KR100340606B1 - 용량 가변형 압축기의 제어밸브 - Google Patents

Abstract

용량제어밸브를 구성하는 작동로드에 작용하는 압력에 의해 용량제어동작이 교란되는 것을 회피하여 제어동작의 정확성이나 적확성을 향상시킨다.

제어밸브는 밸브실 (46) 을 경유하는 급기통로 (28) 의 개방정도를 조절하는 밸브체부 (43) 와, 감압실 (48) 을 2 개의 압력실 (55,56) 로 구획하고 양 실 사이의 차압 (PdH － PdL) 에 의거하여 변위가능한 가동벽 (54) 과, 그 가동벽의 변위동작을 밸브체부 (43) 에 전달하는 작동로드 (40) 와, 이 로드를 상방가압하여 설정차압을 결정하는 전자 액츄에이터 (100) 를 구비하고, 상기 차압이 설정차압을 실현하도록 개방정도조절동작한다. 작동로드의 기단부를 수용하는 솔레노이드실 (63) 에는 로드의 내부통로 (74) 를 통하여 압력실 (56) 의 압력 (PdL) 이 유도되고 있다. 작동로드의 선단부 (41) 의 단면적과 기단부 (44) 의 유효수압면적은 거의 동등하게 되어 있다.

Description

용량 가변형 압축기의 제어밸브{CONTROL VALVE FOR VARIABLE CAPACITY COMPRESSOR}

본 발명은 용량 가변형 압축기에 사용되는 제어밸브에 관한 것이다. 특히 냉매순환회로에 설정된 2 개의 압력 감시점 사이의 차압이 설정차압에 근접 또는 수속(收束)하는 방향으로 압축기의 크랭크실의 내압을 유도하여 압축기의 토출용량을 제어하는 용량 가변형 압축기의 제어밸브에 관한 것이다.

일반적으로 차량용 공조장치의 냉방회로는 응축기 (콘덴서), 감압장치로서의 팽창밸브, 증발기 (evaporator) 및 압축기를 구비하고 있다. 압축기는 증발기로부터의 냉매가스를 흡입하여 압축하고, 그 압축가스를 응축기를 향하여 토출한다. 증발기는 냉방회로를 흐르는 냉매와 차량 실내공기와의 열교환을 실시한다. 열부하 또는 냉방부하의 크기에 따라 증발기주변을 통과하는 공기의 열량이 증발기내를 흐르는 냉매에 전달되므로, 증발기의 출구 또는 하류측에서의냉매가스압력은 냉방부하의 크기를 반영한다. 차량용 압축기로서 널리 채용되고 있는 용량 가변형 사판식 압축기에는 증발기의 출구압력 (흡입압 (Ps) 라고 함) 을 소정의 목표치 (설정흡입압이라고 함) 로 유지하기 위하여 동작하는 용량제어기구가 장착되어 있다. 용량제어기구는 냉방부하의 크기에 알맞는 냉매유량이 되도록 흡입압 (Ps) 을 제어지표로 하여 압축기의 토출용량 즉 사판각도를 피드백(feedback) 제어한다. 이러한 용량제어기구의 전형적인 예는 내부제어밸브라고 불리는 용량제어밸브이다. 내부제어밸브에서는 벨로즈나 다이어프램 등의 감압부재로 흡입압 (Ps) 을 감지하고, 감압부재의 변위동작을 밸브체의 위치결정에 이용하여 밸브 개방정도조절을 실시함으로써 사판실 (크랭크실이라고도 함) 의 압력 (크랭크압 (Pc)) 을 조절하여 사판각도를 결정하고 있다.

또한 단일한 설정흡입압 밖에 가질 수 없는 단순한 내부제어밸브에서는 섬세한 공조제어요구에 대응할 수 없기 때문에 외부로부터의 공기제어에 의해 설정흡입압을 변경할 수 있는 설정흡입압 가변형 제어밸브도 존재한다. 설정흡입압 가변형 제어밸브는 예컨대 전술한 내부제어밸브에 전자솔레노이드 등과 같은 전기적으로 가압력 조절가능한 액츄에이터를 부가하고, 내부제어밸브의 설정흡입압을 결정하는 감압부재에 작용하는 기계적 스프링력을 외부제어에 의해 증감변경함으로써 설정흡입압의 변경을 실현하는 것이다.

차량용 압축기는 일반적으로 차량엔진으로부터 동력공급을 받아 구동된다. 압축기는 엔진동력 (또는 토크) 을 가장 많이 소비하는 보조기 중 하나이며, 엔진에 큰 부하가 걸리는 것은 틀림없다. 그러므로, 차량용 공조장치는 차량의 가속시나 등판주행시 등 엔진동력을 차량의 전진구동에 최대한 반영하려는 비상시에는 압축기의 토출용량을 최소화함으로써 압축기에 유래하는 엔진부하를 저감시키도록 하는 제어 (일시적인 부하저감조치로서의 컷제어) 를 실시하도록 프로그램되어 있다. 전술한 설정흡입압 가변밸브 부착 용량 가변형 압축기를 사용한 공조장치에서는 제어밸브의 설정흡입압을 통상의 설정흡입압 보다 높은 값으로 변경함으로써 현흡입압을 새 설정압에 비해 낮은 값으로 하여 압축기의 토출용량을 최소화하는 방향으로 유도하여 실질적인 컷제어를 실현하고 있다.

그러나, 설정흡입압 가변밸브 부착 용량 가변형 압축기의 동작을 상세하게 해석한 결과, 흡입압 (Ps) 을 지표로 한 피드백제어를 하는 한, 계획한대로의 컷제어 (즉 엔진부하저감) 가 항상 실현되지는 않는다는 것이 판명되었다.

도 14 의 그래프는 흡입압 (Ps) 과 압축기의 토출용량 (Vc) 과의 상관관계를 개념적으로 나타낸 것이다. 이 그래프로 알 수 있는 바와 같이 흡입압 (Ps) 과 토출용량 (Vc) 의 상관곡선 (특성선) 은 1 종류가 아니며 증발기에서의 열부하의 크기에 따라 복수의 상관곡선이 존재한다. 따라서, 어떤 압력 (Ps1) 을 피드백제어의 목표치인 설정흡입압 (Pset) 으로서 부여하더라도 열부하의 상황에 따라 제어밸브의 자율동작에 의해 실현되는 실제의 토출용량에는 일정폭 (그래프에서는 ΔVc) 의 편차가 발생한다. 예컨대 증발기의 열부하가 과대한 경우에는 설정흡입압 (Pset) 을 충분하게 높인 것 같아도 실제의 토출용량 (Vc) 은 엔진의 부하를 저감시키는 데 까지 완전히 떨어뜨릴 수 없다는 사태가 생길 수 있다. 즉 흡입압 (Ps) 에 의거한 제어에서는 단순히 설정흡입압 (Pset) 을 높은 값으로 설정변경하여도 증발기에서의 열부하의 변화가 추종되어 오지 않으면 바로 토출용량을 떨어뜨릴 수 없다는 문제가 있다.

증발기에서의 열부하를 반응하는 흡입압 (Ps) 에 의거하여 용량 가변형 압축기의 토출용량을 조절하는 제어수법은 차 밖의 한난(寒暖)의 변화에 상관없이 인간의 쾌적감을 좌우하는 실온의 안정유지를 도모한다는 공조장치 본래의 목적을 달성하려는 점에서는 매우 타당한 제어수법이다. 그러나, 상기 컷제어에서 볼 수 있는 바와 같이 공조장치 본래의 목적을 일시적으로 포기하더라도 구동원 (엔진) 의 사정을 최우선하여 긴급피난적으로 신속한 토출용량 다운을 실현하기에는 흡입압 (Ps) 에 의거한 제어로는 충분하게 대응할 수 없다는 것이 현실정이다.

본 발명의 목적은 증발기에서의 열부하상황에 영향받지 않고 압축기의 토출용량을 직접적으로 제어할 수 있는 용량 가변형 압축기의 제어밸브를 제공하는 데 있으며, 나아가서는 이 제어밸브의 구성부재에 작용할 수 있는 각종 압력에 의해 제어동작이 저해되거나 교란되는 일이 별로 없이 용량제어동작의 정확성이나 적확성(的確性)이 우수한 제어밸브를 제공하는 데 있다.

도 1 은 용량 가변형 사판식 압축기의 단면도이다.

도 2 는 제 1, 제 3 및 제 4 실시형태에 있어서의 냉매순환회로의 개요를 나타내는 회로도이다.

도 3 은 제 1 실시형태에 따른 설정차압가변형 용량제어밸브의 단면도이다.

도 4 는 용량제어의 메인루틴의 흐름도이다.

도 5 는 통상제어루틴의 흐름도이다.

도 6 은 제 2 실시형태에 있어서의 냉매순환회로의 개요를 나타내는 회로도이다.

도 7 은 제 2 실시형태에 따른 설정차압가변형 용량제어밸브의 단면도이다.

도 8 은 제 3 실시형태에 따른 설정차압가변형 용량제어밸브의 단면도이다.

도 9 는 제 3 실시형태의 다른 예의 설정차압가변형 용량제어밸브의 단면도이다.

도 10 은 제 4 실시형태에 따른 설정차압가변형 용량제어밸브의 단면도이다.

도 11 은 제 4 실시형태에 따른 설정차압가변형 용량제어밸브의 단면도이다.

도 12 는 제 4 실시형태의 다른 예의 설정차압가변형 용량제어밸브의 단면도이다.

도 13 은 제 1 실시형태에서의 유효수압면적을 설명하기 위한 단면도이다.

도 14 는 종래기술에서의 흡입압과 토출용량의 상관관계를 나타내는 그래프이다.

도 15 는 청구의 범위 제 3 항에 대응하는 발명의 주요한 구성을 나타내는 원리도이다.

도 16 은 청구의 범위 제 4 항에 대응하는 발명의 주요한 구성을 나타내는 원리도이다.

도면의 주요부분에 대한 부호의 설명

5 : 크랭크실 12 : 사판 (캠 플레이트)

20 : 피스톤 21 : 흡입실 (흡입압영역)

22 : 토출실 (토출압영역) 27 : 추기통로

28 : 급기통로 40 : 작동로드

41 : 차압수납부 (선단부) 42 : 연결부

43 : 밸브체부 (밸브체) 44 : 가이드로드부 (기단부)

45 : 밸브하우징 46 ; 밸브실

47 : 연통로 (또는 밸브실겸 연통로) 48 : 감압실

54 : 가동벽 (구획부재) 55 : P1 압력실 (제 1 압력실)

56 : P2 압력실 (제 2 압력실)

63 : 솔레노이드실 (작동로드 기단부의 수용영역)

66 : 복귀스프링 (초기화수단) 74 : 내부통로

75 : 복귀스프링 (초기화수단) 79 : 작동로드 기단부의 수용영역

100 : 설정차압변경 액츄에이터 (66,75,100 등은 설정차압 결정수단을 구성한다.)

P1 : 제 1 압력 감시점 P2 : 제 2 압력 감시점

Pc : 크랭크압 (크랭크실의 내압) Pd : 토출압

Ps : 흡입압

청구의 범위 제 1 항의 발명은 용량 가변형 압축기의 토출압영역과 크랭크실을 연결하는 급기통로 또는 이 압축기의 흡입압영역과 크랭크실을 연결하는 추기(抽氣)통로의 일부를 구성할 수 있는 밸브실과, 감압실을 내부에 갖는 밸브하우징과, 상기 밸브실내로 이동할 수 있도록 설치되어 이 밸브실내에서의 배치에 따라상기 급기통로 또는 추기통로의 개방정도를 조절하는 밸브체와, 상기 감압실을 냉매순환회로에 설정된 제 1 압력 감시점의 압력이 유도되는 제 1 압력실과 동 회로에 설정된 제 2 압력 감시점의 압력이 유도되는 제 2 압력실로 구획함과 동시에 상기 제 1 및 제 2 압력실 사이의 차압에 의거하여 변위할 수 있는 구획부재와, 선단부 및 기단부를 가짐과 동시에 그 선단부에 있어서 상기 구획부재와 작동연결되어 이 구획부재의 변위동작을 상기 밸브체에 전달하는 작동로드와, 상기 작동로드를 축방향으로 가압함으로써 상기 2 개의 압력 감시점 사이의 설정차압을 결정하는 설정차압 결정수단을 구비하고, 상기 작동로드를 통한 구획부재와 밸브체의 연동에 의거하여 상기 크랭크실의 내압을 조절하여 압축기의 토출용량을 제어하는 제어밸브로서, 상기 밸브하우징내에 있어서 작동로드의 기단부를 수용하는 영역에는 상기 제 1 압력실 또는 제 2 압력실에 유도되는 압력과 동종의 압력이 유도되는 것을 특징으로 하는 것이다.

냉매순환회로에 설정된 2 개의 압력 감시점 사이의 차압은 그 회로를 흐르는 냉매유량 즉 압축기의 토출용량을 반영하고 있고, 따라서 그 2 점간 차압을 제어지표로 이용함으로써 용량 가변형 압축기에 있어서의 토출용량의 직접적 피드백제어가 가능해진다. 또한, 제어밸브에 있어서의 설정차압이란 압축기의 목표토출용량을 규정하기 위한 제어목표치이다. 본 발명 (청구의 범위 제 1 항) 에 있어서 구획부재는 상기 2 점간 차압을 기계적으로 검출하고 그 차압에 의거한 힘을 작동로드를 통해 밸브체에 파급시키기 위한 기계요소로서 기능한다. 상기 2 점간 차압에 의거한 힘이 구획부재를 통해 작동로드 및 밸브체에 미치는 한편, 설정차압설정수단에 의한 가압력이 작동로드에 미친다. 따라서, 작동로드는 상기 2 점간 차압과 가압력의 상관관계에 의거하여 동작하고, 밸브실내에서 밸브체를 위치결정한다. 그 결과, 급기통로 또는 추기통로의 개방정도가 조절되고, 압축기의 크랭크실내압이 제어되어 압축기의 토출용량이 조절된다. 이 제어밸브의 내부 자율적인 밸브 개방정도 조절동작에 의해, 구획부재에 의해 검지된 2 점간 차압이 설정차압설정수단의 가압력에 의거하여 설정되는 설정차압에 근접하고 또는 수속하는 방향으로 크랭크실의 내압이 유도되어 압축기의 토출용량이 조절된다. 바꿔말하면 이 제어밸브는 상기 2 점간 차압을 설정차압에 거의 일치시키기 위한 자기완결적인 내부제어방식의 정용량밸브로서 기능한다. 이 같은 냉매순환회로에 있어서의 2 점간 차압을 지표로 한 피드백제어에 의하면 압축기의 부하토크와 상관성을 갖는 토출용량을 직접적으로 제어할 수 있다.

또한 이 제어밸브에 의하면 작동로드의 기단역(基端域)에 작용하는 압력이 작동로드 선단역의 제 1 압력실 또는 제 2 압력실로 유도되는 압력과 실질적으로 동종이므로, 작동로드의 각 단부에 작용하는 가스압에 의거한 압압력이 서로 상쇄되는 상황이 발생되기 쉽다. 따라서, 제 1 압력 감시점 또는 제 2 압력 감시점의 압력 등과 같은 압력요인이 개별적으로 작동로드의 변위동작에 악영향을 미쳐 이 변위동작을 구속하거나 저해하는 정도가 적어진다. 그리고, 작동로드의 변위동작이나 밸브체의 위치결정이 상기 2 점간 차압의 상황을 비교적 충실하게 반영한 것이 되어 용량제어동작의 정확성이나 적확성을 향상시킬 수 있게 된다.

