专利名称：变排量压缩机的控制装置和控制方法
技术领域：
本发明涉及一种控制汽车空调的变排量压缩机的排量的装置和方法。
通常，汽车空调的制冷循环系统包括冷凝器、膨胀阀、蒸发器和压缩机。该压缩机从蒸发器中抽取并压缩制冷剂气体，并将该制冷剂气体排入冷凝器。蒸发器将热量从车内气流传递给流过制冷循环系统的制冷剂。因为流过蒸发器的空气的热量根据该空调负载的大小而传递给流过蒸发器的制冷剂，因此，蒸发器的出口或下游端的制冷剂气体压力反映了空调负载的大小。
广泛用于汽车中的旋转斜盘式变排量压缩机有容量控制机构，该容量控制机构用于使蒸发器出口的压力(下文称为吸气压力(Ps))保持预定的目标值(下文称为吸入压力设定值)。该容量控制机构利用吸气压力Ps作为控制指数来反馈控制压缩机的排量，或者旋转斜盘的角度，这样，制冷剂的流量与空调负载的大小相适应。一种普通的容量控制机构是内部控制阀。该内部控制阀通过压力传感件如波纹管或膜片检测吸入压力Ps，并利用该压力传感件相对于阀体的位移而调节旋转斜盘室(或曲柄室)的压力(曲柄压力)。阀体体的位置决定了旋转斜盘的角度。
此外，因为仅对吸入压力有反映的简单内部控制阀不能适应空调的精细控制的需要，因此需要吸入压力设定值可变类型的控制阀，在该控制阀中，吸入压力设定值能够通过外部电控而改变。例如，吸入压力设定值可变类型的控制阀利用促动器改变所设定的压力，该促动器的力可以用电控控制。例如，该促动器可以是电磁线圈。该促动器增大或减小作用在减压件上的力，这确定了该内部控制阀的设定吸入压力。
不过，在用该吸入压力的绝对值作为指数来控制排量时，即使该吸入压力设定值由电控变化，但是实际吸入压力并不能马上达到该吸入压力设定值。换句话说，该实际吸入压力是否相应随吸入压力设定值而变化取决于蒸发器的热负载。因此，尽管通过电控对吸入压力设定值逐渐调节，压缩机的排量变化也会延迟或排量不会连续地平稳变化，而是该排量通常快速变化。
本发明的目的是提供一种变排量压缩机的控制装置和控制方法，该控制装置和方法能提高对排量的控制特性和响应性。
为了达到该目的，本发明提供了一种控制空调制冷循环系统内的变排量压缩机的排量的控制装置。该制冷循环系统包括蒸发器。该控制装置包括压差检测器、温度传感器、压差设定值计算器、极限值设置装置、压差设定值的设置装置和压缩机控制机构。该压差检测器检测设于该制冷循环系统的两压力检测点之间的压力差，该压力差反映了该变排量压缩机的排量。温度传感器通过温度信息检测蒸发器的冷却状态。该压差设定值计算器根据由蒸发器的温度传感器检测的温度和蒸发器的控制目标温度来计算压差设定值，该压差设定值是两压力检测点之间的压差的控制目标。当蒸发器的温度传感器检测的温度从高于极限温度的状态向低于极限温度的状态而降低时，极限值设置装置设定两压力检测点之间的压差极限值，当蒸发器的温度传感器检测的温度从低于极限温度的状态向高于极限温度的状态而升高时，极限值设置装置释放该设定的极限值，该极限温度设定为高于目标温度。该压差设定值设置装置将由压差设定值计算器计算的压差设定值与由极限值设置装置设定的极限值比较，当该压差设定值所代表的变排量压缩机的排量小于该极限值所代表的变排量压缩机的排量时，该压差设定值设置装置不改变该压差设定值，当该压差设定值所代表的变排量压缩机的排量大于该极限值所代表的变排量压缩机的排量时，该压差设定值设置装置将该极限值作为新的压差设定值。该压缩机控制机构控制该变排量压缩机的排量，因此，使得由压差检测器检测的压差接近于该压差设定值设置装置所设定的压差。
本发明还提供了一种控制空调的制冷循环系统的变排量压缩机的排量的方法。该制冷循环系统包括蒸发器。该方法包括以下步骤检测设于该制冷循环系统的两压力检测点之间的压差，该压差反映了该变排量压缩机的排量；通过温度信息检测该蒸发器的冷却状态；根据温度信息和目标温度计算压差设定值，该压差设定值将作为两压力检测点之间的压差控制目标，该目标温度是蒸发器的温度控制目标；当温度信息从高于极限温度的状态向低于极限温度的状态而降低时，设定两压力检测点之间的压差极限值，当检测的温度从低于极限温度的状态向高于极限温度的状态而升高时，释放该设定的极限值，该极限温度设定为高于目标温度。将压差设定值与设定的极限值比较，当该压差设定值所代表的变排量压缩机的排量小于该极限值所代表的变排量压缩机的排量时，不改变该压差设定值，当该压差设定值所代表的变排量压缩机的排量大于该极限值所代表的变排量压缩机的排量时，将该极限值作为新的压差设定值；控制该变排量压缩机的排量，因此，使得压差接近于压差设定值。
