JP2005307817A - 容量可変型圧縮機の容量制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】入れ側制御機能と抜き側制御機能とを併せ持ち、冷媒ガスの圧力差に依存することなくかつ安価な構成によって抜き側制御を実行可能な容量可変型圧縮機の容量制御装置を提供すること。
【解決手段】容量制御装置は、給気通路の開度を調節可能な第１弁部４３と、冷媒循環回路における絞りの前後の差圧に応じて第１弁部４３を位置決めするベローズ５０と、第１弁部４３に対して閉塞方向への電磁付勢力を作用させる可動鉄心６４と、第１抽気通路の開度を調節可能な第２弁部７２と、第２弁部７２を閉塞方向へ付勢するリング付勢バネ７５と、第２弁部７２に対して開放方向への電磁付勢力を作用させるバルブリング７１とからなる。可動鉄心６４及びバルブリング７１に対して一つのコイル６７が配設され、該コイル６７への通電によって、第１及び第２弁部４３，７２に対して同時に電磁付勢力が作用される。
【選択図】 図３

Description

本発明は、例えば、車両用空調装置の冷媒循環回路を構成するとともに、クランク室の圧力が上昇すれば吐出容量を減少しクランク室の圧力が低下すれば吐出容量を増大する構成の容量可変型圧縮機に用いられる容量制御装置に関する。

車両用空調装置の容量可変型斜板式圧縮機（以下単に圧縮機とする）に用いられる容量制御装置としては、所謂入れ側制御と呼ばれる制御手法で、斜板収容室たるクランク室の圧力（クランク圧）を調節可能なものが存在する。

即ち、前記クランク室と冷媒循環回路の低圧領域（吸入圧領域（例えば圧縮機の吸入室））とは、固定絞りを備えた抽気通路によって接続されている。冷媒循環回路の高圧領域（吐出圧領域（例えば圧縮機の吐出室））とクランク室とは給気通路によって接続されている。給気通路上には、電磁弁よりなる制御弁が配設されている。そして、外部からの制御によって制御弁の開度を調節することで、給気通路を介したクランク室への高圧な冷媒ガスの導入量が調節される。該ガス導入量と、抽気通路を介したクランク室からのガス導出量とのバランスからクランク圧が決定される。

しかし、前記入れ側制御においては、固定絞りを備えた抽気通路によって、クランク室からの冷媒ガスの導出が緩慢となっている。従って、クランク圧を低下させる方向、つまり圧縮機の吐出容量を増大させる方向については応答性が悪い。特に、圧縮機の駆動が開始された直後においては、クランク室内に溜まっていた液冷媒の気化により、給気通路の開度に関わらずクランク圧が過大に上昇する傾向にある。従って、例えば、クールダウンの要求に応じて、圧縮機の吐出容量を増大すべく制御弁が給気通路を閉じたとしても、実際に圧縮機の吐出容量が増大するまでには時間がかかり、車両用空調装置の起動性が悪化する問題があった。

このような問題を解決するために、入れ側制御機能と抜き側制御機能とを併せ持つ容量制御装置が提案されている。例えば、図６に示す容量制御装置においては、制御弁（第１制御弁）１５６に加えて、抽気通路１５４の開度を調節可能な第２制御弁１６１が備えられている（例えば特許文献１参照。）。

即ち、前記給気通路１５２において、第１制御弁１５６の配置位置（詳しくは弁開度調節位置）よりもクランク室１５３側でかつ固定絞り１６９よりも第１制御弁１５６側には、領域Ｋが設定されている。第２制御弁１６１はスプール１６２を備えた差圧弁よりなり、該第２制御弁１６１の背圧室１６６には領域Ｋの圧力が導入されている。第２制御弁１６１の弁室１６７は、抽気通路１５４の一部を構成するとともに吸入室１５５に接続されている。弁室１６７は、抽気通路１５４の上流側部分を構成する弁孔１６８を介してクランク室１５３に接続されている。

前記スプール１６２は、圧縮機ハウジングに形成されたスプール保持凹部１６４内に、移動可能に嵌入されている。スプール１６２は、弁室１６７内に配置された弁部１６２ａと、背圧室１６６内に配置された背面１６２ｂとを有している。スプール１６２は、背面１６２ｂに作用する背圧室１６６内の圧力（領域Ｋの圧力Ｐｄｋ）に基づく、弁部１６２ａを閉塞する方向への付勢力や、弁部１６２ａを開放する方向への付勢バネ１７１の付勢力や、弁部１６２ａに作用するクランク圧Ｐｃに基づく開放方向への付勢力によって位置決めされる。

従って、例えば、前記第１制御弁１５６が給気通路１５２を閉塞すれば、第２制御弁１６１の背圧室１６６の圧力Ｐｄｋはクランク圧Ｐｃとほぼ等しくなる。よって、第２制御弁１６１のスプール１６２（弁部１６２ａ）は、付勢バネ１７１によって弁孔１６８を最大開度とする。第２制御弁１６１が抽気通路１５４を大きく開けば、クランク室１５３から吸入室１５５への冷媒の導出が促進されることとなる。その結果、圧縮機の吐出容量を速やかに増大させることができ、車両用空調装置の起動性を良好とすることができる。

前記付勢バネ１７１としては、バネ力の弱いものが用いられている。このため、第１制御弁１５６が給気通路１５２を若干でも開いて領域Ｋの圧力ＰｄＫがクランク圧Ｐｃよりも高くなれば、スプール１６２は付勢バネ１７１に抗して移動して、弁部１６２ａが弁孔１６８をゼロではない最小開度とする。従って、ゼロではない最小開度の弁部１６２ａが、抽気通路１５４の固定絞りとして機能する。よって、第２制御弁１６１の最小開度では、クランク室１５３から吸入室１５５への冷媒ガスの導出を緩慢とすることができ、クランク圧Ｐｃを上昇させる方向つまり圧縮機の吐出容量を減少させる方向についても良好な応答性を得ることができる。

ところが、前記第２制御弁１６１においては、スプール１６２の外周面とスプール保持凹部１６４の内周面との間のクリアランスを小さく設定することで、該クリアランスを介した背圧室１６６と弁室１６７との連通つまり高圧冷媒ガスの低圧側への漏れを遮断して、圧縮機の効率低下を防止するようにしている。このため、スプール１６２の外周面とスプール保持凹部１６４の内周面との間に異物が噛み込まれ易く、スプール１６２がスムーズに移動できなくなるおそれがあった。

このような問題を解決するために、例えば図７に示すような構成を採用することが考えられる。なお、図７において図６の態様と同一又は同等の部材には同じ番号が付してある。即ち、第２制御弁１６１は第１制御弁１５６に内蔵されている。第２制御弁１６１の弁孔１６８には吸入室１５５が接続されている。給気通路１５２において第１制御弁１５６の弁開度調節位置（弁孔１５６ａ）よりも下流側は、第２制御弁１６１の背圧室１６６を経由されている。第２制御弁１６１のスプール１６２は、閉塞方向に作用する背圧室１６６のクランク圧Ｐｃと、開放方向に作用する吸入室１５５の圧力（吸入圧Ｐｓ）との差に応じて動作される。