청구의 범위 제 2 항의 발명은 제 1 항에 기재된 용량 가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 작동로드의 선단부의 축직교단면적과, 작동로드의 기단부를 수용하는 영역으로 유도되고 있는 압력에 관한 당해 기단부의 유효 수압(受壓)면적이 거의 동등하게 설정되어 있는 것을 특징으로 한다.

이 구성에 의하면 작동로드의 선단부에 작용하는 가스압에 의거한 압압력과, 작동로드의 기단부에 작용하는 가스압에 의거한 압압력을 과부족 없이 상쇄할 수 있다. 따라서, 제 1 압력 감시점 또는 제 2 압력 감시점의 압력 등과 같은 압력요인이 개별적으로 작동로드의 변위동작에 악영향을 미쳐 이 변위동작을 구속하거나 저해하지 않고, 작동로드의 변위동작이나 밸브체의 위치결정이 상기 2 점간 차압의 상황을 가장 정확하게 반영한 것이 되어 용량제어동작의 정확성이나 적확성이 향상된다. 이 점에 대하여는 청구의 범위 제 3 항 및 제 4 항의 설명에서 더욱 상세하게 기술한다.

청구의 범위 제 3 항의 발명은 제 2 항에 기재된 용량 가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 작동로드의 선단부는 상기 제 2 압력실내에 배치되고, 상기 작동로드의 기단부를 수용하는 영역에는 상기 제 1 압력실로 유도되고 있는 압력과 동종의 압력이 유도되고 있는 것을 특징으로 한다 (후기 제 1 실시형태 참조).

청구의 범위 제 3 항의 주요한 구성을 모식적으로 나타낸 것이 도 15 이다. 설명의 편의상, 제 1 압력 감시점 (P1) 과 이어지는 제 1 압력실의 압력을 PH, 제 2 압력 감시점 (P2) 과 이어지는 제 2 압력실의 압력을 PL, 제 1 압력실측에 있어서의 구획부재의 수압면적을 SA, 작동로드 선단부의 축직교단면적 및 작동로드 기단부의 유효 수압면적을 SB, 설정차압 결정수단의 가압력을 FA 라고 한다. 도15 에 의하면 작동로드를 기단부 방향으로 미는 힘으로서는 제 1 압력실의 압력 (PH) 이 있다. 한편, 작동로드를 선단부 방향으로 미는 힘으로서는 제 2 압력실의 압력 (PL), 가압력 (FA) 및 작동로드 기단부의 수용영역에 작용하는 압력 (PH) 이 있다. 구획부재와 작동로드 선단부는 작동연결되어 있기 때문에 제 2 압력실측에 있어서의 구획부재의 수압면적은 (SA － SB) 가 된다. 이 도면에 의거하여 작동로드에 작용하는 힘의 균형을 수식화하면 PHㆍSA ＝ PL(SA － SB) ＋ FA ＋ PHㆍSB 의 등식이 성립한다. 이것을 더 정리하면 (PH － PL) ＝ FA / (SA －SB) 가 된다.

이 식은 첫째, 작동로드는 상기 2 점간 차압 (PH － PL) 이 설정차압 결정수단의 가압력 (FA) 을 제 2 압력실측에 있어서의 구획부재의 수압면적 (SA － SB) 으로 나누어 얻어지는 설정차압에 일치하도록 위치결정된다는 것을 나타낸다. 즉 이 제어밸브에 의하면 상기 2 점간 차압을 지표로 한 내부자율적인 용량제어가 가능하다는 것을 입증하고 있다. 상기 식은 둘째, 제어밸브의 밸브 개방정도는 구획부재에 의해 검지되는 차압 (PH － PL) 과, 설정차압 FA / (SA －SB) 과의 상호관계만으로 결정되고, 상기 차압 이외의 개개의 압력요인 (예컨대 단독의 PH, 단독의 PL, 토출압 Pd 등) 이 밸브 개방 정도의 결정에 일체 관여하지 않음을 나타낸다. 즉, 청구의 범위 제 1 항 및 제 2 항의 란에서 설명한 바와 같이 상기 차압 이외의 압력요인이 개별적으로 작동로드의 변위동작에 악영향을 미쳐 이 변위동작을 저해하거나 구속하는 일이 없음을 입증하고 있다. 따라서, 이 구성에 의하면 작동로드의 변위동작이나 밸브체의 위치결정이 상기 2 점간 차압의 상황을 정확하게 반영한 것이 되어 용량제어동작의 정확성이나 적확성이 향상된다.

청구의 범위 제 4 항의 발명은 제 2 항에 기재된 용량 가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 작동로드의 선단부는 상기 제 2 압력실내에 배치되고, 상기 작동로드의 기단부를 수용하는 영역에는 상기 제 2 압력실로 유도되고 있는 압력과 동종의 압력이 유도되고 있는 것을 특징으로 한다 (후기 제 2, 제 3 및 제 4 실시형태 참조).

청구의 범위 제 4 항의 주요한 구성을 모식적으로 나타낸 것이 도 16 이다. 설명의 편의상, 사용하고 있는 기호의 의미는 도 15 의 경우와 동일하다. 도 16 에 의하면 작동로드를 기단부 방향으로 미는 힘으로서는 제 1 압력실의 압력 (PH) 이 있다. 한편, 작동로드를 선단부 방향으로 미는 힘으로서는 제 2 압력실의 압력 (PL), 가압력 (FA) 및 작동로드 기단부의 수용영역에 작용하는 압력 (PL) 이 있다. 구획부재와 작동로드 선단부는 작동연결되어 있기 때문에 제 2 압력실측에 있어서의 구획부재의 수압면적은 (SA － SB) 가 된다. 이 도면에 의거하여 작동로드에 작용하는 힘의 균형을 수식화하면 PHㆍSA ＝ PL(SA － SB) ＋ FA ＋ PLㆍSB 의 등식이 성립한다. 이것을 더 정리하면 (PH － PL) ＝ FA / SA 가 된다.

이 식은 첫째, 작동로드는 상기 2 점간 차압 (PH － PL) 이, 설정차압 결정수단의 가압력 (FA) 을 제 1 압력실측에 있어서의 구획부재의 수압면적 (SA) 으로 나누어 얻어지는 설정차압에 일치하도록 위치결정된다는 것을 나타낸다. 즉 이 제어밸브에 의하면 상기 2 점간 차압을 지표로 한 내부자율적인 용량제어가 가능하다는 것을 입증하고 있다. 상기 식은 둘째, 제어밸브의 밸브 개방정도는 구획부재에 의해 검지되는 차압 (PH － PL) 과, 설정차압 FA / SA 와의 상호관계만으로 결정되고, 상기 차압 이외의 개개의 압력요인 (예컨대 단독의 PH, 단독의 PL, 토출압 Pd 등) 이 밸브 개방정도의 결정에 일체 관여하지 않음을 나타낸다. 즉, 청구의 범위 제 1 항 및 제 2 항의 란에서 설명한 바와 같이 상기 차압 이외의 압력요인이 개별적으로 작동로드의 변위동작에 악영향을 미쳐 이 변위동작을 저해하거나 구속하는 일이 없음을 입증하고 있다. 따라서, 이 구성에 의하면 작동로드의 변위동작이나 밸브체의 위치결정이 상기 2 점간 차압의 상황을 정확하게 반영한 것이 되어 용량제어동작의 정확성이나 적확성이 향상된다.

청구의 범위 제 5 항에 기재된 발명은 제 1 항 내지 제 4 항 중 어느 한 항에 기재된 용량 가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 작동로드는 그 선단부와 기단부를 연결하는 연결부를 더 가지고, 그 연결부의 축직교단면적은 상기 선단부의 축직교단면적 보다 작게 설정되어 있으며, 또한 그 연결부의 주위에는 상기 밸브실과 함께 당해 제어밸브내에 있어서의 급기통로 또는 추기통로를 구성하는 연통로가 확보되어 있는 것을 특징으로 한다.

이 구성에 의하면 작동로드의 연결부의 주위에 확보된 연통로에는 압축기의 토출압영역의 압력 (토출압 Pd), 흡입압영역 (흡입압 Ps) 또는 크랭크실의 압력 (크랭크압 Pc) 중 어느 하나가 미친다. 이 연통로내 압력은 작동로드의 선단부를 당해 선단방향으로 미는 것과 동시에 작동로드의 기단부를 당해 기단방향으로도 민다. 단, 2 개의 압압력은 서로 방향이 반대이므로 양자는 서로 힘을 소멸시키거나 서로 약해지는 관계에 있다. 이로 인해 상기 연통로에 작용하는 압력이 어떤 것이라도 작동로드에 작용하는 선단방향 및 기단방향의 압압력의 합력은 미미한 것이 된다. 따라서 작동로드의 연결부의 주위에 연통로를 확보하고, 그 연통로를 제어밸브내에 있어서의 급기통로 또는 추기통로 이용하여도, 특별히 폐밸브상태에서 개밸브상태로 이행하는 데 있어서 그 연통로에 미치는 압력 (Pd, Ps 또는 Pc) 이 작동로드의 변위동작의 치명적인 외부 교란요인으로는 되지 않으며, 그 같은 압력이 밸브체의 위치결정에 악영향을 미치는 사태가 회피된다. 즉 상기 2 점간 차압에 따른 밸브 개방정도 조절의 정도가 향상된다.

청구의 범위 제 6 항의 발명은 제 5 항에 기재된 용량 가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 작동로드의 기단부의 축직교단면적을 그 기단부 부근에서의 상기 연통로의 구경면적과 거의 동등 또는 그 이상으로 하고, 또한 상기 작동로드의 선단부의 축직교단면적과, 상기 작동로드의 기단부 부근에서의 상기 연통로의 구경면적을 거의 동등하게 설정함으로써, 상기 연통로내의 압력에 관한 작동로드 선단부측의 수압면적과 작동로드 기단부측의 수압면적을 거의 동등하게 한 것을 특징으로 한다.

이 구성에 의하면 연통로내의 압력에 관한 작동로드 선단부측의 수압면적은 작동로드의 선단부의 축직교단면적에서 연결부의 축직교단면적 (SC) 을 제함으로써 구해진다. 한편, 연통로내 압력에 관한 작동로드 기단부측의 수압면적은 작동로드의 기단부 부근에서의 연통로의 구경면적에서 연결부의 축직교단면적 (SC) 을 제함으로써 구해진다. 그리고, 작동로드의 선단부의 축직교단면적과, 상기 작동로드의 기단부 부근에서의 상기 연통로의 구경면적은 거의 동등하게 설정되어 있기 때문에 상기 연통로내의 압력에 관한 작동로드 선단부측의 수압면적과 작동로드 기단부측의 수압면적은 거의 동등해진다. 이로 인해, 상기 연통로에 작용하는 압력이 어떤 것이라도 작동로드에 작용하는 선단방향 및 기단방향의 압압력은 완전하게 상쇄된다. 따라서, 작동로드의 연결부의 주위에 연통로를 확보하고, 그 연통로를 제어밸브내에 있어서의 급기통로 또는 추기통로로서 이용하여도, 그 연통로에 미치는 압력 (Pd, Ps 또는 Pc) 이 작동로드의 변위동작의 외부 교란요인으로는 될 수 없으며, 그 같은 압력이 밸브체의 위치결정에 악영향을 미치는 사태가 회피된다. 따라서 상기 2 점간 차압에 따른 밸브 개방정도 조절의 정도가 향상된다.

청구의 범위 제 7 항의 발명은 제 1 항 내지 제 6 항 중 어느 한 항에 기재된 용량 가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 작동로드에는 제 1 압력실 또는 제 2 압력실의 압력을 이 작동로드의 기단부로 유도하기 위한 내부통로가 형성되어 있는 것을 특징으로 한다.

이 구성에 의하면 밸브하우징의 구획벽부나 밸브하우징의 외부를 경유하는 특별한 통로를 형성하지 않고 작동로드의 내부통로를 경유하여 제 1 압력실 또는 제 2 압력실의 압력을 작동로드의 기단부로 유도할 수 있다. 그럼으로써 작동로드 이외의 구성부재 (밸브하우징 등) 의 복잡화가 필요최소한으로 억제된다.

청구의 범위 제 8 항의 발명은 제 1 항 내지 제 7 항 중 어느 한 항에 기재된 용량 가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 설정차압 결정수단은 설정차압을 외부로부터의 제어에 의해 변경할 수 있게 하기 위하여 작동로드의 기단부에 설치된 설정차압변경 액츄에이터를 포함하고 있는 것을 특징으로 한다.

이 구성에 의하면 설정차압변경 액츄에이터를 사용하여 제어밸브의 밸브 개방정도 조절동작의 기준이 되는 설정차압을 외부로부터의 제어에 의해 변경할 수 있게 된다. 외부로부터 설정차압을 변경하면 그에 따라 압축기의 토출용량을 변화시킬 수 있다. 그러므로, 이 제어밸브는 외부제어에 의해 압축기의 토출용량을 임의적으로 조절할 수 있는 외부제어방식의 용량 가변밸브로 기능할 수 있으며, 필요시 (또는 비상시) 에는 냉매순환회로의 증발기에서의 열부하상황에 영향받지 않고 압축기의 토출용량 (결국 부하토크) 을 단시간에 급변시키는 긴급피난적인 용량변경도 가능해진다. 이러한 제어밸브에 의하면 통상시에 실온의 안정유지를 도모하기 위한 압축기의 토출용량제어와, 비상시의 긴급피난적인 토출용량의 신속한 변경을 양립시킬 수 있게 된다.

청구의 범위 제 9 항의 발명은 제 8 항에 기재된 용량 가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 설정차압변경 액츄에이터의 비작동시 또는 불활성시에 있어서, 크랭크실의 내압이 증대하는 방향으로 상기 밸브체 및 작동로드를 위치결정하는 초기화수단을 더 구비하는 것을 특징으로 한다.

이 구성에 의하면 전력공급의 정지 등으로 인해 설정차압변경 액츄에이터가 비작동상태 또는 불활성상태에 빠진 경우라도 초기화수단의 자발적인 작용에 의해 크랭크실내압을 높여 압축기의 토출용량을 감소방향으로 유도, 즉 압축기의 부하토크를 제로 또는 최소로 할 수 있다. 따라서, 용량 가변형 압축기의 안전성 (비상사태에 대한 안전화 대응능력) 이 향상된다. 또한, 압축기가 저용량상태에서 정지하면 압축기의 다음번 기동시에 있어서의 외부구동원의 부담을 경감할 수 있다.

이하, 차량용 공조장치를 구성하는 용량 가변형 사판식 압축기의 제어밸브에 대하여 몇가지의 실시형태를 설명한다.

