された第２推定駆動トルク（ＴｒｋＢ）であって、推定駆動トルク切替手段（Ｓ４６〜Ｓ５０）は、第２推定駆動トルク（ＴｒｋＢ）が、所定トルクより大きくなったときに、圧縮機（２）の推定駆動トルク（ＳＴｒｋ）を第１推定駆動トルク（ＴｒｋＡ）から第２推定駆動トルク（ＴｒｋＢ）に切り替えることで、流量検出手段（３４）で検出される冷媒流量により圧縮機（２）が起動完了したか否かを判定することができるため、圧縮機（２）の圧縮開始直後の過渡状態における実際の圧縮機（２）の駆動トルクとの乖離が抑制された精度の高い推定値とすることができる。

また、所定トルクは、圧縮機吐出側の高圧圧力の増加に応じて増加されること場合、逆止弁（３５）の開弁圧は、圧縮機吐出側の高圧圧力の増加に応じて増加するため、圧縮機（２）の圧縮開始直後の過渡状態における実際の圧縮機の駆動トルクとの乖離が抑制された精度の高い推定値とすることができる。

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。

以下、本発明の一実施形態について図１〜図４に基づいて説明する。本実施形態は、車両用のアイドル回転数制御装置に本発明を適用したものである。本実施形態の車両は、車両用空調装置の冷媒圧縮機として車両走行用のエンジン１１から駆動力を得る圧縮機２を用いており、アイドル回転数制御装置は、後述する圧縮機２の推定駆動トルクＳＴｒｋに基づいてエンジン回転数を制御するようになっている。

まず、図１は、本実施形態の全体構成の概要を示す全体構成図である。エンジン１１は、吸気管（図示せず）を有しており、吸気管内にはスロットル弁（図示せず）が配置されている。スロットル弁は、車両のアクセルペダルの踏み込みに伴う開度に応じて、吸気管内への吸入空気量を調整するものである。そして、周知の如く、エンジン１１では、吸入空気量および燃料噴射量によってエンジン回転数（出力）が調整される。

吸気管にはバイパス管路（図示せず）が設けられており、バイパス管路にはアイドル調整弁（図示せず）が配置されている。アイドル調整弁は、弁開度に応じてスロットル弁の上流から下流への吸入空気流のバイパス量を変更するもので、この吸入空気流のバイパス量によってエンジンのアイドル回転数が調整される。

また、アイドル調整弁は、周知のリニアソレノイドバルブによって構成されており、後述するエンジン制御部１００ｂ（エンジンＥＣＵ）から出力される駆動電圧Ｖｉｓｃによって電気的に制御されて、その弁開度が変更されるようになっている。

次に、車両用空調装置の一部を構成する冷凍サイクル１は、エンジンルーム内に配置され、圧縮機２を有して構成される。ここで、本発明における冷凍サイクル（１）の冷媒は、Ｒ１３４ａを用いている。なお、冷凍サイクル（１）の冷媒は、Ｒ１３４ａに限定されずＣＯ_２等を用いてもよい。

圧縮機２は、冷凍サイクル１において、後述する蒸発器６下流側の冷媒を吸入し、圧縮して吐出するもので、電磁クラッチ９およびベルト機構１０を介してエンジン１１から駆動力が伝達されて回転駆動される。圧縮機２の概略構成については後述する。

圧縮機２の吐出側は、凝縮器３入口側に接続されている。この凝縮器３は、エンジンルーム内にてエンジン１１と車両フロントグリル（図示せず）との間に配置されており、圧縮機２から吐出された冷媒と送風ファン（図示せず）により送風された外気とを熱交換させて、冷媒を冷却する放熱器である。

凝縮器３の出口側は、気液分離器４の入口側に接続されている。気液分離器４は、凝縮器３で冷却された冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離するものである。

気液分離器４の液相冷媒出口側は、膨張弁５に接続されている。膨張弁５は、気液分離器４で分離された液相冷媒を減圧膨張させるとともに、膨張弁５出口側から流出する冷媒の流量を調整するものである。具体的には、膨張弁５は、圧縮機２と後述する蒸発器６間の冷媒温度を検出する感温筒５ａを有しており、圧縮機２に吸入される冷媒の温度と圧力とに基づいて圧縮機吸入側冷媒の過熱度を検出し、この過熱度が予め設定された所定値となるように弁開度を調整している。

