CN1290815A

CN1290815A - 变容式压缩机的控制阀

Info

Publication number: CN1290815A
Application number: CN00133867A
Authority: CN
Inventors: 木村一哉; 水藤健; 安谷屋拓; 川口真广
Original assignee: Toyoda Automatic Loom Works Ltd
Current assignee: Toyota Industries Corp
Priority date: 1999-10-04
Filing date: 2000-10-03
Publication date: 2001-04-11
Anticipated expiration: 2020-10-03
Also published as: EP1091125A2; KR100360519B1; BR0005053A; JP2001173556A; DE60040512D1; CN1247895C; EP1091125A3; JP3991556B2; US6386834B1; EP1091125B1; KR20010039783A

Abstract

一种用于制冷装置的控制阀,所述制冷装置具有压缩机和外部制冷剂回路,所述压缩机包括变容机构,所述外部制冷剂回路与压缩机相连并形成制冷回路。通过控制作用于容量控制机构上的控制压力来调节压缩机的排量。所述控制阀包括外壳和内部通道。内部通道包括位于外壳内的阀腔。阀***于阀腔中并可控制内部通道的开口度。第一压力检测装置用于检测制冷回路上两个压力检测点之间的压力差,也就是初阶压力,并将初阶压力所产生的力传给阀体。

Description

变容式压缩机的控制阀

本发明涉及一种可根据作用在变容机构上的控制压力而改变其容量的变容式压缩机的控制阀。

汽车空调制冷***通常包括冷凝器、作为减压装置的膨胀阀、蒸发器和压缩机。压缩机从蒸发器抽取制冷气体，压缩制冷气体并将其排入冷凝器。蒸发器接收乘车室空气的热量，并加热在制冷回路中流动的制冷气体。根据热负载和冷却负载的量，流经蒸发器的空气热量就传递给在蒸发器中流动的制冷剂。这样，蒸发器出口或下游侧的制冷气体压力就反映了空调负载的大小。

通常用于汽车的变容斜盘式压缩机包括用于控制蒸发器出口压力(称为吸入压力Ps)并将其保持在所需目标值(称为预设吸入压力)的容量控制机构。容量控制机构对排量也就是旋转斜盘的倾角进行反馈控制，将吸入压力Ps作为控制指数来获得与冷却负载量对应的制冷剂流量。这种容量控制机构通常被称为内部控制阀。通过在内部控制阀中利用如波纹管、隔膜或类似件这样的压力检测元件来检测吸入压力Ps并利用压力检测元件的运动机构使阀体定位，就可控制旋转斜盘腔(也称为曲柄腔)中的压力(曲柄压力Pc)，从而确定旋转斜盘的倾角。

另外，由于仅有单个预设吸入压力的简单内部控制阀不能满足精密的空调控制的需求，因此，就有了利用外部电子控制来改变预设吸入压力的控制阀。这种控制阀通过使用一个如电磁螺线管或类似件这样的致动器将力作用于阀体上来实现预设吸入压力的改变。

用于汽车的压缩机通常由汽车发动机进行驱动。压缩机通常消耗由发动机驱动的多个辅机的大部分发动机动力(或力矩)。因此，毫无疑问压缩机是发动机的一个很大的负载。因此，通常的汽车空调具有这样的程序：在发动机动力用于其它目的(例如：汽车加速或上坡)时，通过使压缩机排量达到最小从而减小发动机的负载。在使用包括上述吸入压力变换阀的变容式压缩机空调中，通过将控制阀的预设吸入压力变为一高于正常预设吸入压力的值，从而实现实际容量的降低。

对具有预设吸入压力变换阀的变容式压缩机的工作过程进行了详细描述。因此，可以看出，只要包含了吸入压力Ps变换反馈控制，就不必实现预定的容量降低(也就是发动机负载的降低)。图14所示图线定性地显示了压缩机吸入压力Ps与排量Vc之间的关系。从此图线中可得出，吸入压力Ps与排量Vc之间的曲线(特性线)不是一种。根据蒸发器中的热负荷量的不同存在多条曲线。这样，即使将某一压力Psl给定作为反馈控制目标值的预设吸入压力Pset，通过在由控制阀工作产生的实际排量Vc的状态产生恒定的变化量(图线中的ΔVc)。例如，当蒸发器中的热负荷很高时，即使预设吸入压力Pset充分地增大，实际排量Vc也不能降低到足以减小发动机负载的程度。

另外，只要上述容量限制控制是暂时的，就必须使压缩机排量Vc恢复到容量限制过程之前所有的排量Vc。当容量非常快速地恢复时，汽车乘客就会感觉到令人不适的冲击或噪声。因此，最好排量Vc能逐渐地恢复到正常。

图15所示图线显示了容量限制控制过程前后的整个时间内，与负载力矩相关的压缩机容量Vc的各个图线。图中实线所示的图线表示基本理想的线性恢复过程。相反，只要控制过程是基于吸入压力Ps的，通过单单控制(也就是简单地恢复到电磁螺线管先前的激励量)预设吸入压力Pset就不能实现图15中实线所示的平滑线性恢复图线。因此，容量Vc就沿图15中虚线所示的两条恢复图线中的一条突然增大。

其中一条图线是排量Vc立刻上升，而另一条图线是在经过一段相当长的延迟后排量Vc立刻上升。这些图线是压缩机吸入压力Ps和排量Vc的不确定关系所产生的现象。因此，在试图获得一种更理想的降低容量后的容量恢复图线方面，按照传统的吸入压力Ps控制则存在限制。

根据反映蒸发器热负荷的吸入压力Ps来控制变容式压缩机排量Vc的技术是一种实现稳定和保持乘车室温度最初目的的适用技术。但是，为了使排量迅速降低并沿可避免冲击和噪声的图线恢复到最初的排量Vc，就不能根据吸入压力Ps来进行控制。

本发明的目的是提供一种变容式压缩机的控制阀，其能够控制压缩机的排量以稳定和保持乘车室温度，并够迅速改变排量使容量恢复到正常。具体地说，本发明的目的是提供一种可在最小排量附近准确控制容量并在较宽的范围内直接控制排量的控制阀。

为实现上述的以及其它的目的，根据本发明的目的，提供一种用于制冷装置的控制阀。该装置具有压缩机和外部制冷剂回路，所述压缩机包括一容量控制机构，所述外部制冷剂回路与压缩机相连从而与压缩机一起构成制冷回路。通过控制作用于变容机构上的控制压力，控制阀使压缩机排量发生变化。所述阀包括外壳、设置在外壳内的内部通道、设置在阀腔中用于控制内部通道开口度的活动阀体、第一压力检测装置和第二压力检测装置。所述内部通道包括一阀腔。第一压力检测装置检测位于制冷回路上的两个压力检测点之间的压力差。该压力差为初阶压力。第一压力检测装置将初阶压力所产生的力传给阀体。第二压力检测装置检测不同于初阶压力的二阶压力，并将二阶压力所产生的力作用于阀体。初阶压力和二阶压力所产生的合力使阀体定位于阀腔中，从而控制内部通道的开口度。