(제 1 실시형태 : 도 1 내지 도 5 및 도 13 참조)

도 1 에 나타내는 바와 같이 용량 가변형 사판식 압축기는 실린더블록 (1) 과, 그 전단에 접합된 프론트하우징 (2) 과, 실린더블록 (1) 의 후단에 밸브형성체 (3) 를 통해 접합된 리어하우징 (4) 을 구비하고 있다. 이들 1, 2, 3 및 4 는 복수개의 관통볼트 (10) (1 개만 도시) 에 의해 서로 접합고정되어 이 압축기의 하우징을 구성한다. 실린더블록 (1) 과 프론트하우징 (2) 에 둘러싸인 영역에는 크랭크실 (5) 이 구획되어 있다. 크랭크실 (5) 내에는 구동축 (6) 이 전후 한쌍의 레이디얼 베어링 (8A,8B) 에 의해 회전가능하게 지지되어 있다. 실린더블록 (1) 의 중앙에 형성된 수용오목부내에는 전방 가압 스프링 (7) 및 후방 스러스트 베어링 (9B) 이 설치되어 있다. 한편, 크랭크실 (5) 에 있어서 구동축 (6) 위에는 러그플레이트 (11) 가 일체회전가능하게 고정되고, 러그플레이트 (11) 와 프론트하우징 (2) 의 내벽면 사이에는 전측 스러스트 베어링 (9A) 이 설치되어 있다. 일체화된 구동축 (6) 및 러그플레이트 (11) 는 스프링 (7) 에 의해 전방 가압된 후측 스러스트 베어링 (9B) 과 전측 스러스트 베어링 (9A) 에 의해 스러스트 방향 (구동축 축선방향) 으로 위치결정되어 있다.

구동축 (6) 의 전단부는 동력전달기구 (PT) 를 통해 외부구동원으로서의 차량엔진 (E) 에 작동연결되어 있다. 동력전달기구 (PT) 는 외부로부터의 전기제어에 의해 동력의 전달/차단을 선택할 수 있는 클러치기구 (예컨대 전자클러치) 일 수도 있고, 또는 그 같은 클러치기구를 갖지 않는 상시 전달형 클러치리스 (clutchless)기구 (예컨대 벨트/풀리의 조합) 일 수도 있다. 그리고, 본 건에서는 클러치리스 타입의 동력전달기구가 채용되어 있는 것으로 한다.

도 1 에 나타내는 바와 같이 크랭크실 (5) 내에는 캠플레이트인 사판 (12) 이 수용되어 있다. 사판 (12) 의 중앙부에는 삽입관통구멍이 형성되고, 이 삽입관통구멍내에 구동축 (6) 이 배치되어 있다. 사판 (12) 은 연결안내기구로서의 힌지기구 (13) 를 통해 러그플레이트 (11) 및 구동축 (6) 에 작동연결되어 있다. 힌지기구 (13) 는 러그플레이트 (11) 의 리어면에 형성된 2 개의 지지아암 (14) (1 개만 도시) 과 사판 (12) 의 프론트면에 형성된 2 개의 가이드핀 (15) (1 개만 도시) 으로 구성되어 있다. 지지아암 (14) 과 가이드핀 (15) 의 연계 및 사판 (12) 의 중앙 삽입관통구멍내에서의 구동축 (6) 과의 접촉에 의해 사판 (12) 은 러그플레이트 (11) 및 구동축 (6) 과 동기회전가능함과 동시에 구동축 (6) 의 축방향으로의 슬라이드이동을 수반하면서 구동축 (6) 에 대하여 경동(傾動)가능하게 되어 있다. 그리고, 사판 (12) 은 구동축 (6) 을 사이에 두고 상기 힌지기구 (13) 와 반대측에 카운터웨이트부 (12a) 를 가지고 있다.

러그플레이트 (11) 와 사판 (12) 사이에 있어서 구동축 (6) 의 주위에는 경각(傾角) 감소 스프링 (16) 이 설치되어 있다. 이 스프링 (16) 은 사판 (12)을 실린더블록 (1) 에 접근시키는 방향 (즉 경각감소방향) 으로 가압한다. 또한, 구동축 (6) 에 고착된 규제 링 (18) 과 사판 (12) 사이에 있어서 구동축 (6) 의 주위에는 복귀스프링 (17) 이 설치되어 있다. 이 복귀스프링 (17) 은 사판 (12) 이 대경각상태 (2 점 쇄선으로 표시) 에 있을 때에는 구동축 (6) 에 단지 장착되어 있을 뿐이며 사판 기타 부재에 대하여 어떤 가압작용도 미치지 않지만, 사판 (12) 이 소경각상태 (실선으로 표시) 로 이행하면 상기 규제 링 (18) 과 사판 (12) 사이에서 압축되어 사판 (12) 을 실린더블록 (1) 에서 이간시키는 방향 (즉 경각증대방향) 으로 가압한다. 그리고, 사판 (12) 이 압축기 운전시에 최소경각 θmin (예컨대 1 내지 5°범위의 각도) 에 도달하였을 때에도 복귀스프링 (17) 이 다 줄어들지 않도록 스프링 (17) 의 자연길이 및 규제 링 (18) 의 위치가 설정되어 있다.

실린더블록 (1) 에는 구동축 (6) 을 둘러싸고 복수의 실린더 보어(bore) (1a) (1 개만 도시) 가 형성되고, 각 실린더 보어 (1a) 의 리어(rear)측단은 상기 밸브형성체 (3) 에 의해 폐색되어 있다. 각 실린더 보어 (1a) 에는 편두형(片頭型) 피스톤 (20) 이 왕복운동가능하게 수용되어 있고, 각 보어 (1a) 내에는 피스톤 (20) 이 왕복운동에 따라 체적변화하는 압축실이 구획되어 있다. 각 피스톤 (20) 의 전단부는 한쌍의 슈 (19) 를 통해 사판 (12) 의 외주부에 계류되고, 이들 슈 (19) 를 통해 각 피스톤 (20) 은 사판 (12) 에 작동연결되어 있다. 따라서, 사판 (12) 이 구동축 (6) 과 동기회전함으로써, 사판 (12) 의 회전운동이 그 경각 (θ) 에 대응하는 스트로크에서의 피스톤 (20) 의 왕복직선운동으로 변환된다.

또한 밸브형성체 (3) 와 리어하우징 (4) 사이에는 중심역에 위치하는 흡입실 (21) 과, 그것을 둘러싸는 토출실 (22) 이 구획형성되어 있다. 밸브형성체 (3) 는 흡입밸브형성판, 포트형성판, 토출밸브형성판 및 리테이너형성판을 중합하여 이루어지는 것이다. 이 밸브형성체 (3) 에는 각 실린더 보어 (1a) 에 대응하여 흡입포트 (23) 및 그 흡입포트 (23) 를 개폐하는 흡입밸브 (24), 그리고 토출포트 (25) 및 그 토출포트 (25) 를 개폐하는 토출밸브 (26) 가 형성되어 있다. 흡입포트 (23) 를 통해 흡입실 (21) 과 각 실린더 보어 (1a) 가 연통되고, 토출포트 (25) 를 통하여 각 실린더 보어 (1a) 와 토출실 (22) 이 연통된다. 그리고, 증발기 (33) 의 출구에서 흡입실 (21) (흡입압 (Ps) 의 영역) 로 유도된 냉매가스는 각 피스톤 (20) 의 상사점 위치에서 하사점 측으로의 왕운동에 의해 흡입포트 (23) 및 흡입밸브 (24) 를 통해 실린더 보어 (1a) 에 흡입된다. 실린더 보어 (1a) 에 흡입된 냉매가스는 피스톤 (20) 의 하사점 위치에서 상사점측으로의 왕복운동에 의해 소정의 압력으로까지 압축되고, 토출포트 (25) 및 토출밸브 (26) 를 통해 토출실 (22) (토출압 (Pd) 의 영역) 로 토출된다. 토출실 (22) 의 고압냉매는 응축기 (31) 로 유도된다.

이 압축기에서는 엔진 (E) 으로부터의 동력공급에 의해 구동축 (6) 이 회전되면 그에 수반하여 소정 경각 (θ) 으로 경사진 사판 (12) 이 회전한다. 그 경각 (θ) 은 구동축 (6) 에 직교하는 가상평면과 사판 (12) 이 이루는 각도로서 파악된다. 사판의 회전에 수반하여 각 피스톤 (20) 이 경각 (θ) 에 대응한 스트로크로 왕복운동되고, 전술한 바와 같이 각 실린더 보어 (1a) 에서는 냉매가스의흡입, 압축 및 토출이 순차적으로 반복된다.

사판 (12) 의 경각 (θ) 은 사판회전시의 원심력에 기인하는 회전운동의 모멘트, 경각감소 스프링 (16) (및 복귀스프링 (17)) 의 가압작용에 기인하는 스프링력에 의한 모멘트, 피스톤 (20) 의 왕복관성력에 의한 모멘트, 가스압에 의한 모멘트 등의 각종 모멘트의 상호 균형에 의거하여 결정된다. 가스압에 의한 모멘트란 실린더 보어 내압과, 피스톤 배압에 해당하는 크랭크실 (5) 의 내압 (크랭크압 (Pc)) 과의 상호관계에 의거하여 발생하는 모멘트이며, 크랭크압 (Pc) 에 따라 경각감소방향으로도 경각증대방향으로도 작용한다. 이 압축기에서는 후술하는 용량제어밸브를 사용하여 크랭크압 (Pc) 을 조절하여 상기 가스압에 의한 모멘트를 적절히 변경함으로써 사판의 경각 (θ) 을 최소경각 (θmin) 과 최대경각 (θmax) 사이의 임의의 각도로 설정할 수 있게 한다. 그리고, 최대경각 (θmax) 은 사판 (12) 의 카운터웨이트부 (12a) 가 러그플레이트 (11) 의 규제부 (11a) 와 맞닿음으로써 규제된다. 한편, 최소경각 (θmin) 은 상기 가스압에 의한 모멘트가 경각감소방향으로 거의 최대화한 상태 아래에서의 경각감소스프링 (16) 과 복귀스프링 (17) 의 가압력 균형을 지배적 요인으로 하여 결정된다.

사판 (12) 의 경각제어에 관여하는 크랭크압 (Pc) 을 제어하기 위한 크랭크압 제어기구는 도 1 에 나타내는 압축기 하우징내에 형성된 추기통로 (27) 및 급기통로 (28) 및 용량제어밸브에 의해 구성된다. 추기통로 (27) 는 흡입실 (21) 과 크랭크실 (5) 을 접속한다. 급기통로 (28) 는 토출실 (22) 과 크랭크실 (5) 을 접속하고, 그 도중에는 용량제어밸브가 설치되어 있다. 이 제어밸브의 개방정도를 조절함으로써 급기통로 (28) 를 통한 크랭크실 (5) 로의 고압가스의 도입량과 추기통로 (27) 를 통한 크랭크실 (5) 로부터의 가스도출량과의 균형이 제어되어 크랭크압 (Pc) 이 결정된다. 크랭크압 (Pc) 의 변경에 따라 피스톤 (20) 을 통한 크랭크압 (Pc) 과 실린더 보어 (1a) 의 내압과의 차가 변경되고, 사판의 경각 (θ) 이 변경되는 결과, 피스톤의 스트로크 즉 토출용량이 조절된다.

(냉매순환회로)

도 1 및 도 2 에 나타내는 바와 같이 차량용 공조장치의 냉방회로 (즉 냉매순환회로) 는 용량 가변형 사판식 압축기와 외부냉매회로 (30) 로 구성된다. 외부냉매회로 (30) 는 예컨대 응축기 (콘덴서) (31), 감압장치로서의 온도식 팽창밸브 (32) 및 증발기 (이배퍼레이터) (33) 를 구비하고 있다. 팽창밸브 (32) 의 개방정도는 증발기 (33) 의 출구측 또는 하류측에 설치된 감온통(感溫筒) (34) 의 검지온도 및 증발압력 (증발기 출구 압력) 에 의거하여 피드백제어된다. 팽창밸브 (32) 는 열부하에 알맞는 액냉매를 증발기 (33) 에 공급하여 외부냉매회로 (30) 에 있어서의 냉매유량을 조절한다. 외부냉매회로 (30) 의 하류역에는 증발기 (33) 의 출구와 압축기의 흡입실 (21) 을 잇는 냉매가스의 유통관 (35) 이 형성되어 있다. 외부냉매회로 (30) 의 상류역에는 압축기의 토출실 (22) 과 응축기 (31) 의 입구를 잇는 냉매의 유통로 (36) 가 형성되어 있다. 압축기는 외부냉매회로 (30) 의 하류역에서 흡입실 (21) 로 유도된 냉매가스를 흡입하여 압축하고, 압축된 가스를 외부냉매회로 (30) 의 상류역과 이어지는 토출실 (22) 로 토출한다.

일반적 경향으로서 압축기의 토출용량이 크고 냉매순환회로를 흐르는 냉매의 유량도 클수록 회로 또는 배관의 단위길이 당 압력손실도 커진다. 즉, 냉매순환회로를 따라 설정된 2 개의 압력 감시점 (P1,P2) 사이의 압력손실 (차압) 은 이 회로에 있어서의 냉매의 유량과 정의 상관을 나타낸다. 그러므로, 2 개의 압력 감시점 (P1,P2) 사이의 차압 ΔP (t) ＝ PdH － PdL 을 파악하는 것은 압축기의 토출용량을 간접적으로 검출하는 것이다. 본 실시형태에서는 유통관 (36) 의 최상류역에 해당하는 토출실 (22) 내에 상류측의 압력 감시점 (P1) 을 설정함과 동시에 거기서부터 소정 거리만큼 떨어진 유통관 (36) 의 도중에 하류측의 압력 감시점 (P2) 을 설정하고 있다. 압력 감시점 (P1) 에서의 가스압 (PdH) (즉 토출압 (Pd)) 을 제 1 검압통로 (37) 를 통하여, 또한 압력 감시점 (P2) 에서의 가스압 (PdL) 을 제 2 검압통로 (38) 를 통하여 각각 용량제어밸브로 유도하고 있다. 그 차압 (PdH － PdL) 은 압축기의 토출용량을 추정하는 지표로서, 제어밸브에 의해 압축기토출용량의 피드백제어에 이용된다.

(용량제어밸브)

도 3 에 나타내는 용량제어밸브는 냉매순환회로에 있어서의 2 점간 차압을 기계적으로 검출하여 그 검출차압을 자체의 밸브 개방정도 조절에 직접 이용한다.

도 3 에 나타내는 바와 같이 제어밸브는 그 상반부를 차지하는 도입측밸브부와, 하반부를 차지하는 솔레노이드부를 구비하고 있다. 도입측밸브부는 토출실 (22) 과 크랭크실 (5) 을 잇는 급기통로 (28) 의 개방정도 (스로틀량) 를 조절한다. 솔레노이드부는 제어밸브내에 설치된 작동로드 (40) 를 외부로부터의 통전제어에 의거하여 가압제어하기 위한 일종의 전자 액츄에이터로서, 설정차압변경 액츄에이터 (100) 로서 기능한다. 작동로드 (40) 는 선단부인 차압수납부 (41), 연결부 (42), 거의 중앙의 밸브체부 (43) 및 기단부인 가이드로드부 (44) 로 이루어지는 봉상부재이다. 밸브체부 (43) 는 가이드로드부 (44) 의 일부에 해당한다. 차압수납부 (41), 연결부 (42) 및 가이드로드부 (44) (및 밸브체부 (43)) 의 직경을 각각 d1, d2 및 d3 라고 하면 d2 ＜ d1 ＜ d3 의 관계가 성립한다. 그리고, 원주율을 π라고 하면 차압수납부 (41) 의 축직교단면적 (SB) 은 π(d1/2)²이고, 연결부 (42) 의 축직교단면적 (SC) 은 π(d2/2)²이고, 가이드로드부 (44) (및 밸브체부 (43)) 의 축직교단면적 (SD) 은 π(d3/2)²이다.

