JP4453724B2 - 車両用冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、車両用冷凍サイクル装置に関するものである。

車両用冷凍サイクル装置に用いられる可変容量型圧縮機は、車両のエンジンを駆動源として駆動され、冷媒の吐出容量を可変させる容量可変装置を有している。空調制御装置で行なう可変容量型圧縮機の吐出容量制御は、可変容量型圧縮機の吸入圧力が設定吸入圧力（吸入圧力の目標値）となるように容量可変装置を作動させて吐出容量の制御を行なうものがある（吸入圧力制御方式）。

この吸入圧力制御方式を採用した可変容量型圧縮機を備える車両用冷凍サイクル装置では、車速が急激に変化し圧縮機の回転速度が急変する過渡状態において、可変容量型圧縮機の加速カット制御等の非常時制御を行なうことで、車両エンジン負荷を軽減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２００１−４７８５６号公報

ところで、特許文献１に記載の吐出容量制御では、加速カット制御（非常時制御）を終了して通常制御への移行する際に、容量可変装置に出力する制御信号を、非常時制御から通常制御への移行経過時間と制御信号との相関関係を定めた複数の制御マップの中から最適な制御マップを１つ選択して決定している。この制御マップは、非常時制御の終了時の圧縮機吸入圧力に基づいて選択されている。ここで、圧縮機の吸入圧力を正確に検出するために、吸入圧力を検出する吸入圧力センサを用いているが、圧縮機内部の構成配置、部品点数の増加等から、圧力センサを追加するとコストアップに繋がる問題がある。

このため、一般的に可変容量型圧縮機の吐出容量制御においては、例えば吸入圧力を検出する際に、蒸発器の温度センサで検出された蒸発器温度より蒸発器圧力を算出し、この蒸発器圧力を圧縮機吸入圧力として推定している。この場合、圧縮機の吸入圧力は蒸発器圧力であるため、実際の圧縮機の吸入圧力と乖離するといった問題がある。

本発明は、上記点に鑑み、可変容量型圧縮機の所定箇所の圧力を簡易な構成で正確に推定することを第１の目的とする。また、車両エンジンが高負荷時において適切な圧縮機の設定吸入圧力を算出することを第２の目的とする。

上記第１の目的を達成するため、請求項１、３、６に記載の本発明では、車両に搭載されたエンジン（１１）により駆動され、冷媒の吐出容量を可変させる吐出容量可変手段を有する可変容量型圧縮機（２）と、可変容量型圧縮機（２）の冷媒の吸入側に接続され、冷媒を蒸発させて車室内を流れる空気を冷却する蒸発器（６）とを有する冷凍サイクル（１）と、可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）の目標値となる設定吸入圧力（Ｐｓｏ）を算出し、吸入圧力（Ｐｓ）が設定吸入圧力（Ｐｓｏ）となるように吐出容量可変手段を作動させて可変容量型圧縮機の吐出容量を制御する吐出容量制御手段と、冷凍サイクル（１）の熱負荷を検出する熱負荷検出手段と、冷凍サイクル（１）を循環する冷媒流量（Ｇｒ）を検出する冷媒流量検出手段（８）と、熱負荷検出手段により検出された検出値と冷媒流量検出手段（８）により検出された冷媒流量（Ｇｒ）に基づいて可変容量型圧縮機（２）の所定箇所の圧力を推定する圧力推定手段とを備えることを特徴とする。

これによると、冷凍サイクル（１）における熱負荷のみから可変容量型圧縮機（２）の所定箇所の圧力を推定する場合に比べて、冷凍サイクル（１）における熱負荷と冷媒流量（Ｇｒ）に基づいて可変容量型圧縮機（２）の所定箇所の圧力を推定することで、冷凍サイクル（１）内の冷媒流量（Ｇｒ）の増減により発生する圧力変化を所定箇所の圧力の推定に反映させることができる。

さらに、冷凍サイクル（１）において熱負荷検出手段と冷媒流量検出手段（８）との構成で、可変容量型圧縮機（２）の所定箇所の圧力を推定できるため、冷凍サイクル（１）における構成配置、部品点数増加等を抑制できる。

その結果、可変容量型圧縮機（２）における所定箇所の圧力を簡易な構成で正確に推定することができる。

また、請求項１、３、６に記載の発明では、所定箇所の圧力は、可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）であることを特徴とする。

これによると、冷凍サイクル（１）内の冷媒流量の増減により発生する冷凍サイクル（１）内における蒸発器（６）と可変容量型圧縮機（２）間の圧力変化を、可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）の推定に反映させることができる。その結果、吸入圧力（Ｐｓ）を検出する吸入圧力センサを設けることなく、冷凍サイクル（１）内における吸入圧力を簡易な構成で正確に推定することができる。

また、請求項１、４、６に記載の発明では、熱負荷検出手段は、蒸発器（６）内の冷媒温度に関連する物理量である蒸発器温度（Ｔｅ）を検出する蒸発器温度検出手段（１３）であって、圧力推定手段は、蒸発器温度検出手段（１３）で検出された蒸発器温度（Ｔｅ）により蒸発器（６）内の冷媒圧力である蒸発器圧力（ＰＬ）を推定し、冷媒流量検出手段（８）で検出された冷媒流量（Ｇｒ）により蒸発器（６）と可変容量型圧縮機（２）間における冷媒の圧力損失（ΔＰ）を推定し、蒸発器圧力（ＰＬ）から圧力損失（ΔＰ）を減ずることにより可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）を推定することを特徴とする。