控制阀是一种用于控制控制压力从而通过对阀内通道的开口度进行控制，而实现对变容式压缩机排量控制的阀机构。在本发明的控制阀中，初阶和二阶压力可影响阀体在阀腔中的位置。初阶压力是制冷剂循环回路中两个压力检测点之间的压力差。压力差反映了回路中制冷剂的流量，也就是从压缩机排出的制冷剂的***量，并作为预测压缩机排量的指数。因此，通过使用第一压力检测装置沿初阶压力(两个点之间的压力差)所确定的特定方向压阀体，初阶压力就可在压缩机排量的反馈控制过程中作为对阀开口度进行控制的驱动力。因此，与压缩机负载力矩有关的排量就可直接得到控制，并可克服传统的吸入压力检测式控制阀的缺点。然而，如果压缩机的容量控制，仅通过使用初阶压力就可成功地实现，那么就不存在问题。但这是很困难的。在实际的制冷剂循环回路中，两个压力检测点之间的压力差与实际制冷剂流量之间不一定存在比例关系。这种关系通常是非线性的关系(见图5)，具体地说，在小流量区域，压力差的变化相对于流量的变化是很小的。因此，在压缩机必须是较小排量的情况下，即使阀体仅根据初阶压力来进行定位，要得到精确和稳定的控制也是很困难的。因此，在本发明的控制阀中，除了第一压力检测装置以外，还使用了第二压力检测装置，不同于初阶压力的二阶压力可使阀体运动，且仅使用初阶压力所产生的缺陷也得以减轻。

根据本发明，通过使用第一和第二压力检测装置，阀体可根据初阶压力和二阶压力的组合而定位在阀腔中。特别是，当制冷剂循环回路中制冷剂流量较小且初阶压力也较小时，二阶压力就对阀体的定位有较强的影响。另外，当制冷剂循环回路中制冷剂流量相对较大时，初阶压力就对阀体的定位有较强的影响。在任何情况下，初阶压力和二阶压力的合力作用于阀体来对阀的开口度进行控制，并不受制冷剂循环回路中制冷剂流量的影响。因此，基本上在制冷剂流量的整个范围内，阀开口度的控制能力得到提高，并可在较宽的范围内对压缩机排量进行直接控制。如果使用这种控制阀，就可在正常状态下，对用于稳定和保持乘车室温度的压缩机容量进行控制，并且在异常状态下可使压缩机容量迅速改变并恢复。

下面，通过结合附图对本发明优选实施例所进行的描述，可以对本发明以及本发明的目的和优点进行更好地理解。

图1是本发明第一实施例变容斜盘式压缩机的横截面图；

图2是图1所示压缩机制冷剂循环回路基本元件的线路图；

图3是图1所示压缩机控制阀的横截面图；

图4是图3所示控制阀工作杆位置的横截面图；

图5是图1所示压缩机***的特性图；

图6是图3所示控制阀的特性图；

图7是带有***和控制阀的制冷剂循环回路的特性图；

图8是图1所示压缩机容量控制主程序流程图；

图9是常规控制程序的流程图；

图10是加速过程的控制程序流程图；

图11是第二实施例制冷剂循环回路基本元件的线路图；

图12是图11所示控制阀的横截面图；

图13是图12所示控制阀工作杆位置的横截面图；

图14是现有技术中吸入压力与排量之间的关系图；

图15是在容量限制控制前后排量的时间变化图。

【第一实施例】

下面，结合附图1-10对汽车空调的变容斜盘式压缩机控制阀的第一实施例进行描述。

如图1所示，变容斜盘式压缩机(后面简称为压缩机)包括缸体1、与缸体前端相连的前端盖2和通过阀板3与缸体1后端相连的后端盖4。这些部件通过多个贯通螺栓10(图中仅示出一个)相互连接而构成压缩机的外壳。在缸体1和前端盖2所包围的区域中，曲柄腔5被称为控制压力区。在曲柄腔5中，驱动轴6由一对径向轴承8A、8B可转动地支承着。弹簧7和后止推轴承9B，设置在位于缸体1中部形成的承接凹部内。另外，在曲柄腔5中，凸耳板11整体可转动地固定在驱动轴6上。前止推轴承9A位于凸耳板11和前端盖2的内壁面之间。连接在一起的驱动轴6和凸耳板11，在推动方向上通过后止推轴承9B和前止推轴承9A进行定位，弹簧7向前偏压后止推轴承9B。

驱动轴6的前端部分通过动力传动机构PT与外驱动源相连，在该实施例中，外驱动源是汽车发动机。动力传动机构PT可以是在外部电气控制下可进行接合和脱开的离合机构(例如，电磁离合器)，或者可以是一种不可离合的机构(例如，皮带轮机构)。该实施例采用的是不可离合的动力传动机构PT。

如图1所示，旋转斜盘12位于曲柄腔5中。驱动轴6穿过位于旋转斜盘12中部的孔。旋转斜盘12通过铰链机构13与凸耳板11和驱动轴6相连。铰链机构13包括两个从凸耳板11后表面伸出的支承臂14(图中仅示出一个)和两个从旋转斜盘12的前表面伸出的导销15(图中仅示出一个)。在旋转斜盘12和驱动轴6之间，通过支承臂14与导销15的接合，旋转斜盘12可与凸耳板11和驱动轴6一起转动，并相对于驱动轴6倾斜，同时可沿驱动轴6的轴向滑动。旋转斜盘12具有配重部分12a，配重部分相对于铰链机构位于驱动轴6的相反侧。

弹簧16在凸耳板11和旋转斜盘12之间环绕着驱动轴6。弹簧16沿缸体1的方向推旋转斜盘12。另外，回位弹簧17环绕驱动轴6设置在固定于驱动轴6的挡圈18与旋转斜盘12之间。当旋转斜盘12倾斜较大时(图中虚线所示)，回位弹簧17不能对旋转斜盘12施加力。但是，当旋转斜盘12倾斜较小时(图中实线所示)，回位弹簧17在挡圈18与旋转斜盘12之间压缩，从而沿离开缸体1的方向(沿增大倾斜的方向)推旋转斜盘12。所设定的弹簧17的自然长度和挡圈18的位置可使得在压缩机工作过程中旋转斜盘12达到最小倾角θmin(例如，1-5□角)时回位弹簧17不被压缩到极限。

在缸体1中，围绕驱动轴6设有多个缸孔1a(图中仅示出了一个)。每个缸孔1a的后端用阀板3封闭。单头活塞20设置在每个缸孔1a中，每个缸孔1a确定一个压缩腔，压缩腔的容积随着活塞20的运动而变化。每个活塞20的前端部分通过一对滑靴19固定在旋转斜盘12的周边，每个活塞20通过相应的滑靴19与旋转斜盘12相连。因此，旋转斜盘12与驱动轴6一起转动就将旋转斜盘12的旋转运动转化为活塞20的往复直线运动，且活塞行程与倾角θ相对应。

另外，吸入腔21和***腔22位于阀板3与后端盖4之间，且***腔22环绕着吸入腔21。阀板3是由构成吸入阀的板、开口板、构成***阀的板和挡板组成的叠层板。对于每个缸孔1a而言，阀板3包括吸入口23、开关吸入口23的吸入阀24、***口25和开关***口25的***阀26。

吸入腔21通过吸入口23与每个缸孔1a相连，每个缸孔1a通过***口25与***腔22相连。每个活塞20从顶部死点运动到底部死点，就将从蒸发器33出口引入到吸入腔21(吸入压力Ps区)的制冷气体，经吸入口23和吸入阀24抽入到缸孔1a中。每个活塞20从底部死点运动到顶部死点，就可将抽入缸孔1a的制冷气体压缩到预定的压力，并经***口25和***阀26***到***腔22(***压力Pd区)中。然后，***腔22中的高压制冷气体被送入到冷凝器31中。

