JP4128433B2 - Control method of refrigeration cycle - Google Patents

Description

Translated fromJapanese

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は冷凍サイクルの制御方法に関し、特に膨張装置として弁開度の調整機能を持たないオリフィスチューブを用いた冷凍サイクルからなる自動車用空調装置にて容量可変型圧縮機を駆動するエンジンに対してできるだけ負荷が少なくかつ高精度な制御が可能な冷凍サイクルの制御方法に関する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用空調装置においては、圧縮機がエンジンによって駆動されるため、運転状態がエンジンの運転状態によって大きく影響される。逆に、エンジンは、自動車用空調装置が負荷になっており、自動車用空調装置を駆動するための余分なエネルギを必要とする。
【０００３】
エンジンの出力は、その負荷である自動車用空調装置の運転状態に応じて制御する必要がある。たとえば自動車用空調装置が運転中は、圧縮機の駆動トルクを考慮し、その駆動トルクを余分に発生するようにエンジン出力トルクが制御されている。圧縮機の駆動トルクは、あらかじめ設定されていて、自動車用空調装置が運転されるときは、そのあらかじめ設定された固定値だけ余分に駆動トルクを発生するように制御している。
【０００４】
あらかじめ設定された駆動トルクは、実際の駆動トルクと大きく相違することがあるため、エンジン出力トルクも必要なトルクからずれて制御されることになる。そのため、たとえば特許文献１に記載の技術では、容量可変型圧縮機の吐出容量を外部から電気制御するための圧縮機制御信号に基づいて、容量可変型圧縮機の駆動トルクを推定し、これを上乗せしてエンジン出力トルクを制御するようにしている。
【０００５】
このような制御は、膨張装置が外部から与えられる信号によって弁開度が自由に設定できる圧力制御弁を使用した構成の冷凍サイクルについて述べているが、膨張装置として弁開度の調整機能を持たないオリフィスチューブを用いた冷凍サイクル（たとえば特許文献２。）においても同じことが言える。
【０００６】
すなわち、自動車用空調装置の運転中に自動車が発進または加速走行しようとしたときには、容量可変型圧縮機の駆動トルクを制御することにより、燃料消費を大きく増やすことなく発進または加速に必要なエンジン出力トルクを確保することができるのである。
【０００７】
【特許文献１】
特開２００１−１８０２６１号公報（段落番号〔０００６〕，図２）
【特許文献２】
特開昭５６−７９５９号公報（図１）
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、従来の冷凍サイクルの制御において、エンジン出力トルクの制御に必要な容量可変型圧縮機の駆動トルクについては、冷媒循環回路に設定された２つの圧力監視点間の差圧に容量可変型圧縮機の吐出容量が反映されていることから、２つの圧力監視点間の差圧を設定するための圧縮機制御信号から容量可変型圧縮機の吐出容量つまりはその駆動トルクを推定しているが、実際には、その圧縮機制御信号からだけでは、容量可変型圧縮機の駆動トルクを正確に推定することは難しいという問題点があった。
【０００９】
本発明はこのような点に鑑みてなされたものであり、容量可変型圧縮機の駆動トルクを正確に推定し、必要とするエンジン出力トルクに応じてエンジン負荷である容量可変型圧縮機の駆動トルクを制御することができるような、膨張装置にオリフィス部を用いた冷凍サイクルの制御方法を提供することを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明では上記問題を解決するために、容量可変型圧縮機が冷媒を一定の冷媒流量で吐出するように制御される容量制御弁を有し、膨張装置にオリフィス部を用いた冷凍サイクルの制御方法において、前記容量可変型圧縮機の吐出容量を外部から制御するための前記冷媒流量を表す前記容量制御弁の圧縮機制御信号から前記オリフィス部の差圧−流量特性に基づいて前記オリフィス部の高圧側圧力と低圧側圧力との差圧を推定するとともに、推定した前記差圧と前記圧縮機制御信号による前記冷媒流量と前記容量可変型圧縮機を駆動するエンジンの回転数とから前記容量可変型圧縮機の駆動トルクを推定し、自動車が発進または急加速時には、推定した前記容量可変型圧縮機の駆動トルクがゼロに、前記自動車の加速または登坂走行時には、前記容量可変型圧縮機の駆動トルクが小さくなるように前記圧縮機制御信号を制御することを特徴とする冷凍サイクルの制御方法が提供される。
【００１１】
このような冷凍サイクルの制御方法によれば、圧縮機の駆動トルク、すなわち冷凍サイクルのエネルギ状態を、容量可変型圧縮機の吐出容量の制御に使われる圧縮機制御信号をもとに推定し、これをもとにして自動車の走行状態に応じた冷凍サイクルの制御を行うようにしている。これにより、冷凍サイクルのエネルギ状態は、実際に容量可変型圧縮機を制御している圧縮機制御信号の値から算出していることにより、正確に推定することができるため、冷凍サイクルをよりきめ細かく制御することが可能になる。
【００１２】
【発明の実施の形態】
まず、本発明の原理から先に説明する。
冷凍サイクルの冷力Ｑ、すなわちエネルギは、冷凍サイクル内の冷媒の高圧側圧力と低圧側圧力との差圧ΔＰと冷媒流量Ｇｆとの積に比例し、
【００１３】
【数１】
Ｑ∝Ｇｆ＊△Ｐ ・・・（１）
で表すことができる。一方、冷凍サイクルを動かすのに必要なエンジンのエネルギは、Ｎをエンジンの回転数、Ｔを駆動トルクとすると、
【００１４】
【数２】
Ｑ∝Ｎ＊Ｔ ・・・（２）
で表される。これらの式から、
【００１５】
【数３】
Ｑ∝Ｎ＊Ｔ∝Ｇｆ＊△Ｐ ・・・（３）
が得られる。この式から、冷凍サイクル内の冷媒高圧側圧力と低圧側圧力との差圧ΔＰと冷媒流量Ｇｆと回転数Ｎとが分かれば、容量可変型圧縮機の駆動トルクが分かることになる。ここで、差圧ΔＰは、容量可変型圧縮機の吐出圧力Ｐｄと吸入圧力Ｐｓとの差、あるいは、膨張装置の入口圧力と出口圧力との差であり、容量可変型圧縮機あるいは膨張装置の差圧を外部から一定の差圧に制御する容量可変型圧縮機用の容量制御弁の電気信号の関数になっている。一方、冷媒流量Ｇｆは、容量可変型圧縮機あるいは膨張装置において冷媒が通過するオリフィスの面積およびその前後の差圧から求められる値で、容量可変型圧縮機を外部から一定の容量に制御する容量可変型圧縮機用の容量制御弁の電気信号の関数になっている。つまり、差圧ΔＰまたは冷媒流量Ｇｆは、外部からの電気信号によって容量制御弁のコイルへ供給される電流ｉによって決められるので、これらの電流値を直接検出することによって冷凍サイクルのエネルギを正確に求めることができる。
【００１６】
また、冷凍サイクルを動かすのに必要なエンジンのエネルギの式（３）からは、エンジンの回転数Ｎが分かっているので、式（３）により駆動トルクＴが分かる。しかも、冷凍サイクルのエネルギを求めるパラメータが正確に検出できることから駆動トルクＴをより正確に求めることができる。
【００１７】
これにより、差圧ΔＰまたは冷媒流量Ｇｆを電気信号によって制御することにより、冷凍サイクルのエネルギを自由に制御できるだけでなく、駆動トルクＴも自由に制御できることになる。
【００１８】
以下、本発明の実施の形態を図面を参照して詳細に説明する。
図１は冷凍システムの原理的な構成を示すシステム図である。
この冷凍システムは、冷媒を圧縮する容量可変型圧縮機１と、圧縮された冷媒を凝縮する凝縮器２と、凝縮された冷媒を段熱膨張させる膨張装置３と、膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器４とを備えている。
【００１９】
容量可変型圧縮機１は、一定流量の冷媒を吐出する流量制御式、または冷媒入口と出口との差圧を一定に制御する差圧制御式のものが用いられる。膨張装置３は、固定オリフィスを有するオリフィスチューブからなる。
【００２０】
容量可変型圧縮機１は、その吐出室から吐出される吐出圧力Ｐｄの冷媒を直接凝縮器２に供給するとともに、その一部を容量制御弁５で圧力Ｐｃにしてクランク室に供給するよう構成され、その容量制御弁５は、駆動回路６に接続されている。また、蒸発器４から戻ってきた吸入圧力Ｐｓの冷媒は、吸入室に供給するよう構成され、さらに、吸入室とクランク室との間には、オリフィス７が設けられている。
【００２１】
容量制御弁５は、容量可変型圧縮機１から吐出される冷媒を駆動回路６によって与えられた制御信号により決まる一定の流量または一定の差圧で吐出するように制御する。
【００２２】
次に、容量可変型圧縮機１が流量制御の場合または差圧制御の場合のおのおのについて説明する。
図２は流量制御の容量可変型圧縮機の場合の冷凍システムの差圧−流量特性を示す図である。
【００２３】
この特性において、縦軸は容量可変型圧縮機１の吐出圧力Ｐｄと吸入圧力Ｐｓとの差圧を示し、横軸は冷凍サイクルを流れる冷媒の流量を示している。ここで、曲線は、容量可変型圧縮機１がある回転数で回転しているときの圧縮機可変容量率を示しており、原点から最も遠い曲線は圧縮機可変容量率が１００％、つまり、容量可変型圧縮機１が最大で運転しているときを示している。
【００２４】
容量可変型圧縮機１は流量制御式なので、吐出される冷媒流量Ｇｆ（ｉ）は駆動回路６によって与えられる容量制御弁５の制御信号の電流値ｉによって決められる。また、膨張装置３における差圧ΔＰに関しては、オリフィスの大きさによって傾きが決められる。したがって、この冷凍システムでは、電流値ｉによって容量可変型圧縮機１の冷媒流量Ｇｆ（ｉ）が分かるので、そのときの差圧ΔＰおよび可変容量率を知ることができる。
【００２５】
この可変容量率は、自動車が発進、加速または登坂走行するときには、エンジンは、その出力トルクを余分に必要としているが、そのときの容量可変型圧縮機１の駆動トルクは、冷凍サイクルの冷力であるエネルギとエンジンの回転数とから分かるため、エンジンが余分に必要としている出力トルク分だけ、冷凍サイクルのエネルギを減らすように容量可変型圧縮機１の冷媒流量Ｇｆ（ｉ）を制御することができる。なお、冷凍サイクルが運転中のエネルギから、エンジンの回転数に対応する駆動トルクが分かるので、その駆動トルクを、たとえば自動車のアイドリング時のエンジン出力トルクの制御に利用することができる。すなわち、その駆動トルクの値を使い、その駆動トルク分を上乗せしてエンジン出力トルクを制御し、これによってエンジンの不安定動作、さらには停止といった不具合を防止することができる。
【００２６】
次に、この冷凍システムを構成する容量可変型圧縮機１の具体例について説明する。
図３は流量制御式の容量可変型圧縮機の一構成例を示す断面図、図４は図３の容量可変型圧縮機に用いられる電磁差圧弁の詳細を示す断面図である。
【００２７】
この容量可変型圧縮機は、気密に形成されたクランク室１０を有し、中には回転自在に支持された回転軸１１を有している。この回転軸１１の一端は、図示しない軸封装置を介してクランク室１０の外まで延びていてエンジンの出力軸から駆動力が伝達されるプーリ１２が固定されている。回転軸１１には、揺動板１３が傾斜角可変に設けられている。回転軸１１の軸線の回りには、複数（図示の例では１つ）のシリンダ１４が配置されている。各シリンダ１４には、揺動板１３の回転運動を往復運動に変換するピストン１５が配置されている。各シリンダ１４は、それぞれ吸入用リリーフ弁１６および吐出用リリーフ弁１７を介して吸入室および吐出室に接続されている。各シリンダ１４の吸入室は、相互に連通して１つの部屋になっており、蒸発器に接続される。また、各シリンダ１４の吐出室も、相互に連通して１つの部屋になっており、吐出側冷媒流路１８を介して凝縮器に接続される。
【００２８】
吐出室の吐出側冷媒流路１８には、流路面積が固定のオリフィス１９が設けられている。吐出室からクランク室１０へ通じる流路には、容量制御の電磁差圧弁２０が設けられ、クランク室１０から吸入室へ通じる流路には、固定オリフィス２１が設けられている。電磁差圧弁２０は、オリフィス１９の上流側および下流側に発生する差圧（Ｐｄ−Ｐｄ’）を受けるよう構成されている。
【００２９】
電磁差圧弁２０は、本出願人による特願２００１−１７０４３４号明細書にて提案したもので、図４に示したように、圧力感知部を兼ねた弁部２２と、ソレノイド部２３とから構成されている。
【００３０】
弁部２２は、吐出圧力Ｐｄを導入するポート２４と、導入された吐出圧力Ｐｄをクランク室圧力Ｐｃに制御して出力する弁体２５と、クランク室圧力Ｐｃを出力するポート２６と、弁体２５を開く方向へ付勢するスプリング２７と、この電磁差圧弁２０の中央軸線位置にて弁体２５と一体となって進退可能に設けられ、ポート２４とほぼ同じ径を有する感圧ピストン２８と、この感圧ピストン２８の弁体２５と反対側にオリフィス１９の下流側の圧力Ｐｄ’を導入するポート２９とを有している。