例えば、前記第１制御弁１５６が弁孔１５６ａ（給気通路１５２）を閉塞することで、クランク圧Ｐｃが吸入圧Ｐｓとほぼ等しくなれば、スプール１６２は付勢バネ１７１の付勢力によって移動し、弁孔１６８と背圧室１６６とを連通して抽気通路１５４を開放する。また、第１制御弁１５６が弁孔１５６ａ（給気通路１５２）を開放することで、クランク圧Ｐｃが吸入圧Ｐｓを上回れば、スプール１６２は付勢バネ１７１に抗して移動して抽気通路１５４を閉塞する。抽気通路１５４が閉塞されたなら、スプール１６２の外周側を介した背圧室１６６と弁孔１６８との連通も遮断され、給気通路１５２を流れる高圧冷媒ガスが弁孔１６８を介して吸入室１５５へと漏れ出すことを防止できる。なお、クランク室１５３と吸入室１５５との常時連通は、固定絞り１７０ａを有した第２の抽気通路１７０によって確保されている。
特開２００２−２１７２１号公報

ここで、車両用空調装置に用いられる圧縮機としては、エンジンとの間の動力伝達機構として常時伝達型のクラッチレス機構を備えた、所謂クラッチレスタイプのものが存在する。クラッチレスタイプの圧縮機は、エンジンの起動時において該エンジンの回転開始と同時に駆動軸の回転が開始されることとなる。従って、クラッチレスタイプの圧縮機に用いられる容量制御装置においては、エンジンの圧縮機駆動負荷を軽減して該エンジンの起動性を良好とするため、該エンジンが完全に起動した後に、開放状態にある第１制御弁１５６を閉塞状態へと移行して、圧縮機の吐出容量を増大させるようになっている。

このため、前記圧縮機の駆動軸が回転を開始してから、第１制御弁１５６が閉塞状態へと移行するまでの時間差が大きくなり、その間においてクランク室１５３内の液冷媒が斜板の回転等によって多量に気化されてクランク圧Ｐｃが過大に上昇してしまう。よって、クラッチレスタイプの圧縮機と図７の容量制御装置との組み合わせによっては、圧縮機の駆動開始から時間差をおいて第１制御弁１５６を閉塞状態へ移行させると、クランク圧Ｐｃと吸入圧Ｐｓとの差を速やかに小さくすることができない場合がある。この場合には、第２制御弁１６１が開放されずに、車両用空調装置の起動性が悪化する問題があった。

以上のように、図６の態様や図７の態様等、第２制御弁１６１として、冷媒ガスの圧力差に基づいて動作する差圧弁を用いた場合には、様々な問題を生じることとなっていた。このような問題を解決するには、第２制御弁１６１も電磁弁とすることが考えられるが、該第２制御弁１６１に専用の電磁駆動構成を備えることは、コスト上昇につながる問題がある。

本発明の目的は、入れ側制御機能と抜き側制御機能とを併せ持ち、冷媒ガスの圧力差に依存することなくかつ安価な構成によって抜き側制御を実行可能な容量可変型圧縮機の容量制御装置を提供することにある。

上記目的を達成するために請求項１の発明の容量制御装置は、給気通路の開度を調節するための第１弁体へ電磁付勢力を作用させる第１プランジャ、及び抽気通路の開度を調節するための第２弁体へ電磁付勢力を作用させる第２プランジャに対して、一つのコイルが配設されている。

前記コイルへの通電によって、第１弁体及び第２弁体に対して同時に異なる調節方向への電磁付勢力が作用される。つまり、コイルへの通電によって、第１弁体に対して開放方向及び閉塞方向の一方に向かう電磁付勢力が作用されると同時に、第２弁体に対して開放方向及び閉塞方向の他方に向かう電磁付勢力が作用される。従って、例えば、第１弁体によって給気通路の開度を小さくすると同時に、第２弁体によって抽気通路の開度を大きくすることができる。よって、例えば、クランク室に液冷媒が溜まっている状態から容量可変型圧縮機の駆動が開始された場合でも、この駆動開始直後からクランク室の圧力を速やかに低下させることができ、容量可変型圧縮機の吐出容量を速やかに増大させることができる。

以上のように本発明においては、冷媒ガスの圧力差に依存することなく、かつ電磁駆動構成を共用した安価な構成により、第１弁体の位置決めに連動して第２弁体の位置決めが可能である。冷媒ガスの圧力差に依存することなく第２弁体の位置決めつまり抽気通路の開度調節が可能であることは、差圧弁を用いていた従来において生じていた様々な問題（例えば図６の態様にあっては異物の噛み込みによる動作不良。図７の態様にあってはクラッチレスタイプの容量可変型圧縮機との相性が悪い等）を解決することができる。

請求項２の発明は請求項１において、前記第１プランジャは、第１弁体に対して閉塞方向への電磁付勢力を作用させる。第２プランジャは、第２弁体に対して開放方向への電磁付勢力を作用させる。つまり、第２弁体用付勢バネは、第２弁体に対して閉塞方向への付勢力を作用させる。コイルは外部からＰＷＭ通電制御される。ＰＷＭ通電制御によるデューティ比の変更に応じて、第１弁体に作用する電磁付勢力及び第２弁体に作用する電磁付勢力が変更される。

前記第２弁体用付勢バネの付勢力は、コイルの温度が所定値未満でかつデューティ比が最大の場合において、第２弁体に作用する電磁付勢力を下回る。コイルの温度が所定値未満ではコイルの電気抵抗が低く、例えばコイルの温度が所定値以上の場合と比較して、同じデューティ比でも、より大きな電磁付勢力が第２弁体に作用する。

前記コイルの温度が所定値未満にまで低下するのは、例えば容量可変型圧縮機の停止から長時間が経過された後であり、この状態ではクランク室に液冷媒が溜まっていることが多い。従って、クランク室に液冷媒が溜まっている状態から容量可変型圧縮機の駆動を開始する場合において、コイルを最大デューティ比で通電すれば、第２弁体に作用する電磁付勢力が第２弁体用付勢バネの付勢力を上回る。よって、第２弁体によって抽気通路の開度を大きくすることができ、クランク室内の液冷媒を、抽気通路を介して速やかに排出することができる。その結果、クランク室の圧力を速やかに低下させること、つまり容量可変型圧縮機の吐出容量を速やかに増大させることができる。

また、前記第２弁体用付勢バネの付勢力は、コイルの温度が所定値以上でかつデューティ比が最大未満の場合において第２弁体に作用する電磁付勢力を上回る。コイルの温度が所定値以上にまで上昇するのは、例えば容量可変型圧縮機の駆動が開始されてから或る程度の時間が経過された後である。この状態では、クランク室内に液冷媒が溜まっていることは殆どなく、クランク室の圧力を確実に低下させるにあたって、抽気通路の開度を大きくする必要性は殆どない。従って、この場合、コイルを最大デューティ比未満で通電すれば、第２弁体に作用する電磁付勢力が第２弁体用付勢バネの付勢力を下回り、該第２弁体によって抽気通路の開度を小さく維持しておくことができる。第２弁体が抽気通路の開度を小さくする状態では、一種の内部漏れである、吐出圧領域からクランク室及び抽気通路を経由した吸入圧領域への冷媒ガスの移動量を少なくでき、容量可変型圧縮機の効率低下を防止することができる。