膨張弁５の下流側は、蒸発器６に接続されている。蒸発器６は、空調ユニットの空調ケース７内に配置されており、膨張弁５にて減圧膨張された冷媒と空調ケース７内に配置された送風ファン１２によって送風された送風空気とを熱交換させる熱交換器である。

ここで、空調ケース７に設けられた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内を車室内へ向かって送風される。この送風空気は、蒸発器６を通過した後に、ヒータユニット（図示せず）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。

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温度センサ１２４が設けられている。蒸発器温度センサ１２４については後述する。さらに、空調ケース７の空気下流端には、図示しない車室内乗員の上半身に空気を吹き出すフェイス吹出口、車室内乗員の足元に空気を吹き出すフット吹出口、フロントガラス内面に空気を吹き出すデフロスタ吹出口が形成され、これらの吹出口を切替開閉する吹出モードドア（図示せず）が備えられている。

蒸発器６の下流側は、圧縮機２の後述する吸入口２１と接続されており、蒸発後の冷媒は再び圧縮機２に流入する。このように、冷凍サイクル１では、圧縮機２→凝縮器３→気液分離器４→膨張弁５→蒸発器６→圧縮機２の順で冷媒が循環するようになっている。

次に、本実施形態の電気制御部１００の概要を説明する。電気制御部１００は、エアコン制御部１００ａ（エアコンＥＣＵ）とエンジン制御部１００ｂ（エンジンＥＣＵ）を備えており、それぞれ、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等を含む周知のマイクロコンピュータおよびその周辺回路から構成される。

ここで、エアコン制御部１００ａは、空調用センサ群１２１〜１２５からのセンサ検出信号、車室内前部の計器盤付近に配置される空調操作パネル１２６に設けられた各種空調操作スイッチＳＷから操作信号に基づいて、車両用空調装置の総合的な制御を行なうものである。また、エアコン制御部１００ａは、マイクロコンピュータのＲＯＭ内に空調制御機器９等の制御プログラムを記憶しており、その制御プログラムに基づいて各種演算処理を行う。

空調用センサ群としては、具体的には、外気温Ｔａｍを検出する外気センサ１２１、内気温Ｔｒを検出する内気センサ１２２、車室内に入射する日射量Ｔｓを検出する日射センサ１２３、蒸発器６の空気吹出部に配置されて蒸発器吹出空気温度Ｔｅを検出する蒸発器温度センサ１２４、圧縮機２から吐出される吐出冷媒圧力Ｐｄを検出する高圧圧力センサ１２５等が設けられる。

なお、本実施形態では、高圧圧力センサ１２５が圧縮機２の吐出冷媒圧力Ｐｄに関連する物理量を検出する吐出側検出手段となり、吐出冷媒圧力Ｐｄが吐出側検出値となる。また、一般的に、この高圧圧力センサ１２５は、冷凍サイクル１内の圧力異常を検知するために設けられているので、吐出冷媒圧力Ｐｄに関連する物理量を検出するための専用検出手段を新設する必要はない。

さらに、本実施形態では、蒸発器温度センサ１２４が圧縮機２の吸入冷媒圧力Ｐｓに関連する物理量を検出する吸入側圧力検出手段となり、蒸発器吹出空気温度Ｔｅが吸入側圧力検出値となる。蒸発器吹出空気温度Ｔｅは蒸発器６における冷媒蒸発温度と略同等なので、この冷媒蒸発温度によって蒸発器６における冷媒蒸発圧力（すなわち、圧縮機２の吸入冷媒圧力Ｐｓ）を決定できるからである。

空調操作パネル１２６に設けられた各種空調操作スイッチＳＷとして、圧縮機２の作動指令信号を出すエアコンスイッチ、吹出モードを設定する吹出モードスイッチ、空調自動制御状態の指令信号を出すオートスイッチ、車室内温度を設定する温度設定手段をなす温度設定スイッチ等が設けられている。

次に、エアコン制御部１００ａのマイクロコンピュータの出力側には、周辺回路である各種アクチュエータ駆動用の駆動回路（図示せず）を介して、電磁クラッチ９、蒸発器６の送風ファン１２等が接続される。そして、これらの各種アクチュエータ９、１２の作動がエアコン制御部１００ａの出力信号により制御される。