通过下面的说明并结合附图，能够更好得理解本发明的其它方面和优点，该附图是为了举例说明本发明的原理。
本发明的特征相信是新颖的，并由附加的权利要求特别提出。参考下面对优选实施例的说明并结合附图，可以更好地理解本发明的目的和优点，附图中
图1是旋转斜盘式变排量压缩机的剖视图；图2是表示制冷循环系统的示意图；图3是控制阀的剖视图；图4是表示控制阀的控制方法的流程图；以及图5是表示蒸发器后的温度与负载比(duty ratio)的上限值之间的关系的曲线图。
下面将参考图1至5介绍本发明的汽车空调制冷循环系统的旋转斜盘式变排量压缩机的控制装置。
旋转斜盘式变排量压缩机如图1所示，旋转斜盘式变排量压缩机(下文称为压缩机)包括气缸体11、装在气缸体11前端的前壳体12和通过阀板13固定在气缸体11的后端的后壳体14。曲柄室15被气缸体11和前壳体12环绕。驱动轴16通过曲柄室15延伸，这样，该驱动轴16可旋转地由气缸体11和前壳体12支承。
驱动轴16的前端与汽车发动机Eg通过动力传动机构PT操作连接，该汽车发动机作为外部驱动源。该动力传动机构PT可以是离合器机构(例如电磁离合器)，即它可以电磁啮合和脱开该离合器，该动力传动机构也可以是非离合器型机构，即它没有离合器机构(例如，该传动机构可以是皮带和滑轮组合)。在本发明中用的是非离合器型动力传动机构。
旋转斜盘18作为凸轮盘，装在曲柄室15内。该旋转斜盘18可在驱动轴16表面上轴向滑动，且该旋转斜盘相对于驱动轴16的轴线倾斜。铰接机构19位于凸缘板17和斜盘18之间。因此，通过铰接机构19，该旋转斜盘18与该凸缘板17和驱动轴16一起被驱动。
气缸孔20(图中仅示出了一个气缸孔)在气缸体11内环绕驱动轴16布置。单头型活塞21装入各气缸孔20中。该气缸孔20的前后开口由阀板13和活塞21封闭，且容积随活塞运动而改变的压缩室由各气缸孔20确定。各活塞21通过一套滑块28与旋转斜盘18的周边连接。因此，通过驱动轴16的旋转而引起的旋转斜盘的旋转通过滑块28转换成活塞21的往复运动。
包括吸入压力Ps区的吸入室22和包括排出压力Pd区的排出室23由阀板13和后壳体14确定，如图1所示。还有，当活塞21从上死点向下死点运动时，吸入室22内的制冷剂气体通过阀板13上的一个相应的吸入孔24和一个相应吸入阀25而被吸入相应的气缸孔20(压缩室)中。通过活塞21从下死点向上死点的运动，吸入气缸孔20内的制冷剂气体压缩到预定压力，然后通过排出孔26和阀板13的排出阀27排出到排出室23。
旋转斜盘18的倾斜角(在旋转斜盘18和垂直于驱动轴16的假想平面之间形成的夹角)可以通过改变曲柄室15内的压力(曲柄压力Pc)和气缸孔20(压缩室)内的压力之间的相互关系而进行调节，该曲柄室15内的压力为活塞21的背压。在本实施例中，旋转斜盘18的倾斜角通过改变曲柄压力Pc而调节。
制冷循环系统如图1和2所示，该汽车空调器的制冷循环系统包括压缩机和外部制冷剂循环系统35。该外部制冷剂循环系统35包括冷凝器36、恒温膨胀阀37和蒸发器38。该膨胀阀37的开口程度根据蒸发压力(蒸发器38的排出压力)和置于蒸发器出口侧或下游的温度传感器37a所检测的温度来反馈控制。该膨胀阀37将液体制冷剂供给蒸发器38，该液体制冷剂的温度与热负载相适应，且该膨胀阀37还调节外部制冷剂循环系统35内的制冷剂的流量。下游管道39使压缩机的吸入室22与在该外部制冷剂循环系统35的下游区域的蒸发器38的出口相连。上游管道40使压缩机的排出室23与在该外部制冷剂循环系统35的上游区域的冷凝器36的进口相连。该压缩机将制冷剂气体从外部制冷剂循环系统35的下游区域吸入吸入室25并压缩，并将压缩气体排出到与外部制冷剂循环系统35的上游区域相连的排出室23中。
不过，当流过制冷剂循环系统的制冷剂流量增加时，循环系统或管道的每单位长度的压力损失也增加。即，在制冷剂循环系统的第一压力检测点P1和第二压力检测点P2之间的压力损失与制冷剂循环器的制冷剂流量相关联。因此，通过检测第一压力检测点P1的气体压力(PdH)和第二压力检测点P2的气体压力(PdL)之间的差值(PdH-PdL)，就可以间接检测制冷剂循环系统内的制冷剂流量。在本实施例中，第一压力检测点P1(高压点)是排出室23内的任意点，对应于上游管道40的最上游区域。该第二压力检测点P2(低压点)是该上游管道40中离第一压力检测点预定距离的点。