【００３１】
ソレノイド部２３は、円筒状の中空部を有する電磁コイル３０が設けられ、その円筒状の中空部にはスリーブ３１が設けられている。そのスリーブ３１の一端には、固定鉄芯をなすコア３２が固定され、スリーブ３１の中には、可動鉄芯をなすプランジャ３３が軸線方向に移動可能に遊挿配置されている。コア３２の軸線位置にはシャフト３４が貫通配置され、その一端は感圧ピストン２８に、他端はプランジャ３３に当接されている。スリーブ３１の他端には、アジャストねじ３５が螺着されている。そして、コア３２とプランジャ３３との間には、スプリング３６が配置され、プランジャ３３とアジャストねじ３５との間には、スプリング３７が配置されている。
【００３２】
以上の構成の容量可変型圧縮機において、エンジンがある一定の回転数で駆動されているとき、蒸発器からの冷媒が吸入室より流量Ｑｓで吸引され、吐出室から流量Ｑｄで吐出される。このとき、電磁差圧弁２０は、吐出室の冷媒の吐出圧力Ｐｄを弁部２２を介してクランク室１０へ導入する。これにより、容量可変型圧縮機の吐出容量は、クランク室１０内の圧力Ｐｃに応じた容量に制御される。クランク室１０の圧力Ｐｃは、固定オリフィス２１を介して引き抜かれ、吸入室に戻される。
【００３３】
このとき、ソレノイド部２３の電磁コイル３０には、外部条件に応じた電磁差圧弁２０の差圧に対応する電流信号が供給される。
したがって、電磁差圧弁２０は、オリフィス１９の前後に発生する差圧を弁部２２の弁体２５および感圧ピストン２８で感知し、その差圧が設定された所定値になるよう弁部２２の弁体２５を制御して、吐出側冷媒流路１８を流れる冷媒流量を一定の流量Ｑｄに保持するように制御する。
【００３４】
すなわち、エンジンの回転数が上昇すると、吐出圧力Ｐｄが上昇し、それによって、吐出される冷媒の流量Ｑｄが増加しようとする。すると、吐出圧力Ｐｄが高くなるため、弁部２２の弁体２５および感圧ピストン２８はソレノイド部２３の側に移動し、弁体２５はスプリング２７の付勢力によって弁部２２の開度を開く方向に移動して、クランク室１０へ導入する冷媒流量を増加させる。クランク室１０内の圧力Ｐｃが上昇することにより、容量可変型圧縮機を最少運転側に制御し、吐出される冷媒の流量を減らすようにする。
【００３５】
逆に、エンジンの回転数が低下した場合は、吐出される冷媒の流量Ｑｄが減少しようとして吐出圧力Ｐｄが低くなると、弁部２２の弁体２５および感圧ピストン２８は図の上側に移動し、弁体２５は閉弁方向に移動してクランク室１０へ導入する冷媒流量を減らすように制御する。これにより、クランク室１０内の圧力Ｐｃが減少し、容量可変型圧縮機を最大運転側に制御し、吐出される冷媒の流量を増やすようにする。
【００３６】
この結果、エンジンの回転数が変動しても、電磁差圧弁２０はオリフィス１９の前後差圧を一定にするようにクランク室１０へ導入する冷媒流量を制御する。したがって、オリフィス１９が固定でその前後差圧が一定に制御されるため、容量可変型圧縮機から吐出される冷媒の流量Ｑｄは一定の流量に制御されることになる。
【００３７】
ここで、電磁差圧弁２０に供給される制御信号は、オリフィス１９の前後差圧を表しており、オリフィス１９の流路面積は固定であるから、制御信号を直接測定することにより、そのときの流量Ｇｆを正確に知ることができる。この流量Ｇｆは膨張装置３を通過する流量でもあり、膨張装置３のオリフィスチューブの流路面積は固定であることから、冷凍サイクル内の高圧側圧力と低圧側圧力との差圧ΔＰを知ることができる。したがって、流量Ｇｆおよび差圧ΔＰが分かり、そのときのエンジンの回転数Ｎは分かっているので、駆動トルクＴを求めることができるのである。
【００３８】
このようにして求められた容量可変型圧縮機の駆動トルクＴは、自動車が発進または急加速時には、ゼロに、自動車の加速または登坂走行時には、小さくなるように制御信号を制御する。具体的には、オリフィス１９の前後差圧を表す制御信号を、急加速時に差圧がゼロになるよう制御し、登坂走行時に差圧が小さくなるよう制御する。このように、自動車の走行状態に応じて容量可変型圧縮機の駆動トルクＴを変えるようにしたことで、自動車用空調装置が運転中にもかかわらず、自動車の走行性能を改善することができる。
【００３９】
図５は流量制御式の容量可変型圧縮機の別の構成例を示す断面図、図６は図５の容量可変型圧縮機に用いられる電磁比例式流量制御弁の詳細を示す断面図、図７は図５の容量可変型圧縮機に用いられる定差圧弁の詳細を示す断面図である。なお、図５ないし図７において、図３および図４に示した構成要素と同じまたは同等の要素については同じ符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【００４０】
この流量制御式の容量可変型圧縮機は、本出願人による特願２００１−１７０４３５号明細書にて提案したものであり、吐出室から凝縮器へ向かう吐出側冷媒流路１８に電磁比例式流量制御弁４０を設け、流路面積を外部信号によって比例的に変化させることができる可変オリフィスを構成している。また、吐出室は、定差圧弁４１を介してクランク室１０に接続され、クランク室１０は固定の固定オリフィス２１を介して吸入室に接続されている。定差圧弁４１は、吐出室の吐出圧力Ｐｄと電磁比例式流量制御弁４０を通ってきた吐出側冷媒流路１８の圧力Ｐｄ’とを導入し、電磁比例式流量制御弁４０の前後に発生する差圧が一定になるように、吐出室からクランク室１０、さらにはクランク室１０から固定オリフィス２１を介して吸入室へ流れる冷媒を制御する弁である。
【００４１】
電磁比例式流量制御弁４０は、図６に示したように、弁部４２およびソレノイド部４３から構成されている。弁部４２は、吐出室の吐出圧力Ｐｄを導入するポート４４と、この弁部４２にて減圧された圧力Ｐｄ’を吐出側冷媒流路１８へ導出するポート４５とを有し、これらを連通する流路には、弁座４６が形成され、この弁座４６の上流側にボール形状の弁体４７が弁座４６に対向して配置されている。ポート４４の開口端にはアジャストねじ４８が螺着されており、弁体４７とアジャストねじ４８との間には、弁体４７を閉じる方向に付勢するスプリング４９が配置されている。また、弁体４７は弁孔を介して軸線方向に延びるシャフト５０の一端に当接しており、このシャフト５０の他端は、軸線方向に進退自在に配置されたピストン５１に固定されている。このピストン５１は弁孔とほぼ同じ径を有し、弁体４７より下流側の圧力Ｐｄ’が軸線両方向に対して等しくかかるようにして弁体４７の制御に圧力Ｐｄ’が影響しないようにしている。また、弁体４７の上流側空間とピストン５１のソレノイド部側空間との間には、連通路５２が設けられており、ピストン５１の背圧側に吐出圧力Ｐｄを導入して、弁体４７にかかる吐出圧力Ｐｄをキャンセルするようにしている。
【００４２】
ソレノイド部４３は、電磁コイル５３、コア５４、プランジャ５５、シャフト５６を有している。シャフト５６の両端は、ガイド５７，５８によって支持されている。シャフト５６のほぼ中央部には、Ｅリング５９が嵌着されており、プランジャ５５がコア５４に吸着するよう移動したとき、シャフト５６も一緒に移動するようにしている。これにより、プランジャ５５が図の上方へ移動すると、シャフト５６が図の上端に当接されているピストン５１を押し、弁体４７を開く方向に作用する。その移動量は、電磁コイル５３に供給する電流値に比例する。したがって、この電磁比例式流量制御弁４０を通る冷媒の流路面積は、電磁コイル５３に供給される制御電流の値によって決めることができる。
【００４３】
定差圧弁４１は、図７に示したように、吐出室の吐出圧力Ｐｄを導入するポート６０と、この定差圧弁４１で制御された圧力Ｐｃをクランク室１０へ導入するポート６１と、電磁比例式流量制御弁４０によって減圧された圧力Ｐｄ’を導入するポート６２とを有している。
【００４４】
ポート６０とポート６１とを連通する流路には、弁座６３が形成され、この弁座６３の下流側に弁体６４が弁座６３に対向して配置されている。この弁体６４には、フランジが設けられていて、弁座６３との間に弁体６４を開く方向へ付勢するスプリング６５が配置されている。
【００４５】
弁体６４と同軸上には、軸線方向に進退自在に配置されて両面にポート６１からの吐出圧力Ｐｄとポート６２からの圧力Ｐｄ’とを受ける感圧ピストン６６が設けられており、一体に動くよう弁体６４に固定されている。
【００４６】
感圧ピストン６６の図の下方には、スプリング荷重調整用のアジャストねじ６７が設けられ、感圧ピストン６６とアジャストねじ６７との間には、弁体６４を閉じる方向に感圧ピストン６６を付勢するスプリング６８が配置されている。
【００４７】
以上の構成の容量可変型圧縮機においては、電磁比例式流量制御弁４０が、所定の制御電流の供給を受けて、凝縮器に連通する吐出側冷媒流路１８を絞り、所定の大きさのオリフィスを形成し、流量Ｑｄにより所定の差圧（Ｐｄ−Ｐｄ’）を発生させるようにしている。また、定差圧弁４１は、感圧ピストン６６が所定の差圧（Ｐｄ＞Ｐｄ’）を受け、それによって発生する図の下向きの力とスプリング６５，６８の荷重とが釣り合う位置に弁体６４が静止し、弁開度が制御されている。したがって、制御電流によって決まる電磁比例式流量制御弁４０の前後差圧を定差圧弁４１が感知し、定差圧弁４１は、その差圧があらかじめ設定された所定値（すなわち、一定の流量Ｑｄ）になるよう弁開度を調整して、クランク室１０に導入される冷媒の流量を制御し、これによって定流量式の容量可変型圧縮機を構成している。
【００４８】
ここで、電磁比例式流量制御弁４０に供給される制御信号は、吐出側のオリフィスの流路面積を表しており、その前後の差圧は定差圧弁４１によって一定に維持されているので、制御信号を直接測定することにより、そのときの流量Ｇｆを正確に知ることができる。この流量Ｇｆは膨張装置３を通過する流量でもあり、膨張装置３のオリフィスチューブの流路面積は固定であることから、冷凍サイクル内の高圧側圧力と低圧側圧力との差圧ΔＰを知ることができる。したがって、流量Ｇｆおよび差圧ΔＰが分かり、そのときのエンジンの回転数Ｎは分かっているので、駆動トルクＴを求めることができるのである。
【００４９】
このようにして求められた容量可変型圧縮機の駆動トルクＴは、自動車が発進または急加速時には、ゼロに、自動車の加速または登坂走行時には、小さくなるように制御信号を制御する。具体的には、可変オリフィスの流路面積を表す制御信号を、急加速時に可変オリフィスの流路面積がゼロ（全閉）になるよう制御し、登坂走行時に可変オリフィスの流路面積が小さくなるよう制御する。このように、自動車の走行状態に応じて容量可変型圧縮機の駆動トルクＴを変えるようにしたことで、エンジンの駆動トルクを大きくしたいときに容量可変型圧縮機の駆動トルクＴが小さくなって、自動車の走行性能を改善することができる。
【００５０】
次に、差圧制御の容量可変型圧縮機１の場合について説明する。
図８は差圧制御の容量可変型圧縮機の場合の冷凍システムの差圧−流量特性を示す図である。
【００５１】
この特性において、縦軸は容量可変型圧縮機１の吐出圧力Ｐｄと吸入圧力Ｐｓとの差圧を示し、横軸は冷凍サイクルを流れる冷媒の流量を示している。
容量可変型圧縮機１は差圧制御式なので、その吐出圧力Ｐｄと吸入圧力Ｐｓとの差圧ΔＰ（ｉ）は駆動回路６によって与えられる制御信号の電流値ｉによって決められる。また、膨張装置３における差圧ΔＰに関しては、オリフィスの大きさによって傾きが決められる。したがって、この冷凍システムでは、電流値ｉによって容量可変型圧縮機１の吐出圧力Ｐｄと吸入圧力Ｐｓとの差圧ΔＰが分かるので、そのときの冷媒流量Ｇｆ（ｉ）および可変容量率を知ることができる。
【００５２】
次に、この冷凍システムを構成する差圧制御の容量可変型圧縮機１の具体例について説明する。
図９は差圧制御式の容量可変型圧縮機の一構成例を示す断面図、図１０は図９の容量可変型圧縮機に用いられる容量制御弁の詳細を示す断面図である。なお、この図９において、図３に示した構成要素と同じまたは同等の要素については同じ符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【００５３】
この容量可変型圧縮機は、本出願人による特願２００２−８６０８４号明細書にて提案したもので、吐出室からクランク室１０へ向かう冷媒流路の途中にＰｄ−Ｐｓ差圧制御の容量制御弁７０が設けられ、吐出室とクランク室１０との間、およびクランク室１０と吸入室との間には、それぞれ固定オリフィス７１，２１が設けられている。
【００５４】
この容量制御弁７０は、図１０に示したように、吐出室の吐出圧力Ｐｄを受けてクランク室１０に圧力Ｐｃを導入する弁体７２を有し、この弁体７２には感圧ピストン７３が一体に形成されている。感圧ピストン７３の図の上端は、通路７４を介してクランク室１０の圧力Ｐｃを受けるよう構成されている。弁体７２は、その弁座７５から離れる方向にスプリング７６によって付勢されている。