また、エアコン制御部１００ａは、車両側のエンジン制御部１００ｂに接続されており、これらの両制御部１００ａ、１００ｂは、相互間で信号を入出力できるようになっている。

エンジン制御部１００ｂは、周知のごとく車両エンジン１１の運転状況等を検出するエンジン用センサ群１２７、１２８からのセンサ検出信号、および後述する圧縮機推定駆動トルクＳＴｒｋの制御マップに基づいて、車両エンジン１１への燃料噴射量、点火時期等を最適値に制御するものである。エンジン制御部１００ｂは、マイクロコンピュータのＲＯＭ内に推定駆動トルクＳＴｒｋおよびアイドル調整弁等の制御プログラムを記憶しており、その制御プログラムに基づいて各種演算処理を行う。

エンジン用センサ群としては、具体的には、エンジン回転数Ｎｅを検出するエンジン回転センサ１２７、車両のアクセルペダルの踏み込みに伴う開度に応じて、吸気管内への吸入空気量を調整するスロットル弁の開度を検出するスロットルセンサ１２８等が設けられる。

次に、本実施形態で用いる圧縮機２についての概略構成を図２に基づいて説明する。図２は、本実施形態の圧縮機２の概略構成を示す概略構成図である。

圧縮機２は、蒸発器６下流側の冷媒を吸入する吸入口２１と、後述する圧縮室２６で圧縮された冷媒を吐出する吐出口２２を有するハウジング（図示せず）を備えている。

ハウジング内には、吸入口２１と圧縮室２６とを接続する吸入通路２５、および圧縮室２６と吐出口２２を接続する吐出通路２７が設けられている。蒸発器６から吸入された冷媒は、吸入通路２５を通過して圧縮室２６に流入され、圧縮室２６で圧縮された冷媒は、吐出通路２７を通過して凝縮器３に流出される。なお、本実施形態の吐出通路２７が、本発明の吐出圧力領域に相当している。

圧縮室２６と吐出口２２の間の吐出通路２７には、圧縮室２６側から順にオイルセパレータ３３、流量センサ３４、逆止弁３５が設けられている。

オイルセパレータ３３は、圧縮室２６から吐出される冷媒からの潤滑油を分離するためのものである。オイルセパレータ３３により分離された潤滑油は、オイル循環経路３６を介して吸入口２１に供給される。

オイル循環経路３６には、オイルセパレータ３３により分離された潤滑油を貯蔵する貯油タンク３７が設けられている。貯油タンク３７内の潤滑油は、吸入口２１と貯油タンク３７内の差圧を利用して吸入口２１に供給される。そのため、潤滑油は、吸入口２１→圧縮室２６→オイルセパレータ３３→貯油タンク３７→吸入口２１に順で循環する。

オイルセパレータ３３の下流側には、流量センサ３４が設けられている。一般的に、圧縮機２の吐出容量が大きく冷凍サイクル１を流れる冷媒の流量も大きいほど、冷凍サイクル１内の圧力損失も大きくなる。すなわち、冷凍サイクル１における任意の二点間での圧力損失（差圧）は、冷凍サイクル１内における冷媒の流量と正の相関を示す。本実施形態における流量センサ３４が、本発明の流量検出手段に相当している。

そのため、二つの圧力監視点Ｐ１、Ｐ２間の差圧ΔＰ（ｔ）＝ＰｓＨ−ＰｓＬを把握することで、圧縮機２の吐出容量を間接的に検出することができる。そこで、本実施形態における流量センサ３４は、二点間での圧力損失（差圧）を後述する差圧検出器３４ａにより検出することで、冷凍サイクル１における冷媒流量を間接検知する。なお、二つの圧力監視点Ｐ１、Ｐ２間には、差圧ΔＰ（ｔ）を発生させるために絞り３４ｂが設けられている。

