KR100360519B1

KR100360519B1 - 용량가변형 압축기의 제어밸브

Info

Publication number: KR100360519B1
Application number: KR1020000044572A
Authority: KR
Inventors: 가와구찌마사히로; 아다니야다꾸; 스이또우겐; 기무라가즈야
Original assignee: 가부시키가이샤 도요다 지도숏키
Priority date: 1999-10-04
Filing date: 2000-08-01
Publication date: 2002-11-13
Also published as: EP1091125A2; BR0005053A; JP2001173556A; DE60040512D1; CN1247895C; EP1091125A3; JP3991556B2; CN1290815A; US6386834B1; EP1091125B1; KR20010039783A

Abstract

용량가변형 압축기의 토출용량을 광범위에 걸쳐 직접적으로 제어할 수 있음과 동시에, 특히 최저 토출용량부근에서의 용량제어성이 우수한 제어밸브를 제공하는 것을 과제로 한다.

상기 과제를 해결하기 위하여, 제어밸브는, 밸브내 통로의 일부를 구성하는 밸브실 (46) 과, 상기 통로내에 배치된 밸브체 (43) 가 부착된 작동로드 (40) 와, 냉매순환회로에 설정된 2 개의 압력감시점 (P1, P2) 간의 차압 (PdH-PdL) 에 감응(感應)하는 가동벽 (54) 을 구비한다. 일차압으로서의 상기 차압은 작동로드 (40) 를 눌러서 밑으로 내리는 방향으로 작용하고, 추가로 작동로드 (40) 에는 이차압으로서 압력 (PdL-Pc) 이 동방향으로 작용한다. 또한. 솔레노이드부 (100) 가 발생하는 전자력 (F) 은 작동로드 (40) 를 상방으로 탄성지지한다. 주로 상기 일차압 및 이차압의 복합작용과 전자탄성력 (F) 과의 균형에 의해 작동로드 (40 ; 밸브체부 (43)) 의 위치결정 즉 밸브 개도조절이 실시되어, 그 결과, 압축기의 토출용량이 제어된다.

Description

용량가변형 압축기의 제어밸브{control valve of capacity variable type compressor}

본 발명은 용량가변기구에 작용하는 제어압에 근거하여 토출용량을 변경할 수 있는 용량가변형 압축기에 사용되는 제어밸브에 관한 것이다.

일반적으로 차량용 공조장치의 냉방회로는, 응축기 (콘덴서), 감압장치로서의 팽창밸브 (expansion valve), 증발기 (evaporator) 및 압축기를 구비하고 있다. 압축기는 증발기로부터의 냉매가스를 흡입하여 압축하여, 그 압축가스를 응축기를 향하여 토출한다. 증발기는 냉방회로를 흐르는 냉매와 차실내공기와의 열교환을 실시한다. 열부하 또는 냉방부하의 크기에 따라, 증발기주변을 통과하는 공기의 열량이 증발기내를 흐르는 냉매에 전달되기 때문에, 증발기의 출구 또는 하류측에서의 냉매가스압력은 냉방부하의 크기를 반영한다. 차재용의 압축기로서 널리 채용되고 있는 용량가변형 사판식 압축기에는, 증발기의 출구압력 (흡입압 (Ps) 이라 함) 을 소정의 목표치 (설정흡입압이라 함) 로 유지하기 위해 동작하는 용량제어기구가 형성되어 있다. 용량제어기구는, 냉방부하의 크기에 알맞은 냉매유량이 되도록 흡입압 (Ps) 을 제어지표로서 압축기의 토출용량 다시말하면 사판각도를 피드백제어한다. 이와 같은 용량제어기구의 전형예는, 내부제어밸브라 불리는 제어밸브이다. 내부제어밸브에서는 벨로스나 다이어프램 등의 감압부재로 흡입압 (Ps) 을 감지하고, 감압부재의 변위동작을 밸브체의 위치결정에 이용하여 밸브개도조절을 실시함으로써, 사판실 (크랭크실이라고도 함) 의 압력 (크랭크압 (Pc)) 을 조절하여 사판각도를 결정하고 있다.

또, 단일의 설정흡입압밖에 가질 수 없는 단순한 내부제어밸브에서는 세밀한 공조제어요구에 대응할 수 없기 때문에, 외부로부터의 전기제어에 의해 설정흡입압을 변경할 수 있는 설정흡입압 가변형 제어밸브도 존재한다. 설정흡입압 가변형 제어밸브는, 예를 들면, 상술의 내부제어밸브에 전자솔레노이드 등의 전기적으로 탄성력 조절가능한 액츄에이터를 부가하여, 내부제어밸브의 설정흡입압을 결정하고 있는 감압부재에 작용하는 기계적 탄성력을 외부제어에 의해 증감변경함으로써, 설정흡입압의 변경을 실현하는 것이다.