これにより、冷媒流量検出手段（８）により、蒸発器（６）−可変容量型圧縮機（２）間の圧力損失（ΔＰ）を推定して、蒸発器圧力（ＰＬ）から圧力損失（ΔＰ）を減ずることで、蒸発器（６）−可変容量型圧縮機（２）間の圧力損失（ΔＰ）を考慮した可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）を推定することができる。ここで、蒸発器温度（Ｔｅ）は、蒸発器（６）内の冷媒温度に関連する物理量であって、蒸発器（６）内の冷媒温度に限らず、例えば蒸発器（６）で冷却される空気の温度（蒸発器吹出温度）を含むものである。

また、第２の目的を達成するため、請求項１、３、６に記載の発明では、エンジン（１１）の負荷状態を検出するエンジン負荷検出手段と、エンジン負荷検出手段により検出された負荷状態に基づいて、エンジン（１１）が高負荷状態か否かを判定する負荷状態判定手段とを備え、圧力推定手段は、負荷状態判定手段によりエンジン（１１）の負荷状態が高負荷状態であるとの判定後に推定吸入圧力（Ｐｓ１）を推定し、吐出容量制御手段は、推定吸入圧力（Ｐｓ１）に基づいて設定吸入圧力（Ｐｓｏ）を算出し、可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）が設定吸入圧力（Ｐｓｏ）となるように容量可変手段（１５）を作動させて可変容量型圧縮機の吐出容量を制御することを特徴とする。

これにより、エンジン（１１）負荷が高負荷であると判定された後に、正確に推定された推定吸入圧力（Ｐｓ１）に基づいて設定吸入圧力（Ｐｓｏ）を算出し、この設定吸入圧力（Ｐｓｏ）となるように容量可変手段（１５）を作動させ、吐出容量を制御することで、車両エンジン（１１）が高負荷時において正確に推定された推定吸入圧力（Ｐｓ）に基づいて設定吸入圧力（Ｐｓｏ）を算出することができる。

また、請求項８に記載の発明では、負荷状態は、車両速度およびアクセル開度あって、エンジン負荷状態判定手段は、車両速度が所定速度以下かつアクセル開度が所定開度以上である場合にエンジン（１１）が高負荷状態と判定することで、エンジン（１１）の負荷状態の判定を正確に行なうことができる。

また、請求項１、３、７に記載の発明では、設定吸入圧力（Ｐｓｏ）は、推定吸入圧力（Ｐｓ１）に所定圧力（α）を加算して算出することを特徴とする。

これにより、設定吸入圧力（Ｐｓｏ）は、推定吸入圧力（Ｐｓ１）よりも所定圧力（α）増加させることができるため、確実に圧縮機トルクを低減することができる。

また、請求項２、３に記載の発明では、所定圧力（α）を、冷媒流量検出手段（８）で検出される冷媒流量（Ｇｒ）に比例して増減することで、冷媒流量が多い場合は、所定圧力（α）を増加させ、より圧縮機トルクを減少させることができる。また、冷媒流量が少ない場合は、所定圧力（α）を減少させることで、圧縮機トルクの減少とともに、空調変化による乗員の不快感を抑制することができる。

また、請求項９に記載の発明では、容量可変手段（１５）は、負荷状態検出手段によりエンジン（１１）の負荷状態が高負荷状態であると判定され、推定吸入圧力（Ｐｓ１）に基づいて算出される設定吸入圧力（Ｐｓｏ）となるように吐出容量を制御した後、徐々に設定吸入圧力（Ｐｓｏ）を減少させることで、車両エンジンの負荷増大による急激な加速性の減少、圧縮機への急激な高負荷によるショックを抑制することができる。

また、請求項１０に記載の発明では、吐出容量制御手段は、フィードバック制御により可変容量型圧縮機の吸入圧力（Ｐｓ）が、推定吸入圧力（Ｐｓ１）に基づいて算出された設定吸入圧力（Ｐｓｏ）となるように制御することで、設定吸入圧力（Ｐｓｏ）と実際の吸入圧力（Ｐｓ）の乖離を抑制することができるため、正確にエンジン高負荷時における可変容量型圧縮機（２）の吐出容量の制御をすることができる。

また、請求項５、６に記載の発明では、設定吸入圧力（Ｐｓｏ）は、蒸発器温度（Ｔｅ）により推定される蒸発器圧力（ＰＬ）としてもよい。

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７に基づいて説明する。本実施形態では、車両用冷凍サイクル装置を車両空調用冷凍サイクル装置１に適用している。図１は本発明の車両空調用冷凍サイクル装置１の全体構成図である。

図１に示すように車両空調用冷凍サイクル装置１には、車両空調用冷凍サイクル装置１の冷媒圧縮機として可変容量型圧縮機２が備えられている。可変容量型圧縮機２は動力伝達機構９、ベルト１０等を介して車両走行用エンジン１１から駆動力が伝達されて回転駆動される。

本実施形態では、後述する空調用制御装置１４からの制御信号（制御電流Ｉｎ）により吐出容量を連続的に可変する外部可変容量型圧縮機２を使用している。この外部可変容量型圧縮機２は公知のものであり、例えば、斜板型圧縮機において吐出圧力Ｐｄと吸入圧力Ｐｓを利用して斜板室の圧力を制御する電磁式圧力制御装置（図示せず）を持つ容量可変装置１５を備えている。なお、容量可変装置１５が、本発明における容量可変手段に相当している。

この容量可変装置１５で斜板室の圧力を制御することにより、斜板の傾斜角度を可変してピストンのストローク、すなわち圧縮機吐出容量を略０〜１００％の範囲で連続的に変化させることができる。