【００５５】
弁体７２とソレノイド部との間には、径の異なる２つのピストンロッド７７，７８が軸線方向に進退自在に配置されている。その上側のピストンロッド７７は、弁座７５の直径と同じ直径を有し、下側のピストンロッド７８は、弁体７２と一体に形成された感圧ピストン７３と同じ直径を有している。これらのピストンロッド７７，７８の連結部は、縮径されていて、吸入室に連通して吸入圧力Ｐｓを受ける空間を構成している。ピストンロッド７８の図の下端は、通路７９，８０を介してクランク室１０の圧力Ｐｃを受けるよう構成されている。
【００５６】
ソレノイド部は、電磁コイル８１、コア８２、プランジャ８３、シャフト８４を有している。シャフト８４の両端は、ガイド８５，８６によって支持され、上端部は、ピストンロッド７８に当接している。シャフト８４には、Ｅリング８７が嵌着されており、プランジャ８３がコア８２に吸着するよう移動したとき、シャフト８４も一緒に移動するようにしている。そして、プランジャ８３の軸線方向両端側には、スプリング８８，８９が配置されている。
【００５７】
この容量制御弁７０は、吐出圧力Ｐｄと吸入圧力Ｐｓとの差圧ΔＰを感じて動作する差圧弁を構成し、その差圧ΔＰが一定になるよう吐出室からクランク室１０へ流れる冷媒の流量を制御する。その一定に制御しようとする差圧ΔＰ（ｉ）は、ソレノイドの電磁コイル８１へ供給する電流ｉによって決めることができる。
【００５８】
ここで、容量制御弁７０に供給される制御信号は、差圧ΔＰに対応したソレノイド力を発生させる信号であるので、吐出圧力Ｐｄと吸入圧力Ｐｓとの差圧ΔＰを表しており、この差圧ΔＰは膨張装置３の前後の差圧でもある。膨張装置３のオリフィスチューブの流路面積は固定であることから、制御信号を直接測定することにより、そのときの流量Ｇｆを正確に知ることができる。したがって、差圧ΔＰおよび流量Ｇｆが分かり、そのときのエンジンの回転数Ｎは分かっているので、駆動トルクＴを求めることができるのである。
【００５９】
このようにして求められた容量可変型圧縮機の駆動トルクＴは、自動車が発進または急加速時には、ゼロに、自動車の加速または登坂走行時には、小さくなるように制御信号を制御する。具体的には、差圧ΔＰを表す制御信号を、差圧がゼロになるよう制御し、登坂走行時に差圧が小さくなるよう制御する。このように、自動車の走行状態に応じて容量可変型圧縮機の駆動トルクＴを変えるようにしたことで、エンジンの駆動トルクを大きくしたいときに容量可変型圧縮機の駆動トルクＴが小さくなって、自動車の走行性能を改善することができる。
【００６０】
なお、高圧圧力センサで吐出圧力Ｐｄを検知しながら吸入圧力Ｐｓが一定になるように制御することにより、結果として差圧制御と同じような制御を行うことができるので、次に、容量可変型圧縮機１を吸入圧力Ｐｓで制御する方式について説明する。
【００６１】
図１１は吸入圧力制御式の容量可変型圧縮機の一構成例を示す断面図、図１２は図１１の容量可変型圧縮機に用いられる容量制御弁の詳細を示す断面図である。なお、この図１１において、図３に示した構成要素と同じまたは同等の要素については同じ符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【００６２】
この容量可変型圧縮機は、吐出室からクランク室１０へ向かう冷媒流路の途中にＰｓ制御の容量制御弁９０が設けられ、クランク室１０と吸入室との間には、固定オリフィス２１が設けられている。また、吐出室から凝縮器２へ向かう配管の途中に、吐出圧力Ｐｄを検出する高圧圧力センサ９１が設けられている。
【００６３】
この容量制御弁９０は、本出願人による特開２００１−２９５７５９号公報にて提案したもので、図１２に示したように、吐出室の吐出圧力Ｐｄを受けてクランク室１０に圧力Ｐｃを導入する弁体９２を有し、この弁体９２は、閉じる方向にスプリング９３によって付勢されている。この容量制御弁９０の中心軸線上には、一端が弁体９２に当接するようシャフト９４が嵌挿配置されている。シャフト９４の他端は、ディスク９５を介してダイヤフラム９６が当接するよう設けられている。ディスク９５のある側のダイヤフラム室は、ダイヤフラム９６が吸入圧力Ｐｓを受けるように吸入室に連通されている。
【００６４】
ソレノイド部は、電磁コイル９７、コア９８、一端がダイヤフラム９６に当接されたプランジャ９９、このプランジャ９９をシャフト１００を介してダイヤフラム９６の方向に付勢するスプリング１０１を有している。
【００６５】
この構成により、容量制御弁９０は、ダイヤフラム９６が吸入圧力Ｐｓを受け、その吸入圧力Ｐｓが一定になるように吐出室から吐出された吐出圧力Ｐｄの冷媒を弁体９２がクランク室１０へ供給する。
【００６６】
ここで、容量制御弁９０に供給される制御信号は、吸入圧力Ｐｓを表しており、吐出圧力Ｐｄは高圧圧力センサ９１によって検出されているので、制御信号を直接測定することにより、そのときの吐出圧力Ｐｄと吸入圧力Ｐｓとの差圧ΔＰを正確に知ることができる。差圧ΔＰは膨張装置３の前後の差圧でもあり、膨張装置３のオリフィスチューブの流路面積は固定であることから、そのときの流量Ｇｆを知ることができる。したがって、差圧ΔＰおよび流量Ｇｆが分かり、そのときのエンジンの回転数Ｎは分かっているので、駆動トルクＴを求めることができるのである。
【００６７】
このようにして求められた容量可変型圧縮機の駆動トルクＴは、自動車が発進または急加速時には、ゼロに、自動車の加速または登坂走行時には、小さくなるように制御信号を制御する。具体的には、吸入圧力Ｐｓを表す制御信号を、吸入圧力Ｐｓが最大になるよう制御し、登坂走行時に吐出圧力Ｐｄに近づくよう制御する。このように、自動車の走行状態に応じて容量可変型圧縮機の駆動トルクＴを変えるようにしたことで、エンジンの駆動トルクを大きくしたいときに容量可変型圧縮機の駆動トルクＴが小さくなって、自動車の走行性能を改善することができる。
【００６８】
以上、本発明をその好ましい実施の形態について詳述したが、本発明はその特定の実施の形態に限定されるものではない。たとえば、以上の実施の形態では、吐出室とクランク室１０との間に容量制御弁を設け、クランク室と吸入室との間に固定オリフィス２１を設けて、容量制御弁が吐出圧力Ｐｄの冷媒をクランク室１０に導入する量を制御する方式の冷凍システムについて説明したが、吐出室とクランク室１０との間に固定オリフィスを設け、クランク室と吸入室との間に容量制御弁を設けて、クランク室から吸入室に逃す冷媒量を制御したり、吐出室とクランク室１０との間およびクランク室と吸入室との間に容量制御弁を設けて、クランク室１０に入れる冷媒量とクランク室１０から抜き出す冷媒量とを同時に制御するいずれの方式でもよい。
【００６９】
また、図３に示した容量制御の容量可変型圧縮機では、吐出側冷媒通路にオリフィス１９を設け、その前後差圧を制御するようにしたが、吸入側冷媒通路にオリフィスを設け、その前後差圧を制御するようにしてもよい。同様に、図５に示した容量制御の容量可変型圧縮機では、吐出側冷媒通路に電磁比例式流量制御弁４０を設けて可変オリフィスを制御するようにしたが、吸入側冷媒通路に電磁比例式流量制御弁４０を設けて可変オリフィスを制御するようにしてもよい。
【００７０】
さらに、上記の実施の形態では、膨張装置３としてオリフィスチューブを用いたが、冷凍サイクルの高圧圧力および低圧圧力から冷媒流量を正確に知り得ることができるものであればよく、たとえば特開２０００−１５４９５２号公報に記載の差圧弁とオリフィスとを組み合わせたものや、実開平２−７３５６９号公報に記載の圧力検知式オリフィスチューブ、さらには、チューブに比較して長さの短い固定オリフィスを用いてもよい。
【００７１】
そして、上記の冷凍システムでは、冷媒に代替フロンＨＦＣ−１３４ａを使用した場合の冷凍サイクルの構成例であるが、冷媒に炭酸ガスを使用した超臨界冷凍サイクルにおいても凝縮器がガスクーラに変更されるだけで同じように適用できることは言うまでもないことである。
【００７２】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明では、自動車用空調装置の冷凍サイクルにおいて、容量可変型圧縮機の容量を制御する容量制御弁を制御する電気信号から、容量可変型圧縮機および膨張弁の前後差圧と冷媒流量とを推定し、これから容量可変型圧縮機の駆動トルクを推定するようにした。容量制御弁を制御している電気信号を直接利用することで高い精度で容量可変型圧縮機の駆動トルクを推定することができるため、冷凍サイクルをよりきめ細かく制御することが可能になり、エンジンが大きな駆動トルクを必要とする場合に、圧縮機の駆動トルクを小さくするようなトルク制御が可能になり、急加速や登坂走行時の自動車の走行性能を改善することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】冷凍システムの原理的な構成を示すシステム図である。
【図２】流量制御の容量可変型圧縮機の場合の冷凍システムの差圧−流量特性を示す図である。
【図３】流量制御式の容量可変型圧縮機の一構成例を示す断面図である。
【図４】図３の容量可変型圧縮機に用いられる電磁差圧弁の詳細を示す断面図である。
【図５】流量制御式の容量可変型圧縮機の別の構成例を示す断面図である。
【図６】図５の容量可変型圧縮機に用いられる電磁比例式流量制御弁の詳細を示す断面図である。
【図７】図５の容量可変型圧縮機に用いられる定差圧弁の詳細を示す断面図である。
【図８】差圧制御の容量可変型圧縮機の場合の冷凍システムの差圧−流量特性を示す図である。
【図９】差圧制御式の容量可変型圧縮機の一構成例を示す断面図である。
【図１０】図９の容量可変型圧縮機に用いられる容量制御弁の詳細を示す断面図である。
【図１１】吸入圧力制御式の容量可変型圧縮機の一構成例を示す断面図である。
【図１２】図１１の容量可変型圧縮機に用いられる容量制御弁の詳細を示す断面図である。
【符号の説明】
１ 容量可変型圧縮機
２ 凝縮器
３ 膨張装置
４ 蒸発器
５ 容量制御弁
６ 駆動回路
７ オリフィス
１０ クランク室
１１ 回転軸
１２ プーリ
１３ 揺動板
１４ シリンダ
１５ ピストン
１６ 吸入用リリーフ弁
１７ 吐出用リリーフ弁
１８ 吐出側冷媒流路
１９ オリフィス
２０ 電磁差圧弁
２１ 固定オリフィス
２２ 弁部
２３ ソレノイド部
２４ ポート
２５ 弁体
２６ ポート
２７ スプリング
２８ 感圧ピストン
２９ ポート
３０ 電磁コイル
３１ スリーブ
３２ コア
３３ プランジャ
３４ シャフト
３５ アジャストねじ
３６，３７ スプリング
４０ 電磁比例式流量制御弁
４１ 定差圧弁
４２ 弁部
４３ ソレノイド部
４４，４５ ポート
４６ 弁座
４７ 弁体
４８ アジャストねじ
４９ スプリング
５０ シャフト
５１ ピストン
５２ 連通路
５３ 電磁コイル
５４ コア
５５ プランジャ
５６ シャフト
５７，５８ ガイド
５９ Ｅリング
６０，６１，６２ ポート
６３ 弁座
６４ 弁体
６５ スプリング
６６ 感圧ピストン
６７ アジャストねじ
６８ スプリング
７０ 容量制御弁
７１ 固定オリフィス
７２ 弁体
７３ 感圧ピストン
７４ 通路
７５ 弁座
７６ スプリング
７７，７８ ピストンロッド
７９，８０ 通路
８１ 電磁コイル
８２ コア
８３ プランジャ
８４ シャフト
８５，８６ ガイド
８７ リング
８８，８９ スプリング
９０ 容量制御弁
９１ 高圧圧力センサ
９２ 弁体
９３ スプリング
９４ シャフト
９５ ディスク
９６ ダイヤフラム
９７ 電磁コイル
９８ コア
９９ プランジャ
１００ シャフト
１０１ スプリング[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control method for a refrigeration cycle, and more particularly to an engine that drives a variable displacement compressor in an automotive air conditioner that includes a refrigeration cycle using an orifice tube that does not have a valve opening adjustment function as an expansion device. The present invention relates to a control method for a refrigeration cycle that can perform highly accurate control with as little load as possible.