제어밸브의 밸브하우징 (45) 은 캡 (45a) 과 도입측밸브부의 주요 외곽을 구성하는 상반부본체 (45b) 와, 솔레노이드부의 주요 외곽을 구성하는 하반부본체 (45c) 로 구성되어 있다. 밸브하우징의 상반부본체 (45b) 내에는 밸브실 (46) 및 연통로 (47) 가 구획되고, 이 상반부본체 (45b) 와 그 상부에 고착된 캡 (45a) 사이에는 감압실 (48) 이 구획되어 있다.

밸브실 (46), 연통로 (47) 및 감압실 (48) 내에는 작동로드 (40) 가 축방향 (도면에서는 수직방향) 으로 이동할 수 있게 설치되어 있다. 밸브실 (46) 및 연통로 (47) 는 작동로드 (40) 의 배치 여하에 따라 연통가능하게 된다. 이에 대하여 연통로 (47) 와 감압실 (48) 은 그것들의 경계에 존재하는 격벽 (밸브하우징 (45) 의 일부) 에 의해 압력적으로 격리되어 있다. 또한 그 격벽에 형성된작동로드 (40) 용 가이드구멍 (49) 의 내경도 작동로드의 차압수납부 (41) 의 직경 (d1) 에 일치한다. 그리고, 연통로 (47) 와 가이드구멍 (49) 은 상호 연장 관계에 있으며, 연통로 (47) 의 내경도 작동로드의 차압수납부 (41) 의 직경 (d1) 에 일치한다. 즉, 연통로 (47) 와 가이드구멍 (49) 은 모두 상기 SB 의 축직교단면적 (구경면적) 을 갖는다.

밸브실 (46) 의 저벽은 후기 고정철심 (62) 의 상단면에 의해 제공된다. 밸브실 (46) 을 둘러싸는 밸브하우징의 주벽에는 반경방향으로 연장되는 포트 (51) 가 형성되고, 이 포트 (51) 는 급기통로 (28) 의 상류부를 통하여 밸브실 (46) 을 토출실 (22) 에 연통시킨다. 연통로 (47) 를 둘러싸는 밸브하우징의 주벽에도 반경방향으로 연장되는 포트 (52) 가 형성되고, 이 포트 (52) 는 급기통로 (28) 의 하류부를 통하여 연통로 (47) 를 크랭크실 (5) 에 연통시킨다. 따라서, 포트 (51), 밸브실 (46), 연통로 (47) 및 포트 (52) 는 제어밸브내에 있어서 토출실 (22) 과 크랭크실 (5) 을 연통시키는 급기통로 (28) 의 일부를 구성한다.

밸브실 (46) 내에는 작동로드의 밸브체부 (43) 가 배치된다. 연통로 (47) 의 내경 (d1) 은 작동로드의 연결부 (42) 의 직경 (d2) 보다 크고 또한 가이드로드부 (44) 의 직경 (d3) 보다 작다. 따라서, 밸브실 (46) 과 연통로 (47) 의 경계에 위치하는 단차는 밸브시트 (53) 로서 기능하고, 연통로 (47) 는 일종의 밸브구멍이 된다. 작동로드 (40) 가 도 3 의 위치 (최하동위치) 에서 밸브체부 (43) 가 밸브시트 (53) 에 안착하는 최상동위치로 상향 이동되면, 연통로 (47) 가 차단된다. 즉 작동로드의 밸브체부 (43) 는 급기통로 (28) 의 개방정도를 임의조절할 수 있는 도입측밸브체로서 기능한다.

감압실 (48) 내에는 구획부재로서의 가동벽 (54) 이 축방향으로 이동가능하게 형성되어 있다. 이 가동벽 (54) 은 감압실 (48) 을 축방향으로 2 분하고, 이 감압실 (48) 을 P1 압력실 (제 1 압력실) (55) 과 P2 압력실 (제 2 압력실) (56) 로 구획한다. 가동벽 (54) 은 P1 압력실 (55) 과 P2 압력실 (56) 사이의 압력 격벽의 역할을 하고, 양 압력실 (55,56) 의 직접 연통을 허용하지 않는다. 그리고, 가동벽 (54) 의 축직교단면적을 SA 라고 하면 그 단면적 (SA) 은 연통로 (47) 또는 가이드구멍 (49) 의 구경면적 (SB) 보다 크다 (SB ＜ SA).

P1 압력실 (55) 은 캡 (45a) 에 형성된 P1 포트 (55a) 및 제 1 검압통로 (37) 를 통하여 상류측의 압력 감시점 (P1) 인 토출실 (22) 과 상시 연통한다. 한편, P2 압력실 (56) 은 밸브하우징의 상반부본체 (45b) 에 형성된 P2 포트 (56a) 및 제 2 검압통로 (38) 를 통하여 하류측의 압력 감시점 (P2) 과 상시 연통한다. 즉, P1 압력실 (55) 에는 토출압 (Pd) 이 압력 (PdH) 으로서 유도되고, P2 압력실 (56) 에는 배관도중의 압력 감시점 (P2) 의 압력 (PdL) 이 유도되고 있다. 그러므로, 가동벽 (54) 의 상면 및 하면은 각각 압력 (PdH, PdL) 에 처해지는 수압면이 된다. P2 압력실 (56) 내에는 작동로드의 차압수납부 (41) 의 선단이 진입하고 있으며, 그 차압수납부 (41) 의 선단면에는 가동벽 (54) 이 결합하고 있다. 또한 P2 압력실 (56) 에는 완충스프링 (57) 이 설치되어 있다. 이 완충스프링 (57) 은 가동벽 (54) 을 P2 압력실 (56) 에서 P1 압력실 (55) 을 향해 가압한다.

제어밸브의 솔레노이드부 (설정차압변경 액츄에이터 (100)) 는 저부를 구비한 원통형상의 수용통 (61) 을 구비하고 있다. 수용통 (61) 의 상부에는 고정철심 (62) 이 끼워맞춰지고, 이 끼워맞춤에 의해 수용통 (61) 내에는 솔레노이드실 (63) 이 구획되어 있다. 솔레노이드실 (63) 에는 플런저로서의 가동철심 (64) 이 축방향으로 이동가능하게 수용되어 있다. 고정철심 (62) 중심에는 축방향으로 연장되는 가이드구멍 (65) 이 형성되고, 그 가이드구멍 (65) 내에는 작동로드의 가이드로드부(44) 가 축방향으로 이동가능하게 배치되어 있다. 그리고, 가이드구멍 (65) 의 내벽면과 상기 가이드로드부 (44) 사이에는 약간의 극간 (도시생략) 이 확보되어 있고, 이 극간을 통하여 밸브실 (46) 과 솔레노이드실 (63) 이 연통하고 있다. 즉, 솔레노이드실 (63) 에는 밸브실 (64) 과 동일한 토출압 (Pd) 이 미치고 있다.

솔레노이드실 (63) 은 작동로드 (40) 의 기단부의 수용영역이기도 하다. 즉, 가이드로드부 (44) 의 하단은 솔레노이드실 (63) 내에서 가동철심 (64) 의 중심에 형성된 구멍에 끼워맞춰짐과 동시에 코킹에 의해 결합고정되어 있다. 따라서, 가동철심 (64) 과 작동로드 (40) 는 일체로 되어 상하동한다. 고정철심 (62) 과 가동철심 (64) 사이에는 복귀스프링 (66) 이 설치되어 있다. 복귀스프링 (66) 은 가동철심 (64) 을 고정철심 (62) 에서 이간시키는 방향으로 작용하여 가동철심 (64) 및 작동로드 (40) 를 하방으로 가압한다. 따라서, 복귀스프링 (66) 은 가동철심 (64) 및 작동로드 (40) 를 최하동위치 (비통전시(非通電時)의 초기위치) 로 되돌리기 위한 초기화수단으로서 기능한다. 고정철심 (62) 및 가동철심 (64) 의 주위에는 이들 철심을 넘는 범위로 코일 (67) 이 감겨 있다. 이코일 (67) 에는 제어장치 (70) 의 지령에 의거하여 구동회로 (72) 로부터 구동신호가 공급되고, 코일 (67) 은 그 전력공급량에 따른 크기의 전자력 (F) 을 발생한다. 그리고, 그 전자력 (F) 에 의해 가동철심 (64) 이 고정철심 (62) 을 향해 흡인되어 작동로드 (40) 가 상동한다. 그리고, 코일 (67) 에 대한 통전제어는 아날로그적인 전류치제어, 또는 통전시의 듀티(duty)비(比) (Dt) 를 적절히 변화시키는 듀티제어 내지 PWM 제어 (펄스폭 변조제어) 중 어느 것이라도 좋다. 본 실시형태에서는 듀티제어를 채용한다. 제어밸브의 구조상, 듀티비 (Dt) 를 작게하면 밸브개방정도가 커지고, 듀티비 (Dt) 를 크게하면 밸브개방정도가 작아지는 경향이 있다.

(제어밸브의 동작조건 및 특성에 관한 고찰)

도 3 의 용량제어밸브의 밸브개방정도는 도입측밸브체인 밸브체부 (43) 를 포함하는 작동로드 (40) 의 배치 여하에 따라 결정된다. 작동로드 (40) 의 각부에 작용하는 여러 가지의 힘을 종합적으로 고찰함으로써 이 제어밸브의 동작조건이나 특성이 분명해진다.

작동로드의 차압수납부 (41) 의 상단면에는 완충스프링 (57) 의 상향가압력 (f1) 에 의해 감쇄된 가동벽 (54) 의 상하차압에 의거한 하향압압력이 작용한다. 단, 가동벽 (54) 의 상면의 수압면적은 SA 이지만, 가동벽 (54) 의 하면의 수압면적은 (SA － SB) 이다. 또한, 차압수납부 (41) 의 하단면 (수압면적 : SB － SC) 에는 크랭크압 (Pc) 에 의한 상향압압력이 작용한다. 하향방향을 정방향으로 하여 차압수납부 (41) 에 작용하는 모든 힘 (ΣF1) 을 정리하면 ΣF1 은 다음의수학식 1 과 같이 표시된다.

ΣF1 ＝ PdHㆍSA － PdL (SA － SB) － f1 － Pc (SB － SC)

한편, 작동로드의 가이드로드부 (44) (밸브본체 (43) 포함) 에는 복귀스프링 (66) 의 하향가압력 (f2) 에 의해 감쇄된 상향의 전자가압력 (F) 이 작용한다. 또, 도 13 을 참조하여 밸브체부 (43), 가이드로드부 (44) 및 가동철심 (64) 의 전노출면에 작용하는 압력을 단순화하여 고찰하면 우선 밸브체부 (43) 의 상단면은 연통로 (47) 의 내주면으로부터 수직 하향 연장시킨 가상원통면 (2 개의 수직파선으로 나타냄) 에 의해 내측부분과 외측부분으로 나뉘고, 상기 내측부분 (면적 : SB － SC) 에는 크랭크압 (Pc) 이 하향으로 작용하고, 상기 외측부분 (면적 : SD － SB) 에는 토출압 (Pd) 이 하향으로 작용하는 것으로 볼 수 있다. 한편, 솔레노이드실 (63) 에 미치고 있는 토출압 (Pd) 은 가동철심 (64) 의 상하면에서의 압력상쇄를 고려하면 가이드로드부 (44) 의 축직교단면적 (SD) 에 상당하는 면적을 가지고 가이드로드부 (44) 를 상향으로 밀고 있다. 상향방향을 정방향으로 하여 밸브체부 (43) 및 가이드로드부 (44) 에 작용하는 모든 힘 (ΣF2) 을 정리하면 ΣF2 는 다음 수학식 2 와 같이 표시된다.

ΣF2 ＝ F － f2 － Pc (SB － SC) － Pd (SD － SB) ＋ PdㆍSD

＝ F － f2 － Pc (SB － SC) ＋ PdㆍSB

또한, 상기 식 2 를 정리하는 과정에서 － PdㆍSD 와, ＋ PdㆍSD 가 상쇄되어 PdㆍSB 항만이 남는다. 즉 이 계산과정은 도 3 및 도 13 의 가이드로드부 (44) (밸브체부 (43) 포함) 의 상하면에 작용하고 있는 토출압 (Pd) 의 영향을, 이 Pd 가 가이드로드부 (44) 의 일면 (하면) 에만 집약적으로 작용하는 것으로 가정하여 고찰할 때에, 밸브체부 (43) 를 포함하는 가이드로드부 (44) 의 토출압 (Pd) 에 관한 유효수압면적을 SD － (SD － SB) ＝ SB 로 표현할 수 있다는 것을 의미한다. 즉 토출압 (Pd) 에 관한 한, 가이드로드부 (44) 의 유효수압면적은 가이드로드부 (44) 의 축직교단면적 (SD) 에 상관없이 연통로 (47) 의 구경면적 (SB) 에 일치한다. 이 같이 본 명세서에서는 로드 등의 부재의 양단에 동종의 압력이 작용하고 있는 경우에, 그 압력이 부재의 일방의 단부에만 집약적으로 작용하는 것으로 가정하여 고찰하는 것을 허용하는 실질적인 수압면적을 특히 그 압력에 관한「유효수압면적」이라고 부르기로 한다.

그리고, 수학식 2 의 결과는 밸브체부 (43) 및 가이드로드부 (44) 의 단면적이 SB 이며 밸브체부 (43) 가 연통로 (47) (구경면적 (SB)) 내에 끼워질 수 있는 로드 구성인 경우에 있어서, 밸브체부 (43) 의 상단면에 Pc 가 작용하여 가이드로드부 (44) 의 하단역에 Pd 가 작용할 때와 완전동일한 결과가 되어 있음에 주의한다.

작동로드 (40) 는 차압수납부 (41) 와 가이드로드부 (44) 를 연결부 (42) 로 연결하여 이루어지는 일체물이므로 그 배치는 ΣF1 ＝ ΣF2 의 역학적 균형을 충족하는 위치로 결정된다. 이 ΣF1 ＝ ΣF2 의 등식을 정리하는 과정에서 좌우양변의 Pc (SB － SC) 항이 상쇄된다. 다음의 수학식 3 은 상기 등식을 정리한후의 형태를 나타낸다.

(PdH － PdL) SA － PdㆍSB ＋ PdLㆍSB ＝ F － f2 ＋ f1

본 실시형태에서는 압력 감시점 (P1) 은 토출실 (22) 내에 설정되어 있으므로 Pd ＝ PdH 이다. 이 관계를 상기 식 3 에 대입하여 정리하면 다음의 수학식 4 및 수학식 5 와 같이 된다.

(PdH － PdL) SA － (PdH － PdL) SB ＝ F － f2 ＋ f1

PdH － PdL ＝ (F － f2 ＋ f1) / (SA － SB)

수학식 5 의 우변에 있어서, f1, f2, SA, SB 는 기계설계의 단계에서 일의적으로 결정되는 확정적인 파라미터이며, 전자가압력 (F) 만이 코일 (67) 로의 전력공급량에 따라 변화하는 가변파라미터이다. 이 식 5 를 통해 다음의 두가지를 알 수 있다. 첫째, 도 3 의 용량제어밸브는 그 밸브 개방정도 조절동작의 기준이 되는 2 점간 차압 ΔP (t) ＝ PdH － PdL 의 설정치 (즉 설정차압 (TPD)) 를 코일 (67) 로의 듀티제어에 의해 외부로부터 일의적으로 결정할 수 있는 구조로 되어 있다. 즉 제어밸브는 외부제어에 의해 설정차압 (TPD) 을 변경할 수 있는 설정차압가변형의 제어밸브이다. 수학식 5 의 우변의 분자가 (F － f2 ＋ f1) 이므로, 도 3 의 제어밸브에 있어서의 설정차압 결정수단은 설정차압가변 액츄에이터 (100), 복귀스프링 (66) 및 완충스프링 (57) 에 의해 구성된다.