請求項３の発明は請求項２において、前記第２弁体用付勢バネの付勢力は、コイルの温度が所定値以上でかつデューティ比が最大の場合において、第２弁体に作用する電磁付勢力を上回る。つまり、第２弁体用付勢バネの付勢力は、コイルの温度が所定値以上の場合には、デューティ比の大小に関係なく第２弁体に作用する電磁付勢力を上回る。従って、コイルの温度が所定値以上の場合、つまりクランク室の圧力を確実に低下させるにあたって、抽気通路の開度を大きくする必要性が殆どない場合には、抽気通路の開度を確実に小さく維持することができる。よって、容量可変型圧縮機の効率低下をさらに効果的に防止することができる。

請求項４の発明は請求項１〜３のいずれか一項において、前記第２プランジャに第２弁体が一体形成されている。従って、容量制御装置の部品点数を低減できて、該容量制御装置の構造を簡素化することができる。

請求項５の発明は請求項１〜４のいずれか一項において、前記第１プランジャ及び第２プランジャに対して一つのコアが配設されている。電磁付勢力は、第１プランジャとコアとの間及び第２プランジャとコアとの間でそれぞれ発生する。第１プランジャと第２プランジャは、コアを挟んだ反対側に配置されている。従って、第１プランジャとコアとの間に生じる電磁付勢力の大小が、第２プランジャの配置位置の影響を受けることを抑制できてなおかつ、第２プランジャとコアとの間に生じる電磁付勢力の大小が、第１プランジャの配置位置の影響を受けることを抑制できる。よって、第１弁体及び第２弁体の位置決めがそれぞれ安定し、容量可変型圧縮機の容量制御性を高めることができる。

請求項６の発明は、本発明の容量制御装置が、クラッチレスタイプの容量可変型圧縮機に適する旨を明確化したものである。即ち、請求項６の発明は請求項１〜５のいずれか一項において、前記空調装置は車両用であって、容量可変型圧縮機は、その駆動軸が車両の走行駆動源たるエンジンに対して常時伝達型のクラッチレス機構よりなる動力伝達機構を介して接続されたクラッチレスタイプである。

本発明によれば、入れ側制御機能と抜き側制御機能とを併せ持ち、冷媒ガスの圧力差に依存することなくかつ安価な構成によって抜き側制御を実行可能な容量可変型圧縮機の容量制御装置を提供することができる。

以下、本発明の容量制御装置を、車両用空調装置に用いられて冷媒ガスの圧縮を行う容量可変型斜板式圧縮機（以下、単に圧縮機とする）に適用した一実施形態について説明する。

（圧縮機）
図１に示すように前記圧縮機Ｃは、シリンダブロック１と、該シリンダブロック１の前端に接合固定されたフロントハウジング２と、シリンダブロック１の後端に弁・ポート形成体３を介して接合固定されたリヤハウジング４とを備えている。シリンダブロック１、フロントハウジング２及びリヤハウジング４が、圧縮機Ｃのハウジングを構成している。ハウジング内においてシリンダブロック１とフロントハウジング２とで囲まれた領域には、クランク室５が区画されている。クランク室５内には駆動軸６が回転可能に配置されている。クランク室５において駆動軸６上には、ラグプレート１１が一体回転可能に固定されている。

前記駆動軸６の機外側端部は、動力伝達機構ＰＴを介して、車両の走行駆動源たるエンジン（内燃機関）Ｅに作動連結されている。動力伝達機構ＰＴは、外部からの電気制御によって動力の伝達／遮断を選択可能なクラッチ機構（例えば電磁クラッチ）であってもよく、又は、そのようなクラッチ機構を持たない常時伝達型のクラッチレス機構（例えばベルト／プーリの組合せ）であってもよい。本実施形態では、クラッチレス機構からなる動力伝達機構ＰＴが採用されている。

前記クランク室５内には斜板１２が収容されている。斜板１２は、駆動軸６にスライド移動可能でかつ傾動可能に支持されている。ヒンジ機構１３は、ラグプレート１１と斜板１２との間に介在されている。従って、斜板１２は、ヒンジ機構１３を介したラグプレート１１との間でのヒンジ連結、及び駆動軸６の支持により、ラグプレート１１及び駆動軸６と同期回転可能であるとともに、駆動軸６の軸方向へのスライド移動を伴いながら駆動軸６に対して傾動可能となっている。

前記シリンダブロック１には、複数（図面には一つのみ示す）のシリンダボア１ａが、駆動軸６を取り囲むようにして貫通形成されている。片頭型のピストン２０は、各シリンダボア１ａ内に往復動可能に収容されている。シリンダボア１ａの前後開口は、弁・ポート形成体３及びピストン２０によって閉塞されており、このシリンダボア１ａ内にはピストン２０の往復動に応じて容積変化する圧縮室１８が区画されている。各ピストン２０は、シュー１９を介して斜板１２の外周部に係留されている。従って、駆動軸６の回転にともなう斜板１２の回転運動が、シュー１９を介してピストン２０の往復直線運動に変換される。

前記弁・ポート形成体３とリヤハウジング４との間には、中心域に位置する吸入室２１と、それを取り囲む吐出室２２とが区画形成されている。弁・ポート形成体３には各圧縮室１８に対応して、吸入ポート２３及び該吸入ポート２３を開閉する吸入弁２４、並びに、吐出ポート２５及び該吐出ポート２５を開閉する吐出弁２６がそれぞれ形成されている。吸入室２１の冷媒ガスは、各ピストン２０の上死点位置から下死点位置側への移動により、吸入ポート２３及び吸入弁２４を介して圧縮室１８へと吸入される。圧縮室１８に吸入された冷媒ガスは、ピストン２０の下死点位置から上死点位置側への移動により所定の圧力にまで圧縮された後、吐出ポート２５及び吐出弁２６を介して吐出室２２へと吐出される。

（冷媒循環回路）
車両用空調装置の冷媒循環回路（冷凍サイクル）は、上述した圧縮機Ｃと外部冷媒回路３０とを備えている。外部冷媒回路３０は例えば、ガスクーラ３１、膨張弁３２及び蒸発器３３を備えている。外部冷媒回路３０の下流域には、蒸発器３３の出口と圧縮機Ｃの吸入室２１とをつなぐ冷媒の流通管３５が設けられている。外部冷媒回路３０の上流域には、圧縮機Ｃの吐出室２２とガスクーラ３１の入口とをつなぐ冷媒の流通管３６が設けられている。

前記圧縮機Ｃは、外部冷媒回路３０の下流域から吸入室２１へと導入された冷媒ガスを吸入して圧縮し、この圧縮した冷媒ガスを外部冷媒回路３０の上流域へとつながる吐出室２２へと吐出する。圧縮機Ｃにおいて吐出室２２と流通管３６とは、リヤハウジング４内に設けられた吐出通路１７を介して接続されている。吐出通路１７の途中には絞り１７ａが配設されている。