차재용 압축기는 일반적으로 차량엔진으로부터 동력공급을 받아 구동된다. 압축기는 엔진동력 (또는 토크) 을 가장 많이 소비하는 보조기기의 하나로, 엔진에는 큰 부하이다. 따라서, 차량용 공조장치는, 차량의 가속시나 오르막길 주행시 등 엔진동력을 차량의 전진구동에 완전히 사용하고 싶은 비상시에는, 압축기의 토출용량을 최소화함으로써 압축기에서 유래하는 엔진부하를 저감시키는 제어 (일시적인 부하저감조치로서의 커트제어) 를 실시하도록 프로그램되어 있다. 상술의 설정흡입압 가변밸브가 부착된 용량가변형 압축기를 사용한 공조장치에서는, 제어밸브의 설정흡입압을 통상의 설정흡입압보다도 높은 값으로 변경함으로써 현흡입압을 신설정압에 비하여 낮은 값으로 함으로써, 압축기의 토출용량을 최소화하는 방향으로 유도하여 실질적인 커트제어를 실현하고 있다.

그러나, 설정흡입압 가변밸브가 부착된 용량가변형 압축기의 동작을 상세하게 해석한 바, 흡입압 (Ps) 을 지표로 한 피드백제어를 개재시키는 한, 계획대로의 커트제어 (다시말하면 엔진부하저감) 가 항상 실현되는 것은 아니라는 것이 판명되었다. 도 14 의 그래프는, 흡입압 (Ps) 과 압축기의 토출용량 (Vc) 과의 상관관계를 개념적으로 나타낸 것이다. 이 그래프로부터 알 수 있는 바와 같이, 흡입압 (Ps) 과 토출용량 (Vc) 과의 상관곡선 (특성선) 은 한종류가 아니라, 증발기에서의 열부하의 크기에 따라 복수의 상관곡선이 존재한다. 따라서, 어느 압력 (Ps1) 을 피드백제어의 목표치인 설정흡입압 (Pset) 으로서 부여하였다 하여도, 열부하의 상황에 의해 제어밸브의 자율동작에 근거하여 실현되는 실제의 토출용량 (Vc) 에는 일정폭 (그래프에서는 △Vc) 의 편차가 발생해버린다. 예를들면, 증발기의 열부하가 과대한 경우에는, 설정흡입압 (Pset) 를 충분히 높게 하였다해도, 실제의 토출용량 (Vc) 은 엔진의 부하를 저감시키는데까지 완전히 떨어지지 않는 사태가 발생할 수 있다. 다시말하면 흡입압 (Ps) 에 의거한 제어에서는, 단순히 설정흡입압 (Pset) 을 높은 값으로 설정변경하여도, 증발기에서의 열부하의 변화가 추종해 오지않으면, 바로 토출용량을 떨어지게 하지않는 문제가 있다.

또, 상기 커트제어가 일시적인 부하저감조치인 이상, 저토출용량을 소정시간만 유지한 후에는 압축기의 토출용량 (Vc) 을 커트제어전의 토출용량 (Vc) 으로까지 복귀시킬 필요가 있다. 이 때, 용량복귀가 너무 급격하면 불쾌한 충격이나 이상음을 느끼게 하기 때문에, 용량복귀과정에서의 토출용량 (Vc) 의 시간변화는 어느 정도 완만하게 직선적인 것이 바람직하다.

도 15 의 그래프는, 커트제어전후에서의 부하토크 (압축기의 토출용량 (Vc) 과 상관함) 의 시간변화의 각종 패턴을 나타낸다. 이 그래프에 실선으로 나타낸 패턴이 거의 이상적인 직선적 복귀과정이다. 이에 대하여, 종래의 흡입압 (Ps) 에 의거한 제어를 채용하는 한, 설정흡입압 (Pset) 의 단조한 복귀제어 (다시말하면 전자솔레노이드의 통전량의 단조한 복귀) 에서는, 도 15 에 실선으로 나타낸 바와 같은 완만한 직선적 복귀패턴은 실현할 수 없고, 도 15 에 2 개의 이점쇄선으로 나타낸 바와 같은 복귀패턴 (일방은 바로 토출용량 (Vc) 이 상승하는 패턴, 타방은 상당한 지연을 거친 후 토출용량 (Vc) 이 갑자기 상승하는 패턴) 으로 빠져버리는 것이 경험적으로 확인되고 있다. 이것도 역시, 흡입압 (Ps) 과 압축기의 토출용량 (Vc) 이 일의적인 상관성을 갖지 않는 것에서 유래하는 현상이다. 이와 같이 커트제어모드에서의 용량저감후의 용량복귀를 보다 이상적인 패턴에 근접시키는 기술목표를 달성하여도, 종래의 흡입압 (Ps) 에 의거한 제어에는 한계가 있었다.