この容量可変装置１５の電磁式圧力制御装置は、可変容量型圧縮機２の吐出圧力Ｐｄと吸入圧力Ｐｓを利用して制御圧力Ｐｃ（斜板室圧力）を変化させるものである。

この電磁気式圧力制御装置は、制御電流Ｉｎにより電磁力が調節される電磁機構、およびこの電磁機構の電磁力と吸入圧力Ｐｓとの釣り合いによって変位する弁体を有し、この弁体により可変容量型圧縮機２の吐出圧力Ｐｄを斜板室内に導く通路の圧力損失を調節して、制御圧力を変化させるようになっている。

容量可変装置１５の電磁式圧力制御装置への通電は空調用制御装置１４により制御されており、容量可変装置１５の制御電流Ｉｎを増大させると圧縮機吐出容量が増大するようになっている。

ここで、圧縮機吐出容量が増大すると吸入圧力（低圧側圧力）Ｐｓは低下する。つまり、容量可変装置１５の制御電流Ｉｎは実際の吸入圧力Ｐｓの目標値である設定吸入圧力Ｐｓｏを決めており、設定吸入圧力Ｐｓｏは制御電流Ｉｎの増加に反比例して低下する（図５参照）。

従って、制御電流Ｉｎの増減により可変容量型圧縮機２の吐出容量、ひいては吐出冷媒流量が増減して実際の吸入圧力Ｐｓを上下させて、後述する蒸発器６の吹出温度（蒸発器温度Ｔｅ）が所定の最終目標温度ＴＥＯ（設定吸入圧力Ｐｓｏに対応した温度）となるように蒸発器６の冷却能力を制御できる。

ここで、制御電流Ｉｎは具体的にはデューティ制御により可変するが、制御電流Ｉｎの値をデューティ制御によらず直接連続的（アナログ的）に増減してもよい。

斜板式可変容量型圧縮機２は制御圧力Ｐｃの調整により吐出容量を１００％から略０％付近まで連続的に変化させることができる。そして、吐出容量を略０％付近に減少することにより、可変容量型圧縮機２が実質的に作動停止状態になる。したがって、可変容量型圧縮機２の回転軸をプーリ、ベルト等を介して車両エンジン側のプーリに常時連結するクラッチレスの構成とすることができる。

また、可変容量型圧縮機２内の吐出側領域には、可変容量型圧縮機２から吐出される気相冷媒の冷媒流量Ｇｒを検出する流量センサ８が設けられている。なお、流量センサ８が、本発明における流量制御手段に相当している。

本実施形態における流量センサ８は、絞り部（図示せず）および差圧検出器（図示せず）を備えている。絞り部は、可変容量型圧縮機２の吐出冷媒の冷媒流量を絞るために設けられており、絞り部の前後の二点間での圧力損失（差圧）を差圧検出器により検出する。

流量センサ８は、後述する空調制御装置１４により、差圧検出器で検出された二点間の圧力損失と吐出冷媒密度とに基づいて冷媒流量を推定することで、車両空調用冷凍サイクル装置１における冷媒流量を間接検知している。

ここで、吐出冷媒密度は、吐出圧力（高圧圧力）と１対１で特定される関係にあるため、流量センサ８で検出される圧力損失と後述する高圧センサ１８で検出される吐出圧力との相関関係を定めた制御マップ（図示せず）を後述する空調制御装置のＲＯＭ等に予め記憶しておき、この制御マップに基づいて推定することができる。

可変容量型圧縮機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、可変容量型圧縮機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の冷媒出口側は、気液分離器４の冷媒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、可変容量型圧縮機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、可変容量型圧縮機２に吸入される冷媒の温度と圧力とに基づいて圧縮機２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（蒸発器温度Ｔｅ）を検出するサーミスタからなる蒸発器温度センサ１３が設けられている。なお、蒸発器温度センサ１３が本発明における蒸発器温度検出手段に相当している。

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、可変容量型圧縮機２と接続されており、蒸発後の冷媒は再び可変容量型圧縮機２に流入する。このように、車両空調用冷凍サイクル装置１では、可変容量型圧縮機２→凝縮器３→気液分離器４→膨張弁５→蒸発器６→可変容量型圧縮機２の順で冷媒が循環するようになっている。

次に、本実施形態の空調制御装置１４（Ａ／Ｃ ＥＣＵ）の概要を説明する。空調制御装置１４は、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成される。この空調制御装置１４は、そのＲＯＭ内に空調装置制御プログラムを記憶しており、その空調装置制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行う。

空調制御装置１４には、上記流量センサ８および蒸発器温度センサ１３の検出信号に加え、空調の自動制御のためのセンサ群１６の検出信号、及び空調操作パネル１７の操作スイッチ群の操作信号が入力される。

空調用センサ群１６としては、具体的には、外気温Ｔａｍを検出する外気センサ、内気温Ｔｒを検出する内気センサ、車室内に入射する日射量Ｔｓを検出する日射センサ等が設けられている。

さらに、車両空調冷凍サイクル装置１において、可変容量型圧縮機２の吐出側から膨張弁５の入口に至るまでの高圧回路部に高圧圧力（圧縮機吐出冷媒圧力Ｐｄ）を検出する高圧センサ１８を設けて、この高圧センサ１８の検出信号も空調用制御装置１４に入力するようになっている。図示の例では、高圧センサ１８が凝縮器３の出口側冷媒配管に設けられている。

空調操作パネル１７に設けられた各種空調操作スイッチとして、可変容量型圧縮機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、空調制御装置１４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、さらに、可変容量型圧縮機１０の容量可変装置１５が接続される。そして、これらの各種アクチュエータ９、１２、１５の作動が空調制御装置１４の出力信号により制御される。