[0002]
[Prior art]
In an automotive air conditioner, since the compressor is driven by an engine, the operating state is greatly influenced by the operating state of the engine. Conversely, the engine is loaded with an automotive air conditioner and requires extra energy to drive the automotive air conditioner.
[0003]
The output of the engine needs to be controlled in accordance with the operating state of the automotive air conditioner that is the load. For example, when an automobile air conditioner is in operation, the engine output torque is controlled so that the drive torque of the compressor is taken into consideration and the drive torque is generated excessively. The drive torque of the compressor is set in advance, and when the automobile air conditioner is operated, control is performed so as to generate an extra drive torque by the preset fixed value.
[0004]
Since the preset driving torque may be greatly different from the actual driving torque, the engine output torque is also controlled to deviate from the necessary torque. Therefore, for example, in the technique described in Patent Document 1, the driving torque of the variable capacity compressor is estimated based on a compressor control signal for electrically controlling the discharge capacity of the variable capacity compressor from the outside, and this is calculated. The engine output torque is controlled by adding it.
[0005]
Such a control describes a refrigeration cycle having a configuration using a pressure control valve in which the opening degree of the expansion device can be freely set by a signal given from the outside. However, the expansion device has a function of adjusting the valve opening degree. The same can be said for a refrigeration cycle using a non-orifice tube (for example, Patent Document 2).
[0006]
In other words, when an automobile is about to start or accelerate while the air conditioner for an automobile is in operation, the engine output required for starting or acceleration without greatly increasing fuel consumption by controlling the drive torque of the variable displacement compressor. Torque can be secured.
[0007]
[Patent Document 1]
JP 2001-180261 A (paragraph number [0006], FIG. 2)
[Patent Document 2]
JP 56-7959 A (FIG. 1)
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the control of the conventional refrigeration cycle, the variable torque compressor driving torque required for controlling the engine output torque is the variable pressure compression between the two pressure monitoring points set in the refrigerant circuit. Since the discharge capacity of the compressor is reflected, the discharge capacity of the variable displacement compressor, that is, its driving torque is estimated from the compressor control signal for setting the differential pressure between the two pressure monitoring points. Actually, however, there is a problem that it is difficult to accurately estimate the drive torque of the variable capacity compressor only from the compressor control signal.
[0009]
The present invention has been made in view of these points, and accurately estimates the drive torque of a variable displacement compressor, and drives the variable displacement compressor that is the engine load according to the required engine output torque. It is an object of the present invention to provide a control method for a refrigeration cycle using an orifice unit in an expansion device so that torque can be controlled.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
In the present invention, in order to solve the above problem,The variable capacity compressor has a capacity control valve that is controlled so as to discharge the refrigerant at a constant refrigerant flow rate, In the control method of the refrigeration cycle using the orifice unit in the expansion device,Above For externally controlling the discharge capacity of variable capacity compressorsOf the capacity control valve representing the refrigerant flow rate. Compressor control signalFrom the differential pressure-flow rate characteristics of the orifice On the basis of theThe orifice part Difference between high pressure side pressure and low pressure side pressurePressure And the estimated differential pressureAnd by the compressor control signal The refrigerant flow rate andDrives the variable capacity compressor The drive torque of the variable capacity compressor is estimated from the engine speed, and when the vehicle starts or suddenly accelerates, the estimated drive torque of the variable capacity compressor is zero, and when the vehicle accelerates or runs uphill There is provided a control method for a refrigeration cycle, wherein the compressor control signal is controlled so that the drive torque of the variable capacity compressor is reduced.
[0011]
According to such a refrigeration cycle control method, the compressor driving torque, that is, the energy state of the refrigeration cycle is estimated based on the compressor control signal used for controlling the discharge capacity of the variable displacement compressor, Based on this, the refrigeration cycle is controlled in accordance with the running state of the automobile. As a result, the energy state of the refrigeration cycle can be accurately estimated by calculating from the value of the compressor control signal that actually controls the variable displacement compressor. It becomes possible to control.
[0012]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
First, the principle of the present invention will be described first.