前記冷媒循環回路において蒸発器３３の出口から圧縮機Ｃの吸入室２１までの領域は、該冷媒循環回路の吸入圧（Ｐｓ）領域として把握することができる。冷媒循環回路において圧縮機Ｃの吐出室２２からガスクーラ３１の入口までの領域は、該冷媒循環回路の吐出圧領域として把握することができる。この吐出圧領域において、特に、吐出通路１７の絞り１７ａよりも上流側（吐出室２２側）の領域は高圧側吐出圧領域Ｐ１として、また該絞り１７ａよりも下流側（ガスクーラ３１側）の領域は低圧側吐出圧領域Ｐ２として、それぞれ把握することができる。

（容量制御装置）
前記斜板１２の傾斜角度（駆動軸６の軸線に対して直交する平面との間でなす角度）は、クランク室５の圧力（クランク圧Ｐｃ）の変更に応じて変更される。図２に示すように、クランク圧Ｐｃを制御するための容量制御装置は、圧縮機Ｃのハウジング内に設けられた、抽気通路としての第１抽気通路２７、第２抽気通路２８、給気通路２９及び制御弁ＣＶによって構成されている。

前記第１及び第２抽気通路２７，２８は、それぞれクランク室５と冷媒循環回路の吸入圧領域（詳しくは吸入室２１）とを接続している。第１抽気通路２７の途中には制御弁ＣＶが配設されている。第２抽気通路２８は固定絞り２８ａを備えている。給気通路２９は、冷媒循環回路の低圧側吐出圧領域Ｐ２（詳しくは吐出通路１７において絞り１７ａよりも下流側）と、クランク室５とを接続している。第１抽気通路２７及び給気通路２９の途中には、制御弁ＣＶが配設されている。制御弁ＣＶは、給気通路２９の開度を調節可能な所謂入れ側制御機能と、第１抽気通路２７の開度を調節可能な所謂抜き側制御機能とを有している。

前記制御弁ＣＶの入れ側制御機能及び抜き側制御機能によって、給気通路２９を介したクランク室５への高圧な吐出ガスの導入量と、第１及び第２抽気通路２７，２８を介したクランク室５からのガス導出量とのバランスが制御され、クランク圧Ｐｃが決定される。このクランク圧Ｐｃの変更に応じて、ピストン２０を介してのクランク圧Ｐｃと圧縮室１８の内圧との差が変更され、斜板１２の傾斜角度が変更される結果、ピストン２０のストローク即ち圧縮機Ｃの吐出容量が調節される（図１参照）。例えば、クランク圧Ｐｃが低下すると斜板１２の傾斜角度が増大し、圧縮機Ｃの吐出容量が増大される。逆に、クランク圧Ｐｃが上昇すると斜板１２の傾斜角度が減少し、圧縮機Ｃの吐出容量が減少される。

（制御弁）
図３に示すように前記制御弁ＣＶは、該図中の上半部を占める弁機能部５９と、下半部を占めるソレノイド部６０とを備えている。弁機能部５９は、給気通路２９の開度及び第１抽気通路２７の開度をそれぞれ調節可能である。制御弁ＣＶ内にはバルブロッド４０が配置されている。ソレノイド部６０は、外部からの通電制御に基づきバルブロッド４０を付勢制御するための一種の電磁アクチュエータである。バルブロッド４０は、先端部を小径としてなる連結部４２、略中央に位置する第１弁体としての第１弁部４３、及び基端部たるガイドロッド部４４を備えた棒状部材である。

前記制御弁ＣＶのバルブハウジング４５は、上半部のバルブボディ４５ａと、下半部のアクチュエータハウジング４５ｂとからなっている。バルブボディ４５ａ内には、図面上側から順に、感圧室４８、第１連通路４７、第１弁室４６及び第２弁室４９が連接配置されている。バルブボディ４５ａ内において第１弁室４６よりも径方向（図面左右方向）外側には、複数の第２連通路５７が区画されている。第２連通路５７は、第１弁室４６よりも径方向外側で第２弁室４９に連接されている。感圧室４８、第１及び第２弁室４６，４９、並びに第１連通路４７内には、バルブロッド４０がバルブハウジング４５の軸方向（図面上下方向）へと移動可能に配置されている。

前記感圧室４８内には、感圧部材たるベローズ５０が収容配置されている。ベローズ５０の上端部（固定端部）はバルブボディ４５ａに固定されている。ベローズ５０の下端部（可動端部）には、バルブロッド４０の連結部４２が当接可能となっている。感圧室４８内は、有底円筒状をなすベローズ５０によって、該ベローズ５０の内部空間である第１圧力室５４と、外部空間である第２圧力室５５とに区画されている。第２圧力室５５内には、コイルバネよりなるベローズ付勢バネ３９が配置されている。ベローズ付勢バネ３９は、ベローズ５０を収縮方向に向けて付勢する。

前記第１圧力室５４は、第１導圧通路３７を介して冷媒循環回路の高圧側吐出圧領域Ｐ１（詳しくは吐出室２２）に接続されている。従って、第１圧力室５４内には、冷媒循環回路の高圧側吐出圧領域Ｐ１の圧力ＰｄＨが導入されている。第２圧力室５５は、第２導圧通路３８を介して冷媒循環回路の低圧側吐出圧領域Ｐ２（詳しくは吐出通路１７において絞り１７ａよりも下流側）に接続されている。従って、第２圧力室５５内には、冷媒循環回路の低圧側吐出圧領域Ｐ２の圧力ＰｄＬが導入されている。本実施形態においては、感圧室４８（第１及び第２圧力室５４，５５）、ベローズ５０、ベローズ付勢バネ３９、第１及び第２導圧通路３７，３８等によって、感圧機構が構成されている。

前記ベローズ５０は、第１圧力室５４の内圧と第２圧力室５５の内圧との差、つまり吐出通路１７における絞り１７ａの前後の差圧（ΔＰｄ＝ＰｄＨ−ＰｄＬ）に応じて伸縮することで、この差圧ΔＰｄの変動をバルブロッド４０（第１弁部４３）の位置決めに反映させる。絞り１７ａの前後の差圧ΔＰｄには、冷媒循環回路の冷媒流量が反映されている。例えば、冷媒循環回路の冷媒流量が多くなると、絞り１７ａの前後の差圧ΔＰｄが大きくなる。従って、ベローズ５０が、ベローズ付勢バネ３９に抗して伸長する。逆に、冷媒循環回路の冷媒流量が少なくなると、絞り１７ａの前後の差圧ΔＰｄが小さくなる。従って、ベローズ５０が、ベローズ付勢バネ３９の付勢力によって収縮する。

前記バルブボディ４５ａの周壁には、第２弁室４９に連通する第１ポート５１と、第２連通路５７に連通する第２ポート５２とが設けられている。第１ポート５１とクランク室５とは、クランク室通路５８を介して接続されている。第２ポート５２と吸入室２１とは、吸入室通路６９を介して接続されている。