また、空調用制御装置１４は、車両側のエンジン制御装置１９（エンジンＥＣＵ）に接続されており、これら両制御装置１４、１９相互間にて信号を入出力できるようになっている。

エンジン制御装置１９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センサ群１９ａからの信号等に基づいて車両エンジン１１への燃料噴射量、点火時期等を総合的に制御するものである。

エンジン用センサ群１９ａとしては、車両の速度を検出する車速センサ、および運転者のアクセルペダルの踏み込み量（アクセル開度）を検出するアクセル開度センサ等を備えている。なお、エンジン制御装置１９は、車速センサにより検出された車両速度、アクセル開度センサにより検出されたアクセル開度等を空調制御装置１４に出力する。

次に、本実施形態において、空調制御装置１４が実行する可変容量型圧縮機の容量制御処理を図２に基づいて説明する。ここで、図２は本実施形態の制御処理を示すフローチャートである。

図２に示す制御ルーチンは、車両エンジン１１のイグニッションスイッチが投入され、空調制御装置１４、エンジン制御装置１９にバッテリＢ（図示しない）から電源供給された状態で、空調操作スイッチからの操作信号に応答してスタートする。

まず、ステップＳ１０では、空調操作パネル１７の操作信号、流量センサ８および蒸発器温度センサ１３の検出信号、空調用センサ群１６およびエンジン用センサ群１９ａの検出信号を読み込む。

次に、ステップＳ２０では、車両エンジンの負荷状態が高負荷状態であるか否かを判定する。具体的には、ステップＳ１０で検出された車両速度が所定速度以下で、かつアクセル開度が所定アクセル開度以上である場合を高負荷状態であると判定する。なお、ステップＳ２０が本発明におけるエンジン負荷検出手段に相当している。

ステップＳ２０で車両エンジンが高負荷状態と判定された場合は、圧縮機トルクを減少させ、車両の加速性を優先させる加速カット制御（ステップＳ３０〜ステップＳ５０）を行なう。

まず、ステップＳ３０では、車両エンジンが高負荷状態にあり、加速カット制御を行なうため、可変容量型圧縮機２の設定吸入圧力Ｐｓｏの算出を行なう。

本実施形態における設定吸入圧力Ｐｓｏは、下記数式Ｆ１に示すように加速カット制御開始時における可変容量型圧縮機２の推定吸入圧力Ｐｓ１に所定圧力αを加えて算出する。

Ｐｓｏ＝Ｐｓ１＋α…（Ｆ１）
まず、加速カット制御開始時における推定吸入圧力Ｐｓ１の推定方法について図３〜４に基づいて説明する。図３は、蒸発器温度Ｔｅと蒸発器圧力ＰＬの相関関係を示す飽和圧力線図を示しており、図４は、冷媒流量Ｇｒと蒸発器−圧縮機間の圧力損失ΔＰとの相関関係を示している。ここで、蒸発器圧力ＰＬは、蒸発器６内の冷媒圧力を意味している。

この推定吸入圧力Ｐｓ１は、吸入圧力センサを設ける構成とすることで正確な推定吸入圧力Ｐｓ１を推定することができるが、可変容量型圧縮機２の構成等が複雑になる等の問題がある。

そのため、本実施形態では、流量センサ８で検出される冷媒流量Ｇｒと、蒸発器温度センサ１３で検出される蒸発器温度Ｔｅより簡易な構成で推定吸入圧力Ｐｓ１を推定する。なお、ステップＳ３０における推定吸入圧力Ｐｓ１の推定が本発明における圧力推定手段に相当している。

具体的に、加速カット制御開始時における推定吸入圧力Ｐｓ１の推定は、下記式Ｆ２に示すように蒸発器温度Ｔｅと冷媒流量Ｇｒとを用いて推定する。

Ｐｓ１＝ｆ（Ｔｅ）−ｇ（Ｇｒ）…（Ｆ２）
ここで、ｆ（Ｔｅ）では、蒸発器温度Ｔｅから蒸発器圧力ＰＬを推定している。具体的に蒸発器圧力ＰＬは、蒸発器温度センサ１３で検出される蒸発器温度Ｔｅに基づいて図３に示す飽和圧力線図により推定する。また、ｇ（Ｇｒ）は、流量センサ８で検出される可変容量型圧縮機２の吐出側の冷媒流量Ｇｒから蒸発器−圧縮機間の圧力損失ΔＰを推定している。蒸発器−圧縮機間の圧力損失ΔＰは、流量センサ８で検出された冷媒流量Ｇｒに基づいて理論式Ｆ３により推定する。

ｇ（Ｇｒ）＝ζρＧｒ^２…（Ｆ３）
なお、ζは配管損失係数、ρは冷媒密度を示している。これらは、実験等により算出することができる。例えば、理論式Ｆ３により推定される冷媒流量と蒸発器―圧縮機間の圧力損失ΔＰの相関関係は図４のようになる。

これにより、可変容量型圧縮機２に吸入圧力センサを設けない簡易な構成により加速カット制御開始時における推定吸入圧力Ｐｓ１を推定することができる。

また、蒸発器圧力ＰＬを推定吸入圧力Ｐｓ１として推定する場合に比べて、蒸発器−圧縮機間の圧力損失ΔＰを考慮している点で、より正確な加速カット制御開始時における推定吸入圧力Ｐｓ１を推定することができる。

次に、数式Ｆ１において設定吸入圧力Ｐｓｏを算出する際に、推定吸入圧力Ｐｓ１に加算する所定圧力αについて図５に基づいて説明する。所定圧力αは、車両空調用冷凍サイクル装置１の冷媒流量Ｇｒに基づいて決定される。