둘째, 작동로드 (40) 의 배치를 결정하는 역학관계식 (수학식 5) 중에는 2 점간 차압 (PdH － PdL) 이외의 압력파라미터 (예컨대 Pc 나 Pd 를 포함하는 항) 가 포함되지 않고, 따라서 크랭크압 (Pc) 이나 토출압 (Pd) 의 절대치가 작동로드 (40) 의 위치결정에 영향을 미치지 않는다. 바꿔말하면 상기 2 점간 차압 이외의 압력파라미터는 작동로드 (40) 의 변위동작의 저해 또는 구속요인이 될 수 없으며, 용량제어밸브는 상기 2 점간 차압 (ΔP (t)) 과, 전자가압력 (F) 및 스프링력 (f1,f2) 과의 역학적 균형에만 의거하여 원활하게 작동할 수 있다.

이 같은 동작특성을 갖는 용량제어밸브에 의하면 개개의 상황하에서 대략 다음과 같이 밸브개방정도가 결정된다. 먼저, 코일 (67) 로의 통전이 없는 경우 (Dt ＝ 0 %) 에는 복귀스프링 (66) 의 작용이 지배적으로 되어 작동로드 (40) 는 도 3 에 나타내는 최하동(最下動) 위치에 배치된다. 이 때, 작동로드의 밸브체부 (43) 가 밸브시트 (53) 로부터 가장 떨어져서 도입측밸브부는 전개(全開)상태가 된다. 한편, 코일 (67) 에 대하여 듀티비 가변범위의 최소듀티의 통전이 있으면 적어도 상향의 전자가압력 (F) 이 복귀스프링 (66) 의 하향가압력 (f2) 을 능가한다. 그리고, 솔레노이드부에 의해 발생되는 상향가압력 (F － f2) 이 완충스프링 (57) 의 상향가압력 (f1) 에 의해 감쇄된 2 점간 차압 (PdH － PdL) 에 의거한 하향압압력에 대향하여, 그 결과 상기 수학식 5 를 만족하도록 작동로드의 밸브체부 (43) 가 밸브시트 (53) 에 대하여 위치결정되고, 제어밸브의 밸브개방정도가 결정된다. 이 같이 결정된 밸브개방정도에 따라 급기통로 (28) 를 통한 크랭크실 (5) 로의 공급량이 결정되고, 상기 추기통로 (27) 를 통한 크랭크실 (5) 로부터의 가스방출량과의 관계에 의해 크랭크압 (Pc) 이 조절된다. 즉 제어밸브의 밸브개방정도를 조절한다는 것은 크랭크압 (Pc) 을 조절하는 것이다.

그리고, 전자가압력 (F) 이 변화하지 않는 한, 도 3 의 제어밸브는 그 때의 전자가압력 (F) 에 따른 설정차압 (TPD) 에 의해 작동하는 정용량밸브이지만, 외부제어에 의해 전자가압력 (F) 을 변화시켜 설정차압 (TRD) 을 적절히 변경함으로써 용량제어밸브로서의 실질을 구비한다.

(제어체계)

도 2 및 도 3 에 나타낸 바와 같이 차량용 공조장치는 이 공조장치의 제어전반을 담당하는 제어장치 (70) 를 구비하고 있다. 제어장치 (70) 는 CPU, ROM, RAM 및 I/O 인터페이스를 구비한 컴퓨터와 유사한 제어유닛이며, I/O 의 입력단자에는 외부정보 검지수단 (71) 이 접속되어 있고, I/O 의 출력단자에는 구동회로 (72) 가 접속되어 있다. 적어도 제어장치 (70) 는 외부정보 검지수단 (71) 으로부터 제공되는 각종 외부정보에 의거하여 적절한 듀티비 (Dt) 를 연산하고, 구동회로 (72) 에 대하여 그 듀티비(Dt) 에서의 구동신호의 출력을 지령한다. 구동회로 (72) 는 명령받은 듀티비 (Dt) 의 구동신호를 제어밸브의 코일 (67) 에 출력한다. 코일 (67) 에 제공되는 구동신호의 듀티비 (Dt) 에 따라 제어밸브 솔레노이드부의 전자가압력 (F) 이 변화한다. 이 의미에서 제어밸브의 솔레노이드부, 구동회로 (72) 및 제어장치 (70) 는 제어밸브의 자율적인 개방정도조절의 기준 또는 목표가 되는 설정차압 (TPD) 을 외부적으로 변화시키기 위한 설정차압변경수단을 구성한다.

상기 외부정보 검지수단 (71) 은 각종 센서류를 포괄하는 기능실현수단이다. 외부정보 검지수단 (71) 을 구성하는 센서류로는 예컨대 A/C 스위치 (승객이 조작하는 공조장치의 ON/OFF 스위치), 차실내온도 (Te (t)) 를 검출하기 위한 온도센서, 차실내온도의 바람직한 설정온도 (Te (set)) 를 설정하기 위한 온도설정기, 차속 (V) 을 검출하기 위한 차속센서, 엔진회전수 (NE) 를 검출하기 위한 회전수 센서, 엔진의 흡기관로에 설치된 스로틀밸브의 각도 또는 개방정도를 검지하기 위한 액셀개방정도센서를 들 수 있다. 그리고, 스로틀밸브 각도 또는 개방정도는 차량의 조종자에 의해 액셀페달을 밟은 양을 반영한 정보로도 이용된다.

이어서, 도 4 및 도 5 의 흐름도를 참조하여 제어장치 (70) 에 의한 제어밸브에 대한 듀티제어의 개요를 간단하게 설명한다.

도 4 의 챠트는 공조제어프로그램의 주요 부분이 되는 메인 루틴을 나타낸다. 차량의 이그니션 스위치 (또는 스타트 스위치) 가 ON 되면 제어장치 (70) 는 전력을 공급받아 연산처리를 개시한다. 제어장치 (70) 는 도 4 의 단계 (S41) (이하 단지「S41」이라고 함, 다른 단계도 이하 동일) 에 있어서, 초도 프로그램에 따라 각종 초기설정을 실시한다. 예컨대 제어밸브의 설정차압 (TPD) 이나 듀티비 (Dt) 에 초기값 또는 잠정값을 부여한다. 그 후, 처리는 S42 이하에 나타낸 상태감시 및 듀티비의 내부연산처리로 진행한다.

S42 에서는 A/C 스위치가 ON 되기까지 이 스위치의 ON/OFF 상황이 감시된다. A/C 스위치가 ON 되면 처리는 비상시 판정루틴 (S43) 으로 진행한다. S43 에서는 차량이 비정상적인 상태 즉 비상시 운전모드에 있는지의 여부를 외부정보에의거하여 판단한다. 여기서 말하는「비상시 운전모드」란 예컨대 등판주행과 같이 엔진 (E) 이 고부하상태에 있는 경우라든가, 추월가속과 같은 차량의 가속시 (적어도 조종자가 급가속을 원하는 경우) 를 말한다. 예시한 어떤 경우도 외부정보 검지수단 (71) 으로부터 제공되는 검출액셀개방정도를 소정의 판정치와 비교함으로써 그 같은 고부하상태 또는 차량가속상태에 있음을 합리적으로 추정할 수 있다.

S43 판정이 YES, 즉 비상시 운전모드에 있을 때에는 제어장치 (70) 는 비상시대응제어 (S44) 를 실행한다. 이 비상시대응제어는 예컨대 엔진의 고부하상태나 차량가속상태를 최초로 검지한 시점에서 소정 기간 (ΔT) 만큼, 상기 구동신호의 듀티비 (Dt) 를 그 가변폭내의 최소치 또는 제로(0)로 강제적으로 설정변경한다는 것이다. 듀티비 (Dt) 가 극소화되어 있는 기간 (ΔT) 은 상기 2 점간 차압 (PdH － PdL) 에 상관없이 용량제어밸브가 최대개방정도가 되고, 크랭크압 (Pc) 이 즉시 높아져서 경각 (θ) 이 신속하게 최소화되어 압축기의 토출용량이 최소가 된다. 그럼으로써 엔진 (E) 의 부하가 적지않게 경감되고, 엔진출력을 차량의 전진구동력에 최대한 반영할 수 있게 된다. 그리고, 상기 기간 (ΔT) 동안 공조장치의 냉방능력은 희생되지만 이 기간 (ΔT) 은 일시적인 단기간이므로 승원의 쾌적성유지에 중대한 지장을 초래하는 일은 없다.

비상시 판정루틴에서의 감시항목 중 어느 하나에도 해당하지 않는 경우에는 S43 판정이 NO 가 된다. 그 경우에는 차량이 정상적인 상태 즉 통상 운전모드에 있는 것으로 간주된다. 여기서 말하는「통상운전모드」란 프로그램적으로는비상시 판정루틴의 감시항목에 해당하지 않는 배타적인 조건충족상태를 의미하고, 요컨대 차량이 평균적인 운전상황에서 사용되고 있는 것으로 합리적으로 추정할 수 있는 상태를 말한다. S43 판정이 NO 인 경우에는 처리는 통상제어루틴 (RF5) 으로 이행한다. 대부분의 경우 도 4 의 메인루틴에서의 처리는 통상제어루틴 (RF5) 에서의 처리를 거쳐 S42 로 복귀한다.

도 5 의 통상제어루틴 (RF5) 은 통상운전모드에서의 공조능력 즉 압축기의 토출용량의 피드백제어에 관한 수순을 나타낸다. 차압을 검지하는 가동벽 (54) 을 구비한 제어밸브에서는 차압 ΔP (t) ＝ PdH － PdL 에 대한 밸브개방정도의 피드백제어는 기계적 또는 내부자율적으로 완료되기 때문에 루틴 (RF5) 에서의 처리의 본질은 증발기 (33) 에서의 열부하상황에 맞춰 제어밸브의 설정차압 (TPD) 을 리얼타임으로 수정하는 데 있다. 도 5 의 단계 (S51 내지 S53) 는 차량엔진 (E) 이 상용회전역을 초과하는 고속회전상태에 있을 때에 압축기의 데드로크 등을 미연에 방지하기 위한 위기회피조치에 관한 처리이다. 단계 (S54 내지 S57) 는 듀티비 (Dt) 의 회귀적 보정에 의한 용량제어밸브의 설정차압 (TPD) 의 수정에 관한 처리이다.

S51 에 있어서 제어장치 (70) 는 실측된 엔진회전수 (NE) 가 소정의 임계치 회전수 (K) 이상인지의 여부를 판정한다. 이 임계치 회전수 (K) 는 그 K 이상에서의 고속회전을 지속한 경우에 압축기에 이상이 생기기 쉬워지는지 아닌지의 관점에서 결정되어져 있고, 예컨대 5000 rpm 이라든지 6000 rpm 이라는 회전수이다. S51 판정이 YES 인 경우, S52 에 있어서 현재의 듀티비 (Dt) 가 소정의 안전값(Dts) 을 초과하는지의 여부를 판정한다. 이 안전값 (DtS) 은 설정차압 (TPD) 을 과도하게 높이지 않아서 고속회전시에 과도한 대용량운전을 강요할 수 없는 듀티비의 상한치로서, 예컨대 40 % 라든가 50 % 라는 값이다. S51 판정 및 S52 판정이 모두 YES 인 경우에는 엔진회전수 (NE) 가 K 이상의 고속상태임에도 불구하고, 듀티비 (Dt) 가 과도한 대용량운전을 압축기에 강요하는 값이어서 그 경우에는 제어장치 (70) 는 S53 에 있어서 듀티비 (Dt) 를 안전값 (DtS) 으로 강제적으로 끌어내리고, 그 것을 구동회로 (72) 에 지령한다. 그리고, 임계치 회전수 (K) 이상의 고속회전시에 압축기가 대용량 운전상태에 빠지는 것을 미연에 방지한다. S51 판정이나 S52 판정이 NO 인 경우 또는 S53 에서의 Dt 재설정후, 처리는 S54 로 진행한다.

S54 에 있어서 제어장치 (70) 는 온도센서의 검출온도 (Te (t)) 가 온도설정기에 의한 설정온도 (Te (set)) 보다 큰지의 여부를 판정한다. S54 판정이 NO 인 경우, S55 에 있어서 상기 검출온도 (Te (t)) 가 설정온도 (Te (set)) 보다 작은지의 여부를 판정한다. S55 판정도 NO 인 경우에는 검출온도 (Te (t)) 가 설정온도 (Te (set)) 에 일치하고 있는 것이 되므로, 냉방능력의 변화로 이어지는 Dt 변경 즉 설정차압 (TPD) 을 변경할 필요는 없다. 따라서, 제어장치 (70) 는 구동회로 (72) 에 듀티비 (Dt) 의 변경지령을 발하지 않고 이 루틴 (RF5) 을 이탈한다.

S54 판정이 YES 인 경우, 차실내는 더우며 열부하가 큰 것으로 예측되므로, S56 에 있어서 제어장치 (70) 는 듀티비 (Dt) 를 단위량 (ΔD) 만큼 증대시키고,그 수정값 (Dt ＋ ΔD) 으로의 듀티비 변경을 구동회로 (72) 에 지령한다. 그러면, 솔레노이드부의 전자력 (F) 이 약간 강해짐으로써 제어밸브의 설정차압 (TPD) 도 약간 증대한다. 그러면, 그 시점에서의 차압 (ΔP(t)) 에서는 상하가압력의 균형을 도모할 수 없기 때문에 작동로드 (40) 가 상동하여 복귀스프링 (66) 이 축력(畜力)되고, 스프링 (66) 의 하향가압력 (f2) 의 증가분이 상향의 전자가압력 (F) 의 증가분을 보상하여 다시 수학식 5 가 성립되는 위치로 작동로드의 밸브체부 (43) 가 위치결정된다. 그 결과, 제어밸브의 개방정도 (즉 급기통로 (28) 의 개방정도) 가 약간 감소하고, 크랭크압 (Pc) 이 저하하는 경향이 되고, 크랭크압 (Pc) 과 실린더 보어 내압과의 피스톤을 통한 차이도 작아져서 사판 (12) 이 경각증대방향으로 경동하고, 압축기의 상태는 토출용량이 증대하고 부하토크도 증대하는 방향으로 이행한다. 압축기의 토출용량이 증대하면 증발기 (33) 에서의 제열능력도 높아져서 온도 (Te (t)) 도 저하하는 경향으로 향할 것이며, 또한 압력 감시점 (P1,P2) 사이의 차압은 증가한다.