当发动机E动力源使驱动轴6在压缩机中转动时，旋转斜盘12就开始转动。旋转斜盘12的倾角θ是由垂直于驱动轴6的平面与旋转斜盘12所形成的夹角。随着旋转斜盘12的转动，每个活塞20以相应于倾角θ的行程而往复运动，且制冷气体重复地进行吸入、压缩和***。

旋转斜盘12的倾角θ由各种力矩之间的平衡来确定，例如：旋转斜盘12转动过程中的离心力矩、弹簧16(和回位弹簧17)的力矩、每个活塞20的惯性力矩以及气体压力力矩。气体压力力矩是由缸孔内部压力与曲柄腔5的内部压力(曲柄压力Pc)之间的相互关系而产生的力矩。曲柄压力Pc是对应于活塞背压的控制压力。气体压力力矩根据曲柄压力Pc，不仅作用在减小旋转斜盘12倾角的方向，而且作用在增大旋转斜盘12倾角的方向上。

在该压缩机中，通过使用后面将描述的控制阀，控制曲柄压力Pc来适当地改变气体压力力矩，就可将旋转斜盘12的倾角θ设定在最小倾角θmin与最大倾角θmax之间。通过使旋转斜盘12的配重部分12a贴靠在凸耳板11的限制部分11a上就可限制最大倾角θmax。另外，最小倾角θmin通过弹簧16和回位弹簧17之间的力的平衡来确定。

与旋转斜盘12的倾角控制有关的用于控制曲柄压力Pc的曲柄压力控制机构，包括图1所示压缩机外壳中的***通道27、供应通道28、38和控制阀。***通道27将吸入腔21与曲柄腔5相连接。另外，供应通道28、38将高压区压力检测点P2与曲柄腔5相连接。控制阀位于供应通道28、38之间。供应通道28、38包括第二压力检测通道38和连接通道28，第二压力检测通38将压力检测点P2与控制阀相连接，连接通道28将控制阀与曲柄腔5相连接。通过控制控制阀的开口度就可控制经供应通道28、38进入曲柄腔5的高压***气体流量与经***通道27从曲柄腔5流出的气体流量之间的平衡。因此，控制阀可控制曲柄压力Pc。根据曲柄压力Pc与缸孔1a内部压力之间差值的变化，旋转斜盘12的倾角θ就相应地进行变化。因此，活塞20的行程和排量是可控制的。

(制冷剂循环回路)

如图1和2所示，汽车空调制冷回路包括压缩机和外部制冷剂回路30。外部制冷剂回路30包括冷凝器31、用作减压装置的温度膨胀阀32和蒸发器33。膨胀阀32的开口度根据设置在蒸发器33外侧或下游侧的温度检测管所检测到的温度和蒸发压力(蒸发器33的出口压力)来进行反馈控制。膨胀阀32根据热负载将液态制冷剂输送给蒸发器33，从而来控制外部制冷剂回路30中的制冷剂流量。

外部制冷剂回路30的下游部分设有制冷剂流动管35，该流动管将蒸发器33的出口与压缩机的吸入腔相连接。外部制冷剂回路30的上游部分设有制冷剂流动管36，该流动管将压缩机的***腔22与冷凝器31的入口相连接。压缩机将从外部制冷剂回路30下游部分抽取的制冷气体抽入吸入腔21，压缩制冷气体并将压缩气体排到与外部制冷剂回路30的上游部分相连的***腔22中。冷凝器31和压缩机的***腔22形成高压区。高压区包括冷凝器31与***腔22之间的通道。蒸发器33和压缩机的吸入腔21形成低压区。低压区包括蒸发器33和吸入腔21之间的通道。

制冷剂循环回路中制冷剂流量Q越大，每单位长度回路的压力损失就越大。也就是，沿制冷剂循环回路间隔设置的两个压力检测点P1、P2之间的压力损失(压力差)与回路中制冷剂流量成正比。因此，检测两个压力检测点P1、P2之间的压力差(PdH-PdL=初阶压力ΔPX)可以间接检测到制冷剂循环回路中制冷剂的流量Q。在该实施例中，压力检测点P1是高压上游检测点，其位于管道36最上游区域处的***腔22中。压力检测点P2是低压下游检测点，其位于管道36的中部位置处，并与点P1间隔预定的距离。压力检测点P1处的气压PdH与压力检测点P2处的气压PdL，分别通过第一压力检测通道37和第二压力检测通道38作用于控制阀。

用于增大两点之间压力差的固定节流器39，位于压力检测点P1、P2之间。即使两个压力检测点P1、P2之间的距离不大，固定节流器39也可增大P1和P2之间的初阶压力差ΔPX。因此，通过在压力检测点P1、P2之间设置固定节流器39，压力检测点P2可设置得更靠近压缩机，且可缩短压力检测点P2与控制阀之间的第二压力检测通道38部分的长度。即使由于固定节流器39的缘故压力检测点P2处的压力PdL低于PdH，其也比曲柄压力Pc要高得多。

图5是固定节流器39的特性图。该图表明初阶压力差ΔPX与单位时间流过固定节流器39的流量Q之间的关系是非线性的。初阶压力差ΔPX越大，制冷剂流量Q的变化量就越小，初阶压力差ΔPX小，制冷剂流量Q的变化量就越大。因此，如果仅根据初阶压力差ΔPX来控制制冷剂流量Q，就必须在初阶压力差ΔPX较小的图线区域，很小地改变初阶压力差ΔPX。

(控制阀)

如图3所示，控制阀具有处于上部的阀部分和处于下部的螺线管部分100。阀部分控制连接压力检测点P2和曲柄腔5的供应通道28、38的开口度(节流量)。螺线管部分100是一种使控制阀的工作杆40根据外部控制信号进行运动的电磁致动器。工作杆40包括位于杆末端的连接部分42、位于杆40肩部的阀体部分43和引导部分44。当连接部分42和引导部分44(和阀体部分43)的直径分别为d1和d2时，就存在d1＜d2的关系。连接部分42的横截面面积SB为π(d1／2)²，导杆部分44(和阀体部分43)的横截面面积SD为π(d2／2)²。

阀壳45包括盖45a、上体45b和下体45c，上体45b构成阀部分的外周边，下体45c构成螺线管部分100的外周边。盖45a固定在上体45b上。阀腔46和连接通道47位于阀壳45的上体45b中，压力检测腔48位于上体45b与盖45a之间。工作杆40沿轴向(图3的竖直方向)在阀腔46、连接通道47和压力检测腔48内运动。阀腔46和连接通道47彼此相连，并根据工作杆40的位置而被堵住。另外，连接通道47和压力检测腔48(第二压力腔56)始终彼此相连。

阀腔46的底壁由固定的铁芯62的上端面构成。围绕阀腔46的阀壳45的周壁包括沿径向延伸的出口51。出口51通过位于供应通道28、38下游部分的连接通道28而将阀腔46与曲柄腔5相连接。围绕第二压力腔56的阀壳45的周壁包括沿径向延伸的入口52。入口52通过第二压力腔56和第二压力检测通道38将连接通道47与压力检测点P2相连接。因此，出口51、阀腔46、连接通道47、第二压力腔56和入口52位于控制阀中，构成将压力检测点P2与曲柄腔5相连接的供应通道28、38的一部分。

工作杆40的阀体部分43位于阀腔46中。连接通道47的内径d3大于工作杆40的连接部分42的直径d1，并小于导杆部分44的直径d2。连接通道47的横截面面积(孔径面积)SC为π(d3／2)²。孔径面积SC大于连接部分42的横截面面积SB而小于导杆部分44的横截面面积SD。因此，在阀腔46和连接通道47之间的交界处形成一个台阶，该台阶可用作阀座53，连接通道47作为阀孔。当工作杆40从图3所示位置向上运动到阀体部分43坐于阀座53上的最上端位置时，连接通道47就被堵住或封闭住。也就是说，工作杆40的阀体部分43是控制供应通道28、38开口度的阀体。