此外，在下面的制冷剂循环系统中的制冷剂流量可以由驱动轴16的转速和压缩机内驱动轴16每单位转速排出的制冷剂气体的量(排出容积)的乘积来表示。该驱动轴16的转速可以由动力传动机构PT的皮带比和汽车发动机Eg(输出轴)的转速计算。换句话说，当汽车发动机Eg的转速恒定时，当压缩机的排出量增加时制冷剂循环系统内的制冷剂流量增加，当压缩机的排出量减少时制冷剂循环系统内的制冷剂流量减少。相反，当压缩机的排出量恒定时，当汽车发动机Eg的转速增加时制冷剂循环系统中的制冷剂流量增加，当汽车发动机Eg的转速减小时制冷剂循环系统中的制冷剂流量减小。
固定节流阀43布置在上游管道40内的压力检测点P1和P2之间。该节流阀43增大了点P1和P2之间的压差。尽管该压力检测点P1和P2之间的距离没有增加，但是该固定节流阀43使得两点P1和P2之间的压差PdH-PdL增加。因为固定节流阀43位于压力检测点P1和P2之间，该第二压力检测点P2能够更靠近压缩机(排出室23)，因此在压缩机内的控制阀46和第二检测点P2之间延伸的第二检测通道42可以变短。
曲柄压力控制机构如图1和2所示，控制压缩机的曲柄压力Pc的曲柄压力控制机构包括释放通道31、第一压力检测通道41、第二压力检测通道42、供给通道44、控制阀46。释放通道31使曲柄室15和吸入室22连通。第一压力检测通道41使制冷剂循环系统的第一压力检测点P1与控制阀46相连。第二压力检测通道42使制冷剂循环系统的第二压力检测点P2与控制阀46相连。该供给通道44使控制阀46与曲柄室15相连通过调节控制阀46的开口程度，可以控制从第二压力检测点P2通过第二压力检测通道42和供给通道44流向曲柄室15的高压排气流量与从曲柄室15通过释放通道31排向吸入室22的气体流量之间的关系，中确定了曲柄压力Pc。气缸孔内部压力和曲柄压力Pc之间的差值随曲柄压力Pc的变化二变化，旋转斜盘18的倾斜角也相应变化。各活塞21的冲程的排出容积根据该旋转斜盘18的倾斜角而调整。
控制阀如图3所示，控制阀46包括在顶部的进气阀部分51和在底部的电磁线圈部分52。该电磁线圈部分52也称为电驱动部分。该阀部分51调节供给通道44的开口程度(节流量)。该电磁线圈52是用于根据外部控制电流控制操作杆53的电子促动器，该操作杆53布置在控制阀45内。该操作杆53包括隔板部分54、连接部分55、阀部分56或阀体、以及导引杆部分57。该阀体部分56位于导引杆部分57的上端。
控制阀46的阀壳体58包括帽体58a、形成进气阀部分51的主外壁的上部体58b和形成电磁线圈53的主外壁的下部体58c。阀室59和和连接通道60形成于阀壳体58的上部体58b内。高压室65形成于上部体58b和帽体58a之间，该帽体58a与上部体58b螺纹连接。操作杆53布置成可沿阀壳体58的轴向在阀室59、连接通道60和高压室65内运动。该阀室59和连接通道60可以根据操作杆53的位置而连通。
阀室59的底壁是电磁线圈部分52的固定铁心的顶端面。一个第一径向孔62穿过环绕阀室59的阀壳体58的主壁延伸。该第一径向孔62使阀室59通过第二压力检测通道42与第二压力检测点P2相连。因此，第二检测点P2的低压PdL通过该第二压力检测通道42和第一径向孔62作用到阀室59内。一个第二孔63布置为穿过环绕连接通道60的阀壳体58径向延伸。该第二孔63使连接通道60通过供给通道44与曲柄室15连通。因此，阀室59和连接通道60形成供给通道44的—部分，该供给通道44穿过控制阀并使第二检测点P2的压力作用在曲柄室15内。
操作杆53的阀部分56位于阀室59内。连接通道60的孔的直径大于操作杆53的连接部分55的直径，这样，气体能平稳流动。位于连接通道60和阀室59之间的边界处的台阶起到阀座64的作用，而该连接通道是阀孔。当操作杆53从图示位置(最低的位置)运动到最高的位置处时，阀部分56抵住阀座64，连接通道60被堵住。换句话说，操作杆53的阀部分56可以调节供给通道44的开口程度。
操作杆53的隔板部分54装入高压室65内。该隔板部分54作为高压室65和连接通道60之间的隔墙。因此，高压室65不能与连接通道60直径连通。
第三孔67形成于环绕高压室65的阀壳体58的主壁上。该高压室65总是通过第三孔67和第一压力检测通道41与排出室23的第一压力检测点P1位置处连通。因此，该高压PdH通过第一压力检测通道41和第三孔67作用在高压室65内。回复弹簧68装在高压室65内。该回复弹簧68向隔板部分54(或操作杆53)涉及轴向力。