具体的に所定圧力αは、図５に示す冷媒流量Ｇｒと所定圧力αとの相関関係を定めた制御マップにより推定される。ここで、制御マップは、冷媒流量Ｇｒが多い場合は所定圧力αが増加され、冷媒流量Ｇｒが少ない場合は所定圧力αが減少される関係がある。なお、制御マップは、実験等で得られたものであり、予め空調用制御装置１４のＲＯＭ等に記憶されている。

冷媒流量Ｇｒが多い状態において圧縮機トルクは、高負荷状態にありエンジン負荷が大きい状態となる。また、冷媒流量Ｇｒが少ない状態において圧縮機トルクは、低負荷状態にありエンジン負荷が小さい状態となる。

そのため、冷媒流量Ｇｒが多い状態においては、所定圧力αを多くすることで、可変容量型圧縮機２の設定吸入圧力Ｐｓｏを強制的に大きく増加させることで、圧縮機トルクを減少させてエンジン負荷を減少させることができる。

また、冷媒流量がＧｒ少ない状態においては、所定圧力αを少なくすることで、可変容量型圧縮機２の設定吸入圧力Ｐｓｏを強制的に小さく増加させることで、圧縮機トルクを減少させてエンジン負荷を減少させるとともに、空調変化による乗員の不快感を抑制することができる。

これにより、可変容量型圧縮機２の推定吸入圧力Ｐｓ１と冷媒流量Ｇｒに応じた所定圧力αに基づいて、エンジン１１の高負荷状態における適切な可変容量型圧縮機２の設定吸入圧力Ｐｓｏを算出することができる。

次に、ステップＳ４０では、実際の吸入圧力ＰｓがステップＳ３０で算出した設定吸入圧力Ｐｓｏとなるような制御電流Ｉｎを容量可変装置１５に出力する。制御電流Ｉｎは、図６に示す制御電流Ｉｎと設定吸入圧力Ｐｓｏとの相関関係を定めた制御マップにより算出される。なお、ステップＳ３０、およびステップＳ４０における設定吸入圧力Ｐｓｏの算出および容量可変装置１５への制御電流の出力が本発明における吐出容量制御手段に相当している。

次に、ステップＳ５０では、上記ステップＳ３０、およびステップＳ４０の処理を加速優先時間Ｔ１が経過するまで継続される。ここで、通常の車両加速時において乗員が車両の加速性を感じる最大加速度の発生時間は、加速開始直後から１秒以内の短時間であることから、加速優先時間Ｔ１もこれに対応して１秒以内に設定しておく。これにより、車両の加速性を速やかに立ち上げることができる。

ステップＳ５０において、加速優先時間Ｔ１が経過した後、ステップＳ６０に進む。ステップＳ６０では、加速カット制御終了時の吸入圧力Ｐｓから加速カット制御開始時の推定吸入圧力Ｐｓ１へと移行するように、設定吸入圧力Ｐｓｏの設定値を移行制御時間Ｔ２かけて徐々に減少させる移行制御を行なう。

これにより、加速カット制御終了時から設定吸入圧力Ｐｓｏを急激に減少させることで発生する、車両エンジン１１の負荷増大による急激な加速性の減少、および可変容量型圧縮機２への高負荷によるショックを抑制することができる。

ステップＳ６０で移行制御を終了後、ステップＳ７０に進み、可変容量型圧縮機２の通常制御を行なう。同様に、上述のステップＳ２０で車両エンジンが高負荷状態でないと判定された場合も、ステップＳ７０に進み可変容量型圧縮機２の通常制御を行なう。

ここで、ステップＳ７０で行なう通常制御では、蒸発器の目標吹出温度ＴＡＯを算出して、このＴＡＯに基づいて可変容量型圧縮機２の容量可変装置１５の制御電流Ｉｎが決定される。

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Ｆ４により算出される。
ＴＡＯ＝Ｋｓｅｔ×Ｔｓｅｔ−Ｋｒ×Ｔｒ−Ｋａｍ×Ｔａｍ−Ｋｓ×Ｔｓ＋Ｃ…（Ｆ４）
なお、Ｔｒは内気センサにより検出される内気温、Ｔａｍは外気センサにより検出される外気温、Ｔｓは日射センサ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。

ここで、本実施形態における制御処理によって変化する吸入圧力Ｐｓについて図７に基づいて説明する。

図７（ａ）は、本実施形態の制御処理の経過時間に基づく制御電流Ｉｎのタイミングチャートであり、図７（ｂ）は、本実施形態の制御処理の経過時間に基づく吸入圧力Ｐｓおよび設定吸入圧力Ｐｓｏのタイミングチャートであり、さらに図７（ｃ）は本実施形態の制御処理の経過時間に基づく圧縮機トルクのタイミングチャートである。

図７に示すように、加速カット制御が開始されると設定吸入圧力Ｐｓｏ（図７（ｂ）における一点鎖線）は、加速優先時間Ｔ１が経過するまで、加速カット制御開始時における推定吸入圧力Ｐｓ１に所定圧力αを加算して算出され、算出された設定吸入圧力Ｐｓｏに対応する制御電流Ｉｎが出力される（図７（ａ）、図７（ｂ）参照）。

それに伴い、設定吸入圧力Ｐｓｏとなるように実際の吸入圧力Ｐｓ（図７（ｂ）における実線）は上昇するため（図７（ｂ）参照）、可変容量型圧縮機２の吐出容量を減少させて、圧縮機トルク負荷を減少させることができる（図７（ｃ）参照）。