活动件54位于压力检测腔48中，其可用作第一压力检测装置。活动件54是杯形的，并将压力检测腔48分成两个部分。压力检测腔48被分为作为高压腔的第一压力腔55和作为低压腔的第二压力腔56。活动件54的底部将第一压力腔55和第二压力腔56分隔开，不让气体在压力腔55、56之间流动。活动件54底壁的横截面面积SA大于连接通道47的孔径面积SC。

第一压力腔55通过盖45a上的口55a和第一压力检测通道37始终与作为上游压力检测点P1的***腔22相连。另外，第二压力腔56通过入口52和第二压力检测通道38始终与下游压力检测点P2相连。也就是说，第一压力腔55承受压力PdH，第二压力腔56承受供应管中压力检测点P2处的压力PdL。因此，活动件54底壁的上、下表面分别承受压力PdH和PdL。

工作杆40连接部分42的末端位于第二压力腔56中。连接部分42的末端与活动件54相连。回位弹簧57位于第一压力腔55中。回位弹簧57向第二压力腔56推活动件54。

控制阀的螺线管部分100包括杯形接收筒61。固定的铁芯62固定在接收筒61的上部，在接收筒61中确定一个螺线管腔63。活动铁芯64位于螺线管腔63中。在固定铁芯62的中心设有轴向导孔65，导杆44装在导孔65中。在导孔65的内壁与导杆部分44之间存在小的间隙(未示出)。阀腔46和螺线管腔63通过间隙彼此相连。因此，螺线管腔63和阀腔46承受曲柄压力Pc。

螺线管腔63还容纳工作杆40的基端。导杆部分44的下端位于螺线管腔63中，其装入到位于活动铁芯64中心的孔中并通过卷边固定在铁芯64上。因此，活动铁芯64和工作杆40可沿轴向整体运动。缓冲弹簧66位于螺线管腔63中。向上推动活动铁芯64和工作杆40的缓冲弹簧66，推活动铁芯64，使其靠近固定铁芯62。缓冲弹簧66比回位弹簧57的弹性力小。因此，回位弹簧57可用作初始装置，使活动弹性64和工作杆40回到最低位置处(螺线管不受激励时的初始位置)。

线圈67围绕固定铁芯62和活动铁芯64缠绕。根据控制装置70发出的指令，激励电路72将激励信号传送给线圈67。线圈67产生大小与所供电能的量相适应的电磁力F。然后，活动铁芯64在电磁力F作用下被拉向固定铁芯62，且工作杆40向上运动。

通过控制作用于线圈67的电压就可对线圈进行激励控制。对作用电压的控制通常可通过改变电压值本身或PWM过程来进行。PWM过程就是一种通过作用恒定周期的脉冲电压并改变脉冲的时间来控制平均电压的过程。作用的电压等于脉冲电压值乘以脉冲宽度与脉冲周期的商。脉冲宽度与脉冲周期的商被称为功效系数，且PWM作用电压控制也被称为功效控制。当使用PWM过程时，流经线圈的电流是脉冲电流，并期望电流的这种变化成为高频振荡，且有效地减小滞后。另外，在作用的电压中，测量线圈电流并将测量的电流作为反馈数据通常也可用来控制线圈的电流。在该实施例中，采用的是功效控制。由于控制阀结构的缘故，较小的功效系数可增大阀的开口度，而较大的功效系数可减小阀的开口度。

(控制阀的工作状态和特性)

图3所示控制阀的开口度，是根据工作杆40的位置来确定的。通过分析作用于工作杆40的各种力，就可很清楚地了解控制阀的工作状态和特性。

如图4所示，回位弹簧57作用的向下的力f1和作用于活动件54的初阶压力差ΔPX(PdH-PdL)产生的向下的力作用在工作杆40连接部分42的上端表面。尽管活动件54底壁上表面的压力承受面面积为SA，但活动件54底壁下表面的压力承受面面积为(SA-SB)。如果作用于连接部分42的合力ΣF1相加，并将向下的方向作为正方向，那么ΣF1可用方程式(1)来表示：

ΣF1=PdH·SA-PdL(SA-SB)+f1…(1)

另外，缓冲弹簧66的向上的力f2和向上的电磁力F作用在工作杆40的导杆部分44(包括阀体部分43)上。作用于阀体部分43、导杆部分44和活动铁芯64承受面上的压力可作如下简化。首先，阀体部分43的上端表面43a通过一个对应于连接通道47内周面的假想圆柱(由两条虚线表示)而分为内侧部分和外侧部分。假定***压力PdL向下作用在内侧部分(表面面积为SC-SB)上，而曲柄压力Pc向下作用在外侧部分(表面面积为SD-SC)上。

另外，考虑到活动铁芯64上、下表面处的压力平衡，传递到螺线管腔63的曲柄压力Pc作用在对应于导杆部分44横截面面积SD的表面上，从而向上压导杆部分44的下端表面。如果将作用在阀体部分43和导杆部分44的合力ΣF2相加，将向上的方向作为正向，ΣF2可由下述方程(2)表示。

ΣF2=F+f2-PdL(SC-SB)-Pc(SD-SC)+Pc·SD

=F+f2+Pc·SC-PdL(SC-SB)…(2)

在计算上述方程(2)过程中，-Pc·SD由+Pc·SD消去，而保留Pc·SC项。假设作用于导杆部分44(包括阀体部分43)上、下表面43a、44a的曲柄压力Pc只作用在导杆部分44的一个表面(下表面44a)上，导杆部分44上与曲柄压力Pc相对应的有效压力承受面面积可由SD-(SD-SC)=SC表示。也就是，尽管导杆部分44的横截面面积为SD，但就考虑曲柄压力Pc而言，导杆部分44的有效压力承受面面积与连接通道47的孔径面积SC相同。如上所述，在本申请文件中，当同一种压力作用在一个物件如杆或类似件的两端时，在假设压力只共同作用在该物件的一个端部的情况下，实际压力承受面面积被特定地称为对应于压力的“有效压力承受面面积”。

由于工作杆40通过连接部分42和导杆部分44相连而成为一个整体件，因此，其位置由力平衡式ΣF1=ΣF2确定。根据ΣF1=ΣF2可推得下述方程式(3)。

F-f1+f2=(PdH-PdL)SA+(PdL-Pc)SC…(3)

在上述方程(3)中，f1、f2、SA和SC是在机械设计阶段原始确定的固定参数，电磁力F是根据供应给线圈67的电能量进行变化的可变参数，而***压力PdL和曲柄压力Pc是根据压缩机工作状态进行变化的可变参数。

由方程(3)中可得出，图3的控制阀控制阀的开口度，从而在由初阶压力差ΔPX(PdH-PdL)和二阶压力差ΔPY(PdL-Pc)与其各自压力承受面面积之积所得的气体压力载荷与电磁力F和激发力f1、f2的合力之间达到平衡。这样，承受压力PdL和Pc的工作杆40(两个上、下端部表面43a、44a)就构成第二压力检测装置。

图6是控制阀的特性图，其符合上述方程(3)，并在吸入压力Ps和曲柄压力Pc保持常量的情况下，通过计算机模拟初阶压力差ΔPX和二阶压力差ΔPY获得。参量为功效系数Dt。