前記第１弁室４６内には、バルブロッド４０の第１弁部４３が配置されている。バルブボディ４５ａ内において、第１弁室４６と第１連通路４７との境界に位置する段差は第１弁座部５３をなしている。そして、バルブロッド４０が、図３の位置つまり第１弁部４３が第１連通路４７と第１弁室４６との連通を許容する状態から、図４の位置つまり第１弁部４３が第１弁座部５３に着座する位置へ上動すると、第１連通路４７と第１弁室４６との連通が遮断される。

前記第２弁室４９内には、第２プランジャとしての円筒状をなすバルブリング７１が、バルブハウジング４５の軸線方向へ移動可能に配置されている。バルブリング７１は磁性材料よりなっている。バルブリング７１において第２連通路５７側に位置する上端部には、第２弁体としての第２弁部７２が設けられている。つまり、本実施形態においては、第２プランジャに第２弁体が一体形成されている。バルブリング７１の中心部にはバルブロッド４０が挿通されている。バルブリング７１とバルブロッド４０との間には隙間が確保されており、該隙間は、第２弁室４９内においてバルブリング７１の上端面側と下端面側とを接続するバイパス通路７３をなしている。

前記バルブボディ４５ａ内において、第２連通路５７と第２弁室４９との境界に位置する段差は第２弁座部７４をなしている。第２弁室４９内には、第２弁体用付勢バネとしてのコイルバネよりなるリング付勢バネ７５が配置されている。リング付勢バネ７５は、第２弁部７２が第２弁座部７４へ着座する閉塞方向（一方の調節方向）に向けてバルブリング７１を付勢する。バルブリング７１が、図３の位置つまり第２弁部７２が第２弁座部７４に着座して第２連通路５７と第２弁室４９との連通が遮断された状態から、図４の位置つまり第２弁部７２が第２弁座部７４から離間した位置へ下動すると、第２連通路５７と第２弁室４９との連通が許容される。

図３に示すように、前記バルブロッド４０（第１弁部４３）が第１連通路４７と第１弁室４６との連通を許容する状態でかつ、バルブリング７１（第２弁部７２）が第２連通路５７と第２弁室４９との連通を遮断する状態では、冷媒循環回路の低圧側吐出圧領域Ｐ２の圧力ＰｄＬが、第２導圧通路３８、第２圧力室５５、第１連通路４７、第１弁室４６、第２弁室４９（バイパス通路７３）、第１ポート５１及びクランク室通路５８を同順に経由してクランク室５へと導入される。つまり、この状態では、第２導圧通路３８、第２圧力室５５、第１連通路４７、第１弁室４６、第２弁室４９、第１ポート５１及びクランク室通路５８が、給気通路２９をなしている。

図４に示すように、前記バルブロッド４０（第１弁部４３）が第１連通路４７と第１弁室４６との連通を遮断した状態でかつ、バルブリング７１（第２弁部７２）が、第２連通路５７と第２弁室４９との連通を許容する状態では、圧縮機Ｃのクランク圧Ｐｃが、クランク室通路５８、第１ポート５１、第２弁室４９、第２連通路５７、第２ポート５２及び吸入室通路６９を同順に経由して吸入室２１へと導出される。この状態では、クランク室通路５８、第１ポート５１、第２弁室４９、第２連通路５７、第２ポート５２及び吸入室通路６９が、第１抽気通路２７をなしている。つまり、クランク室通路５８及び第１ポート５１並びに第２弁室４９は、第１抽気通路２７と給気通路２９との間で共用されている。

図３に示すように、前記ソレノイド部６０は、アクチュエータハウジング４５ｂ内の中心部に有底円筒状の収容筒６１を備えている。収容筒６１において上側の開口には、円柱状の固定鉄心（コア）６２が嵌入固定されている。この固定鉄心６２の嵌入により、収容筒６１内の最下部にはソレノイド室６３が区画されている。固定鉄心６２の上端面は、第２弁室４９内に面してバルブリング７１の下端面と対向されている。

前記ソレノイド室６３内には、第１プランジャとしての可動鉄心６４が軸方向へ移動可能に収容されている。つまり、可動鉄心６４とバルブリング７１は、固定鉄心６２を挟んだ反対側に配置されている。固定鉄心６２の中心部には、軸方向に延びるガイド孔６５が貫通形成されている。ガイド孔６５内には、バルブロッド４０のガイドロッド部４４が軸方向へ移動可能に配置されている。ガイドロッド部４４は、ソレノイド室６３内において可動鉄心６４に嵌合固定されている。従って、可動鉄心６４とバルブロッド４０とは常時一体となって上下動する。

前記ソレノイド室６３内において固定鉄心６２と可動鉄心６４との間には、コイルバネよりなるロッド付勢バネ６６が配置されている。ロッド付勢バネ６６は、第１弁部４３が第１弁座部５３から離間する方向に向けてバルブロッド４０を付勢する。

前記アクチュエータハウジング４５ｂ内において固定鉄心６２及び可動鉄心６４の外周側には、これら鉄心６２，６４を跨ぐ範囲にコイル６７が巻回配置されている。このコイル６７には、冷房負荷等に応じた制御コンピュータ（制御手段）８１の指令に基づき、駆動回路８２から電力が供給される。従って、コイル６７への電力供給量に応じた大きさの電磁付勢力（電磁吸引力）が、固定鉄心６２と可動鉄心６４との間に発生する。この電磁付勢力は、可動鉄心６４を介してバルブロッド４０（第１弁部４３）へと伝達される。なお、コイル６７への通電制御は、該コイル６７への印加電圧を調整することでなされ、本実施形態においてコイル６７への印可電圧の調整にはＰＷＭ（パルス幅変調）制御が採用されている。

前記制御弁ＣＶにおいては、ソレノイド部６０が第１弁部４３に付与する電磁付勢力を外部からの電力供給量に応じて変更することで、ベローズ５０による第１弁部４３の位置決め動作の基準となる、冷媒循環回路における絞り１７ａの前後の差圧ΔＰｄの制御目標（設定圧たる設定差圧）を変更可能である。ベローズ５０は、コイル６７への電力供給量によって決定された設定差圧を維持するように、絞り１７ａの前後における差圧ΔＰｄの変動に応じて、内部自律的にバルブロッド４０（第１弁部４３）を位置決めする。

例えば、前記エンジンＥの回転速度の増大によって冷媒循環回路における冷媒流量が増大して、絞り１７ａの前後の差圧ΔＰｄが増大変動すると、ベローズ５０が伸長し、バルブロッド４０が下動して第１弁部４３が第１弁座部５３から遠ざかる。従って、給気通路２９の開度が大きくなってクランク圧Ｐｃが増大傾向となる。よって、圧縮機Ｃの吐出容量が減少傾向となって、絞り１７ａの前後の差圧ΔＰｄが減少傾向となる。

逆に、前記エンジンＥの回転速度の減少によって冷媒循環回路における冷媒流量が減少して、絞り１７ａの前後の差圧ΔＰｄが減少変動すると、ベローズ５０が収縮し、バルブロッド４０が上動して第１弁部４３が第１弁座部５３へと近づく。従って、給気通路２９の開度が小さくなってクランク圧Ｐｃが減少傾向となる。よって、圧縮機Ｃの吐出容量が増大傾向となって、絞り１７ａの前後の差圧ΔＰｄが増大傾向となる。