具体的には、圧縮室２６と吐出口２２とをつなぐ吐出通路２７におけるオイルセパレータ３３と逆止弁３５の間に差圧検出器３４ａが設けられている。差圧検出器３４ａは、圧力監視点Ｐ１の圧力を検出する第１の圧力センサ（図示せず）と、圧力監視点Ｐ２の圧力を検出する第２の圧力センサ（図示せず）と、信号処理回路（図示せず）とから構成されており、電気的な差圧検出手段として機能する。吐出通路２７には冷媒流れ方向に所定距離だけ離れた二つの圧力監視点Ｐ１、Ｐ２が定められ、第１の圧力センサは上流側の圧力監視点Ｐ１でのガス圧ＰｓＨを、第２の圧力センサは下流側の圧力監視点Ｐ２でのガス圧ＰｓＬをそれぞれ検出する。信号処理回路は、両センサから入力されるガス圧ＰｓＨ、ＰｓＬの検出信号に基づいて、ＰｓＨとＰｓＬとの差圧ΔＰ（ｔ）に関する新たな信号を生成し、それを制御装置１００に出力する。

逆止弁３５は、吐出通路２７における逆止弁３５前後の流量センサ３４側圧力（逆止弁３５上流側圧力）と吐出口２２側圧力（逆止弁３５下流側圧力）との差が所定圧力差を超えた場合に、弁開度を開放するように構成されている。逆止弁３５は、吐出口２２に向けて冷媒を流す、逆流防止機構として機能している。すなわち、圧縮機２の運転によって流量センサ３４側圧力が十分高い場合には、逆止弁３５の弁開度は開放されて冷凍サイクル１の冷媒循環が維持される。他方、圧縮機吐出容量が最小化される等、吐出口２２側圧力が低い場合には、逆止弁３５の弁開度は閉塞されて冷凍サイクル１の冷媒循環が遮断される。

次に、本実施形態において、電気制御部１００が実行する制御処理を図３〜４のフローチャートに基づいて説明する。この制御ルーチンは、車両エンジン１１のイグニッションスイッチが投入され、電気制御部１００にバッテリＢ（図示しない）から電源供給された状態で、空調操作スイッチＳＷからの操作信号に応答してスタートする。

まず、図３のステップＳ１では、フラグ、タイマ等の初期化がなされる。フラグとしては後述する圧縮機２の起動直後であるか否かを示す起動判定フラグＴｆｌｇ等があり、ステップＳ１でＴｆｌｇ＝０となる。タイマは、電気制御部１００に内蔵されており、本実施形態では、圧縮機２が圧縮を開始した時からの経過時間Ｔを計測する経過時間計測手段となる。

次に、ステップＳ２にて、空調操作スイッチＳＷの操作信号および空調用センサ群１２１〜１２５およびエンジン用センサ群１２７、１２８の検出信号を読み込む。

次に、ステップＳ３にて、空調制御用の各種アクチュエータ（空調制御機器）９、１２等の制御状態が決定される。具体的には、電磁クラッチ９に対する制御信号として通電状態とすることが決定され、さらに、目標吹出温度ＴＡＯを算出して、このＴＡＯに基づいて送風ファン１２の電動モータに印可する制御電圧Ｖｆａｎ等が決定される。

なお、目標吹出温度ＴＡＯは空調熱負荷変動、車室内温度（内気温）Ｔｒおよび空調操作スイッチＳＷの温度設定スイッチにより設定した設定温度Ｔｓｅｔに基づいて、下記数式Ｆ１により算出される。
ＴＡＯ＝Ｋｓｅｔ×Ｔｓｅｔ−Ｋｒ×Ｔｒ−Ｋａｍ×Ｔａｍ−Ｋｓ×Ｔｓ＋Ｃ…（Ｆ１）
ここで、Ｔｒは内気センサ１２２により検出される内気温、Ｔａｍは外気センサ１２１により検出される外気温、Ｔｓは日射センサ１２３により検出される日射量、Ｋｓｅｔ、Ｋｒ、Ｋａｍ、Ｋｓは制御ゲインおよびＣは補正用の定数である。

次に、ステップＳ４にて、圧縮機２の推定駆動トルクＳＴｒｋが推定される。ステップＳ４の詳細は図３のフローチャートにより説明する。まず、ステップＳ４１では圧縮機２の起動直後であるか否かの判定がなされる。具体的には、起動判定フラグＴｆｌｇ＝０であれば起動直後であると判定されステップＳ４２へ進み、Ｔｆｌｇ＝０でなければ起動直後ではないと判定されてステップＳ４４へ進む。