如果功效系数Dt为常量，流经线圈67的平均电流就是常量，且电磁力F也基本上恒定。也就是说，可以认为：图6的特性曲线是在假定方程(3)左侧大致恒定的情况下计算而得的。如上所述，方程(3)的右侧是基于初阶压力差ΔPX和二阶压力差ΔPY的总的气体压力载荷。保持该载荷恒定，如果二阶压力差ΔPY增大，初阶压力差ΔPX就必须减小。因此，特性曲线向右倾斜。如果不能保持这种平衡，阀的开口度就增大或减小，且曲柄压力Pc就发生变化，并控制压缩机排量。

根据该实施例中具有的这种工作特性的控制阀，阀的开口度是如下所述进行确定的。首先，当线圈67不存在激励(Dt=0％)时，如图3所示，回位弹簧57的作用(具体是，力f1-f2)占据优势，工作杆40运动到最低位置。此时，工作杆40的阀体部分43与阀座间隔最大，阀完全打开。

另外，当最小的功效系数Dt(min)作用于线圈67时，至少向上的电磁力F大于回位弹簧57的向下的力f1。螺线管部分100产生的向上的力F和缓冲弹簧66的向上的力f2抵抗回位弹簧57的向下的力f1和基于初阶压力差ΔPX和二阶压力差ΔPY的向下压力。因此，工作杆40的阀体部分43相对于阀座53定位，从而满足方程(3)，并确定了控制阀的开口度。根据这样所确定的阀开口度，就确定了经供应通道28、38进入曲柄腔5的气体供应量，而且，根据经***通道27从曲柄腔5排出的气体***量来控制曲柄压力Pc。

图5-7表示出计算机模拟的结果。图7表示了二阶压力差ΔPY与制冷剂循环回路的制冷剂流量Q之间的关系特性曲线。图6表示了二阶压力差ΔPY相对于初阶压力差ΔPX的控制阀特性曲线。图5表示了初阶压力差ΔPX相对于制冷剂流量Q的固定节流器39的特性曲线。功效系数Dt在Dt(min)与DT(max)之间任意变化。但是，图6和7仅示出了在有限情况“Dt(min)、Dt(1)、…、Dt(4)、DT(max)”下的特性曲线。

如图7所示，如果在控制阀线圈67激励遵循一定功效系数Dt时二阶压力差ΔPY增大，制冷剂流量Q就变小。特别是，在一定特性曲线二阶压力差ΔPY相对较小的区域，制冷剂流量Q相对于二阶压力差ΔPY变化的变化量较小。也就是说，为满足方程(3)平衡，初阶压力差ΔPX的相对价值增大，而二阶压力差ΔPY的运动相对价值降低。但是，当二阶压力差ΔPY增大时，制冷剂流量Q相对于二阶压力差ΔPY变化的变化率增大。也就是说，为满足方程(3)平衡，初阶压力差ΔPX的相对价值降低，而二阶压力差ΔPY的运动相对价值增大。

在图7中，倾斜直线103表示在汽车发动机E处于怠速状态(发动机转速稳定在很低水平的一种状态)和在冷却负载大致稳定在中度状态的制冷剂循环回路特性。即使在发动机E处于怠速状态过程中排量达到最大，压缩机的工作负载也就是制冷气体向外部制冷剂回路30的***量也很小，且制冷剂循环回路中的制冷剂流量Q仅达到较小的量Q1。因此，如图5所示，当制冷剂流量Q被控制在最小排量0到最大排量Q1附近的小而窄的范围内以保持直线103所示的特性时，由于固定节流器39的特性线是非线性的，因此需要将初阶压力差ΔPX控制在一个较窄的范围内。

另外，如图7所示，直线103大致呈直角地穿过在功效系数范围为Dt(2)到Dt(max)下对控制阀线圈67进行激励时所得到的各个特性曲线。这样，从Dt(2)到Dt(max)的功效系数Dt可用于控制初阶压力差ΔPX。因此，如果进行功效系数控制，就可高精度地将初阶压力差ΔPX控制在一个较窄的范围内。这样，即使控制范围内的制冷剂流量Q的值处于小而窄的范围，也可高精度地控制制冷剂流量Q。也就是说，基本上在制冷剂循环回路中制冷剂流量的整个范围内，阀开口度的可控制性得到提高。

(控制***)

如图2和3所示，汽车空调具有总控制装置70。控制装置70是一个包括CPU、ROM、RAM和I／O接口的控制单元。检测装置71与I／O输入端相连来检测外部信息，激励电路72与I／O输出端相连。控制装置70根据检测装置71所提供的至少好几个外部信息来计算出适当的功效系数Dt，并将功效系数Dt下的激励信号输出给激励电路72。激励电路72将所接收到的具有功效系数Dt的激励信号输出到线圈67。根据提供给线圈67的激励信号的功效系数Dt，来改变控制阀螺线管部分100的电磁力F。

检测装置71的传感器包括A／C开关(汽车乘客所操纵的空调接通／关闭开关)、用于检测乘车室温度Te(t)的温度传感器、用于设定乘车室所需温度Te(set)的温度设定器以及用于检测发动机E入口通道处节流阀加速角或开口度的加速开口度传感器。节流阀的位置也可用于反映司机踩压加速踏板的程度。

下面将结合附图8-10描述控制装置70对控制阀所进行的功效控制。

图8的流程图显示了空调控制程序的主程序。当汽车点火开关(或启动开关)接通时，控制装置70获得动力并开始工作。控制装置70根据图8所示步骤S41(后面将只称为“S41”，并且同样地应用于其它步骤)中的初始程序来进行各种初始设置。例如，对控制阀的功效系数Dt设置初始值或临时值。此后进行状态监测、处理S42中所示的功效系数和后续过程。

在S42中，直到A／C开关接通，才能监测到开关的接通／关闭状态。当A／C开关接通时，就进入异常状态确定程序(S43)。在S43中，根据外部信息来确定汽车是否处于稳定状态，也就是是否处于异常行驶状态。在该申请文件中，“异常行驶状态”是指在上坡或行驶加速(当司机需要极快地进行加速时)时发动机E处于高负载情况的状态。在任何情况下，将检测装置71所显示的加速开口度与所需要的确定值进行比较，就可确定出高负载状态或汽车加速状态。在该实施例中，将只对汽车加速的异常状态进行详细描述。

当没有显示异常状态时，S43的输出为否。在此情况下，汽车被认为是处于稳定状态，也就是正常行驶状态。在该申请文件中，“正常行驶状态”是指汽车不处于异常行驶状态下的行驶状态，并且是汽车在普通行驶情况下的状态。

图9的正常控制程序RF5表示在正常行驶状态过程中进行空气调节的步骤。在S51中，控制装置70判断温度传感器所检测的温度Te(t)是否大于温度设定器所预先设定的温度Te(set)。当S51输出为否时，就在S52中判断检测温度Te(t)是否小于预先设定的温度Te(set)。当S52的输出还是否时，所检测的温度Te(t)与预先设定的温度Te(set)相同。因此，不必改变功效系数Dt，而这会导致空调能力改变。这样，在不改变功效系数Dt的情况下，控制装置70离开程序RF5。

当S51的输出为是时，表明乘车室较热且热负荷较大。因此，在S53中，控制装置70将功效系数Dt增大一个ΔD单位，从而使功效系数Dt变为修正值(Dt+ΔD)，并指示给激励电路72。然后，螺线管部分100的电磁力F曾大。由于此时初阶压力差ΔPX和二阶压力差ΔPY使作用于工作杆的各个力产生不平衡，工作杆40就向上运动，从而回位弹簧57就施加更大的力。这样，向上的电磁力F抵消了回位弹簧57的更大的向下的力f1，且工作杆40的阀体部分43又重新回到满足方程(3)的位置上。