电磁线圈部分52包括有底的柱形钢筒69。固定铁心70装在该钢筒69的项部，该钢筒69形成柱塞室71。柱塞72(移动铁心)装入该柱塞室71内，并可轴向移动。在固定铁心70中形成有导引孔73。操作杆53的导引杆部分57装入导引孔73中并可轴向移动。在导引孔73的内壁面和导引杆57之间形成有间隙(未示出)。因此，阀室59总是通过间隙与柱塞71连通。换句话说，阀室59的低压，即第二压力检测点P2的压力PdL作用到柱塞室71内。
导引杆57的下端装在柱塞72上。因此，该导引杆53与柱塞一起运动。缓冲弹簧74位于柱塞室71内。该缓冲弹簧74的弹力朝着固定铁心70推压柱塞72，该弹力在图中向上推压该操作杆53。该缓冲弹簧74的力小于回复弹簧68的力。
线圈75缠绕在环绕柱塞72和固定铁心70的位置附近。该线圈75接收根据计算机81的指令而从驱动电路82发出的驱动信号，该线圈75产生电磁力F，其大小取决于驱动信号的水平。该柱塞72由于电磁力F而被固定铁心70吸引，操作杆53向上运动。流过该线圈75的电流通过调节施加在线圈75上的电压而改变。在本实施例中，通过调节施加在线圈75上的电压来控制负载。
此外，高压室65的高压PdH以图3中向下的方向作用在操作杆53上，与回复弹簧68的力f1一样。还有，低压PdL向上作用在导引杆部分57上。控制阀46包括压差传感器(压力室65、柱塞室71和操作杆53)，该压差传感器利用压差△P(△P=(PdH-PdL))决定阀部分56的位置。另一方面，在固定铁心70和柱塞72之间产生的电磁力F向上作用在操作杆53上，与缓冲弹簧74的力f2一样。换句话说，控制阀46的开口程度的调节，即连接通道60的开口程度的调节是根据两点之间的压差△Pd内部进行的，同时还根据电磁力F的变化进行外部调节。
这样，当电磁力F恒定时，当发动机Eg的转速降低以降低制冷剂循环系统中的制冷剂流量时，由于两点之间的压差△Pd而产生的向下的力减小。因此，逆着电磁力F作用在操作杆53上的向下的力减小。因此，该操作杆向上运动，回复弹簧68的力增加。操作杆53的阀部分56重新到上下力平衡的位置。因此，连接通道60的开口程度减小，曲柄压力Pc减小。因此，气缸孔20内的压力和曲柄压力Pc之间的差值减小，旋车斜盘18的倾斜角增大。因此，压缩机的排量增加。当压缩机的排量增加时，制冷剂循环系统内的制冷剂流量增加，两点之间的压差△Pd增加。
相反，当发动机Eg的转速增加以增加制冷剂循环系统中的制冷剂流量时，由于压差△Pd而产生的向下的力增大。因此，该操作杆向下运动，回复弹簧68的向下力减小。操作杆53的阀部分56重新到上下力平衡的位置。因此，连接通道60的开口程度增大，曲柄压力Pc减小。因此，气缸孔20内的压力和曲柄压力Pc之间的差值增大，旋转斜盘18的倾斜角减小。因此，压缩机的排量减小。当压缩机的排量减小时，制冷剂循环系统内的制冷剂流量减小，两点之间的压差△Pd减小。
另外，例如当通过增加线圈75的负载比Dt而使电磁力F增加时，操作杆53逆着回复弹簧68的力向上运动，操作杆53的阀部分56重新到上下力平衡的位置。因此，控制阀46的开口程度减小，即连接通道60的开口程度减小，压缩机的排出容积增加。因此，制冷剂循环器中的制冷剂流量增加，压差△Pd也增加。
相反，当通过减小线圈75的负载比Dt而使电磁力F减小时，操作杆53向下运动，回复弹簧68的力减小。因此，操作杆53的阀部分56重新到上下力平衡的位置。因此，控制阀46的开口程度增加，即连接通道60的开口程度增加，压缩机的排出容积减小。因此，制冷剂循环器中的制冷剂流量减小，压差△Pd也减小。
换句话说，图3中的控制阀46根据压差△Pd确定操作杆53的位置，从而保持压差△Pd的控制目标(压差目标值)，该目标值取决于电磁力F。
控制模式如图2和3所示，汽车空调包括进行总体控制的计算机81。该计算机81包括CPU、ROM、RAM和I/O进口。该A/C开关83(由乘客操作的空调ON/OFF开关)、检测乘客车厢温度的内部气温传感器84、设定车厢温度的温度设置单元85和蒸发器后温度传感器都与计算机81的I/O进口的输入端连接。该蒸发器空气温度传感器86位于蒸发器38的出口侧附近，检测由于流过蒸发器38而冷却的空气的温度。驱动电路82与计算机81的I/O进口的输出端相连。
计算机81根据由各传感器83-86提供的外部信息来计算合适的负载比Dt，该负载比表示压差设定值，并使驱动电路82发出代表负载比Dt的驱动信号。该驱动电路82向控制阀46的线圈75输出表示指定的负载比的驱动信号。控制阀46的电磁线圈部分52的电磁力F根据驱动信号的负载比而改变。