The cooling power Q of the refrigeration cycle, that is, the energy, is proportional to the product of the differential pressure ΔP between the high pressure side pressure and the low pressure side pressure of the refrigerant in the refrigeration cycle and the refrigerant flow rate Gf.
[0013]
[Expression 1]
Q∝Gf * △ P (1)
Can be expressed as On the other hand, the engine energy required to move the refrigeration cycle is as follows: N is the engine speed and T is the drive torque.
[0014]
[Expression 2]
Q∝N * T (2)
It is represented by From these equations,
[0015]
[Equation 3]
Q∝N * T∝Gf * ΔP (3)
Is obtained. From this equation, if the differential pressure ΔP between the refrigerant high-pressure side pressure and the low-pressure side pressure in the refrigeration cycle, the refrigerant flow rate Gf, and the rotational speed N are known, the driving torque of the variable capacity compressor can be found. Here, the differential pressure ΔP is the difference between the discharge pressure Pd and the suction pressure Ps of the variable displacement compressor, or the difference between the inlet pressure and the outlet pressure of the expansion device, and the differential pressure ΔP of the variable displacement compressor or expansion device. This is a function of an electric signal of a capacity control valve for a variable capacity compressor that controls the differential pressure from the outside to a constant differential pressure. On the other hand, the refrigerant flow rate Gf is a value obtained from the area of the orifice through which the refrigerant passes in the variable capacity compressor or expansion device and the differential pressure before and after that, and is a capacity for controlling the variable capacity compressor from the outside to a constant capacity. It is a function of the electrical signal of the displacement control valve for the variable compressor. That is, the differential pressure ΔP or the refrigerant flow rate Gf is determined by the current i supplied to the coil of the capacity control valve by an electric signal from the outside. Therefore, the energy of the refrigeration cycle can be accurately detected by directly detecting these current values. Can be sought.
[0016]
Further, from the equation (3) of the engine energy required to operate the refrigeration cycle, since the engine speed N is known, the driving torque T is known from the equation (3). Moreover, since the parameter for obtaining the energy of the refrigeration cycle can be accurately detected, the driving torque T can be obtained more accurately.
[0017]
Thus, by controlling the differential pressure ΔP or the refrigerant flow rate Gf with an electric signal, not only the energy of the refrigeration cycle can be freely controlled, but also the driving torque T can be freely controlled.
[0018]
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
FIG. 1 is a system diagram showing the basic configuration of a refrigeration system.
This refrigeration system includes a variable capacity compressor 1 that compresses a refrigerant, a condenser 2 that condenses the compressed refrigerant, an expansion device 3 that expands the condensed refrigerant in stages, and evaporates the expanded refrigerant. And an evaporator 4.
[0019]
The variable capacity compressor 1 uses a flow rate control type that discharges a constant flow rate refrigerant or a differential pressure control type that controls the differential pressure between the refrigerant inlet and outlet at a constant level. The expansion device 3 is composed of an orifice tube having a fixed orifice.
[0020]
The variable displacement compressor 1 is configured to supply the refrigerant having the discharge pressure Pd discharged from the discharge chamber directly to the condenser 2 and to supply a part of the refrigerant to the crank chamber at the pressure Pc by thecapacity control valve 5. Thecapacity control valve 5 is connected to thedrive circuit 6. The refrigerant having the suction pressure Ps returned from the evaporator 4 is configured to be supplied to the suction chamber.crank An orifice 7 is provided between the chambers.
[0021]
Thecapacity control valve 5 controls the refrigerant discharged from the variable capacity compressor 1 to be discharged at a constant flow rate or a constant differential pressure determined by a control signal given by thedrive circuit 6.
[0022]
Next, the case where the variable capacity compressor 1 is in the flow rate control or the differential pressure control will be described.
FIG. 2 is a diagram showing a differential pressure-flow rate characteristic of a refrigeration system in the case of a variable capacity compressor for flow rate control.
[0023]
In this characteristic, the vertical axis represents the differential pressure between the discharge pressure Pd and the suction pressure Ps of the variable displacement compressor 1, and the horizontal axis represents the flow rate of the refrigerant flowing through the refrigeration cycle. Here, the curve shows the compressor variable capacity ratio when the variable capacity compressor 1 is rotating at a certain rotational speed, and the curve farthest from the origin shows that the compressor variable capacity ratio is 100%, that is, This shows the time when the variable displacement compressor 1 is operating at maximum.
[0024]
Since the variable capacity compressor 1 is a flow control type, the discharged refrigerant flow rate Gf (i) is given by thedrive circuit 6.Of thecapacity control valve 5 It is determined by the current value i of the control signal. Further, the gradient of the differential pressure ΔP in the expansion device 3 is determined by the size of the orifice. Therefore, in this refrigeration system, since the refrigerant flow rate Gf (i) of the variable capacity compressor 1 can be known from the current value i, the differential pressure ΔP and the variable capacity ratio at that time can be known.
[0025]
The variable capacity ratio is such that when the vehicle starts, accelerates or climbs, the engine needs extra output torque, and the drive torque of the variable capacity compressor 1 at that time is the cooling power of the refrigeration cycle. Therefore, the refrigerant flow rate Gf (i) of the variable capacity compressor 1 is controlled so as to reduce the energy of the refrigeration cycle by an amount corresponding to the output torque that is excessively required by the engine. Can do. Since the driving torque corresponding to the engine speed is known from the energy during the operation of the refrigeration cycle, the driving torque can be used for controlling the engine output torque when the vehicle is idling, for example. That is, the value of the driving torque is used and the amount of the driving torque is added to control the engine output torque, thereby preventing problems such as unstable operation of the engine and further stopping.
[0026]
Next, a specific example of the variable capacity compressor 1 constituting the refrigeration system will be described.
FIG. 3 is a cross-sectional view showing an example of the configuration of a flow control type variable displacement compressor, and FIG. 4 is a cross sectional view showing details of an electromagnetic differential pressure valve used in the variable displacement compressor of FIG.
[0027]
This variable capacity compressor has acrank chamber 10 formed in an airtight manner, and has arotating shaft 11 that is rotatably supported therein. One end of therotating shaft 11 extends to the outside of thecrank chamber 10 via a shaft seal device (not shown), and apulley 12 to which driving force is transmitted from the output shaft of the engine is fixed. The rotatingshaft 11 is provided with aswing plate 13 with a variable inclination angle. A plurality (one in the illustrated example) ofcylinders 14 are arranged around the axis of therotary shaft 11. Eachcylinder 14 is provided with apiston 15 that converts the rotational movement of theswing plate 13 into a reciprocating movement. Eachcylinder 14 is connected to a suction chamber and a discharge chamber via asuction relief valve 16 and adischarge relief valve 17, respectively. The suction chambers of thecylinders 14 communicate with each other into a single chamber and are connected to the evaporator. The discharge chambers of thecylinders 14 are also connected to each other through a discharge-siderefrigerant flow path 18 in communication with each other.
[0028]
Anorifice 19 having a fixed flow path area is provided in the discharge siderefrigerant flow path 18 of the discharge chamber. A capacity-controlled electromagneticdifferential pressure valve 20 is provided in the flow path leading from the discharge chamber to the crankchamber 10, and a fixedorifice 21 is provided in the flow path leading from thecrank chamber 10 to the suction chamber. The electromagneticdifferential pressure valve 20 is configured to receive a differential pressure (Pd−Pd ′) generated upstream and downstream of theorifice 19.
[0029]
The electromagneticdifferential pressure valve 20 has been proposed in Japanese Patent Application No. 2001-170434 by the applicant of the present application, and is composed of avalve portion 22 that also serves as a pressure sensing portion and asolenoid portion 23 as shown in FIG. Has been.
[0030]
Thevalve section 22 includes aport 24 for introducing the discharge pressure Pd, avalve body 25 for controlling the introduced discharge pressure Pd to output the crank chamber pressure Pc, aport 26 for outputting the crank chamber pressure Pc, and a valve body. Aspring 27 that urges thevalve 25 in the opening direction, and a pressure-sensitive piston 28 that is integrally movable with thevalve body 25 at the central axis position of the electromagneticdifferential pressure valve 20 and that has a diameter substantially the same as that of theport 24. Aport 29 for introducing a pressure Pd ′ downstream of theorifice 19 is provided on the opposite side of the pressuresensitive piston 28 from thevalve body 25.
[0031]
Thesolenoid part 23 is provided with anelectromagnetic coil 30 having a cylindrical hollow part, and asleeve 31 is provided in the cylindrical hollow part. A core 32 forming a fixed iron core is fixed to one end of thesleeve 31, and aplunger 33 forming a movable iron core is loosely inserted in thesleeve 31 so as to be movable in the axial direction. Ashaft 34 passes through the axial position of the core 32, one end of which is in contact with the pressure-sensitive piston 28 and the other end is in contact with theplunger 33. Anadjustment screw 35 is screwed to the other end of thesleeve 31. Aspring 36 is disposed between the core 32 and theplunger 33, and aspring 37 is disposed between theplunger 33 and theadjustment screw 35.
[0032]
In the variable displacement compressor having the above configuration, when the engine is driven at a certain rotational speed, the refrigerant from the evaporator is sucked from the suction chamber at a flow rate Qs and discharged from the discharge chamber at a flow rate Qd. At this time, the electromagneticdifferential pressure valve 20 introduces the discharge pressure Pd of the refrigerant in the discharge chamber into thecrank chamber 10 via thevalve portion 22. Thereby, the discharge capacity of the variable capacity compressor is controlled to a capacity corresponding to the pressure Pc in thecrank chamber 10. The pressure Pc in thecrank chamber 10 is extracted through the fixedorifice 21 and returned to the suction chamber.
[0033]
At this time, a current signal corresponding to the differential pressure of the electromagneticdifferential pressure valve 20 corresponding to the external condition is supplied to theelectromagnetic coil 30 of thesolenoid unit 23.
Therefore, the electromagneticdifferential pressure valve 20 senses the differential pressure generated before and after theorifice 19 with thevalve body 25 and the pressure-sensitive piston 28 of thevalve portion 22, so that the differential pressure of thevalve portion 22 becomes a set predetermined value. Thevalve body 25 is controlled so that the refrigerant flow rate flowing through the discharge-siderefrigerant flow path 18 is maintained at a constant flow rate Qd.
[0034]
That is, when the engine speed increases, the discharge pressure Pd increases, and thereby the flow rate Qd of the discharged refrigerant tends to increase. Then, since the discharge pressure Pd increases, thevalve body 25 and the pressuresensitive piston 28 of thevalve section 22 move toward thesolenoid section 23, and thevalve body 25 opens the opening of thevalve section 22 by the biasing force of thespring 27. It moves in the direction and increases the flow rate of the refrigerant introduced into thecrank chamber 10. As the pressure Pc in thecrank chamber 10 increases, the variable capacity compressor is controlled to the minimum operation side, and the flow rate of the discharged refrigerant is reduced.