加速優先時間Ｔ１を経過すると、設定吸入圧力Ｐｓｏは、通常制御に移行するための移行制御時間Ｔ２をかけて加速カット制御開始時における推定吸入圧力Ｐｓ１となるように直線的に低下させるように制御電流Ｉｎが出力される（図７（ａ）、図７（ｂ）参照）。

そして、設定吸入圧力Ｐｓｏとなるように実際の吸入圧力Ｐｓも直線的に減少していくため（図７（ｂ）参照）、可変容量型圧縮機２の吐出容量を徐々に増大させて、圧縮機トルク負荷を徐々に増大させることができる（図７（ｃ）参照）。

以上のように本実施形態においては、蒸発器温度センサ１３により検出される蒸発器温度Ｔｅと流量センサ８により検出される冷媒流量Ｇｒとに基づいて、可変容量型圧縮機２の吸入圧力Ｐｓを簡易な構成で正確に推定することができる。

また、加速カット制御時における設定吸入圧力Ｐｓｏを、加速カット制御開始時における推定吸入圧力Ｐｓ１と冷媒流量Ｇｒに相関関係のある所定圧力αを加算して算出することで、圧縮機トルクを減少させるとともに車室内の快適感を阻害することを抑制することができる。すなわち、正確に推定した推定吸入圧力Ｐｓ１に基づいて適切な設定吸入圧力Ｐｓｏを算出することができる。

（他の実施形態）
（１）上記実施形態では、車両空調用冷凍サイクル装置１の熱負荷を蒸発器温度Ｔｅとし、蒸発器温度Ｔｅと冷凍サイクル内の冷媒流量とに基づいて、可変容量型圧縮機２の吸入圧力Ｐｓを推定しているが、これに限定されるものではなく、冷凍サイクル内の熱負荷と冷媒流量Ｇｒとに基づいて可変容量型圧縮機２内の所定の圧力を推定してもよい。

（２）上記実施形態では、蒸発器温度Ｔｅと冷媒流量に基づいて可変容量型圧縮機２の加速カット制御開始時における推定吸入圧力Ｐｓ１を推定しているが、これに限定されるものではなく、様々な制御処理において、可変容量型圧縮機２の実際の吸入圧力Ｐｓを推定することができる。

（３）上記実施形態では、蒸発器−圧縮機間での圧力損失ΔＰを理論式（数式Ｆ３）により推定したが、これに限定されるものではない。例えば、予め電気制御部１００にＲＯＭ等に冷媒流量Ｇｒと蒸発器−圧縮機間での圧力損失ΔＰとの相関関係を定めた制御マップを記憶しておき、この制御マップに基づいて蒸発器−圧縮機間の圧力損失ΔＰを推定してもよい。また、冷媒流量Ｇｒと蒸発器−圧縮機間の圧力損失ΔＰとの関係式を予め実験等により算出しておいてもよい。

（４）また、上記実施形態では、加速カット制御開始時に設定吸入圧力Ｐｓｏを算出し、設定吸入圧力Ｐｓｏとなるような制御電流Ｉｎを容量可変装置１５に出力しているがこれに限定されるものではない。例えば、加速カット制御開始時は容量可変装置１５に出力する制御電流Ｉｎを強制的にゼロに設定し、加速優先時間Ｔ１経過後に、加速カット制御終了時（加速優先時間Ｔ１経過時）における推定吸入圧力Ｐｓ１と所定圧力値αに基づいて設定吸入圧力Ｐｓｏを算出し、実際の吸入圧力Ｐｓが設定吸入圧力Ｐｓｏとなるような制御電流Ｉｎを容量可変装置１５に出力しても良い。これにより、所定時間の間は確実に圧縮機トルク負荷を低減でき車両エンジンの負荷を減少させることができる。さらに、加速カット制御終了時における設定吸入圧力Ｐｓｏを実際の吸入圧力Ｐｓと乖離することを抑制することができ、車両エンジンの負荷増大による急激な加速性の減少、および圧縮機への高負荷によるショックを抑制することができる。

（５）また、所定時間かけて実際の吸入圧力Ｐｓが設定吸入圧力Ｐｓｏとなるようにフィードバック制御（例えばＰＩ制御）により制御電流Ｉｎを決定しても良い。これにより、設定吸入圧力Ｐｓｏと実際の吸入圧力Ｐｓの乖離を抑制することができるため、正確な制御をすることができる。

（６）また、上記実施形態では、本発明の車両用冷凍サイクル装置を車両空調用冷凍サイクル装置１に適用しているが、これに限らず、冷凍車における冷凍、冷蔵用の車両用冷凍サイクル装置に適用することができる。

（７）また、上記実施形態では、流量センサ８を可変容量型圧縮機２内の吐出側領域に配置しているが、これに限定されるものではなく、例えば、流量センサ８を可変容量型圧縮機２の外部に配置してもよい。この場合において、流量センサ８として、質量流量計を採用することで、流量センサ８の配置自由度を高めることができるため、可変容量型圧縮機２をより簡易な構成とすることができる。

（８）また、上記実施形態では、加速カット制御における設定吸入圧力Ｐｓｏの算出を行なっているが、これに限定されるものではない。例えば、圧縮機の高回転保護制御などに本実施形態の制御処理を用いてもよい。

（９）また、上記実施形態では、設定吸入圧力Ｐｓｏを推定吸入圧力Ｐｓ１と所定圧力αを加算して算出しているが、これに限定されるものではない。設定吸入圧力Ｐｓｏは、実際の吸入圧力よりも増加させた圧力値であれば、圧縮機のトルクを減少させ、エンジン１１の負荷を減少させることができる可能性があるため、例えば蒸発器圧力ＰＬとしても良い。