下面将参考流程图4介绍通过计算机81进行控制阀46的负载控制的方法。
如果车辆的点火开关(或启动开关)转到ON，计算机81通电并开始操作处理。在开始步骤S101(步骤有时被称为S101等)，计算机81根据初始程序进行各种初始化步骤。例如，负载比Dt初始设置为0％，负载比Dt的上限值DtMax设置为100％。通过将负载比的上限值设置为100％，用于调节控制阀46的阀开口程度的电磁力F的大小，即压差的设定值能够减小直到该控制阀46的物理极限。而且，上限值DtMax在100％和于100％的值例如40％-60％(本实施例是50％)之间变化。将上限值DtMax设置为50％限值了空调的冷却能力。
在步骤S102中，检测A/C开关83的ON/OFF状态，直到该A/C开关83转到ON。当A/C开关转到ON时，在步骤S103中，计算机81根据温度设置单元85的温度信息设定值或从车厢气温传感器84发出的温度信息决定蒸发器83的冷却状态。换句话说，蒸发器空气温度Te(t)的目标温度Te(设定值)计算在3-12℃范围内。因此，车厢气温传感器84和温度设置单元85与计算机81一起形成温度设置装置，用于设定目标温度Te(设定值)。
在步骤S104中，计算机81判断由蒸发器空气温度传感器86检测的温度Te(t)是否大于目标温度Te(设定值)。如果步骤S104的判断是NO，计算机81在步骤S105中判断检测的温度Te(t)是否小于目标温度Te(设定值)。如果步骤S105的判断也是NO，因为检测温度Te(t)等于目标温度Te(设定值)，负载比Dt不变。
如果步骤8104的判断是YES，计算机81在步骤S106中使负载比增加单位量/△D。当驱动信号Dt+△D如前所述从驱动电路82输出到控制阀46的线圈75时，制冷剂循环器中的制冷剂流量增加，蒸发器38的冷却特性增加，蒸发器空气温度Te(t)降低。如果步骤S105的判断是YES，计算机81在步骤S107中使负载比减少单位量△D。当驱动信号Dt-△D如前所述从驱动电路82输出到控制阀46的线圈75时，制冷剂循环器中的制冷剂流量减小加，蒸发器38的冷却特性减小，蒸发器空气温度Te(t)增加。
负载比Dt以上述方式改变后，计算机81判断由蒸发器空气温度传感器86检测的温度Te(t)是否在预定的极限温度范围(例如15-16℃)之外，如果是，改变负载比Dt的上限值DtMax。该极限温度范围(15-16℃)大于目标温度Te(设定值)的设定范围(3-12℃)。
也就是，在步骤S108，计算机判断目前设定的上限值DtMax是100％还是50％。如果在步骤S108中判断该上限值DtMax是100％，则计算机在步骤S109中判断由蒸发器空气温度传感器86检测的温度Te(t)是否小于极限温度范围(15-16℃)的下限温度(15℃)。如果步骤S109判断是NO，上限值保持100％。相反，如果步骤S109判断是YES，在步骤S110中上限值DrMax从100％变为50％。
此外，如果在步骤S108中判断该上限值DtNax是50％，则计算机在步骤S111中判断由蒸发器空气温度传感器86检测的温度Te(t)是否大于极限温度范围(15-16℃)的上限温度(15℃)。如果步骤S111判断是NO，上限值DtMax保持50％。相反，如果步骤S111判断是YES，上限值DrMax从50％变为100％。
图5图解表示了步骤S108-S112的过程。即，当蒸发器空气温度传感器86检测的温度Te(t)从高于极限温度范围(15-16℃)的下限温度(15℃)降低到低于极限温度范围(15-16℃)的下限温度(15℃)时，计算机81将负载比Dt的上限值DtMax从100％变成50％。实际上，这是在目标压差△Pd上设置一个上限。当蒸发器空气温度传感器86检测的温度Te(t)从低于极限温度范围(15-16℃)的上限温度(16℃)升高到高于极限温度范围(15-16℃)的上限温度(16℃)时，计算机81将负载比Dt的上限值DtMax从50％变成100％。实际上，这增加了目标压差的上限。
换句话说，计算机81通过将蒸发器空气温度传感器86检测的温度Te(t)与目标温度Te(设定值)比较而确定冷却的要求，并通过将该检测温度Te(t)与极限温度范围(15-16℃)的极限值比较而确定冷却负载的程度。此外，当检测温度Te(t)小于极限温度范围(15-16℃)的下限值时，计算机认为不需要冷却，并减小冷却能力的上限值。当检测温度Te(t)大于极限温度范围(15-16℃)的上限值时，计算机认为需要加强冷却，并通过改变冷却能力的上限值来使空调的冷却能力增至最大。