한편, S55 판정이 YES 인 경우, 차실내는 추우며 열부하가 작은 것으로 예측되므로, S57 에 있어서 제어장치 (70) 는 듀티비 (Dt) 를 단위량 (ΔD) 만큼 감소시키고, 그 수정값 (Dt － ΔD) 으로의 듀티비 변경을 구동회로 (72) 에 지령한다. 그러면, 솔레노이드부의 전자력 (F) 이 약간 약해짐으로써 제어밸브의 설정차압 (TPD) 도 약간 감소한다. 그러면, 그 시점에서의 차압 (ΔP(t)) 에서는 상하가압력의 균형을 도모할 수 없기 때문에 작동로드 (40) 가 하동하여 복귀스프링 (66) 의 축력도 줄고, 스프링 (66) 의 하향가압력 (f2) 의 감소분이 상향의 전자가압력(F) 의 감소분을 보상하여 다시 수학식 5 가 성립되는 위치로 작동로드의 밸브체부 (43) 가 위치결정된다. 그 결과, 제어밸브의 개방정도 (즉 급기통로 (28) 의 개방정도) 가 약간 증가하고, 크랭크압 (Pc) 이 증대하는 경향이 되고, 크랭크압 (Pc) 과 실린더 보어 내압과의 피스톤을 통한 차이도 커져서 사판 (12) 이 경각감소방향으로 경동하고, 압축기의 상태는 토출용량이 감소하고 부하토크도 감소하는 방향으로 이행한다. 압축기의 토출용량이 감소하면 증발기 (33) 에서의 제열능력도 낮아져서 온도 (Te (t)) 도 증가하는 경향으로 향할 것이며, 또한 압력 감시점 (P1,P2) 사이의 차압은 감소한다.

이 같이 S56 및/또는 S57 에서의 듀티비의 수정처리를 거침으로써, 검출온도 (Te (t)) 가 설정온도 (Te (set)) 에서 벗어나 있어도 제어밸브의 설정차압 (TPD) 이 차츰 최적화되며, 또한 제어밸브에서의 내부자율적인 밸브 개방정도 조절도 함께 온도 (Te (t)) 가 설정온도 (Te (set)) 부근으로 수속한다.

(효과) 제 1 실시형태에 의하면 다음과 같은 효과를 얻을 수 있다.

본 실시형태에서는 증발기 (33) 에서의 열부하의 크기에 영향받는 흡입압 (Ps) 그 자체를 용량제어밸브의 개방정도제어에 있어서의 직접적인 지표로 하지 않고, 냉매순환회로에 있어서의 2 개의 압력 감시점 (P1,P2) 사이의 차압 ΔP(t) ＝ PdH － PdL 을 직접적인 제어대상으로 하여 압축기 토출용량의 피드백제어를 실현하고 있다. 따라서, 증발기 (33) 에서의 열부하상황에 영향받지 않고, 엔진측의 사정을 우선하는 비상시에는 외부제어에 의해 즉시 토출용량을 감소시킬 수 있다. 그러므로, 가속시 등에 있어서의 컷제어의 응답성이나 컷제어의 신뢰성 및안정성이 우수하다.

통상시에도 검출온도 (Te (t)) 및 설정온도 (Te (set)) 에 의거하여 설정차압 (TPD) 을 결정하는 듀티비 (Dt) 를 자동수정 (도 5 의 S54 내지 S57) 함과 동시에 2 점간 차압 (ΔP (T)) 을 지표로 한 제어밸브의 내부자율적인 밸브 개방정도 조절에 의거하여 압축기의 토출용량을 제어함으로써, 상기 검출온도와 설정온도의 차이가 작아지는 방향으로 토출용량을 유도하여 인간의 쾌적감을 만족시킨다는 공조장치 본래의 목적을 충분하게 달성할 수 있다. 즉 본 실시형태에 의하면 통상시에 있어서의 실온의 안정유지를 도모하기 위한 압축기의 토출용량제어와, 비상시에 있어서의 긴급피난적인 토출용량의 신속한 변경을 양립시킬 수 있다.

도 3 의 제어밸브는 전자가압력 (F) 이 변경되지 않는 한, F, f1, f2, SA, SB 에 의해 결정되는 설정차압 (TPD) 대로의 2 점간 차압을 실현하여 그 2 점간 차압에 대응한 정류량을 유지하기 위해 압축기의 토출용량을 자율적으로 제어하는 내부제어밸브로서 기능한다. 또한 외부제어에 의해 전자가압력 (F) 을 변경함으로써 설정차압 (TPD) 을 적절히 변경할 수 있는 설정차압가변형의 용량제어밸브로서 기능한다.

작동로드의 차압수납부 (41) 의 축직교단면적과 가이드로드부 (44) 의 유효수압면적을 동일한 SB 로 설정하고 (이는 연통로 (47) 와 가이드구멍 (49) 을 동일한 축직교단면적 (SB) 으로 설정하는 것이기도 하다), 밸브실 (46) 및 솔레노이드실 (36) 과 P1 압력실 (55) 의 쌍방에 동일한 토출압 (Pd) (＝PdH) 을 유도함으로써, 작동로드 (40) 의 위치결정에 관한 역학관계식 (수학식 5) 에, 토출압 (Pd)(＝PdH) 이나 압력 (PdL) 의 단독항이 포함되는 사태를 회피하여, 이 역학관계식을 PdH － PdL 의 차압과 기계적 스프링력에 의해 일의적으로 표현할 수 있게 한다. 즉, 상기 2 점간 차압 (PdH － PdL) 이외의 압력파라미터는 작동로드 (40) 의 변위동작을 저해 또는 구속하는 요인으로는 될 수 없으며, 그러므로 도 3 의 제어밸브는 동작의 정확성이나 적확성이 현저히 우수하다.

작동로드의 연결부 (42) 의 주위의 연통로 (47) 에는 크랭크압 (Pc) 이 미치고 있지만, 전술한 수학식을 이용한 특성해석으로 알 수 있는 바와 같이 작동로드 (40) 의 위치결정 (즉 밸브 개방정도 조절) 에는 크랭크압 (Pc) 의 영향이 미치지 않는다. 즉, 연통로 (47) 와 가이드구멍 (49) 을 동일한 축직교단면적 (SB) 으로 설정함으로써, 작동로드 (40) 의 차압수납부 (41) 와 밸브체부 (43) 사이의 영역으로 도입된 크랭크압 (Pc) 에 의거한 상향의 힘과 하항의 힘이 상쇄되는 구조로 되어 있다. 그러므로, 작동로드 (40) 는 크랭크압 (Pc) 의 대소에 영향받지 않고 원활하게 변위할 수 있고, 도 3 의 제어밸브는 크랭크압 (Pc) 의 변동을 외부 교란요인으로서 받지 않고 동작이 안정된다.

(제 2 실시형태 : 도 6 및 도 7 참조)

상기 제 1 실시형태에서는 압축기의 토출실 (22) 과 응축기 (31) 를 잇는 유통관 (36) 을 따라 2 개의 압력 감시점 (P1,P2) 을 설정한다. 이에 비해, 제 2 실시형태에서는 도 6 에 나타내는 바와 같이 증발기 (33) 와 압축기의 흡입실 (21) 을 잇는 유통관 (35) 을 따라 2 개의 압력 감시점 (P1,P2) 을 설정한다. 보다 구체적으로는 흡입실 (21) 을 하류측의 압력 감시점 (P2) 으로 하고, 거기서부터상류측으로 소정 거리만큼 떨어진 곳을 상류측의 압력 감시점 (P1) 으로 설정한다.

도 7 은 제 2 실시형태에서 사용되는 용량제어밸브를 나타낸다. 도 7 의 제어밸브의 기계적구조는 도 3 의 제어밸브와 완전동일하지만 제어밸브내의 각 실에 대한 압력도입방법에 있어서 양자는 크게 다르다. 즉 도 7 의 제어밸브에서는 밸브실 (46) 은 포트 (51) 를 통해 크랭크실 (5) 과 연통하고, 연통로 (47) 는 포트 (52) 를 통해 토출실 (22) 과 연통하고 있다. 즉, 밸브실 (46) 및 연통로 (47)를 경유하여 토출실 (22) 에서 크랭크실 (5) 로 유동하는 가스유통방향이 도 3 과 도 7 의 제어밸브에서는 반대로 되어 있다. 또한 도 7 의 제어밸브에서는 P1 압력실 (55) 에는 도 6 의 압력 감시점 (P1) 의 압력이 PsH 로서 유도되고, P2 압력실 (56) 에는 도 6 의 압력 감시점 (P2) 의 압력 (즉 흡입압 (Ps)) 이 PsL 로서 유도되고 있다. 도 7 의 제어밸브도 도 3 의 제어밸브와 마찬가지로 설정차압가변형의 도입측제어밸브로서 기능한다.

상기 제 1 실시형태와 마찬가지로 도 7 의 용량제어밸브의 밸브개방정도도 도입측밸브체인 밸브체부 (43) 를 포함하는 작동로드 (40) 의 배치 여하에 따라 결정된다. 작동로드 (40) 의 각 부에 작용하는 여러가지의 힘을 종합적으로 고려함으로써 이 제어밸브의 동작조건이나 특성이 명백해진다.

작동로드의 차압수납부 (41) 의 상단면에는 완충스프링 (57) 의 상향가압력 (f1) 에 의해 감쇄된 가동벽 (54) 의 상하차압에 의거한 하향압압력이 작용한다. 또한 차압수납부 (41) 의 하단면에는 토출압 (Pd) 에 의한 상향압압력이 작용한다. 하향방향을 정방향으로 하여 차압수납부 (41) 에 작용하는 모든 힘 (ΣF1) 을 정리하면 ΣF1 은 다음의 수학식 6 과 같이 표시된다.

ΣF1 ＝ PsHㆍSA － PsL (SA － SB) － f1 － Pd (SB － SC)

한편, 작동로드의 가이드로드부 (44) (밸브체부 (43) 포함) 에는 복귀스프링 (66) 의 하향가압력 (f2) 에 의해 감쇄된 상향의 전자가압력 (F) 이 작용한다. 또한, 밸브체부 (43), 가이드로드부 (44) 및 가동철심 (64) 의 전노출면에 작용하는 크랭크압 (Pc) 의 상쇄상황을 감안하면 크랭크압 (Pc) 의 작용을 받는 밸브체부 (43) 및 가이드로드부 (44) 의 유효수압면적은 연통로 (47) 의 단면적과 동일한 SB 가 되고, 결과적으로 당해 가이드로드부 (44) 에는 PcㆍSB 라는 크기의 상향압압력이 작용한다. 또한 밸브체부 (43) 의 상단면에는 토출압 (Pd) 에 의한 하향압압력이 작용한다. 상향방향을 정방향으로 하여 밸브체부 (43) 및 가이드로드부 (44) 에 작용하는 모든 힘 (ΣF2) 을 정리하면 ΣF2 는 다음의 수학식 7 과 같이 표시된다.

ΣF2 ＝ F － f2 ＋ PcㆍSB －Pd (SB －SC)

작동로드 (40) 는 차압수납부 (41) 와 가이드로드부 (44) 를 연결부 (42) 로 연결하여 이루어지는 일체물이므로, 그 배치는 ΣF1 ＝ ΣF2 의 역학적균형을 충족하는 위치로 결정된다. 이 등식을 정리하는 과정에서 좌우양변의 Pd(SB － SC) 항이 상쇄된다. 다음의 수학식 8 은 ΣF1 ＝ ΣF2 의 등식을 정리한 후의 형태를 나타낸다.

(PsH － PsL) SA － (Pc － PsL)SB ＝ F － f2 ＋ f1

제 2 실시형태에서는 압력 감시점 (P2) 은 흡입실 (21) 내에 설정되어 있으므로 Ps ＝ PsL 이다. 또한, 압축기의 토출용량이 비교적 큰 시점에서 안정되면 크랭크압 (Pc) 과 흡입압 (Ps) (＝ PsL) 의 차가 줄어든다. 이 경우에는 수학식 8 중의 SB 항이 무한소상태에 있다고 간주할 수 있으며, 다음의 수학식 9 와 같은 근사식이 성립한다. 수학식 9 를 더 정리한 것이 수학식 10 이다.

(PsH － PsL) SA ≒ F － f2 ＋ f1

PsH － PsL ≒ (F － f2 ＋ f1) / SA

수학식 10 의 우변에 있어서, f1, f2, SA 는 기계설계의 단계에서 일의적으로 결정되는 확정적인 파라미터이며, 전자가압력 (F) 만이 코일 (67) 로의 전력공급량에 따라 변화하는 가변파라미터이다. 이 수학식 10 은 제어밸브의 특성에 관하여 상기 제 1 실시형태의 수학식 5 와 동일한 물리적의미를 시사하는 것이며, 따라서 도 7 의 제어밸브에 대하여도 도 3 의 제어밸브와 동일한 내용을 말할 수 있다. 즉, 도 7 의 제어밸브는 그 밸브 개방정도 조절동작의 기준이 되는 2 점간 차압 ΔP (t) ＝ PsH － PsL 의 설정치 (즉 설정차압 (TPD)) 를 코일 (67) 로의 듀티제어에 의해 외부로부터 일의적으로 설정할 수 있는 설정차압가변형 제어밸브이다. 또한, 작동로드 (40) 의 배치를 결정하는 방정식 (수학식 10) 중에는 2점간 차압 (PsH － PsL) 이외의 압력파라미터 (예컨대 Pc 나 Pd 를 포함하는 항) 가 포함되지 않으며, 따라서 크랭크압 (Pc) 이나 토출압 (Pd) 이 작동로드 (40) 의 위치결정에 영향을 미치지 않는다. 바꿔말하면 크랭크압 (Pc) 이나 토출압 (Pd) 은 작동로드 (40) 의 변위동작을 저해 또는 구속하는 요인으로는 될 수 없으며, 제어밸브는 상기 2 점간 차압과 전자가압력 (F) 및 스프링력 (f1,f2) 과의 역학적 균형에만 의거하여 원활하게 작동한다.

도 7 의 제어밸브에 의하면 도 3 의 제어밸브와 동일한 작용 및 효과를 나타낸다. 특히, 전술한 수학식을 이용한 특성해석으로 알 수 있는 바와 같이 작동로드 (40) 의 위치결정 (즉 밸브 개방정도 조절) 에는 토출압 (Pd) 의 영향이 미치지 않는다. 즉, 연통로 (47) 와 가이드구멍 (49) 을 동일한 축직교단면적 (SB) 으로 설정함으로써, 작동로드 (40) 의 차압수납부 (41) 와 밸브체부 (43) 사이의 영역으로 도입되는 토출압 (Pd) 에 의한 상향의 힘과 하향의 힘이 상쇄되어 토출압 (Pd) 이 작동로드 (40) 의 위치결정에 영향을 미치지 않는다. 그러므로, 도 7 의 제어밸브는 토출압 (Pd) 의 변동을 외부 교란요인으로서 받지 않고 동작이 안정된다.

(제 3 실시형태 : 도 8 참조)

도 8 은 본 발명의 제 3 실시형태에 따른 용량제어밸브를 나타낸다. 상기 제 1 및 제 2 실시형태의 제어밸브와 공통된 구성요소 또는 부재에 대하여는 도면에 동일한 참조번호를 붙이고 중복된 설명을 생략한다.

밸브하우징 (45) 내에는 작동로드 (40) 가 축방향으로 이동할 수 있게 수용되어 있다. 작동로드 (40) 는 차압수납부 (선단부) (41), 연결부 (42), 밸브체부 (43) 및 가이드로드부 (기단부) (44) 를 가지고 있다. 단, 차압수납부 (41) 와 가이드로드부 (44) 는 동일한 직경으로 동일한 축직교면적 (SB) 을 가지며, 연결부 (42) 의 축직교단면적은 SC 이다.

작동로드 (40) 의 내부에는 당해 로드의 상단부 (차압수납부 (41)) 와 하단부를 연통시키는 내부통로 (74) 가 형성되어 있다. 도 3 의 제어밸브와 마찬가지로 P1 압력실 (55) 에는 토출실의 압력 (Pd) 이 PdH 로서 유도되고, P2 압력실 (56) 에는 도 2 의 압력 감시점 (P2) 의 압력이 PdL 로서 유도되고 있다. 이 압력 (PdL) 은 상기 내부통로 (74) 를 통해 솔레노이드실 (63) 에도 미치고 있다.