また、前記制御弁ＣＶの設定差圧は、コイル６７への電力供給量を調節することで外部から変更可能となっている。
即ち、例えば、前記制御コンピュータ８１から駆動回路８２に指令されるデューティ比が増大すると、ソレノイド部６０が第１弁部４３に付与する電磁付勢力が大きくなり、制御弁ＣＶの設定差圧が大きくなる。設定差圧が増大変更されると、給気通路２９の開度が減少傾向となる。従って、圧縮機Ｃの吐出容量が増大傾向となって、絞り１７ａの前後の差圧ΔＰｄは増大傾向となる。制御コンピュータ８１から駆動回路８２に指令されるデューティ比が最大（１００％）となると、ソレノイド部６０が第１弁部４３に付与する電磁付勢力が最大となる。ソレノイド部６０が第１弁部４３に付与する電磁付勢力が最大となると、第１弁部４３の位置決めにはこの電磁付勢力が支配的となり、該第１弁部４３によって給気通路２９が閉塞されて圧縮機Ｃの吐出容量は最大となる。

逆に、前記制御コンピュータ８１から駆動回路８２に指令されるデューティ比が減少すると、ソレノイド部６０の電磁付勢力が小さくなり、制御弁ＣＶの設定差圧が小さくなる。設定差圧が減少変更されると、給気通路２９の開度が増大傾向となる。従って、圧縮機Ｃの吐出容量が減少傾向となって、絞り１７ａの前後の差圧ΔＰｄは減少傾向となる。制御コンピュータ８１から駆動回路８２に指令されるデューティ比が最小（０％（通電停止））となると、ソレノイド部６０が第１弁部４３に付与する電磁付勢力が最小となる（消失する）。ソレノイド部６０が第１弁部４３に付与する電磁付勢力が最小となると、第１弁部４３の位置決めにはロッド付勢バネ６６の付勢力が支配的となり、給気通路２９が全開状態とされて圧縮機Ｃの吐出容量は最小となる。

ここで、前記制御弁ＣＶにおいては、バルブリング７１が磁性材料よりなることから、コイル６７への電力供給量に応じた大きさの電磁付勢力（電磁吸引力）が、固定鉄心６２とバルブリング７１との間にも発生する。つまり、コイル６７は、可動鉄心６４及びバルブリング７１に対して一つが配設されている。また、固定鉄心６２は、可動鉄心６４及びバルブリング７１に対して一つが配設されている。

前記固定鉄心６２とバルブリング７１との間に発生する電磁付勢力は、バルブリング７１に対して、第２弁部７２が第２弁座部７４から離間する開放方向（他方の調節方向）、つまりバルブロッド４０（第１弁部４３）に作用する閉塞方向への電磁付勢力とは異なる調節方向に作用する。バルブリング７１（第２弁部７２）は、固定鉄心６２とバルブリング７１との間に発生する電磁付勢力と、該電磁付勢力に対抗するリング付勢バネ７５の付勢力との大小関係に応じて位置決めされる。

なお、前記位置決めに関して、バルブリング７１に作用する、自重に基づく重力や冷媒ガスの圧力に基づく力は無視できるものとする。バルブリング７１の最大ストロークは小さいため、該バルブリング７１に作用するリング付勢バネ７５の付勢力は、バルブリング７１のストローク位置に関係なくほぼ一定とみなすことができる。バルブリング７１の最大ストロークは小さいため、固定鉄心６２とバルブリング７１との間に発生する電磁付勢力は、制御コンピュータ８１から駆動回路８２に指令されるデューティ比が同じ場合には、バルブリング７１のストローク位置に関係なくほぼ一定とみなすことができる。

さて、例えば、図４に示すように、前記固定鉄心６２とバルブリング７１との間に発生する電磁付勢力がリング付勢バネ７５の付勢力を上回る状態では、バルブリング７１の下端面が固定鉄心６２の上端面に当接して、第２弁部７２が第２連通路５７（第１抽気通路２７）を開放（全開）する。逆に、図３に示すように、固定鉄心６２とバルブリング７１との間に発生する電磁付勢力がリング付勢バネ７５の付勢力を下回る状態では、バルブリング７１の第２弁部７２が第２弁座部７４に着座して第２連通路５７（第１抽気通路２７）が閉塞される。

ここで、前記コイル６７の温度が所定値（４０〜８０℃）未満の場合には、コイル６７の電気抵抗が低くなる。従って、コイル６７の温度が所定値未満の場合には、例えばコイル６７の温度が所定値以上の場合と比較して、制御コンピュータ８１から駆動回路８２に指令されるデューティ比が同じでも、より大きな電磁付勢力が固定鉄心６２とバルブリング７１との間に発生する。リング付勢バネ７５の付勢力は、コイル６７の温度が所定値未満でかつ、制御コンピュータ８１から駆動回路８２に指令されるデューティ比が最大の場合において、固定鉄心６２とバルブリング７１との間に発生する電磁付勢力を下回る設定となっている。リング付勢バネ７５の付勢力は、コイル６７の温度が所定値以上の場合には、制御コンピュータ８１から駆動回路８２に指令されるデューティ比の大小に関係なく、固定鉄心６２とバルブリング７１との間に発生する電磁付勢力を上回る設定となっている。

つまり、本実施形態においては、前記コイル６７の温度が所定値未満の場合にのみ、制御コンピュータ８１から駆動回路８２に最大デューティ比が指令されることで、固定鉄心６２とバルブリング７１との間に発生する電磁付勢力がリング付勢バネ７５の付勢力を上回る状態がもたらされる。

さて、前記圧縮機Ｃにおいては、エンジンＥの停止から長時間が経過すると、クランク室５内に多量の液冷媒が停留された状態となる。この状態からエンジンＥが冷間起動し、該エンジンＥの回転開始と同時に圧縮機Ｃの駆動（駆動軸６の回転駆動）が開始されると（上述したように動力伝達機構ＰＴはクラッチレス機構である）、斜板１２によって掻き回されること等で液冷媒が気化して、クランク圧Ｐｃが過大に上昇しようとする。

前記エンジンＥの起動時において、制御コンピュータ８１から駆動回路８２に指令されるデューティ比は最小とされる。従って、エンジンＥの起動時においてバルブリング７１は、リング付勢バネ７５の付勢力によって第２弁部７２が第２弁座部７４に着座して、第１抽気通路２７を閉塞している。よって、圧縮機Ｃの吐出容量は、最小デューティ比つまり給気通路２９の全開状態に応じた最小に維持される。圧縮機Ｃの吐出容量が最小であれば、エンジンＥの圧縮機駆動負荷を軽減できて該エンジンＥの起動性を良好とすることができる。