ステップＳ４２では、ステップＳ２で読み込まれた吐出側検出値である吐出冷媒圧力Ｐｄおよび吸入側圧力検出値である蒸発器吹出空気温度Ｔｅに基づいて、第１推定駆動トルクＴｒｋＡを経過時間Ｔの増加に伴って漸増させる増加度合ΔＴｒｋを決定する。具体的には、高低圧比Ｐｄ／Ｐｓに基づいて、予めマイクロコンピュータ１００に記憶された制御マップを参照して決定する。

なお、本実施形態では、高低圧比Ｐｄ／Ｐｓの増加に伴って、増加度合ΔＴｒｋが小さくなるようなマップになっている。従って、ステップＳ４２によって、経過時間Ｔを変数とする第１推定駆動トルク用の制御マップが決定されることになる。

次に、ステップＳ４３で、Ｔｆｌｇ＝１としてステップＳ４４へ進む。次に、ステップＳ４４では、上記の第１推定駆動トルク用制御マップに基づいて第１推定駆動トルクＴｒｋＡが算出される。

次に、ステップＳ４５で、ステップＳ２で読み込まれた吐出側検出値である吐出冷媒圧力Ｐｄ、吸入側圧力検出値である蒸発器吹出空気温度Ｔｅ、流量センサ３４で検出される冷媒流量Ｑｄ、エンジン回転数センサで検出されるエンジン回転数Ｎｅに基づいて、第２推定駆動トルクＴｒｋＢが算出される。具体的には、ＴｒｋＢは下記数式Ｆ２、３により算出される。
Ｌ＝［（ｎ／ｎ−１）×Ｐｄ×Ｑｄ×｛１−（Ｐｄ／Ｐｓ）^{（１−ｎ／ｎ）}｝］／ηａｄ…（Ｆ２）
ＴｒｋＢ＝（６０／２πＮｃ）×Ｌ…（Ｆ３）
数式Ｆ２は、一般的に圧縮機２の消費動力Ｌを算出するために用いられる式であり、ｎは断熱指数、Ｐｓは冷凍サイクル１が通常運転をしている場合の低圧側圧力の代表値、Ｑｄは圧縮機吐出側の気相状態の冷媒流量である。また、Ｎｃは圧縮機回転数、ηａｄは圧縮機２の圧縮効率である。ここで、ＮｃはステップＳ２で読み込んだエンジン回転数Ｎｅにプーリー比を乗ずることで算出できる。

よって、ステップＳ４５では、数式Ｆ２より圧縮機消費動力Ｌを算出して、数式Ｆ３から第２推定駆動トルクＴｒｋＢを算出するようになっている。このように、第２推定駆動トルクＴｒｋＢは、流量センサ３４で検出される冷媒流量Ｑｄ等の変化によって決定される値となる。

従って、本実施形態では、ステップＳ４１〜４４が吐出側検出値Ｐｄおよび吸入側検出値Ｐｓに基づいて、圧縮機２の第１推定駆動トルクＴｒｋＡを算出する第１推定駆動トルク算出手段となり、ステップＳ４５が流量センサ３４で検出される冷媒流量に基づいて、圧縮機２の第２推定駆動トルクＴｒｋＢを算出する第２推定駆動トルク算出手段となる。

次に、ステップＳ４６では、ＴｒｋＢ＜所定トルクであれば、ステップＳ４７へ進み、推定駆動トルクＳＴｒｋ＝ＴｒｋＡとし、ＴｒｋＢ＜所定トルクでなければ、ステップＳ４８へ進む。ここで、所定トルクは、圧縮機２の吐出側に設けられた逆止弁３５の開弁圧に相当するトルクであって、流量センサ３４に検出された冷媒流量の実測値から求められた値である。なお、所定トルクは、予め電気制御部１００のＲＯＭ等に記憶されている。

ステップＳ４８で、第２推定駆動トルクＴｒｋＢが所定トルク以上となった直後であるか否かの判定がなされる。具体的には、第２推定駆動トルクＴｒｋＢが所定トルク以上となった時からの経過時間が所定時間を経過したか否かを判定する。所定時間を経過していない場合は、ステップＳ４９に進み、所定時間を経過している場合はステップＳ５０に進む。