[0035]
On the other hand, when the engine speed decreases, when the discharge pressure Pd decreases as the flow rate Qd of the discharged refrigerant decreases, thevalve body 25 and the pressure-sensitive piston 28 of thevalve portion 22 move upward in the drawing. Thevalve body 25 is controlled to move in the valve closing direction so as to reduce the flow rate of the refrigerant introduced into thecrank chamber 10. As a result, the pressure Pc in thecrank chamber 10 decreases, the variable capacity compressor is controlled to the maximum operating side, and the flow rate of the discharged refrigerant is increased.
[0036]
As a result, even if the engine speed fluctuates, the electromagneticdifferential pressure valve 20 controls the flow rate of the refrigerant introduced into thecrank chamber 10 so that the differential pressure across theorifice 19 is constant. Therefore, since theorifice 19 is fixed and the differential pressure before and after it is controlled to be constant, the flow rate Qd of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor is controlled to a constant flow rate.
[0037]
Here, the control signal supplied to the electromagneticdifferential pressure valve 20 represents the differential pressure across theorifice 19, and the flow path area of theorifice 19 is fixed. Therefore, by directly measuring the control signal, The flow rate Gf can be accurately known. This flow rate Gf is also a flow rate that passes through the expansion device 3, and since the flow path area of the orifice tube of the expansion device 3 is fixed, the differential pressure ΔP between the high-pressure side pressure and the low-pressure side pressure in the refrigeration cycle is known. Can do. Therefore, since the flow rate Gf and the differential pressure ΔP are known and the engine speed N at that time is known, the drive torque T can be obtained.
[0038]
The control torque is controlled so that the drive torque T of the variable capacity compressor thus obtained is zero when the automobile starts or suddenly accelerates and becomes small when the automobile accelerates or climbs uphill. Specifically, the control signal representing the differential pressure across theorifice 19 is controlled so that the differential pressure becomes zero during sudden acceleration and is controlled so as to decrease during climbing. Thus, by changing the driving torque T of the variable capacity compressor according to the running state of the automobile, the running performance of the automobile can be improved even when the automobile air conditioner is in operation. .
[0039]
FIG. 5 is a cross-sectional view showing another configuration example of a flow control type variable capacity compressor, FIG. 6 is a cross section showing details of an electromagnetic proportional flow control valve used in the variable capacity compressor of FIG. 7 is a sectional view showing details of a constant differential pressure valve used in the variable capacity compressor of FIG. 5 to 7, the same or equivalent elements as those shown in FIGS. 3 and 4 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted.
[0040]
This flow control type capacity variable compressor was proposed in Japanese Patent Application No. 2001-170435 by the applicant of the present application, and an electromagnetic proportional flow rate is provided in the discharge siderefrigerant flow path 18 from the discharge chamber to the condenser. Acontrol valve 40 is provided to configure a variable orifice that can change the flow path area in proportion to an external signal. The discharge chamber is connected to the crankchamber 10 via a constantdifferential pressure valve 41, and thecrank chamber 10 is connected to the suction chamber via a fixed fixedorifice 21. The constantdifferential pressure valve 41 introduces the discharge pressure Pd of the discharge chamber and the pressure Pd ′ of the discharge-siderefrigerant flow path 18 that has passed through the electromagnetic proportionalflow control valve 40, and is generated before and after the electromagnetic proportionalflow control valve 40. This is a valve that controls the refrigerant flowing from the discharge chamber to the crankchamber 10 and further from thecrank chamber 10 to the suction chamber via the fixedorifice 21 so that the differential pressure is constant.
[0041]
As shown in FIG. 6, the electromagnetic proportionalflow control valve 40 includes avalve portion 42 and asolenoid portion 43. Thevalve part 42 has aport 44 for introducing the discharge pressure Pd of the discharge chamber and aport 45 for leading the pressure Pd ′ decompressed by thevalve part 42 to the discharge-siderefrigerant flow path 18. Avalve seat 46 is formed in the flow path, and a ball-shapedvalve body 47 is disposed on the upstream side of thevalve seat 46 so as to face thevalve seat 46. Anadjustment screw 48 is screwed into the open end of theport 44, and aspring 49 that biases thevalve body 47 in the closing direction is disposed between thevalve body 47 and theadjustment screw 48. Thevalve body 47 is in contact with one end of ashaft 50 extending in the axial direction through a valve hole, and the other end of theshaft 50 is fixed to apiston 51 disposed so as to be movable forward and backward in the axial direction. Thepiston 51 has substantially the same diameter as the valve hole, and the pressure Pd ′ on the downstream side of thevalve body 47 is equally applied to both axial directions so that the pressure Pd ′ does not affect the control of thevalve body 47. Yes. Further, acommunication passage 52 is provided between the upstream space of thevalve body 47 and the solenoid portion side space of thepiston 51, and the discharge pressure Pd is introduced to the back pressure side of thepiston 51 to The discharge pressure Pd is canceled.
[0042]
Thesolenoid unit 43 includes anelectromagnetic coil 53, acore 54, a plunger 55, and ashaft 56. Both ends of theshaft 56 are supported byguides 57 and 58. An E-ring 59 is fitted to the substantially central portion of theshaft 56, and when the plunger 55 moves so as to be attracted to thecore 54, theshaft 56 also moves together. As a result, when the plunger 55 moves upward in the figure, theshaft 56 pushes thepiston 51 in contact with the upper end of the figure and acts in a direction to open thevalve body 47. The amount of movement is proportional to the current value supplied to theelectromagnetic coil 53. Therefore, the flow path area of the refrigerant passing through the electromagnetic proportionalflow control valve 40 can be determined by the value of the control current supplied to theelectromagnetic coil 53.
[0043]
As shown in FIG. 7, the constantdifferential pressure valve 41 includes aport 60 for introducing the discharge pressure Pd of the discharge chamber, aport 61 for introducing the pressure Pc controlled by the constantdifferential pressure valve 41 into thecrank chamber 10, and an electromagnetic And aport 62 for introducing the pressure Pd ′ decompressed by the proportionalflow control valve 40.
[0044]
Avalve seat 63 is formed in the flow path connecting theport 60 and theport 61, and avalve body 64 is disposed on the downstream side of thevalve seat 63 so as to face thevalve seat 63. Thevalve body 64 is provided with a flange, and aspring 65 is disposed between thevalve body 64 and thevalve seat 63 to bias thevalve body 64 in the opening direction.
[0045]
A pressuresensitive piston 66 is provided on the same axis as thevalve body 64 so as to be movable back and forth in the axial direction and receives the discharge pressure Pd from theport 61 and the pressure Pd ′ from theport 62 on both sides. Thevalve body 64 is fixed so as to move.
[0046]
Anadjustment screw 67 for adjusting the spring load is provided below the pressure-sensitive piston 66 in the figure, and the pressure-sensitive piston 66 is attached between the pressure-sensitive piston 66 and theadjustment screw 67 in the direction in which thevalve body 64 is closed. An energizingspring 68 is arranged.
[0047]
In the variable capacity compressor configured as described above, the electromagnetic proportionalflow control valve 40 receives supply of a predetermined control current, restricts the discharge-siderefrigerant flow path 18 communicating with the condenser, and has a predetermined size. An orifice is formed, and a predetermined differential pressure (Pd−Pd ′) is generated by the flow rate Qd. Further, the constantdifferential pressure valve 41 has avalve body 64 at a position where the downward force generated by the pressuresensitive piston 66 receives a predetermined differential pressure (Pd> Pd ′) and the load of thesprings 65 and 68 balance. Is stationary and the valve opening is controlled. Accordingly, the constantdifferential pressure valve 41 senses the differential pressure before and after the electromagnetic proportionalflow control valve 40 determined by the control current, and the constantdifferential pressure valve 41 has a predetermined value (that is, a constant flow rate Qd) in which the differential pressure is set in advance. The flow rate of the refrigerant introduced into thecrank chamber 10 is controlled by adjusting the valve opening so that a constant flow type variable capacity compressor is configured.
[0048]
Here, the control signal supplied to the electromagnetic proportionalflow control valve 40 represents the flow area of the orifice on the discharge side, and the differential pressure before and after that is maintained constant by the constantdifferential pressure valve 41. By directly measuring the control signal, the flow rate Gf at that time can be accurately known. This flow rate Gf is also a flow rate that passes through the expansion device 3, and since the flow path area of the orifice tube of the expansion device 3 is fixed, the differential pressure ΔP between the high-pressure side pressure and the low-pressure side pressure in the refrigeration cycle is known. Can do. Therefore, since the flow rate Gf and the differential pressure ΔP are known and the engine speed N at that time is known, the drive torque T can be obtained.
[0049]
The control torque is controlled so that the drive torque T of the variable capacity compressor thus obtained is zero when the automobile starts or suddenly accelerates and becomes small when the automobile accelerates or climbs uphill. Specifically, a control signal indicating the flow area of the variable orifice is controlled so that the flow area of the variable orifice becomes zero (fully closed) during rapid acceleration, and the flow area of the variable orifice becomes smaller when traveling uphill. Control as follows. Thus, by changing the driving torque T of the variable capacity compressor according to the running state of the automobile, the driving torque T of the variable capacity compressor is reduced when it is desired to increase the driving torque of the engine. The driving performance of the car can be improved.
[0050]
Next, the case of the variable capacity compressor 1 for differential pressure control will be described.
FIG. 8 is a diagram showing a differential pressure-flow rate characteristic of a refrigeration system in the case of a variable pressure compressor for differential pressure control.
[0051]
In this characteristic, the vertical axis represents the differential pressure between the discharge pressure Pd and the suction pressure Ps of the variable displacement compressor 1, and the horizontal axis represents the flow rate of the refrigerant flowing through the refrigeration cycle.
Since the variable displacement compressor 1 is a differential pressure control type, the differential pressure ΔP (i) between the discharge pressure Pd and the suction pressure Ps is determined by the current value i of the control signal given by thedrive circuit 6. Further, the gradient of the differential pressure ΔP in the expansion device 3 is determined by the size of the orifice. Therefore, in this refrigeration system, since the differential pressure ΔP between the discharge pressure Pd and the suction pressure Ps of the variable capacity compressor 1 can be known from the current value i, the refrigerant flow rate Gf (i) and the variable capacity ratio at that time are known. Can do.
[0052]
Next, a specific example of the differential pressure control variable capacity compressor 1 constituting the refrigeration system will be described.
FIG. 9 is a cross-sectional view showing a configuration example of a differential pressure control type variable capacity compressor, and FIG. 10 is a cross sectional view showing details of a capacity control valve used in the variable capacity compressor of FIG. In FIG. 9, the same or equivalent elements as those shown in FIG. 3 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted.
[0053]
This variable capacity compressor was proposed in Japanese Patent Application No. 2002-86084 by the applicant of the present application, and the capacity control of the Pd-Ps differential pressure control is performed in the middle of the refrigerant flow path from the discharge chamber to the crankchamber 10. Avalve 70 is provided, and fixedorifices 71 and 21 are provided between the discharge chamber and thecrank chamber 10 and between thecrank chamber 10 and the suction chamber, respectively.