在步骤S113中，计算机81判断由步骤S104-S107计算的负载比Dt是否小于0％。如果步骤S113的判断是YES，计算机81在步骤S114中将负载比Dt改正成0％。另外，如果步骤S113的判断是NO，计算机81在步骤S115中判断由步骤S104-S107计算的负载比Dt是否大于上限值DtMax，该上限值DtMax可以通过步骤S108-S112重新设置。如果步骤S115的判断是NO，计算机在步骤S116向驱动电路82发出通过步骤S104-S107计算的负载比Dt。相反，如果步骤S115的判断是YES，计算机在步骤S117向驱动电路82发出该上限值DtMax。
当上限值DtMax设置为50％时，步骤S115检测通过步骤S104-S107计算的、以负载比形式表示的目标压差是否大于上限值。不过，当上限值DtMax设置为100％时，步骤S115只检测负载比Dt是否大于从驱动电路82输出的驱动信号的实际范围(0-100％)。例如，如果大于100％的负载比Dt发送给驱动电路82时，压差设定值设置成最大值，就象负载比是100％时一样。不过，负载比计算值大于100％是不允许的，因为在负载比大于100％的情况下降低负载比的减小量时，该压差设定值持续保持在最大值，直到负载比降至100％以下，这样会降低反应度。负载比Dt小于0％时也类似。因此，需要有步骤S113和S114。
所示实施例的效果如下(1)通过用压差△Pd=PdH-PdL作为直接控制目标，而不用受热负载影响的吸入压力Ps，可以对压缩机的排出量进行反馈控制。因此，不管热负载情况如何，都提高了对排出量的控制和响应性。
(2)当活塞速度增加时，由于摩擦，压缩机的工作效率有降低的趋势活塞速度是与驱动轴的旋转速度相关的。压缩机不能改变发动机Eg的转速，因为压缩机是作为汽车发动机Eg的附件而被驱动的。因此，为了有效使用压缩机和提高发动机Eg的效率，当汽车发动机Eg的转速很高时，排出量通常不为最大。对于压缩机的防护，重要的是使压缩机不处在高负载状态下。为了保护压缩机，控制阀46设计成使压缩机有最大的排出量，并将在汽车发动机Eg的低转速区得到的两点之间的压差(△Pd=PdH-PdL)设置为在负载比为100％时得到的压差设定值的最大值。这样，当汽车发动机Eg的转速达到高速区时，两点之间的压差△Pd大于在排出量最大时的压差设定值的最大值。该压缩机将其排出量从最大值自动减小。
不过，当初始状态车厢温度较高和蒸发器空气温度Te(t)远远大于目的温度Te(设定值)时，空调需要有最大冷却能力，而不管汽车发动机Eg的转速如何。因此，控制阀46设计成在这些时间内有较高的冷却能力，而不是较高的效率。换句话说，控制阀46设计成这样，即该压缩机有最大排出量，且当汽车发动机Eg的转速较高时的两点之间的压差△Pd设置为压差设定值的最大值。通过上述设计，尽管排出量是最大值，两点之间的压差(△Pd=PdH-PdL)并不大于该压差设定值的最大值，除非该汽车发动机Eg的转速相当大(实际上，通过降低压缩机的效率，当汽车发动机Eg到达高转速区时，制冷剂的流量也是有限的，这可以表示成“不管汽车发动机Eg的转速可以达到多高”)。因此当负载比Dt为100％时，压缩机的排出量必将达到最大值。因此，这时空调有最大的冷却能力，而不管发动机Eg的转速如何，且该空调能承受足够大的冷却负载。
如果本实施例的汽车空调为了增加冷却特性而不执行步骤S108-S117，则会产生下面的问题。当蒸发器的空气温度Te(t)小于极限温度范围(15-16℃)的下限时冷却负载减小，蒸发器空气温度Te(t)减小到目标温度Te(设定值)。因此，这时不需要最大冷却能力。
不过，如果不执行步骤S108-S112，则始终允许负载比Dt为100％。因此，尽管蒸发器的空气温度Te(t)减小到目标温度Te(设定值)附近，冷却负载也较小，但仍然有这样的问题，即负载比Dt可以继续设定为100％，直到蒸发器的空气温度Te(t)小于目标温度Te(设定值)。如果负载比Dt设定为100％，当汽车发动机Eg的转速非常高时，压缩机的排出量由控制阀46增至最大，冷却能力持续最大。换句话说，压缩机在不需要的时候还处于高负载和低效率状态。