ステップＳ４９では、第１推定駆動トルクＴｒｋＡから第２推定駆動トルクＴｒｋＢへといきなり切り替えると推定駆動トルクＳＴｒｋが急激に変動することになるため、移行制御を行なう。移行制御は、所定時間以内に第1推定駆動トルクＴｒｋＡから第２推定駆動トルクＴｒｋＢへと緩やかに近づけるように制御する。

一方、ステップＳ５０では、ステップＳ４９の移行制御終了後、推定駆動トルクＳＴｒｋ＝ＴｒｋＢとする。ステップＳ４６〜ステップＳ５０で推定駆動トルクＳＴｒｋを決定し、図２のステップＳ５へ進む。

従って、本実施形態では、ステップＳ４６〜Ｓ５０における第１推定駆動トルクＴｒｋＡから第２推定駆動トルクＴｒｋＢへの切替は、逆止弁３５が開放された時点、すなわち実際に圧縮機の起動が完了した時点で第１推定駆動トルクＴｒｋＡから第２推定駆動トルクＴｒｋＢに切り替える。

以上のように、本実施形態では、圧縮機２の吐出側に設けられた逆止弁３５が開放された時点で第１推定駆動トルクＴｒｋＡから第２推定駆動トルクＴｒｋＢに切り替わるため、切替タイミングの遅延による実際の圧縮機駆動トルクの推定精度の悪化は生じない。また、第２推定駆動トルクＴｒｋＢは、実測値である流量センサ３４により検出される冷媒流量に基づいて算出されるため、さらに推定駆動トルクＳＴｒｋの精度を向上させることができる。

つまり、本実施形態では、圧縮機２の圧縮開始直後の過渡状態であっても、実際の駆動トルクとの乖離が抑制された精度の高い推定駆動トルクＳＴｒｋに基づいてアイドル回転数制御を行っているので、アイドル回転数の安定性を大幅に向上させることができる。

（他の実施形態）
上記実施形態では、第１推定駆動トルクの制御マップとして吐出冷媒圧力Ｐｄと吸入冷媒圧力Ｐｓに基づいた推定駆動トルクの制御マップを用いたが、これに限定されるものではない。例えば、単位時間当たりの推定駆動トルクＳＴｒｋの制御マップまたは、圧縮機２の動力に基づいた推定駆動トルクの制御マップを用いてもよい。なお、上記実施形態においては、吐出冷媒圧力Ｐｄにより圧縮機駆動トルク挙動が大きく影響を受けるため、吐出冷媒圧力Ｐｄのみに基づいた制御マップ、吐出冷媒圧力Ｐｄと吸入冷媒圧力Ｐｓの圧力差に基づいた制御マップ等を用いてもよい。

また、上記実施形態では、第１推定駆動トルクＴｒｋＡから第２推定駆動トルクＴｒｋＢに切り替える際の判定に用いた所定トルクを、予め電気制御部１００のＲＯＭ等に記憶しているが、これに限定されるものではない。逆止弁３５は、吐出口２２側圧力（逆止弁３５下流側圧力）が高圧の場合には、その開弁圧が高くなるため、吐出口２２側圧力に応じて所定トルクを増大させるようにしてもよい。

また、上記実施形態では、第１推定駆動トルクＴｒｋＡから第２推定駆動トルクＴｒｋＢに切り替える際の判定に用いた所定トルクを、流量センサ３４から検出された冷媒流量の実測値から算出されているが、これに限定されるものではない。例えば、所定トルクではなく、流量センサ３４で検出される冷媒流量が所定流量を超えたか否かを判定に用いてもよい。さらに、逆止弁３５の開度を直接検出するようにして、逆止弁３５の開度が実際に開放されたか否かを判定に用いてもよい。

また、上記各実施形態では、吸入側圧力検出値として、蒸発器吹出空気温度Ｔｅに基づいて算出したが、吸入側圧力検出値はこれに限定されない。例えば、蒸発器６の熱交換フィンの温度に基づいて吸入側圧力検出値を算出してもよい。さらに、吸入側圧力検出手段として圧縮機２の吸入冷媒圧力Ｐｓを検出する低圧圧力センサを採用し、低圧圧力センサによって検出された吸入冷媒圧力Ｐｓを吸入側圧力検出値として採用してもよい。また、吸入冷媒圧力Ｐｓは、膨張弁７出口側から圧縮機２の吸入側へ至る冷媒通路内の低圧側冷媒圧力を検出した値であってもよい。