ここで例えば、前記エンジンＥが完全起動した（回転速度が所定値を超えた）直後において車室内が暑いと、制御コンピュータ８１は乗員の冷房要求操作（図示しないエアコンスイッチのオン及び温度設定器による低温度の設定）に基づき、クールダウンを行うべく駆動回路８２に最大デューティ比を指令する。従って、制御弁ＣＶのバルブロッド４０は、第１弁部４３が第１弁座部５３に着座する位置へ移動して、給気通路２９を閉塞する。よって、低圧側吐出圧領域Ｐ２からクランク室５への高圧冷媒ガスの供給が停止される。

前記エンジンＥの冷間起動直後においては、圧縮機Ｃの温度も低くて、コイル６７の温度が所定値よりも低い。この状態で、駆動回路８２に最大デューティ比が指令されることで、固定鉄心６２とバルブリング７１との間に発生する電磁付勢力が、リング付勢バネ７５の付勢力を上回る。従って、バルブリング７１は、第２弁部７２が第２弁座部７４から離間して、第１抽気通路２７を開放する位置へ移動される。

よって、前記クランク室５の液冷媒は、第２抽気通路２８に加えて、開放状態の第１抽気通路２７を介して速やかに吸入室２１へと導出されることとなる。このため、クランク圧Ｐｃは、最大デューティ比に応じた低い状態に維持され、圧縮機Ｃは斜板１２の傾斜角度を速やかに増大させて吐出容量を最大とする。その結果、車両用空調装置は、エンジンＥの冷間起動後、速やかに所望のクールダウン状態を得ることができる。

前記圧縮機Ｃの最大吐出容量運転によって車室内が或る程度にまで冷えてくれば、制御コンピュータ８１は駆動回路８２へ指令するデューティ比を最大から減少変更する。また、エンジンＥの冷間起動から或る程度時間が経過すれば、該エンジンＥや圧縮機Ｃの発熱によって、コイル６７の温度が所定値以上へと上昇する。制御コンピュータ８１が駆動回路８２へ指令するデューティ比が最大から減少変更されるか、或いはコイル６７の温度が所定値以上に上昇すると、固定鉄心６２とバルブリング７１との間に発生する電磁付勢力が、リング付勢バネ７５の付勢力を下回る。従って、バルブリング７１は、第２弁部７２が第２弁座部７４に着座する位置へ移動して、第１抽気通路２７を閉塞する。

前記バルブリング７１が第１抽気通路２７を閉塞して以降、エンジンＥが停止されるまでは、バルブロッド４０（第１弁部４３）の位置決めのみつまり入れ側制御のみによって、クランク圧Ｐｃの調節が行われる。つまり、制御弁ＣＶの抜き側制御機能は、エンジンＥの冷間時において圧縮機Ｃの吐出容量を最大とする場合にのみ働く。

ここで、図４に示すように、前記第２弁室４９は、バルブロッド４０（第１弁部４３）が第１連通路４７と第１弁室４６との連通を許容する状態でかつ、バルブリング７１（第２弁部７２）が第２連通路５７と第２弁室４９との連通を遮断する状態では、第１抽気通路２７ではなく給気通路２９を構成していると言える。従って、この状態において、第２弁部７２が第２連通路５７と第２弁室４９との連通を遮断することは、第１抽気通路２７が閉塞されるのと同時に、制御弁ＣＶ内における給気通路２９と第１抽気通路２７（第２連通路５７）との間の連通も遮断されることを意味する。よって、給気通路２９を流れる冷媒ガスが、制御弁ＣＶ内において第１抽気通路２７（第２連通路５７）へと漏れ出すことを防止でき、圧縮機Ｃの効率低下を防止できる。

上記実施形態によれば、以下のような効果を得ることができる。
（１）可動鉄心６４及びバルブリング７１に対して一つのコイル６７が配設され、該コイル６７への通電によって、バルブロッド４０（第１弁部４３）及びバルブリング７１（第２弁部７２）に対して同時に電磁付勢力が作用される。従って、冷媒ガスの圧力差に依存することなく、かつ電磁駆動構成（コイル６７や駆動回路８２等の電気回路構成や制御コンピュータ８１のプログラム）を共用した安価な構成により、第１弁部４３の位置決めに連動して第２弁部７２の位置決めつまり第１抽気通路２７の確実な開度調節が可能である。冷媒ガスの圧力差に依存することなく第１抽気通路２７の開度調節が可能であることは、差圧弁を用いていた従来において生じていた様々な問題（例えば図６の態様にあっては異物の噛み込みによる動作不良。図７の態様にあってはクラッチレスタイプの圧縮機との相性が悪い等）を解決することができる。

（２）リング付勢バネ７５の付勢力は、コイル６７の温度が所定値以上でかつ、制御コンピュータ８１から駆動回路８２に指令されるデューティ比が最大未満の場合において、バルブリング７１に作用する電磁付勢力を上回る設定となっている。コイル６７の温度が所定値以上にまで上昇するのは、例えば圧縮機Ｃの駆動が開始されてから或る程度の時間が経過された後である。この状態では、クランク室５内に液冷媒が溜まっていることは殆どなく、クランク圧Ｐｃを確実に低下させるにあたって、第１抽気通路２７を開放する必要性は殆どない。従って、この場合、コイル６７を最大デューティ比未満で通電すれば、バルブリング７１に作用する電磁付勢力がリング付勢バネ７５の付勢力を下回り、該バルブリング７１によって第１抽気通路２７を閉塞状態に維持しておくことができる。バルブリング７１が第２抽気通路２７を閉塞する状態では、一種の内部漏れである、吐出室２２からクランク室５及び第１抽気通路２７を経由した吸入室２１への冷媒ガスの移動量を少なくでき、圧縮機Ｃの効率低下を防止することができる。

（３）リング付勢バネ７５の付勢力は、コイル６７の温度が所定値以上でかつ、制御コンピュータ８１から駆動回路８２に指令されるデューティ比が最大の場合において、バルブリング７２に作用する電磁付勢力を上回る設定となっている。従って、コイル６７の温度が所定値以上の場合、つまりクランク圧Ｐｃを確実に低下させるにあたって第１抽気通路２７を開放する必要性が殆どない場合には、制御コンピュータ８１が駆動回路８２に指令するデューティ比に関係なく、第１抽気通路２７を閉塞状態に維持することができる。よって、圧縮機Ｃの効率低下をさらに効果的に防止することができる。

（４）バルブリング７１（第２プランジャ）に第２弁部７２（第２弁体）が一体形成されている。従って。制御弁ＣＶの部品点数を低減できて、該制御弁ＣＶの構造を簡素化することができる。

（５）可動鉄心６４（第１プランジャ）及びバルブリング７１（第２プランジャ）に対して一つの固定鉄心６２が配設されている。可動鉄心６４とバルブリング７１は、固定鉄心６２を挟んだ反対側に配置されている。従って、可動鉄心６４と固定鉄心６２との間に生じる電磁付勢力の大小が、バルブリング７１の配置位置の影響を受けることを抑制できる。また、バルブリング７１と固定鉄心６２との間に生じる電磁付勢力の大小が、可動鉄心６４の配置位置の影響を受けることを抑制できる。よって、バルブロッド４０（第１弁部４３）及びバルブリング７１（第２弁部７２）の位置決めがそれぞれ安定し、圧縮機Ｃの容量制御性を高めることができる。