因此，控制阀的开口度(也就是供应通道28、38的开口度)减小，且曲柄压力Pc降低。曲柄压力Pc与通过活塞20的缸孔内部压力之间的差值减小，旋转斜盘12运动从而增大其倾角。因此，压缩机排量增大，负载力矩也增大。如果压缩机排量增大，蒸发器排出的热量也增大，温度Te(t)降低，且压力检测点P1、P2之间的压力差增大。

当S52输出是是时，乘车室较冷，且热负荷较小。因此，在S54中，控制装置70将功效系数Dt减小一个ΔD单位，从而使功效系数Dt变为修正值(Dt-ΔD)，并指示给激励电路72。然后，螺线管部分100的电磁力F略微减小。由于此时初阶压力差ΔPX和二阶压力差ΔPY使作用于工作杆40的各个力产生不平衡，工作杆40就向下运动，从而回位弹簧57所施加的力减小。这样，减小的向上电磁力F抵消了回位弹簧57减小的向下力f1，且阀体部分43重新定位，方程(3)又重新得到满足。

因此，控制阀的开口度也就是供应通道28、38的开口度增大，曲柄压力Pc增大，曲柄压力Pc与缸孔内部压力之间的差值增大，旋转斜盘12运动从而减小其倾角。因此，压缩机排量降低，负载力矩也减小。如果压缩机排量降低，蒸发器排出的热量也降低，温度Te(t)增大，且压力检测点P1、P2之间的压力差减小。

如上所述，通过在S53或S54中对功效系数Dt进行修正，即使所检测的温度Te(t)与预先设定的温度Te(set)不同，功效系数Dt也逐步得到优化。而且，通过控制控制阀的开口度，温度Te(t)就可保持在预先设定的温度Te(set)附近。

如果S43的输出是是，控制装置70就执行图10中加速控制程序RF8所示的一系列步骤。首先，在S81(预备步骤)中，将当前的功效系数Dt存储为返回目标值DtR。DtR是S87中功效系数返回控制的目标值。在S82中，当前检测的温度Te(t)存储为容量限制控制起始温度Te(INI)。

然后，控制装置70启动内部定时器工作，并在S84中将功效系数Dt的设置改为0％，从而停止线圈67的激励。这样，通过回位弹簧57的作用使控制阀的开口度达到最大(完全打开)，且曲柄压力Pc增大。然后，在S85中，判断定时器所测量的耗用时间是否超过预先设定的时间ST。只要S85的输出为否，功效系数Dt就保持为0％。换句话说，至少直到从定时器开始计时起的耗用时间达到预先设定时间ST，控制阀保持完全打开状态，且压缩机的排量和负载力矩可靠地减至最小。这样，至少在时间过程ST中，可可靠地降低(最小化)加速时发动机的负载。由于加速通常是暂时的，因此预先设定的时间ST可以很短。

在经过时间ST后，在S86中判断检测温度Te(t)容量限制是否大于控制开始时所检测的附带有许用温度增量β和温度Te(INI)。这是判断经过耗用时间ST后温度Te(t)增量是否已超过许用温度增量β，其目的是判断是否必须立刻恢复冷却能力。当S86输出为是时，乘车室温度已明显升高。因此，就执行S87中的功效系数恢复控制程序。恢复控制程序主要是通过使功效系数Dt逐渐地回到返回目标值DtR，从而避免由于旋转斜盘倾角的快速变化所产生的冲击。

根据S87所示的图线，S86判定为是时的时间为t4，且功效系数Dt达到返回目标值DtR的时间为t5。对于预定时间段(t5-t4)Dt恢复是线性的。在S86的判定过程中，对应于总的预设时间ST的时间段t4-t3和输出为否的过程中的时间段是重复出现的。当功效系数达到返回目标值DtR时，子程序RF8完成，程序返回到主程序。

本发明具有下述优点：

在该实施例中，通过将制冷剂循环回路中两个压力检测点P1、P2之间的初阶压力差ΔPX和压力PdL、Pc之间的二阶压力差ΔPY，而不是吸入压力Ps作为直接控制目标来进行压缩机排量的反馈控制。吸入压力Ps受蒸发器33中热负载量的影响，在制冷剂循环回路中，不用其作为控制阀开口度控制的直接指数。这样，在不受蒸发器33热负载状态影响的情况下，在发动机E功效占优时，通过异常状态过程的外部控制信号可立刻减小排量。因此，在汽车加速过程中，该实施例具有可靠和稳定的容量限制控制。

而且，在正常状态中，将初阶压力差ΔPX和二阶压力差ΔPY作为指数，功效系数Dt可根据检测温度Te(t)和预设温度Te(set)自动地进行修正(图9中的S51-S54)，且压缩机排量可通过控制控制阀的开口度来进行控制。这样，在该实施例中，控制排量从而使检测温度与预设温度之间的差值减小，就可完全实现空调的这一主要目的。也就是，根据该实施例，用于稳定和控制正常状态过程中乘车室温度的压缩机排量控制和异常状态过程中排量的快速变化是可以相互协调一致的。

当初阶压力差ΔPX根据制冷剂循环回路中制冷剂流量Q的变化而增大或减小时，活动件54将初阶压力差ΔPX所产生的力传给工作杆40，这样，从压缩机排出的制冷气体***量补偿了初阶压力差ΔPX的变化。因此，即使制冷剂循环回路中的制冷剂流量Q通过各种因素而改变，也可通过控制曲柄压力Pc，也就是控制排量，从而将流量变化考虑在内。

用于确定二阶压力差ΔPY的高压PdL是冷凝器31和压缩机***腔22高压区检测点P2处的压力。高压区包括管道36或通道。根据这种结构，二阶压力差ΔPY是一种比较高的压力。这样，即使对应于二阶压力差ΔPY的工作杆40压力承受面43a、44a的面积减小，二阶压力差ΔPY所产生的力也可用于使工作杆40(阀体部分43)定位。因此，设计工作杆40(阀体部分43)的自由度增大，且易于小型化。

另外，当制冷剂循环回路中的制冷剂流量Q较小时，由于图5所示的压力差流量的非线性特性，初阶压力差ΔPX就变得很小。这样，初阶压力差ΔPX不能影响工作杆40(阀体部分43)的定位。但是，即使在流量Q较小时，二阶压力差ΔPY也可影响工作杆40(阀体部分43)。因此，初阶压力差ΔPX和二阶压力差ΔPY联合使工作杆40(阀体部分43)所获得的定位是稳定的，且阀开口度的稳定性和可控性得到提高。

设置用于工作杆二阶压力差ΔPY的压力传感装置，这样，作用于工作杆40二阶压力差ΔPY的力可降低压缩机的排量(增大曲柄压力Pc)。因此，由于制冷剂循环回路中制冷剂流量Q较小，甚至当初阶压力差ΔPX不能以足够的力沿降低排量的方向推动工作杆40时，工作杆40也可通过使二阶压力差ΔPY沿上述减小压缩机排量的方向相反地增大到初阶压力差ΔPX的减小量而推动。因此，即使当制冷剂流量Q较小时，也能可靠地控制压缩机的排量。

二阶压力差ΔPY由包括冷凝器31和***腔22的高压区的压力(该实施例中是PdL)和曲柄压力Pc确定。由于曲柄压力Pc比高压区的压力小得多，因此，二阶压力差ΔPY是很大的。