本発明の適用は、アイドル回転数制御装置に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された発明の趣旨に合致するものであれば、上述の実施形態に限定されず、種々な用途に適用できる。

例えば、定置型エンジンを駆動源とする圧縮機２を有する定置型暖房機や冷房機にも適用できる。また、電動モータを駆動源とする可変容量圧縮機２を有するシステムにおいて、電動モータの回転数を一定にするために、推定駆動トルクＳＴｒｋに基づいてモータへ供給される電力量を制御する場合にも適用できる。

実施形態に係るアイドル回転数制御装置の全体構成図である。 実施形態に係る圧縮機の概略構成図である。 実施形態に係るアイドル回転数制御装置の制御を示すフローチャートである。 実施形態に係るアイドル回転数制御装置の制御の要部を示すフローチャートである。

符号の説明

１…冷凍サイクル、２…圧縮機、６…蒸発器、２５…吸入通路、２６…圧縮室、２７…吐出通路、３４…流量センサ、３５…逆止弁、１００…電気制御部、１００ａ…エアコン制御部、１００ｂ…エンジン制御部、１２４…蒸発器温度センサ、１２５…高圧圧力センサ。

Claims (3)

1. 車両に搭載された駆動源により駆動される圧縮機（２）によって冷媒が循環される冷凍サイクル（１）を備えたシステムに利用可能な圧縮機駆動トルク推定装置であって、
   前記冷凍サイクル（１）内を循環する冷媒流量を検出する流量検出手段（３４）と、
   前記圧縮機（２）の吐出圧力領域（２７）に設けられ、前記圧縮機（２）の冷媒吐出方向のみに開弁する逆止弁（３５）と、
   前記圧縮機（２）の駆動トルク挙動と前記圧縮機作動開始時からの経過時間との相関関係を定めた推定駆動トルク特性を記憶する記憶部と、
   前記記憶部に記憶された前記推定トルク特性に基づいて前記圧縮機（２）の第１推定駆動トルク（ＴｒｋＡ）を算出する第１推定駆動トルク算出手段（Ｓ４４）と、
   前記流量検出手段（３４）により検出される冷媒流量に基づいて前記圧縮機（２）の第２推定駆動トルク（ＴｒｋＢ）を算出する第２推定駆動トルク算出手段（Ｓ４５）と、
   前記圧縮機（２）の推定駆動トルク（ＳＴｒｋ）を前記第１推定駆動トルク（ＴｒｋＡ）から前記第２推定駆動トルク（ＴｒｋＢ）に切り替える推定駆動トルク切替手段（Ｓ４６〜Ｓ５０）とを備え、
   前記推定駆動トルク切替手段（Ｓ４６〜Ｓ５０）は、前記逆止弁（３５）の開弁圧に相当する物理量に基づいて、前記圧縮機（２）の推定駆動トルク（ＳＴｒｋ）を前記第１推定駆動トルク（ＴｒｋＡ）から前記第２推定駆動トルク（ＴｒｋＢ）に切り替えることを特徴とする圧縮機駆動トルク推定装置。
2. 前記逆止弁（３５）の開弁圧に相当する物理量は、前記第２推定駆動トルク算出手段（Ｓ４５）により算出された前記第２推定駆動トルク（ＴｒｋＢ）であって、
   前記推定駆動トルク切替手段（Ｓ４６〜Ｓ５０）は、前記第２推定駆動トルク（ＴｒｋＢ）が、所定トルクより大きくなったときに、前記圧縮機（２）の推定駆動トルク（ＳＴｒｋ）を前記第１推定駆動トルク（ＴｒｋＡ）から前記第２推定駆動トルク（ＴｒｋＢ）に切り替えることを特徴とする請求項１に記載の圧縮機駆動トルク推定装置。
3. 前記所定トルクは、圧縮機吐出側の高圧圧力の増加に応じて増加されることを特徴とする請求項２に記載の圧縮機駆動トルク推定装置。

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