P1 압력실 (55) 에는 초기화수단으로서의 복귀스프링 (75) 이 설치되고, 이 복귀스프링 (75) 은 가동벽 (54) 을 작동로드 (40) 의 상단면에 맞닿게 함과 동시에 가동벽 (54) 을 통하여 작동로드 (40) 를 하방으로 가압한다. 한편, 솔레노이드실 (63) 에는 지지스프링 (76) 이 설치되며, 이 지지스프링 (76) 은 가동철심 (64) 을 작동로드 (40) 의 하단면과 맞닿게 함과 동시에 가동철심 (64) 을 통하여 작동로드 (40) 를 상방으로 가압한다. 그리고, 복귀스프링 (75) 의 스프링력 (f2) 은 지지스프링 (76) 의 스프링력 (f1) 보다 크다.

도 8 의 제어밸브의 동작조건이나 특성도 작동로드 (40) 의 각 부에 작용하는 여러 가지의 힘을 고찰함으로써 명백해진다.

도 8 의 작동로드의 차압수납부 (41) 에 작용하는 힘으로는 작동로드의 차압수납부 (41) 의 상단면에 작용하는 시점의 복귀스프링 (75) 의 하향가압력 (f2),가동벽 (54) 의 상하차압에 의거한 하향압압력 : PdHㆍSA － PdL (SA － SB) 및 크랭크압 (Pc) 에 의한 상향압압력이 있다. 차압수납부 (41) 의 하단면의 수압면적은 (SB-SC) 이다. 하향방향을 정방향으로 하여 차압수납부 (41) 에 작용하는 모든 힘 (ΣF1) 을 정리하면 ΣF1 은 다음의 수학식 11 과 같이 표시된다.

ΣF1 ＝ f2 ＋ PdHㆍSA － PdL (SA － SB) － Pc (SB － SC)

한편, 작동로드의 가이드로드부 (44) (밸브체부 (43) 는 그 일부) 에는 크랭크압 (Pc) 에 의한 하향압압력, 상향의 전자가압력 (F) 및 지지스프링 (76) 의 상향가압력 (f1) 이 작용한다. 또한, 솔레노이드실 (63) 내에서의 작동로드 (40) 의 하단면 및 가동철심 (64) 의 전표면에 작용하는 압력 (PdL) 의 상쇄상황을 감안하면 압력 (PdL) 의 실질적작용을 받는 유효수압면적은 가이드로드부 (44) 의 축직교단면적 (SB) 에 일치하고, 결과적으로 가이드로드부 (44) 에는 PdLㆍSB 라는 크기의 상향압압력이 작용한다. 상향방향을 정방향으로 하여 밸브체부 (43) 및 가이드로드부(44) 에 작용하는 모든 힘 (ΣF2) 을 정리하면 ΣF2 는 다음의 수학식 12 와 같이 표시된다.

ΣF2 ＝ F ＋ f1 ＋ PdLㆍSB － Pc (SB － SC)

작동로드 (40) 는 차압수납부 (41) 와 밸브체부 (43) 를 연결부 (42) 로 연결하여 이루어지는 일체물이므로, 그 배치는 ΣF1 ＝ ΣF2 의 역학적 균형을 충족하는 위치로 결정된다. 이 등식을 정리하는 과정에서 좌우양변의 Pc(SB － SC)항이 상쇄되어 다음의 수학식 13 과 같이 된다. 즉, 차압수납부 (41) 와 밸브체부 (43) 가 연결부 (42) 로 연결되고, 또한 크랭크압 (Pc) 에 관한 차압수납부 (41) 와 밸브체부 (43) 의 수압면적이 모두 (SB － SC) 로 등등하기 때문에 작동로드 (40) 에 작용하는 크랭크압 (Pc) 의 영향은 완전히 없어진다.

PdHㆍSA － PdL (SA － SB) ＝ F ＋f1 － f2 ＋ PdLㆍSB

이 식 13 은 나아가 좌우양변의 PdLㆍSB 항이 상쇄되어 다음의 수학식 14 및 수학식 15 와 같이 된다. 즉, 작동로드 (40) 의 선단부 및 기단부가 존재하는 영역이 동일한 압력 (PdL) 하에 있고, 또한 선단부의 축직교단면적과 기단부의 유효수압면적이 동등함으로써, 작동로드 (40) 의 상단면에 덮인 가동벽(54) 의 하면중앙영역 (면적 SB) 대신에 작동로드 (40) 의 하단면 (면적 SB) 이 압력 (PdL) 을 수압하는 상황이 만들어진다.

PdHㆍSA － PdLㆍSA ＝ F ＋ f1 － f2

PdH － PdL ＝ (F ＋ f1 － f2) / SA

이 수학식 15 는 분모의 형태는 틀리지만 상기 수학식 5 와 물리적으로는 등가인 식으로서, 도 8 의 제어밸브의 특성이 도 3 의 제어밸브의 특성과 본질적으로는 동등하다는 것을 시사하고 있다. 즉, 도 8 의 복귀스프링 (75) 을 도 3 의 복귀스프링 (66) 과 등가인 스프링 요소로 간주하고, 또한 도 8 의 지지스프링(76) 을 도 3 의 완충스프링 (57) 과 등가인 스프링 요소로 간주할 수 있는 한, 도 8 의 제어밸브는 도 3 의 제어밸브와 동일하게 설정차압가변형 제어밸브로서 기능할 수 있다. 도 8 의 제어밸브에 있어서의 설정차압 결정수단은 설정차압변경 액츄에이터 (100), 복귀스프링 (75) 및 지지스프링 (76) 에 의해 구성된다. 또한, 크랭크압 (Pc), 토출압 (Pd) (＝ PdH) 또는 압력 (PdL) 이 개별적으로 작동로드 (40) 의 위치결정에 영향을 미치지 않고, 이들 압력이 작동로드 (40) 의 변위동작을 저해 또는 구속하는 요인으로는 될 수 없으며, 용량제어밸브는 상기 2 점간 차압 (ΔP (t)) 과, 전자가압력 (F) 및 스프링력 (f1,f2) 과의 역학적 균형에만 의거하여 원활하게 작동할 수 있다. 그러므로, 도 8 의 제어밸브도 도 3 의 제어밸브와 동일한 작용 및 효과를 나타낸다.

그리고, 수학식 5 와 수학식 15 에서 우변의 분모의 형태가 다른 것은 오로지 작동로드 (40) 의 하단부영역으로 유도되는 압력이 P1 압력실 (55) 과 동일한 압력 (PdH) 인지, P2 압력실 (56) 과 동일한 압력 (PdL) 인지의 차이에 의한 것이다. 제 1 실시형태와 제 3 실시형태로 알 수 있는 것은 본 건의 설정차압가변형 제어밸브에 의하면 작동로드 (40) 의 기단부영역으로 유도되는 압력이 PdH 또는 PdL 중 어떤 경우일지라도 가동벽 (54) 과 작동연결한 작동로드 (40) 의 양 영역에 작용하는 압력을 상쇄할 수 있다. 그리고, 작동로드 (40) 의 위치결정이 PdH 와 PdL 의 차압에는 의존하지만, 그 차압 이외의 개개의 압력요인에는 영향받지 않는 밸브구조로 할 수 있다.

(제 3 실시형태의 다른 예 : 도 9 참조)

도 9 는 도 8 의 제어밸브에 있어서의 설정차압변경 액츄에이터로서의 솔레노이드부를 스풀을 이용한 압력 액츄에이터로 치환한 용량제어밸브를 나타낸다.

즉, 밸브하우징의 하반부본체 (45c) 에 작동실 (80) 을 구획하고, 그 작동실 (80) 내에 플랜지형의 스풀 (81) 을 설치한다. 스풀 (81) 은 작동로드 (40) 에 일체화되어 있으며, 제어밸브의 축방향으로 일체적으로 이동할 수 있다. 스풀 (81) 에 의해 작동실 (80) 은 고압실 (82) 과 저압실 (83) 로 2 분된다. 저압실 (83) 은 상시 크랭크실 (5) (크랭크압 (Pc) 의 영역) 에 연통하고 있다. 한편, 고압실 (82) 은 통로 (84) 를 통하여 토출압 (Pd) 의 영역 (예컨대 토출압 (22)) 으로 연결되어 있다. 단, 그 통로 (84) 의 도중에는 제어장치 (70) 에 의해 전개(全開) 또는 전폐(全閉)로 제어되는 개폐밸브 (85) 가 설치되어 있다. 고압실 (82) 에는 지지스프링 (76) 이 설치되어 있다. 지지스프링 (76) 은 도 8 의 경우와 동일하게 작동로드 (40) 를 상방으로 가압한다. 또한 스풀 (81) 에는 고압실 (82) 과 저압실 (83) 을 연결하는 스로틀통로 (87) 가 형성되어 있다.

작동로드 (40) 를 상방으로 가압 또는 강제이동시킬 필요가 있을 때에는 제어장치 (70) 는 구동회로 (72) 를 통해 개폐밸브 (85) 를 소정 시간만큼 연다. 그러면, 토출압 (Pd) 의 가스가 고압실 (82) 로 도입되는데, 스로틀통로 (87) 의 효과에 의해 고압실 (82) 의 내압은 바로 저하시키지 않고, 양 실 (82,83) 사이의 압력차가 커진다. 이 압력차는 감압실 (48) 내의 복귀스프링 (75) 의 가압력을 눌러이겨서 작동로드 (40) 를 상동시키는 가압력 또는 압압력을 발생시킨다. 제어장치 (70) 에 의해 개폐밸브 (85) 가 닫히면 고압실 (82) 내의 고압가스는 스로틀통로 (87) 및 저압실 (83) 을 통하여 크랭크실 (5) 로 방출될 뿐이다. 그 방출과정에서 스풀 (81) 은 복귀스프링 (75) 에 의해 되밀쳐지고, 작동로드 (40) 는 그것에 작용하는 모든 힘이 균형을 이루는 위치에 위치결정된다. 이 같이 도 9 와 같은 압력 액츄에이터를 설정차압가변형 용량제어밸브에 있어서의 설정차압변경 액추에이터 (100) 로서 이용할 수 있다.

그리고, 도 9 의 제어밸브도 작동로드 (40) 의 선단부영역 (즉 P2 압력실 (56)) 과 기단부영역 (79) 은 내부통로 (74) 에 의해 연통되어 있고, 또한 선단부와 기단부의 축직교단면적은 동등하게 SB 로 설정되어 있어서 도 8 의 제어밸브와 마찬가지로 압력 (PdL) 은 단독으로 작동로드 (40) 의 위치결정에 영향을 미치지 않는다. 또한, 작동로드의 차압수납부 (41) 와 밸브체부 (43) 사이의 영역으로 도입되는 크랭크압 (Pc) 이, 작동로드 (40) 에 미치는 영향이 상쇄되는 것도 도 8 의 제어밸브와 동일하다. 따라서, 도 9 의 제어밸브에 있어서도 PdL, Pc 등의 압력이 개별적으로 작동로드 (40) 의 위치결정에 악영향을 미치지 않는다.

(제 4 실시형태 : 도 10 및 도 11 참조)

도 10 및 도 11 은 본 발명의 제 4 실시형태에 따른 용량제어밸브이다. 이 제 4 실시형태의 제어밸브는 크랭크실 (5) 로의 고압가스도입량을 제어하는 도입측제어밸브로서의 성격과, 크랭크실 (5) 로부터의 가스방출량을 제어하는 방출측제어밸브로서의 성격을 겸비하는 삼방 밸브형 용량제어밸브이다. 그리고, 상기 제 1 내지 제 3 실시형태의 제어밸브와 공통된 구성요소 또는 부재에 대하여는 도면에 동일한 참조번호를 붙이고 중복된 설명을 생략한다.

밸브하우징 (45) 내에는 작동로드 (40) 가 축방향으로 이동할 수 있게 수용되어 있다. 작동로드 (40) 는 선단부로서의 차압수납부 (41), 그 차압수납부 (41) 와 일체화한 밸브체부 (43), 연결부 (42) 및 기단부로서의 가이드로드부 (44) 를 가지고 있다. 차압수납부 (41), 밸브체부 (43) 및 가이드로드부 (44) 는 모두 동일한 직경이며 동일한 축직교단면적 (SB) 을 갖는다. 밸브체부 (43) 와 가이드로드부 (44) 를 연결하는 연결부 (42) 는 상기 SB 보다 작은 축직교단면적 (SC) 을 갖는다. 작동로드 (40) 의 상단부는 P2 압력실 (56) 내로 진입하고, 작동로드 (40) 의 하단부는 솔레노이드실 (63) 내로 진입하고 있다. 그리고, 작동로드 (40) 내에는 P2 압력실 (56) 과 솔레노이드실 (63) 을 연통시키는 내부통로 (74) 가 형성되어 있다.

밸브하우징 (45) 내에 있어서 축방향으로 연속하는 가이드구멍 (49), 밸브실겸 연통로 (47) 및 가이드구멍 (65) (고정철심 (62) 내로 이어짐) 의 내경은 모두 동등하고, 또한 그 내경은 작동로드 (40) 의 차압수납부 등의 외경에 대응하고 있다. 즉 가이드구멍 (49), 밸브실겸 연통로 (47) 및 가이드구멍 (65) 은 모두 동일한 축직교단면적 (SB) 으로 되어 있다.

도 10 및 도 11 에 나타내는 바와 같이 밸브실겸 연통로 (47) 의 하부영역은 포트 (51) 를 통하여 흡입실 (21) 로 상시 연통하고 있다. 한편, 밸브실겸 연통로 (47) 의 상부영역은 포트 (52) 를 통하여 크랭크실 (5) 로 연통할 수 있게 되어 있다. 그리고, 작동로드의 밸브체부 (43) 의 배치에 따라 포트 (52) (또는 밸브실겸 연통로 (47) 의 상부영역) 와 포트 (51) (또는 밸브실겸 연통로 (47) 의하부영역) 가 차단되는 경우 (도 10 참조) 와, 양 포트가 연통되는 경우 (도 11 참조) 가 출현한다. 도 11 에 나타내는 양 포트 (51,52) 의 연통시에는 당해 용량제어밸브는 방출측제어밸브로서 기능한다. 즉, 포트 (52) 를 구획하고 있는 단차 (77) 와 밸브체부 (43) 사이의 스로틀량에 의거하여 추기통로 (27) 의 개방정도가 제어되며, 크랭크실 (5) 에서 흡입실 (21) 로의 가스방출량이 조절된다.

또한 작동로드의 밸브체부 (43) 내에는 상기 내부통로 (74) 로부터 로드의 직경방향으로 연장되는 제 2 내부통로 (78) 가 형성되어 있다. 이 제 2 내부통로 (78) 는 당해 제어밸브가 방출측제어밸브로서 기능하고 있는 경우에는 도 11 에 나타내는 바와 같이 가이드구멍 (49) 의 내부벽에 의해 폐색되어 어떤 기능도 하지 않는다. 이에 대하여 도 10 에 나타내는 바와 같이 밸브체부 (43) 의 하단면이 단차 (77) 보다 밑에 배치됨으로써 제어밸브 경유의 추기통로 (27) 가 폐색상태에 빠지면 제 2 내부통로 (78) 는 포트 (52) 와 연통한다. 이 때, 압력 감시점 (P2) 이 검압(檢壓)통로 (38), 포트 (56a), P2 압력실 (56), 내부통로 (74), 제 2 내부통로 (78), 포트 (52) 및 추기통로 (27) 의 상류부를 통하여 크랭크실 (5) 에 연통하고, 압력 (PdL) 의 고압가스가 크랭크실 (5) 로 도입된다. 따라서, 도 10 의 상태의 제어밸브는 도입측제어밸브로서 기능한다. 그리고, P2 압력실 (56) 의 압력 (PdL) 은 상기 내부통로 (74) 를 통하여 솔레노이드실 (63) 로 유도되고 있다.