[0054]
As shown in FIG. 10, thecapacity control valve 70 has avalve body 72 that receives the discharge pressure Pd of the discharge chamber and introduces the pressure Pc into thecrank chamber 10, and thevalve body 72 has a pressure-sensitive piston 73. Are integrally formed. The upper end of the pressure-sensitive piston 73 in the figure is configured to receive the pressure Pc of thecrank chamber 10 via apassage 74. Thevalve body 72 is urged by aspring 76 in a direction away from thevalve seat 75.
[0055]
Between thevalve body 72 and the solenoid portion, twopiston rods 77 and 78 having different diameters are disposed so as to be movable back and forth in the axial direction. Theupper piston rod 77 has the same diameter as thevalve seat 75, and thelower piston rod 78 has the same diameter as the pressure-sensitive piston 73 formed integrally with thevalve body 72. The connecting portions of thesepiston rods 77 and 78 have a reduced diameter, and constitute a space that communicates with the suction chamber and receives the suction pressure Ps. The lower end of thepiston rod 78 in the figure is configured to receive the pressure Pc of thecrank chamber 10 throughpassages 79 and 80.
[0056]
The solenoid unit includes anelectromagnetic coil 81, acore 82, aplunger 83, and ashaft 84. Both ends of theshaft 84 are supported byguides 85 and 86, and the upper end portion is in contact with thepiston rod 78. An E-ring 87 is fitted to theshaft 84, and when theplunger 83 moves so as to be attracted to thecore 82, theshaft 84 also moves together. Andspring 88,89 is arrange | positioned at the axial direction both ends side of theplunger 83. FIG.
[0057]
Thecapacity control valve 70 constitutes a differential pressure valve that operates by feeling the differential pressure ΔP between the discharge pressure Pd and the suction pressure Ps, and the flow rate of the refrigerant flowing from the discharge chamber to the crankchamber 10 so that the differential pressure ΔP becomes constant. To control. The pressure difference ΔP (i) to be controlled to be constant can be determined by the current i supplied to theelectromagnetic coil 81 of the solenoid.
[0058]
Here, since the control signal supplied to thecapacity control valve 70 is a signal for generating a solenoid force corresponding to the differential pressure ΔP, it represents the differential pressure ΔP between the discharge pressure Pd and the suction pressure Ps. The pressure ΔP is also a differential pressure before and after the expansion device 3. Since the flow passage area of the orifice tube of the expansion device 3 is fixed, the flow rate Gf at that time can be accurately known by directly measuring the control signal. Therefore, since the differential pressure ΔP and the flow rate Gf are known and the engine speed N at that time is known, the drive torque T can be obtained.
[0059]
The control torque is controlled so that the drive torque T of the variable capacity compressor thus obtained is zero when the automobile starts or suddenly accelerates and becomes small when the automobile accelerates or climbs uphill. Specifically, the control signal representing the differential pressure ΔP is controlled so that the differential pressure becomes zero, and is controlled so that the differential pressure becomes small when traveling uphill. Thus, by changing the driving torque T of the variable capacity compressor according to the running state of the automobile, the driving torque T of the variable capacity compressor is reduced when it is desired to increase the driving torque of the engine. The driving performance of the car can be improved.
[0060]
In addition, by controlling the suction pressure Ps to be constant while detecting the discharge pressure Pd with the high pressure sensor, the same control as the differential pressure control can be performed as a result. A method of controlling the compressor 1 with the suction pressure Ps will be described.
[0061]
FIG. 11 is a cross-sectional view showing a configuration example of a variable displacement compressor of the suction pressure control type, and FIG. 12 is a cross-sectional view showing details of a displacement control valve used in the variable displacement compressor of FIG. In FIG. 11, the same or equivalent elements as those shown in FIG. 3 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted.
[0062]
This variable capacity compressor is provided with a Ps-controlledcapacity control valve 90 in the middle of the refrigerant flow path from the discharge chamber to the crankchamber 10, and a fixedorifice 21 is provided between thecrank chamber 10 and the suction chamber. It has been. Ahigh pressure sensor 91 that detects the discharge pressure Pd is provided in the middle of the piping from the discharge chamber toward the condenser 2.
[0063]
Thiscapacity control valve 90 is proposed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-295759 by the present applicant. As shown in FIG. 12, thecapacity control valve 90 receives the discharge pressure Pd of the discharge chamber and introduces the pressure Pc into thecrank chamber 10. Thevalve body 92 is biased by aspring 93 in the closing direction. Ashaft 94 is fitted and disposed on the central axis of thecapacity control valve 90 so that one end of thecapacity control valve 90 comes into contact with thevalve body 92. The other end of theshaft 94 is provided so that adiaphragm 96 abuts through adisk 95. The diaphragm chamber on the side where thedisk 95 is located communicates with the suction chamber so that thediaphragm 96 receives the suction pressure Ps.
[0064]
The solenoid unit includes anelectromagnetic coil 97, acore 98, aplunger 99 whose one end is in contact with thediaphragm 96, and aspring 101 that biases theplunger 99 toward thediaphragm 96 via theshaft 100.
[0065]
With this configuration, in thecapacity control valve 90, thediaphragm 96 receives the suction pressure Ps, and thevalve body 92 supplies the refrigerant of the discharge pressure Pd discharged from the discharge chamber to the crankchamber 10 so that the suction pressure Ps becomes constant. To do.
[0066]
Here, the control signal supplied to thecapacity control valve 90 represents the suction pressure Ps, and the discharge pressure Pd is detected by thehigh pressure sensor 91. Therefore, by directly measuring the control signal, It is possible to accurately know the differential pressure ΔP between the discharge pressure Pd and the suction pressure Ps. The differential pressure ΔP is also the differential pressure before and after the expansion device 3, and since the flow path area of the orifice tube of the expansion device 3 is fixed, the flow rate Gf at that time can be known. Therefore, since the differential pressure ΔP and the flow rate Gf are known and the engine speed N at that time is known, the drive torque T can be obtained.
[0067]
The control torque is controlled so that the drive torque T of the variable capacity compressor thus obtained is zero when the automobile starts or suddenly accelerates and becomes small when the automobile accelerates or climbs uphill. Specifically, the control signal representing the suction pressure Ps is controlled so that the suction pressure Ps is maximized, and is controlled so as to approach the discharge pressure Pd when traveling uphill. Thus, by changing the driving torque T of the variable capacity compressor according to the running state of the automobile, the driving torque T of the variable capacity compressor is reduced when it is desired to increase the driving torque of the engine. The driving performance of the car can be improved.
[0068]
As mentioned above, although this invention was explained in full detail about the preferable embodiment, this invention is not limited to the specific embodiment. For example, in the above embodiment, a capacity control valve is provided between the discharge chamber and thecrank chamber 10, a fixedorifice 21 is provided between the crank chamber and the suction chamber, and the capacity control valve is a refrigerant having a discharge pressure Pd. The refrigeration system of the type that controls the amount of gas introduced into thecrank chamber 10 has been described, but a fixed orifice is provided between the discharge chamber and thecrank chamber 10, and a capacity control valve is provided between the crank chamber and the suction chamber. The amount of refrigerant that escapes from the crank chamber to the suction chamber is controlled, or a capacity control valve is provided between the discharge chamber and thecrank chamber 10 and between the crank chamber and the suction chamber. Any method of simultaneously controlling the amount of refrigerant extracted from thechamber 10 may be used.
[0069]
Further, in the variable capacity compressor of the capacity control shown in FIG. 3, theorifice 19 is provided in the discharge side refrigerant passage and the differential pressure across it is controlled, but the orifice is provided in the suction side refrigerant passage, The differential pressure may be controlled. Similarly, in the capacity-controlled variable capacity compressor shown in FIG. 5, an electromagnetic proportionalflow control valve 40 is provided in the discharge-side refrigerant passage to control the variable orifice, but the electromagnetic proportional to the suction-side refrigerant passage. A variable flow orifice may be provided to control the variable orifice.
[0070]
Further, in the above embodiment, an orifice tube is used as the expansion device 3, but any other device that can accurately know the refrigerant flow rate from the high pressure and low pressure of the refrigeration cycle can be used. A combination of a differential pressure valve described in Japanese Patent No. 154952 and an orifice, a pressure detection type orifice tube described in Japanese Utility Model Publication No. 2-73569, and a fixed orifice having a shorter length than the tube Also good.
[0071]
And in said refrigeration system, although it is a structural example of the refrigerating cycle at the time of using alternative CFC HFC-134a as a refrigerant | coolant, a condenser is changed into a gas cooler also in the supercritical refrigerating cycle which uses the carbon dioxide gas as a refrigerant | coolant. It goes without saying that it can be applied just as well.
[0072]
【The invention's effect】
As described above, in the present invention, in the refrigeration cycle of an automotive air conditioner, the difference between the front and rear of the capacity variable compressor and the expansion valve is determined from the electrical signal that controls the capacity control valve that controls the capacity of the capacity variable compressor. The pressure and the refrigerant flow rate were estimated, and the drive torque of the variable capacity compressor was estimated from this. By directly using the electric signal that controls the capacity control valve, it is possible to estimate the drive torque of the variable capacity compressor with high accuracy, so that the refrigeration cycle can be controlled more precisely, and the engine When a large driving torque is required, torque control can be performed to reduce the driving torque of the compressor, and the running performance of the vehicle at the time of sudden acceleration or climbing can be improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a system diagram showing a basic configuration of a refrigeration system.
FIG. 2 is a diagram showing a differential pressure-flow rate characteristic of a refrigeration system in the case of a variable capacity compressor for flow rate control.
FIG. 3 is a cross-sectional view showing an example of the configuration of a flow control type variable capacity compressor.
4 is a cross-sectional view showing details of an electromagnetic differential pressure valve used in the variable displacement compressor of FIG. 3;
FIG. 5 is a cross-sectional view showing another configuration example of a flow control type variable capacity compressor.
6 is a cross-sectional view showing details of an electromagnetic proportional flow control valve used in the variable capacity compressor of FIG. 5;
7 is a cross-sectional view showing details of a constant differential pressure valve used in the variable capacity compressor of FIG. 5;
FIG. 8 is a diagram showing a differential pressure-flow rate characteristic of a refrigeration system in the case of a variable pressure compressor for differential pressure control.
FIG. 9 is a cross-sectional view showing a configuration example of a differential pressure control type variable capacity compressor.
10 is a cross-sectional view showing details of a capacity control valve used in the variable capacity compressor of FIG. 9;
FIG. 11 is a cross-sectional view showing a configuration example of a variable capacity compressor of the suction pressure control type.
12 is a cross-sectional view showing details of a capacity control valve used in the variable capacity compressor of FIG. 11. FIG.