检测压力PdL和Pc的第二压力传感装置由工作杆40(阀体部分43)构成。而不必设置仅作为第二传感装置的部件。这样，控制阀的结构得到简化，控制阀也可做到小型化。

两个检测点P1、P2设置在包括冷凝器31和***腔22在内的高压区。外部热负载对高压区影响极小。因此，流经制冷剂循环回路的制冷剂流量也就是压缩机的排量，可准确地通过检测点P1、P2反映出来。

控制阀中的通道由出口51、阀腔46、连接通道47、压力检测腔48(第二压力腔56)和入口52构成，并形成供应通道28、38的一部分。压力检测点P2处的压力高于曲柄压力Pc。这样，从压力检测点P2到曲柄腔5的制冷剂流量，可直接通过控制位于压力检测点P2与曲柄腔5之间的控制阀的开口度来进行控制。

压力检测通道38位于供应通道28、38的上游部分。因此，与将制冷气体从***腔22引导到阀腔46的流动通道不依赖于压力检测通道38的情况相比，不必设置流动通道和连接流动通道到阀腔46的控制阀接口，从而减少了加工步骤，并易于使控制阀小型化。

螺线管部分100产生电磁力F来抵抗初阶压力差ΔPX作用于工作杆40的力，并根据电磁力F来设定制冷剂循环回路中制冷剂流量的目标值(预设压力差TPD)。由于螺线管部分100产生的电磁力F抵抗初阶压力差ΔPX的压力，工作杆40基本上是根据由二阶压力差ΔPY进行补充的初阶压力差ΔPX与螺线管部分100作用的电磁力F之间的平衡关系来进行定位(也就是阀开口度的控制)。

即使初阶压力差ΔPX由二阶压力差ΔPY进行补偿，初阶压力差ΔPX和二阶压力差ΔPY所产生的合力变化，也可清楚地反映出制冷剂循环回路中制冷剂流量Q的变化。因此，工作杆40运动到所述合力与电磁力F达到平衡的位置之后，当阀的开口度稳定时，压缩机曲柄压力Pc稳定，排量固定，且制冷剂循环回路中制冷剂流量Q基本上恒定。这样，作用电磁力F的螺线管部分100就可用作根据电磁力F来设定制冷剂循环回路中制冷剂流量Q目标值(预设压力差TPD)的流量预设装置，而所述电磁力F可抵抗由至少是初阶压力差ΔPX作用在工作杆40上的压力。

在该实施例的控制阀中，控制线圈67的激励可适当地改变电磁力F。因此，可从外部改变制冷剂循环回路中制冷剂流量Q的目标值(预设压力差TPD)。只要螺线管部分100的电磁力F不变，该实施例的控制阀就会象一个定流量阀一样地进行工作。但是，在通过控制线圈67的激励来改变制冷剂循环回路中制冷剂流量Q的目标值(预设压力差TPD)的意义上，该实施例的控制阀可用作一种外部控制式流量控制阀(或排量控制阀)。另外，在忽略蒸发器33中的热负载状态的情况下，在异常情况的过程中，流量(排量)的这种外部控制特性可在很短的时间使快速改变压缩机排量(和载荷力矩)的容量发生变化。因此，根据该控制阀，用于在正常状态下稳定和保持乘车室温度和用于在异常情况下快速地改变排量的压缩机排量控制是相互协调一致的。

如果二阶压力差ΔPY与制冷剂流量Q的关系特性曲线是图7所示的线104，那么通过功效系数Dt的外部控制，制冷剂流量Q(和压缩机排量Vc)就可基本上沿线104进行变化。因此，排量Vc的返回图线就很容易地变为图15实线所示的平滑直线图线，这样就可避免了冲击和噪声。

当线圈67解除激励时，回位弹簧57使工作杆40(阀体部分43)沿压缩机排量减小的方向(打开阀的方向)运动。因此，即使螺线管部分100操作失误或者失效，工作杆40也可在回位弹簧57的作用下定位，且曲柄压力Pc作用来降低排量，也就是使压缩机负载力矩达到最小。另外，由于通过解除线圈67的激励就可使压缩机排量达到最小，因此，该实施例的控制阀最好是用于无离合式压缩机。

(第二实施例)

在第二实施例中，改变了第一实施例中的控制阀和供应通道，第二实施例的其它部件与第一实施例相同。因此，与第一实施例相同的部分用相同的标号表示，并略去了重复多余的描述。

如图12所示，控制阀CV的阀部分控制供应通道28的开口度(节流量)，供应通道28连接压力检测点P1和曲柄腔5。螺线管部分100的工作杆40包括位于其上端的压力差承受部分41、连接部分42、阀体部分43和位于其底端的导杆部分44。如果压力差承受部分41、连接部分42和导杆部分44(包括阀体部分43)的横截面面积分别为SC(d3)、SB(d1)和SD(d2)，则存在SB(d1)＜SC(d3)＜SD(d2)的关系。

隔板(阀壳45的一部分)位于连接通道47与压力检测腔48之间。工作杆40在隔板中导孔49的内径与工作杆压力差承受部分41的直径d3相匹配。连接通道47和导孔49位于同一轴线上。连接通道47的内径d4也与工作杆压力差承受部分41的直径d3相匹配。因此，连接通道47的横截面面积SE和导孔49的横截面面积(压力差承受部分41的横截面面积)SC相等。压力检测腔48中活动件54底壁的横截面面积SA大于导孔49的横截面面积SC(SC＜SA)。

径向入口50位于阀壳45连接通道47的周壁上。入口50通过供应通道28的上游部分将连接通道47与压力检测点P1(***腔22)相连接(见图11)。阀壳45的阀腔46周壁上的出口51通过供应通道28的下游部分将阀腔46与曲柄腔5相连接。因此，入口50、连接通道47、阀腔46和出口51构成连接压力检测点P1(***腔22)和曲柄腔5的供应通道28的一部分。

第一压力腔55始终通过P1口55a和位于盖45a上的第一压力检测通道37与压力检测点P1(***腔22)相连。另外，第二压力腔56始终通过口55b和位于压力检测腔48周壁上的第二压力检测通道38与压力检测点P2相连。

弹簧69位于固定铁芯62和活动铁芯64之间。弹簧69作用于活动铁芯64，从而使活动铁芯64与固定铁芯62间隔开，也就是使活动铁芯64和工作杆40向下运动。弹簧69和缓冲弹簧57可用作在螺线管解除激励时使活动铁芯64和工作杆40返回到最低位置(初始位置)的初始化装置。

如图12所示，缓冲弹簧57的向下力和作用于活动件54底壁上、下表面的力所产生的向下力作用在工作杆压力差承受部分41的上端。当活动件54底壁上表面的压力承受面积为SA时，活动件54底壁下表面的压力承受面积为(SA-SC)。气体压力PdH所承受的向上力作用在压力差承受部分41的下端表面(压力承受面积为SC-SB)。

如图13所示，下面简要地对作用于阀体部分43、导杆部分44和活动铁芯64所有承受表面的压力进行说明。首先，在阀体部分43的上端，气体压力PdH向下作用于与连接通道47内周面具有相同内径的圆形内部(表面面积为SE-SB)，曲柄压力Pc向下作用于其外部(表面面积为SD-SE)。另外，弹簧69的向下力f2减小了作用于导杆部分44(包括阀体部分43)的向上电磁力。当作用于工作杆40和活动件54的力相加时，假设向下的方向为正方向，那么力由方程(4)来表示：