本発明の実施形態における車両空調用冷凍サイクル装置の全体構成図である。 本発明の実施形態における制御処理を示すフローチャートである。 蒸発器圧力ＰＬと蒸発器温度Ｔｅの関係を定めた飽和圧力線図である。 蒸発器−可変容量型圧縮機間の圧力損失ΔＰと冷媒流量Ｇｒとの理論式で成立する関係を示した図である。 冷媒流量Ｇｒと所定圧力αとの相関関係を定めた特性図である。 設定吸入圧力Ｐｓｏと制御電流Ｉｎの関係を示した特性図である。 車両空調用冷凍サイクル装置の動作特性を説明するタイムチャートである。

符号の説明

１…車両空調用冷凍サイクル装置、２…可変容量型圧縮機、６…蒸発器、８…流量センサ、１１…エンジン、１３…蒸発器温度センサ、１４…空調制御装置、１５…容量可変装置。

Claims (10)

1. 車両に搭載されたエンジン（１１）により駆動され、冷媒の吐出容量を可変させる吐出容量可変手段（１５）を有する可変容量型圧縮機（２）と、前記可変容量型圧縮機（２）の冷媒の吸入側に接続され、冷媒を蒸発させて車室内を流れる空気を冷却する蒸発器（６）とを有する冷凍サイクル（１）と、
   前記可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）の目標値となる設定吸入圧力（Ｐｓｏ）を算出し、吸入圧力（Ｐｓ）が前記設定吸入圧力（Ｐｓｏ）となるように前記吐出容量可変手段（１５）を作動させて前記可変容量型圧縮機（２）の吐出容量を制御する吐出容量制御手段と、
   前記蒸発器（６）内の冷媒温度に関連する物理量である蒸発器温度（Ｔｅ）を検出する蒸発器温度検出手段（１３）と、
   前記冷凍サイクル（１）を循環する冷媒流量（Ｇｒ）を検出する冷媒流量検出手段（８）と、
   前記蒸発器温度検出手段（１３）により検出された検出値と前記冷媒流量検出手段（８）により検出された冷媒流量（Ｇｒ）に基づいて前記可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）を推定する圧力推定手段と、
   前記エンジン（１１）の負荷状態を検出するエンジン負荷検出手段と、
   前記エンジン負荷検出手段により検出された負荷状態に基づいて、前記エンジン（１１）が高負荷状態か否かを判定する負荷状態判定手段と、
   を備え、
   前記圧力推定手段は、前記負荷状態判定手段により前記エンジン（１１）の負荷状態が高負荷状態であるとの判定後において、前記蒸発器温度検出手段（１３）で検出された前記蒸発器温度（Ｔｅ）により前記蒸発器（６）内の冷媒圧力である蒸発器圧力（ＰＬ）を推定し、前記冷媒流量検出手段（８）で検出された冷媒流量（Ｇｒ）により前記蒸発器（６）と前記可変容量型圧縮機（２）間における冷媒の圧力損失（ΔＰ）を推定し、前記蒸発器圧力（ＰＬ）から前記圧力損失（ΔＰ）を減ずることにより前記可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）の推定吸入圧力（Ｐｓ１）を推定しており、
   前記吐出容量制御手段は、前記推定吸入圧力（Ｐｓ１）に所定圧力（α）を加算することで前記設定吸入圧力（Ｐｓｏ）を算出し、前記可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）が前記設定吸入圧力（Ｐｓｏ）となるように前記容量可変手段（１５）を作動させて前記可変容量型圧縮機（２）の吐出容量を制御することを特徴とする車両用冷凍サイクル装置。
2. 前記所定圧力（α）は、前記冷媒流量検出手段（８）で検出される冷媒流量（Ｇｒ）に比例して増減されることを特徴とする請求項１に記載の車両用冷凍サイクル装置。
3. 車両に搭載されたエンジン（１１）により駆動され、冷媒の吐出容量を可変させる吐出容量可変手段（１５）を有する可変容量型圧縮機（２）と、前記可変容量型圧縮機（２）の冷媒の吸入側に接続され、冷媒を蒸発させて車室内を流れる空気を冷却する蒸発器（６）とを有する冷凍サイクル（１）と、
   前記可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）の目標値となる設定吸入圧力（Ｐｓｏ）を算出し、吸入圧力（Ｐｓ）が前記設定吸入圧力（Ｐｓｏ）となるように前記吐出容量可変手段（１５）を作動させて前記可変容量型圧縮機（２）の吐出容量を制御する吐出容量制御手段と、
   前記冷凍サイクル（１）の熱負荷を検出する熱負荷検出手段と、
   前記冷凍サイクル（１）を循環する冷媒流量（Ｇｒ）を検出する冷媒流量検出手段（８）と、
   前記熱負荷検出手段により検出された検出値と前記冷媒流量検出手段（８）により検出された冷媒流量（Ｇｒ）に基づいて前記可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）を推定する圧力推定手段と、
   前記エンジン（１１）の負荷状態を検出するエンジン負荷検出手段と、
   前記エンジン負荷検出手段により検出された負荷状態に基づいて、前記エンジン（１１）が高負荷状態か否かを判定する負荷状態判定手段とを備え、
   前記圧力推定手段は、前記負荷状態判定手段により前記エンジン（１１）の負荷状態が高負荷状態であるとの判定後に推定吸入圧力（Ｐｓ１）を推定し、