[Explanation of symbols]
1 Variable capacity compressor
2 Condenser
3 Inflator
4 Evaporator
5 Capacity control valve
6 Drive circuit
7 Orifice
10 Crank chamber
11 Rotating shaft
12 pulley
13 Swing plate
14 cylinders
15 piston
16 Relief valve for inhalation
17 Relief valve for discharge
18 Discharge side refrigerant flow path
19 Orifice
20 Electromagnetic differential pressure valve
21 Fixed orifice
22 Valve
23 Solenoid part
24 ports
25 Disc
26 ports
27 Spring
28 Pressure-sensitive piston
29 ports
30 Electromagnetic coil
31 sleeve
32 cores
33 Plunger
34 Shaft
35 Adjustment screw
36, 37 Spring
40 Electromagnetic proportional flow control valve
41 Constant differential pressure valve
42 Valve
43 Solenoid part
44, 45 ports
46 Valve seat
47 Disc
48 Adjustment screw
49 Spring
50 shaft
51 piston
52 communication path
53 Electromagnetic coil
54 cores
55 Plunger
56 shaft
57,58 guide
59 E-ring
60, 61, 62 ports
63 Valve seat
64 Disc
65 Spring
66 Pressure Sensitive Piston
67 Adjustment screw
68 Spring
70 Capacity control valve
71 Fixed orifice
72 Disc
73 Pressure Sensitive Piston
74 Passage
75 Valve seat
76 Spring
77, 78 Piston rod
79,80 passage
81 Electromagnetic coil
82 core
83 Plunger
84 Shaft
85,86 guide
87 rings
88,89 Spring
90 Capacity control valve
91 High pressure sensor
92 Disc
93 Spring
94 shaft
95 discs
96 Diaphragm
97 Electromagnetic coil
98 core
99 Plunger
100 shaft
101 spring

Claims (9)

Translated fromJapanese

容量可変型圧縮機が冷媒を一定の冷媒流量で吐出するように制御される容量制御弁を有し、膨張装置にオリフィス部を用いた冷凍サイクルの制御方法において、
前記容量可変型圧縮機の吐出容量を外部から制御するための前記冷媒流量を表す前記容量制御弁の圧縮機制御信号から前記オリフィス部の差圧−流量特性に基づいて前記オリフィス部の高圧側圧力と低圧側圧力との差圧を推定するとともに、推定した前記差圧と前記圧縮機制御信号による前記冷媒流量と前記容量可変型圧縮機を駆動するエンジンの回転数とから前記容量可変型圧縮機の駆動トルクを推定し、
自動車が発進または急加速時には、推定した前記容量可変型圧縮機の駆動トルクがゼロに、前記自動車の加速または登坂走行時には、前記容量可変型圧縮機の駆動トルクが小さくなるように前記圧縮機制御信号を制御することを特徴とする冷凍サイクルの制御方法。In the control method of the refrigerating cycle, thevariable capacity compressor has a capacity control valve that is controlled so that the refrigerant is discharged at a constant refrigerant flow rate, and the orifice unit is used as the expansion device.
The variable displacement discharge capacity of the compressorfrom the compressor control signalof the displacement control valve representing the refrigerant flow rate to control from the outsideof the orifice section differential pressure - high-pressure side pressure ofthe orifice portion based on theflow rate characteristics and thereby estimatethe differentialpressure between the low pressure side pressure, the variable displacement compressor and a rotational speed of the enginefor driving the refrigerant flow rateby the compressor control signal and estimated the differential pressure betweenthe variable displacement compressor Estimate the driving torque of
When the vehicle starts or suddenly accelerates, the estimated drive torque of the variable displacement compressor becomes zero, and when the vehicle accelerates or runs uphill, the compressor control is performed so that the drive torque of the variable displacement compressor becomes small. A control method for a refrigeration cycle, characterized by controlling a signal. 前記圧縮機制御信号は、冷媒が流れる通路に設けた固定オリフィスの前後差圧を感知して前記前後差圧が一定になるように前記容量可変型圧縮機のクランク室内の圧力を制御することにより吐出される前記冷媒流量を一定に制御する前記容量制御弁の制御信号であることを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクルの制御方法。The compressor control signal senses the differential pressure across the fixed orifice provided in the passage through which the refrigerant flows, and controls the pressure in the crank chamber of the variable displacement compressorso that the differential pressure across the compressoris constant. the method of the refrigeration cycle according to claim 1, characterized in that the control signal ofthe displacement control valve for controllingtherefrigerant flow amount constantejected. 前記冷媒流量は、前記容量可変型圧縮機の吐出側または吸入側の冷媒通路に設けた固定オリフィスの前後の差圧を決める前記制御信号の測定値と前記固定オリフィスの通路面積とから算出していることを特徴とする請求項２記載の冷凍サイクルの制御方法。The refrigerant flow rate iscalculated from the measured value of the control signal that determines the differential pressure before and after the fixed orifice provided in the refrigerant passage on the discharge side or the suction side of the variable capacity compressor and the passage area of the fixed orifice.The method for controlling a refrigeration cycle according to claim 2, wherein: 前記圧縮機制御信号は、冷媒が流れる通路に設けた可変オリフィスの前後差圧が一定になるよう定差圧弁により前記容量可変型圧縮機のクランク室内の圧力を制御することにより吐出される前記冷媒流量を一定に制御するときの、前記可変オリフィスを構成する前記容量制御弁の制御信号であることを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクルの制御方法。The compressor control signal,the colddischarged by controlling the pressure in the crank chamber of the variable displacement compressorby constant differential pressure valve so that the differential pressure becomes constant variable orifice provided in the passage through which the refrigerant flowsin controlling themedium flow amountconstant, a control method of the refrigeration cycle according to claim 1, characterized in that the control signal ofthe displacement control valvewhich constitutes the variable orifice. 前記冷媒流量は、前記容量可変型圧縮機の吐出側または吸入側の冷媒通路に設けた前記可変オリフィスの大きさを決める前記制御信号の測定値と前記可変オリフィスの前後差圧を受けて前記容量可変型圧縮機のクランク室内の圧力を制御する前記定差圧弁の差圧設定値とから算出していることを特徴とする請求項４記載の冷凍サイクルの制御方法。The refrigerant flow rate,the receivingfront Kosa圧of the variable displacement measurements of the control signal for determining the size ofsaid variable orifice provided in the refrigerant passage on the discharge side or the suction side of the compressor with the variable orifice 4. the method of the refrigeration cycle,wherein theis calculated from thedifferential pressure setting value of the constant differential pressure valve for controlling the pressure in the crank chamber of the variable displacement compressor.容量可変型圧縮機が吐出圧力と吸入圧力との差圧を一定にするように制御する容量制御弁を有し、膨張装置にオリフィス部を用いた冷凍サイクルの制御方法において、In the control method of the refrigeration cycle in which the variable capacity compressor has a capacity control valve that controls the pressure difference between the discharge pressure and the suction pressure to be constant, and the orifice unit is used as the expansion device.
前記容量可変型圧縮機の吐出容量を外部から制御するための前記差圧を表す前記容量制御弁の圧縮機制御信号から前記オリフィス部の差圧−流量特性に基づいて前記オリフィス部を流れる冷媒流量を推定するとともに、前記圧縮機制御信号による前記差圧と推定した前記冷媒流量と前記容量可変型圧縮機を駆動するエンジンの回転数とから前記容量可変型圧縮機の駆動トルクを推定し、  Refrigerant flow rate flowing through the orifice unit based on a differential pressure-flow rate characteristic of the orifice unit from a compressor control signal of the displacement control valve representing the differential pressure for controlling the discharge capacity of the variable displacement compressor from the outside. And estimating the driving torque of the variable displacement compressor from the differential pressure based on the compressor control signal and the estimated refrigerant flow rate and the rotational speed of the engine driving the variable displacement compressor,
自動車が発進または急加速時には、推定した前記容量可変型圧縮機の駆動トルクがゼロに、前記自動車の加速または登坂走行時には、前記容量可変型圧縮機の駆動トルクが小さくなるように前記圧縮機制御信号を制御することを特徴とする冷凍サイクルの制御方法。  When the vehicle starts or suddenly accelerates, the estimated drive torque of the variable displacement compressor becomes zero, and when the vehicle accelerates or runs uphill, the compressor control is performed so that the drive torque of the variable displacement compressor becomes small. A control method of a refrigeration cycle, characterized by controlling a signal. 前記冷媒流量は、前記吐出圧力と前記吸入圧力との前記差圧を決める前記制御信号の測定値と前記オリフィス部の通路面積とから算出していることを特徴とする請求項６記載の冷凍サイクルの制御方法。The refrigerant flow rate, the refrigeration cycle according to claim 6, characterized inthat is calculated from the measured value of the control signal for determiningthe differential pressure between the discharge pressure andthe suction pressure and the passage area of the orifice portion Control method.容量可変型圧縮機が吸入圧力を一定にするように制御する容量制御弁と吐出圧力を検知するセンサとを有し、膨張装置にオリフィス部を用いた冷凍サイクルの制御方法において、In the control method of the refrigeration cycle, the variable capacity compressor has a capacity control valve that controls the suction pressure to be constant and a sensor that detects the discharge pressure, and uses an orifice unit in the expansion device.
前記容量可変型圧縮機の吐出容量を外部から制御するための前記吸入圧力を表す圧縮機制御信号と前記センサが検知した前記吐出圧力との差圧から前記オリフィス部の差圧−流量特性に基づいて前記オリフィス部を流れる冷媒流量を推定するとともに、前記圧縮機制  Based on a differential pressure-flow rate characteristic of the orifice unit from a differential pressure between a compressor control signal indicating the suction pressure for controlling the discharge capacity of the variable displacement compressor from the outside and the discharge pressure detected by the sensor. And estimating the flow rate of the refrigerant flowing through the orifice, and controlling the compressor御信号および前記センサによる前記差圧と推定した前記冷媒流量と前記容量可変型圧縮機を駆動するエンジンの回転数とから前記容量可変型圧縮機の駆動トルクを推定し、From the control signal and the differential pressure by the sensor, the estimated refrigerant flow rate and the rotational speed of the engine that drives the variable displacement compressor, the driving torque of the variable displacement compressor is estimated,
自動車が発進または急加速時には、推定した前記容量可変型圧縮機の駆動トルクがゼロに、前記自動車の加速または登坂走行時には、前記容量可変型圧縮機の駆動トルクが小さくなるように前記圧縮機制御信号を制御することを特徴とする冷凍サイクルの制御方法。  When the vehicle starts or suddenly accelerates, the estimated drive torque of the variable displacement compressor becomes zero, and when the vehicle accelerates or runs uphill, the compressor control is performed so that the drive torque of the variable displacement compressor becomes small. A control method of a refrigeration cycle, characterized by controlling a signal. 前記冷媒流量は、前記吸入圧力を決める前記制御信号の測定値および前記センサの測定値と前記オリフィス部の通路面積とから算出していることを特徴とする請求項８記載の冷凍サイクルの制御方法。The refrigerant flow rate, the control method of the refrigeration cycle of claim 8,wherein theis calculated from the passage area of the measured value and the orifice of the measuring value andthe sensor of the control signal for determining said suction pressure .

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