PdH·SA-PdL(SA-SC)+f1-PdH(SC-SB)+PdH(SE-SB)

+Pc(SD-SE)-Pc·SD-F+f2=0…(4)

当上述方程(4)求和时，就得到方程(5)：

(PdH-PdL)(SA-SC)+(PdH-Pc)SE=F-f1-f2…(5)

从上述方程(5)显然可知，在图12所示的控制阀CV中，对阀的开口度进行控制，这样，初阶压力差ΔPX(PdH-PdL)和二阶压力差ΔPY(PdH-Pc)分别与各自压力承受表面面积之积而得的气体压力载荷与电磁力F和弹簧57、69的作用力f1、f2的总载荷之间达到平衡。这样，检测压力PdH、Pc的工作杆40(阀体部分43)形成第二压力检测装置。

当不对线圈67进行激励(Dt=0)时，弹簧69占据优势，工作杆40向图12所示的最下部位置运动。然后，供应通道28完全打开。另外，如果功效系数达到最小，这样，至少向上的电磁力F大于弹簧57、69的向下力(f1+f2)。

在控制阀CV中，工作杆40定位就使方程(5)达到满足，并确定了供应通道28的开口度。当初阶压力差ΔPX(PdH-PdL)增大且供应通道28的开口度较大时，从压力检测点P1流到曲柄腔5的制冷剂流量就增大。这就减小了压力检测点P1的压力，且减小了初阶压力差ΔPX(PdH-PdL)的增大趋势。也就是说，当使制冷剂流量保持恒定的控制过程进行时，就减小或消除了使流量产生变化的振荡。因此，由振荡产生的曲柄压力Pc偏差所导致的旋转斜盘12的振动和噪声得到减小或消除。

(其它变型方式)

如图2中圆圈所包围的点所示，压力检测点P1(PsH)和P2(PsL)可设置在蒸发器33与吸入腔21之间的流动通道35处或吸入腔21中。

通过控制***通道27的开口度而不是供应通道28、38的开口度，控制阀可用作控制曲柄压力Pc的阀。

通过控制供应通道28、38和***通道27两者的开口度，控制阀可用作控制曲柄压力Pc的三通阀。

控制阀可用于摆动盘式变容压缩机。

在第一和第二实施例的控制阀中，曲柄压力Pc作用于螺线管腔63，且二阶压力差ΔPY由PdL(或PdH)和曲柄压力Pc获得。另外，通过使用包括蒸发器33和吸入腔21在内的作用于螺线管腔63的低压区压力(例如ps)，从PdL(或PdH)和压力Ps可获得二阶压力差ΔPY。

在第二实施例中，第一压力腔55中的制冷剂可导入到入口50。在此情况下，经设置在阀壳45外部或内部的通道使第一压力腔55与入口50相连，就可省去供应通道28的上游部分。

在第二实施例中，连接通道47的横截面面积SE和导孔的横截面面积SC设为不同值。

显然，在不脱离本发明构思或范围的情况下，本发明还具有多种其它的具体实施方式。因此，上述的例子和实施方式应当认为是示意性的而不是限制性的，本发明并不局限于这些所给的具体实施方式，在权利要求书所限定的范围内可作出修改。

Claims

1．一种用于制冷装置的控制阀，所述制冷装置具有压缩机和外部制冷剂回路(30)，所述压缩机包括容量控制机构(12)，所述外部制冷剂回路与压缩机相连从而与压缩机一起构成制冷回路，其中，通过控制作用于容量控制机构上的控制压力，控制阀使压缩机排量发生变化，其特征在于：

外壳(45)；

设置在外壳内的内部通道，所述内部通道包括阀腔(46)；

设置在阀腔中用于控制内部通道开口度的活动阀体(43)；

第一压力检测装置(54)，第一压力检测装置检测位于制冷回路上的两个压力检测点之间的压力差，其中，该压力差为初阶压力，第一压力检测装置将对应于初阶压力的力传给阀体；

以及第二压力检测装置(40)，第二压力检测装置检测不同于初阶压力的二阶压力，并将对应于二阶压力的力作用于阀体，其中，通过对应于初阶压力和二阶压力的力的组合使阀体(43)在阀腔(46)中定位，从而控制内部通道的开口度。

2．根据权利要求1所述的控制阀，其特征在于：第一压力检测装置作用于阀体，这样，当初阶压力由于制冷回路中制冷剂流量变化而产生变化时，初阶压力的变化可由压缩机排出的制冷剂***量抵销。

3．根据权利要求1所述的控制阀，其特征在于：制冷回路包括冷凝器和蒸发器，压缩机包括吸入腔和***腔，冷凝器和压缩机的***腔构成高压区，高压区包括冷凝器与***腔之间的通道，蒸发器和压缩机的吸入腔构成低压区，低压区包括蒸发器与吸入腔之间的通道，二阶压力是基于来自高压区的压力。

4．根据权利要求3所述的控制阀，其特征在于：第二压力检测装置是根据二阶压力起作用从而来降低压缩机的排量。

5．根据权利要求3所述的控制阀，其特征在于：二阶压力是来自高压区的压力与来自低压区的压力之间的压力差，或者是来自高压区的压力与控制压力之间的压力差。

6．根据权利要求5所述的控制阀，其特征在于：阀体是第二压力检测装置。

7．根据权利要求3所述的控制阀，其特征在于：两个压力检测点位于高压区。

8．根据权利要求3所述的控制阀，其特征在于：压缩机具有控制压力区和供应通道，控制压力区的压力控制变容机构，供应通道用于将控制压力区与高压区相连接，且内部通道包含在供应通道中。

9．根据权利要求7所述的控制阀，其中，内部通道包含在供应通道中，供应通道，两个压力检测点中的一个与控制压力区相连接。

10．根据权利要求9所述的控制阀，其特征在于：内部通道包含在供应通道中，用于将两个压力检测点中的低压检测点与控制压力区相连接，其中，高压腔和低压腔由第一压力检测装置确定，制冷剂经两个压力检测点而分别流入腔中，低压腔位于内部通道中，流入低压腔的制冷剂经内部通道流向控制压力区。

11．根据权利要求9所述的控制阀，其特征在于：内部通道包含在供应通道中，用于将两个压力检测点中的高压检测点与控制压力区相连接，其中，高压腔和低压腔由第一压力检测装置确定，制冷剂经两个压力检测点而分别流入腔中，低压腔的压力与内部通道压力无关。

12．根据权利要求1所述的控制阀，其还包括流量设定装置，该流量设定装置可设定制冷回路中制冷剂流量的目标值。

13．根据权利要求12所述的控制阀，其特征在于：流量设定装置包括电磁致动器，该电磁致动器具有可变的输出力，其中，输出力通过外部电子控制来进行改变。

14．根据权利要求13所述的控制阀，其特征在于：当电磁致动器解除激励时，将阀体定位，从而降低压缩机的排量。

15．根据权利要求1所述的控制阀，其特征在于：压缩机是旋转斜盘式或摆动式压缩机，在压缩机中，活塞行程根据控制压力进行变化。

16．根据权利要求1所述的控制阀，其特征在于：第一压力检测装置包括设置在外壳中的活动件，该活动件在外壳中确定了第一和第二压力腔，其中，压力腔分别暴露于压力检测点处的压力。

17．根据权利要求1所述的控制阀，其还包括工作杆，该工作杆用于将阀体与第一压力检测装置相连接，其中，第二压力检测装置包括形成于工作杆上的压力承受面，二阶压力作用于该压力承受面。