不过，当执行步骤S108-S112时，如果蒸发器的空气温度Te(t)小于极限温度范围(15-16℃)的下限值，冷却负载判断为很小，负载比Dt设置为50％，即使蒸发器的空气温度没有达到目标温度Te(设定值)。因此，当蒸发器的空气温度Te(t)小于极限温度范围(15-16℃)的下限值时，目标压差不会超过与50％负载比对应于的上限值。因此，当压差设定值(负载比)设置为上限值时，如果汽车发动机Eg的转速增大，压差△Pd将超过当排出量达到与50％的上限值对应的最大值时的目标压差的上限值，因此，压缩机的排量由控制阀46自动减小。如上所述，如果压缩机避免了低效率、高负载的状态，汽车发动机Eg的工作效率提高，燃料消耗率减少。因此，可以保护压缩机并使用较长时间。还有，如果当汽车发动机Eg的转速非常大时压缩机的排出量(这与扭矩负载有关)没有达到最大值，则发动机Eg的压缩机负载减小，汽车的行进和加速性能将提高，发动机Eg产生的热量减小。因此，用于冷却发动机的冷却单元(特别是热交换器)的尺寸也能减小。
(3)本实施例工作时将滞后，这样，当负载比Dt的上限值DtMax从100％变到50％时的蒸发器空气温度Te(t)与当负载比Dt的上限值DtMax从50％变到100％时的蒸发器空气温度Te(t)不同。这由极限温度范围(15-16％)完成。如果采用单一的极限温度将会产生的振荡，通过避免发生振荡，能够稳定地控制压缩机的排出量。该振荡将会使上限值DtMax频繁变化。
(4)计算机81根据由温度设置单元85显示的温度或车厢温度调节蒸发器空气温度Te(t)的目标温度Te(设定值)。换句话说，空调根据所需冷却的程度改变蒸发器38的冷却状态。例如，空调可以不包括内部气温传感器84或温度设置单元85，同样能提高空调的舒适性(例如抑制汽车车厢内的温度变化)或者该压缩机与保持预定目标温度Te(设定值)的组件相比能节约功率。换句话说，在该对比例中，目标温度必须设置为低值，以便适应需要最大冷却程度的情况(操作者希望室温最低)。因此，即使在冷却需求很小时，蒸发器38也进行多余的冷却。此外，在该对比例中，当冷却需求程度很小时，流过蒸发器38而被冷却的空气由利用汽车发动机工作时产生的热量的加热器适当地重新加热，然后流入乘客车厢。
(5)压缩机是旋转斜盘式变排量压缩机，其中活塞21的冲程可以通过控制曲柄室15的压力Pc而改变。本实施例的控制单元最适于旋转斜盘式变排量压缩机的容积控制。
此外，下面情况也包含在本发明的范围中。●极限温度可以是单个温度。●蒸发器38的表面温度可以直接检测，以表示该蒸发器的冷却状态。●内部温度传感器84或温度设置单元85可以省略，目标温度Te(设定值)可以设置为固定值。●第一压力检测点P1可以在蒸发器38和吸入室22之间的吸入压力区内，第二压力检测点P2可以在第一压力检测点P1下游的同样吸入压力区内。●第一压力检测点P1可以在排出室23和冷凝器36之间的排出压力区内，第二压力检测点P2蒸发器38和吸入室22之间的吸入压力区内。●第一压力检测点P1可以在排出室23和冷凝器36之间的排出压力区内，第二压力检测点P2可以在曲柄室15内。也可选择，第一压力检测点P1可以曲柄室15内，第二压力检测点P2蒸发器38和吸入室22之间的吸入压力区内。换句话说，压力检测点P1和P2在制冷循环系统中。压力检测点P1、P2可以在高压区、低压区或曲柄室15内。在一个实施例中，当压缩机的排出量增加时，两点之间的压差(△Pd=Pc-Ps)减小(这与所述实施例相反)。因此，如果蒸发器空气温度Te(t)小于极限温度范围(15-16℃)的下限值时，该下限值设置为以两点之间的压差作为极限值。此外，该压差设定值检测装置81将由压差计算装置计算的压差设定值与由极限值设定装置设定的下限值进行比较，如果该压差设定值大于该下限值，该压差设定值不变，如果该压差设定值小于该下限值，以该下限值作为新的压差设定值。●例如，利用仅包括电动阀门驱动元件的控制阀，两压力检测点P1、P2的压力PdH、PdL由相应的压力传感器检测。这时，检测各压力检测点P1、P2的压力PdH、PdL的压力传感器形成压差检测装置。●控制阀可以是外部控制阀，该外部控制阀通过调节进气通道31的打开程度来调节曲柄压力Pc，而表示通过调节释放通道42、44的打开程度来调节。●控制阀可以是三通阀，该三通阀通过调节两侧的释放通道42、44和进气通道31的打开程度来调节曲柄压力Pc。●动力程度机构可以包括一电子离合器。●也可采用摆动型变排量压缩机的控制装置。q
权利要求