도 10 및 도 11 의 제어밸브의 작용을 개설한다.

설정차압변경 액츄에이터 (100) 로서의 솔레노이드부로의 비통전시에는 상향의 전자가압력 (F) 은 발생하지 않고, 초기화수단으로서의 복귀스프링 (75) 의 하향가압력이 지지스프링 (76) 의 상향가압력을 능가하여 작동로드 (40) 가 도 10 에 나타내는 최하동위치 (초기위치) 로 강제배치된다. 이 때, 당해 제어밸브는 전개상태의 도입측제어밸브로 변하여 작동로드의 2 개의 내부통로 (74,78) 를 통해 압력 감시점 (P2) (도 2 참조) 의 고압가스가 크랭크실 (5) 로 도입되고, 크랭크압 (Pc) 의 승압이 도모된다.

한편, 솔레노이드부에 대하여 최소 듀티비에서의 전력공급이 있기만 하면 작동로드 (40) 가 상동하여 제 2 내부통로 (78) 가 가이드구멍 (49) 의 내주벽에 의해 폐색됨과 동시에 당해 제어밸브는 설정차압가변형의 방출측제어밸브로 변한다. 작동로드의 밸브체부 (43) 와 단차 (77) 사이의 스로틀량 즉, 이 제어밸브를 경유하여, 추기통로 (27) 의 개방정도는 듀티제어되는 전자가압력 (F) 에 의해 결정되는 설정차압 (TPD) 과, 제 1 및 제 2 압력 감시점 (P1,P2) 사이의 실제의 차압 (PdH － PdL) 과의 상관관계에 의해 결정되는 것은 도 3 이나 도 8 의 제어밸브의 경우와 동일하다.

그리고, 도 11 에 나타내는 바와 같이 작동로드의 연결부 (42) 의 주위에는 흡입압 (Ps) 이 미치고 있다. 단, 그 흡입압 (Ps) 이 밸브체부 (43) 에 미치는 상향압압력 (Ps) (SB － SC) 과, 흡입압 (Ps) 이 가이드로드부 (44) 에 미치는 하향압압력 (Ps) (SB － SC) 은 서로 상쇄되는 관계에 있으며, 흡입압 (Ps) 은 작동로드 (40) 의 위치결정에 대하여 어떤 영향도 미치지 않는다. 작동로드의 연결부 (42) 의 주위에 미치는 압력이 흡입압 (Ps) 인지 크랭크압 (Pc) 인지의 차이를제외하고, 도 11 의 제어밸브와 도 8 의 제어밸브에 의해 작동로드 (40) 로 작용하는 힘에 본질적인 차이는 없다. 따라서, 도 10 및 도 11 의 제어밸브는 도 8 의 제어밸브와 마찬가지로 설정차압을 외부제어로 변경하지 않는 한, 압축기의 토출용량을 설정차압 (TPD) 에 대응하는 차압 (PdH － PdL) 을 실현하도록 제어하는 용량제어밸브로서 기능한다.

도 10 및 도 11 의 삼방 밸브형 제어밸브도 도 3 이나 도 8 에 나타내는 제어밸브와 동일한 작용 및 효과를 나타낸다.

(제 4 실시형태의 다른 예 : 도 12 참조)

도 12 는 도 10 및 도 11 의 제어밸브에 있어서의 설정차압변경 액츄에이터로서의 솔레노이드부를 스풀을 이용한 압력 액추에이터로 치환한 용량제어밸브를 나타낸다. 개략적으로는 도 12 의 제어밸브는 도 11 의 제어밸브의 상반부와 도 9 의 제어밸브의 하반부를 합체한 타입으로 이해할 수 있다. 단, 밸브하우징 (45) 의 내부구조의 복잡화를 피하기 위하여 약간의 연구를 추가하고 있다. 즉, 도 12 에 나타내는 바와 같이 압력 액츄에이터의 저압실 (83) 은 크랭크실 (5) 이 아닌 흡입실 (21) 에 연통되어 있다. 또한, 밸브실겸 연통로 (47) 의 하단은 저압실 (83) 로 이어지며, 작동로드의 밸브체부 (43) 와 스풀 (81) 은 연결부 (42) 에 의해 직결되어 있다. 이 연결부 (42) 의 축직교단면적 (SC) 은 밸브실겸 연통로 (47) 의 축직교단면적 (SB) 보다 작고, 또한 당해 연결부 (42) 는 항상 밸브실겸 연통로 (47) 및 저압실 (83) 내에 존재한다. 그러므로, 도 12 의 상태에서 작동로드 (40) 를 하동시키고 밸브체부 (43) 를 밸브실겸 연통로 (47) 에끼워넣어 이 통로를 막지 않는 한, 크랭크실 (5) 과 흡입실 (21) 은 포트 (52), 밸브실겸 연통로 (47) 및 저압실 (83) 을 통하여 상시 연통한다. 즉, 포트 (52), 밸브실겸 연통로 (47) 및 저압실 (83) 은 제어밸브내에 있어서 추기통로 (27) 의 일부를 구성한다. 그리고, 밸브체부 (43) 와 단차 (77) 의 스로틀량에 따라 이 추기통로 (27) 의 개방정도가 조절되고, 이 제어밸브는 도 10 및 도 11 의 제어밸브와 마찬가지로 설정차압가변형의 방출측제어밸브로서 기능한다.

한편, 압력 액츄에이터의 고압실 (82) 과 저압실 (83) 이 균압화하여 복귀스프링 (75) 이 지지스프링 (76) 을 능가할 때에는 작동로드 (40) 는 도 12 의 상태에서 하동하여 밸브체부 (43) 가 밸브실 연통로 (47) 로 끼워넣어진다. 이 경우에는 상기 추기통로 (27) 가 폐색상태에 빠질 뿐아니라 작동로드 (40) 의 2 개의 내부통로 (74,78) 를 통하여 압력 감시점 (P2) 과 크랭크실 (5) 이 연통하여 당해 제어밸브가 도입측제어밸브로서 기능한다.

이 같이 도 12 의 제어밸브는 선택적으로 방출측제어밸브 또는 도입측제어밸브로서 기능하는 삼방 밸브형 용량제어밸브이며, 도 10 및 도 11 의 제어밸브와 동일한 작용 및 효과를 나타낸다.

(기타 변경예)

도 8 및 도 9 에 나타내는 제어밸브에 있어서, P1 압력실 (55) 및 P2 압력실 (56) 로 유도되는 압력을 각각 도 6 의 압력 감시점 (P1) 에서의 PsH 및 도 6 의 압력 감시점 (P2) 에서의 PsL 로 하여도 된다.

도 8, 도 9, 도 10, 도 11 및 도 12 에 나타내는 제어밸브에 있어서, 작동로드 (40) 의 내부통로 (74) 의 상단을 P2 압력실 (56) 이 아닌 P1 압력실 (55) 에 연통시키고, P1 압력실 (55) 로 유도되고 있는 제 1 압력 감시점 (P1) 의 압력 (PdH) 을 작동로드(40) 의 기단부영역으로 유도해도 된다. 이 경우에는 도 15 의 원리도에 나타낸 것과 동일한 상황이 발생되어 제 1 실시형태의 제어밸브 (도 3) 와 동일한 작용 및 효과를 나타낸다.

(상기 각 청구항에 기재한 것 이외의 기술적 사상의 포인트)

청구의 범위 제 1 항 내지 제 9 항에 기재된 제어밸브에 있어서, 냉매순환회로에 설정된 2 개의 압력 감시점 (P1,P2) 중, 상대적으로 상류측의 압력 감시점 (P1) 의 압력이 제 1 압력실로 유도되고, 상대적으로 하류측의 압력 감시점 (P2) 의 압력이 제 2 압력실로 유도되고 있는 점.

청구의 범위 제 1 항 내지 제 9 항에 기재된 제어밸브에 있어서, 설정차압 결정수단의 가압력은 상기 제 1 및 제 2 압력실 사이의 차압에 의거한 압압력과 반대방향으로 설정되어 있는 점.

청구의 범위 제 1 항 내지 제 9 항에 기재된 제어밸브에 있어서, 상기 밸브체는 상기 작동로드의 선단부와 기단부 사이에 설치되어 있는 점.

청구의 범위 제 1 항 내지 제 9 항에 기재된 제어밸브에 있어서, 상기 구획부재는 밸브하우징의 축방향으로 이동할 수 있는 가동벽인 점.

그리고 본 명세서에서 말하는「냉매순환회로」란 도 2 및 도 6 에 나타내는 응축기 (31), 팽창밸브 (감압장치) (32), 증발기 (33) 및 압축기 (그 내부의 흡입실 (21), 보어 (1a) 및 토출실 (22)) 를 경유하는 순환회로를 말한다. 그 의미에서 흡입행정 또는 압축ㆍ토출행정에 있는 실린더 보어 (1a) 도 냉매순환회로의 일부가 된다. 한편, 압축기 내부에서의 윤활유순환을 목적으로 하여 필요최소한의 냉매가스유통을 확보하기 위하여 압축기의 크랭크실 (5) 을 경유하여 설정되는 내부순환회로는 상기「냉매순환회로」에는 포함되지 않는다.

이상 상세히 기술한 바와 같이 청구의 범위 제 1 항 내지 제 9 항에 기재된 제어밸브에 의하면 냉매순환회로의 증발기에서의 열부하상황에 영향받지 않고 압축기의 토출용량을 직접적으로 제어할 수 있게 된다. 또한, 이 제어밸브를 구성하는 작동로드 등에 작용할 수 있는 각종 압력에 의해 제어동작이 저해되거나 교란되는 일 없이 용량제어동작의 정확성이나 적확성이 향상된다.

특히 청구의 범위 제 8 항 및 제 9 항에 기재된 제어밸브에 의하면 필요시에는 외부제어에 의해 압축기의 토출용량을 신속하게 변경할 수 있게 되어 실온의 안정유지를 도모하기 위한 압축기의 토출용량제어와, 긴급피난적인 토출용량의 신속한 변경을 양립시킬 수 있게 된다.

Claims (9)

1. 용량 가변형 압축기의 토출압영역과 크랭크실을 연결하는 급기통로 또는 그 압축기의 흡입압영역과 크랭크실을 연결하는 추기통로의 일부를 구성할 수 있는 밸브실과, 감압실을 내부에 갖는 밸브하우징과,

   상기 밸브실내로 이동할 수 있도록 설치되어 이 밸브실내에서의 배치에 따라 상기 급기통로 또는 추기통로의 개방정도를 조절하는 밸브체와,

   상기 감압실을 냉매순환회로에 설정된 제 1 압력 감시점의 압력이 유도되는 제 1 압력실과 상기 냉매순환회로에 설정된 제 2 압력 감시점의 압력이 유도되는 제 2 압력실로 구획함과 동시에 상기 제 1 및 제 2 압력실 사이의 차압에 의거하여 변위할 수 있는 구획부재와,

   선단부 및 기단부를 가짐과 동시에 그 선단부에 있어서 상기 구획부재와 작동연결되어 이 구획부재의 변위동작을 상기 밸브체에 전달하는 작동로드와,

   상기 작동로드를 축방향으로 가압함으로써 상기 2 개의 압력 감시점 사이의 설정차압을 결정하는 설정차압 결정수단을 구비하고,

   상기 작동로드를 통한 구획부재와 밸브체의 연동에 의거하여 상기 크랭크실의 내압을 조절하여 압축기의 토출용량을 제어하는 제어밸브로서,

   상기 밸브하우징내에 있어서 작동로드의 기단부를 수용하는 영역에는 상기 제 1 압력실 또는 제 2 압력실에 유도되는 압력과 동종의 압력이 유도되는 것을 특징으로 하는 용량 가변형 압축기의 제어밸브.
2. 제 1 항에 있어서, 상기 작동로드의 선단부의 축직교단면적과, 작동로드의 기단부를 수용하는 영역으로 유도되고 있는 압력에 관한 당해 기단부의 유효수압면적이 거의 동등하게 설정되어 있는 것을 특징으로 하는 용량 가변형 압축기의 제어밸브.
3. 제 2 항에 있어서, 상기 작동로드의 선단부는 상기 제 2 압력실내에 배치되고, 상기 작동로드의 기단부를 수용하는 영역에는 상기 제 1 압력실로 유도되고 있는 압력과 동종의 압력이 유도되고 있는 것을 특징으로 하는 용량 가변형 압축기의 제어밸브.
4. 제 2 항에 있어서, 상기 작동로드의 선단부는 상기 제 2 압력실내에 배치되고, 상기 작동로드의 기단부를 수용하는 영역에는 상기 제 2 압력실로 유도되고 있는 압력과 동종의 압력이 유도되고 있는 것을 특징으로 하는 용량 가변형 압축기의 제어밸브.
5. 제 1 항 내지 제 4 항 중 어느 한 항에 있어서, 상기 작동로드는 그 선단부와 기단부를 연결하는 연결부를 추가로 가지고, 그 연결부의 축직교단면적은 상기 선단부의 축직교단면적 보다 작게 설정되어 있으며, 또한 그 연결부의 주위에는 상기 밸브실과 함께 당해 제어밸브내에 있어서의 급기통로 또는 추기통로를 구성하는연통로가 확보되어 있는 것을 특징으로 하는 용량 가변형 압축기의 제어밸브.
6. 제 5 항에 있어서, 상기 작동로드의 기단부의 축직교단면적을 그 기단부 부근에서의 상기 연통로의 구경면적과 거의 동등 또는 그 이상으로 하고, 또한 상기 작동로드의 선단부의 축직교단면적과, 상기 작동로드의 기단부 부근에서의 상기 연통로의 구경면적을 거의 동등하게 설정함으로써, 상기 연통로내의 압력에 관한 작동로드 선단부측의 수압면적과 작동로드 기단부측의 수압면적을 거의 동등하게 한 것을 특징으로 하는 용량 가변형 압축기의 제어밸브.
7. 제 1 항 내지 제 4 항 중 어느 한 항에 있어서, 상기 작동로드에는 제 1 압력실 또는 제 2 압력실의 압력을 이 작동로드의 기단부로 유도하기 위한 내부통로가 형성되어 있는 것을 특징으로 하는 용량 가변형 압축기의 제어밸브.
8. 제 1 항 내지 제 4 항 중 어느 한 항에 있어서, 상기 설정차압 결정수단은 설정차압을 외부로부터의 제어에 의해 변경할 수 있게 하기 위하여 작동로드의 기단부에 설치된 설정차압변경 액츄에이터를 포함하고 있는 것을 특징으로 하는 용량 가변형 압축기의 제어밸브.
9. 제 8 항에 있어서, 상기 설정차압변경 액츄에이터의 비작동시 또는 불활성시에 있어서, 크랭크실의 내압이 증대하는 방향으로 상기 밸브체 및 작동로드를 위치결정하는 초기화수단을 더 구비하는 것을 특징으로 하는 용량 가변형 압축기의 제어밸브.