なお、本発明の趣旨から逸脱しない範囲で例えば以下の態様でも実施できる。
○図５に示すように、前記制御弁ＣＶにおいて第１ポート５１と第２ポート５２の配置位置を入れ替えること。この場合、第１弁室４６と第２弁室４９との間に弁座部材８５が配置されており、該弁座部材８５には第２ポート５２が接続される第２連通路５７が設けられている。第１弁室４６と第２弁室４９は、第１抽気通路２７の一部をなすバルブロッド４０と弁座部材８５との隙間を介して連通されている。

○例えば、前記リング付勢バネ７５の付勢力を若干弱く設定することで、制御コンピュータ８１から駆動回路８２に指令されるデューティ比が最大の場合には、コイル６７の温度が所定値以上の場合でも、バルブリング７１（第２弁部７２）が第１抽気通路２７を開放する設定とすること。このようにすれば、エンジンＥの冷間起動時でなくとも、圧縮機Ｃの吐出容量を速やかに最大とすることができる。

○第２弁部７２に、第２連通路５７と第２弁室４９とを常時連通する絞りを兼ねる細溝を設け、該第２弁部７２の最小開度をゼロとしないこと。このようにすれば、クランク室５と吸入室２１とを常時連通するための第２抽気通路２８を削除することができ、容量制御装置の構成を簡素化することができる。

○制御弁ＣＶを、制御コンピュータ８１が駆動回路８２に指令するデューティ比が増大すると設定差圧が小さくなり、逆にデューティが減少すると設定差圧が大きくなる構成とすること。この場合、第２弁体用付勢バネは第２弁体を開放方向に向けて付勢し、かつ第２プランジャは第２弁体に対して閉塞方向への電磁付勢力を作用させる構成を採用することとなる。

○第１抽気通路２７と給気通路２９との間で通路を共用せずに、第１抽気通路２７及び給気通路２９をそれぞれ独立した通路とすること。
○感圧機構として、冷媒循環回路の吸入圧領域の圧力に応じて、該圧力の変動を打ち消す側へ圧縮機の吐出容量が変更されるように内部自律的に第１弁体を位置決めする構成を採用すること。この場合、制御コンピュータ８１から駆動回路８２に指令されるデューティ比に応じて、感圧機構の動作の基準となる、設定圧としての設定吸入圧が変更される。

○本発明の容量制御装置を、ワッブル式の容量可変型圧縮機に適用すること。

容量可変型斜板式圧縮機の縦断面図。 容量制御装置を説明する模式図。 制御弁の断面図。 制御弁の動作を説明する要部拡大断面図。 別例の制御弁を示す断面図。 特許文献１の容量制御装置を示す断面図。 別の従来技術を示す断面図。

符号の説明

５…クランク室、６…駆動軸、２１…吸入圧領域としての吸入室、２２…吐出圧領域としての吐出室、２７…抽気通路としての第１抽気通路、２９…給気通路、３０…冷媒循環回路を構成する外部冷媒回路、４３…第１弁体としての第１弁部、５０…感圧機構を構成するベローズ、６２…コアとしての固定鉄心、６４…第１プランジャとしての可動鉄心、６７…コイル、７１…第２プランジャとしてのバルブリング、７２…第２弁体としての第２弁部、７５…第２弁体用付勢バネとしてのリング付勢バネ、Ｃ…容量可変型圧縮機、Ｅ…エンジン、Ｐｃ…クランク室の圧力、ＰｄＨ…冷媒循環回路内の圧力としての高圧側吐出圧領域の圧力、ＰｄＬ…同じく低圧側吐出圧領域の圧力、ＰＴ…動力伝達機構。

Claims (6)

1. 空調装置の冷媒循環回路を構成するとともに、クランク室の圧力が上昇すれば吐出容量を減少し前記クランク室の圧力が低下すれば吐出容量を増大する構成の容量可変型圧縮機に用いられ、
   前記クランク室と前記冷媒循環回路の吐出圧領域とを接続する給気通路と、該給気通路の開度を調節可能な第１弁体と、前記冷媒循環回路内の圧力に応じて、該圧力の変動を打ち消す側へ前記容量可変型圧縮機の吐出容量が変更されるように内部自律的に前記第１弁体を位置決めする感圧機構と、前記第１弁体に対して電磁付勢力を作用させる第１プランジャと、該電磁付勢力を変更することで前記感圧機構の動作の基準となる設定圧を変更可能であることと、前記クランク室と前記冷媒循環回路の吸入圧領域とを接続する抽気通路と、該抽気通路の開度を調節可能な第２弁体と、該第２弁体を開放方向及び閉塞方向のうちの一方の調節方向に向けて付勢する第２弁体用付勢バネと、前記第２弁体に対して開放方向及び閉塞方向のうちの他方の調節方向への電磁付勢力を作用させる第２プランジャとを備え、
   前記第１プランジャ及び前記第２プランジャに対して一つのコイルが配設され、該コイルへの通電によって、前記第１弁体及び前記第２弁体に対して同時に異なる調節方向へ電磁付勢力が作用されることを特徴とする容量制御装置。
2. 前記第１プランジャは前記第１弁体に対して閉塞方向への電磁付勢力を作用させ、前記第２プランジャは前記第２弁体に対して開放方向への電磁付勢力を作用させ、前記コイルは外部からＰＷＭ通電制御され、該ＰＷＭ通電制御によるデューティ比の変更に応じて、前記第１弁体に作用する電磁付勢力及び前記第２弁体に作用する電磁付勢力が変更され、前記第２弁体用付勢バネの付勢力は、前記コイルの温度が所定値未満でかつ前記デューティ比が最大の場合において、前記第２弁体に作用する電磁付勢力を下回り、前記第２弁体用付勢バネの付勢力は、前記コイルの温度が所定値以上でかつ前記デューティ比が最大未満の場合において、前記第２弁体に作用する電磁付勢力を上回る請求項１に記載の容量制御装置。
3. 前記第２弁体用付勢バネの付勢力は、前記コイルの温度が所定値以上でかつ前記デューティ比が最大の場合において、前記第２弁体に作用する電磁付勢力を上回る請求項２に記載の容量制御装置。
4. 前記第２プランジャに前記第２弁体が一体形成されている請求項１〜３のいずれか一項に記載の容量制御装置。
5. 前記第１プランジャ及び前記第２プランジャに対して一つのコアが配設され、前記電磁付勢力は、前記第１プランジャと前記コアとの間及び前記第２プランジャと前記コアとの間でそれぞれ発生し、前記第１プランジャと前記第２プランジャは、前記コアを挟んだ反対側に配置されている請求項１〜４のいずれか一項に記載の容量制御装置。
6. 前記空調装置は車両用であって、前記容量可変型圧縮機は、その駆動軸が車両の走行駆動源たるエンジンに対して常時伝達型のクラッチレス機構よりなる動力伝達機構を介して接続されたクラッチレスタイプである請求項１〜５のいずれか一項に記載の容量制御装置。

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