1．一种控制空调制冷循环系统内的变排量压缩机的排量的控制装置，所述制冷循环系统包括蒸发器，所述控制装置特征在于包括压差检测器，该压差检测器检测设于该制冷循环系统的两压力检测点之间的压力差，该压力差反映了该变排量压缩机的排量；温度传感器，该温度传感器通过温度信息检测蒸发器的冷却状态；压差设定值计算器，该压差设定值计算器根据由所述蒸发器的温度传感器检测的温度和所述蒸发器的控制目标温度来计算压差设定值，该压差设定值是两压力检测点之间的压差的控制目标；极限值设置装置，当所述蒸发器的温度传感器检测的温度从高于极限温度的状态向低于极限温度的状态而降低时，极限值设置装置设定两压力检测点之间的压差极限值，当蒸发器的温度传感器检测的温度从低于极限温度的状态向高于极限温度的状态而升高时，极限值设置装置释放该设定的极限值，该极限温度设定为高于目标温度；压差设定值的设置装置，该压差设定值设置装置将由所述压差设定值计算器计算的压差设定值与由所述极限值设置装置设定的极限值比较，且当该压差设定值所代表的变排量压缩机的排量小于该极限值所代表的变排量压缩机的排量时，不改变该压差设定值，当该压差设定值所代表的变排量压缩机的排量大于该极限值所代表的变排量压缩机的排量时，将该极限值作为新的压差设定值；压缩机控制机构，该压缩机控制机构控制该变排量压缩机的排量，因此，使得由压差检测器检测的压差接近于该压差设定值设置装置所设定的压差。
2．根据权利要求1所述的控制装置，其中所述极限温度包括彼此不同的上限温度和下限温度，其中，当所述蒸发器的温度传感器检测的温度从高于极限温度下限值的状态向低于极限温度下限值的状态而降低时，所述极限值设置装置设定两压力检测点之间的压差极限值，当蒸发器的温度传感器检测的温度从低于极限温度上限值的状态向高于极限温度上限值的状态而升高时，极限值设置装置释放该设定的极限值。
3．根据权利要求1或2所述的控制装置，其中所述蒸发器的温度传感器布置在蒸发器的附近，并检测流过蒸发器的空气的温度。
4．根据权利要求1或2所述的控制装置，其中所述控制装置还包括温度设置装置，该温度设置装置能够调节所述蒸发器的目标温度。
5．根据权利要求1或2所述的控制装置，其中还包括放大两压力检测点之间的压差的装置，该装置布置在两压力检测点之间。
6．根据权利要求5所述的控制装置，其中所述装置是固定节流阀。
7．根据权利要求1或2所述的控制装置，其中所述压缩机是旋转斜盘式变排量压缩机，在该压缩机中，活塞的冲程是通过控制曲柄室的内部压力来改变的。
8．一种控制空调的制冷循环系统的变排量压缩机的排量的方法，所述制冷循环系统包括蒸发器，所述方法的特征在于包括以下步骤检测设于该制冷循环系统的两压力检测点之间的压差，该压差反映了该变排量压缩机的排量；通过温度信息检测所述蒸发器的冷却状态；根据温度信息和目标温度计算压差设定值，该压差设定值将作为两压力检测点之间的压差控制目标，该目标温度是蒸发器的温度控制目标；当温度信息从高于极限温度的状态向低于极限温度的状态而降低时，设定两压力检测点之间的压差极限值，当检测的温度从低于极限温度的状态向高于极限温度的状态而升高时，释放该设定的极限值，该极限温度设定为高于目标温度；将压差设定值与设定的极限值比较，当该压差设定值所代表的变排量压缩机的排量小于该极限值所代表的变排量压缩机的排量时，不改变该压差设定值，当该压差设定值所代表的变排量压缩机的排量大于该极限值所代表的变排量压缩机的排量时，将该极限值作为新的压差设定值；以及控制该变排量压缩机的排量，因此，使得压差接近于所述压差设定值。
9．根据权利要求8的控制方法，其中所述极限温度包括彼此不同的上限温度和下限温度，其中，设定或释放所述极限值的所述步骤包括以下步骤当所述蒸发器的温度传感器检测的温度从高于极限温度下限值的状态向低于极限温度下限值的状态而降低时，设定两压力检测点之间的压差极限值，当蒸发器的温度传感器检测的温度从低于极限温度上限值的状态向高于极限温度上限值的状态而升高时，释放该设定的极限值。
10．根据权利要求8或9的控制方法，其中根据温度信息检测所述蒸发器的冷却状态的步骤是检测流过蒸发器的空气的温度。
11．根据权利要求8或9的控制方法，其中所述蒸发器的目标温度是可调的。
全文摘要
一种改进的、用于控制变排量压缩机的排量的控制装置。控制阀46包括操作杆53,该操作杆受到由于两压力检测点P1、P2之间的压差PdH－PdL而产生的力压迫,这两压力检测点P1、P2在制冷循环系统内。该控制阀使得压缩机选择目标排量。为了提高燃料经济性和延长压缩机的寿命,当冷却要求减小时计算机限值该目标排量。
文档编号F04B27/14GK1318694SQ0111192
公开日2001年10月24日 申请日期2001年2月6日 优先权日2000年2月7日
发明者太田雅树, 木村一哉, 川口真广, 水藤健, 松原亮, 安谷屋拓 申请人:株式会社丰田自动织机制作所