   前記吐出容量制御手段は、前記推定吸入圧力（Ｐｓ１）に前記冷媒流量検出手段（８）で検出される冷媒流量（Ｇｒ）に比例して増減される所定圧力（α）を加算することで前記設定吸入圧力（Ｐｓｏ）を算出し、前記可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）が前記設定吸入圧力（Ｐｓｏ）となるように前記容量可変手段（１５）を作動させて前記可変容量型圧縮機（２）の吐出容量を制御することを特徴とする車両用冷凍サイクル装置。
4. 前記熱負荷検出手段は、前記蒸発器（６）内の冷媒温度に関連する物理量である蒸発器温度（Ｔｅ）を検出する蒸発器温度検出手段（１３）であって、
   前記圧力推定手段は、前記蒸発器温度検出手段（１３）で検出された前記蒸発器温度（Ｔｅ）により前記蒸発器（６）内の冷媒圧力である蒸発器圧力（ＰＬ）を推定し、
   前記冷媒流量検出手段（８）で検出された冷媒流量（Ｇｒ）により前記蒸発器（６）と前記可変容量型圧縮機（２）間における冷媒の圧力損失（ΔＰ）を推定し、
   前記蒸発器圧力（ＰＬ）から前記圧力損失（ΔＰ）を減ずることにより前記可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）を推定することを特徴とする請求項３に記載の車両用冷凍サイクル装置。
5. 前記設定吸入圧力（Ｐｓｏ）は、前記蒸発器温度（Ｔｅ）により推定される前記蒸発器圧力（ＰＬ）であることを特徴とする請求項１、２、４のいずれか１つに記載の車両用冷凍サイクル装置。
6. 車両に搭載されたエンジン（１１）により駆動され、冷媒の吐出容量を可変させる吐出容量可変手段（１５）を有する可変容量型圧縮機（２）と、前記可変容量型圧縮機（２）の冷媒の吸入側に接続され、冷媒を蒸発させて車室内を流れる空気を冷却する蒸発器（６）とを有する冷凍サイクル（１）と、
   前記可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）の目標値となる設定吸入圧力（Ｐｓｏ）を算出し、吸入圧力（Ｐｓ）が前記設定吸入圧力（Ｐｓｏ）となるように前記吐出容量可変手段（１５）を作動させて前記可変容量型圧縮機（２）の吐出容量を制御する吐出容量制御手段と、
   前記蒸発器（６）内の冷媒温度に関連する物理量である蒸発器温度（Ｔｅ）を検出する蒸発器温度検出手段（１３）と、
   前記冷凍サイクル（１）を循環する冷媒流量（Ｇｒ）を検出する冷媒流量検出手段（８）と、
   前記蒸発器温度検出手段（１３）により検出された検出値と前記冷媒流量検出手段（８）により検出された冷媒流量（Ｇｒ）に基づいて前記可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）を推定する圧力推定手段と、
   前記エンジン（１１）の負荷状態を検出するエンジン負荷検出手段と、
   前記エンジン負荷検出手段により検出された負荷状態に基づいて、前記エンジン（１１）が高負荷状態か否かを判定する負荷状態判定手段とを備え、
   前記圧力推定手段は、前記負荷状態判定手段により前記エンジン（１１）の負荷状態が高負荷状態であるとの判定後において、前記蒸発器温度検出手段（１３）で検出された前記蒸発器温度（Ｔｅ）により前記蒸発器（６）内の冷媒圧力である蒸発器圧力（ＰＬ）を推定し、前記冷媒流量検出手段（８）で検出された冷媒流量（Ｇｒ）により前記蒸発器（６）と前記可変容量型圧縮機（２）間における冷媒の圧力損失（ΔＰ）を推定し、前記蒸発器圧力（ＰＬ）から前記圧力損失（ΔＰ）を減ずることにより前記可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）の推定吸入圧力（Ｐｓ１）を推定しており、
   前記吐出容量制御手段は、前記推定吸入圧力（Ｐｓ１）に基づいて前記設定吸入圧力（Ｐｓｏ）を算出し、前記可変容量型圧縮機（２）の吸入圧力（Ｐｓ）が前記設定吸入圧力（Ｐｓｏ）となるように前記容量可変手段（１５）を作動させて前記可変容量型圧縮機（２）の吐出容量を制御しており、
   前記設定吸入圧力（Ｐｓｏ）は、前記蒸発器温度（Ｔｅ）により推定される前記蒸発器圧力（ＰＬ）であることを特徴とする車両用冷凍サイクル装置。
7. 前記設定吸入圧力（Ｐｓｏ）は、前記推定吸入圧力（Ｐｓ１）に所定圧力（α）を加算して算出されることを特徴とする請求項６に記載の車両用冷凍サイクル装置。
8. 前記負荷状態は、車両速度およびアクセル開度であって、
   前記エンジン負荷状態判定手段は、前記車両速度が所定速度以下かつ前記アクセル開度が所定開度以上である場合に前記エンジン（１１）が高負荷状態と判定することを特徴とする請求項１ないし７のいずれか１つに記載の車両用冷凍サイクル装置。
9. 前記吐出容量制御手段は、前記推定吸入圧力（Ｐｓ１）に基づいて算出された前記設定吸入圧力（Ｐｓｏ）となるように前記容量可変手段（１５）を作動させた後、徐々に前記設定吸入圧力（Ｐｓｏ）を減少させることを特徴とする請求項１ないし８のいずれか１つに記載の車両用冷凍サイクル装置。
10. 前記吐出容量制御手段は、フィードバック制御により前記可変容量型圧縮機の吸入圧力（Ｐｓ）が、前記推定吸入圧力（Ｐｓ１）に基づいて算出された前記設定吸入圧力（Ｐｓｏ）となるように制御することを特徴とする請求項１ないし９のいずれか１つに記載の車両用冷凍サイクル装置。

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