증발기에서의 열부하를 반영하는 흡입압 (Ps) 에 근거하여 용량가변형 압축기의 토출용량 (Vc) 을 조절하는 제어수법은, 차밖의 한난의 변화에 관계없이, 인간의 쾌적감을 좌우하는 실온의 안정유지를 꾀한다는 공조장치 본래의 목적을 달성하는데에는 매우 타당한 제어수법이었다. 그러나, 상기 커트제어에서 알 수 있는 바와 같이, 공조장치 본래의 목적을 일시적으로 포기하여서라도, 구동원 (엔진) 의 사정을 최우선하여 긴급피난적으로 신속한 토출용량 다운을 실현하고, 그 후에 충격 등을 회피할 수 있는 복귀패턴으로 원래의 토출용량 (Vc) 까지 복귀시킨다는 제어를 실현하기 위해서는, 흡입압 (Ps) 에 의거한 제어로는 충분히 대응할 수 없는 것이 실상이다.

본 발명의 목적은, 증발기에서의 열부하상황에 영향을 받지않고, 실온의 안정유지를 도모하기 위한 압축기의 토출용량제어와, 긴급피난적인 토출용량의 신속한 변경 및 그 후의 복귀를 양립시킬 수 있는 용량가변형 압축기의 제어밸브를 제공하는 것에 있다. 특히, 최저토출용량 부근의 저토출용량역에서도 용량제어의 정확성이 우수하고, 압축기의 토출용량을 광범위에 걸쳐 직접적으로 제어할 수 있는 제어밸브를 제공하는 것에 있다.

도 1 은 제 1 실시형태의 용량가변형 사판식 압축기의 단면도이다.

도 2 는 동일하게 냉매순환회로의 개요를 나타낸 회로도이다.

도 3 은 동일하게 제어밸브의 단면도이다.

도 4 는 동일하게 작동로드의 위치결정을 설명하기 위한 단면도이다.

도 5 는 동일하게 고정조리개의 특성을 나타낸 그래프이다.

도 6 은 동일하게 제어밸브의 특성을 나타낸 그래프이다.

도 7 은 동일하게 고정조리개 및 제어밸브를 구비한 냉매순환회로의 특성을 나타낸 그래프이다.

도 8 은 동일하게 용량제어의 메인루틴의 플로차트이다.

도 9 는 동일하게 통상제어루틴의 플로차트이다.

도 10 은 동일하게 가속시 제어루틴의 플로차트이다.

도 11 은 제 2 실시형태의 냉매순환회로의 개요를 나타낸 회로도이다.

도 12 는 동일하게 제어밸브의 단면도이다.

도 13 은 동일하게 작동로드의 위치결정을 설명하기 위한 단면도이다.

도 14 는 종래기술에서의 흡입압과 토출용량과의 상관관계를 나타낸 그래프이다.

도 15 는 커트제어 전후에서의 토출용량의 시간변화를 나타낸 그래프이다.

*도면의 주요부분에 대한 부호의 설명*

5 : 제어압영역으로서의 크랭크실

12 : 용량가변기구를 구성하는 사판

19 : 동일하게 슈

20 : 동일하게 피스톤

28, 38 : 급기통로

30 : 압축기로 냉매순환회로를 구성하는 외부냉매회로

43 : 밸브체 및 제 2 감압구조(感壓構造)로서의 밸브체부

45 : 밸브하우징

46 : 밸브내통로를 구성하는 밸브실

47 : 동일하게 연통로

51 : 동일하게 포트

52 : 동일하게 포트

54 : 제 1 감압구조를 구성하는 가동벽

55 : 고압실로서의 제 1 압력실

56 : 밸브내통로를 구성하는 저압실로서의 제 2 압력실

57 : 유량설정수단 및 초기화수단으로서의 복귀스프링

66 : 유량설정수단으로서의 완충스프링

100 : 유량설정수단으로서의 전자액츄에이터인 솔레노이드부

Pc : 제어압으로서의 크랭크실내압

P1 : 고압감시점으로서의 압력감시점

P2 : 저압감시점으로서의 압력감시점

청구항 1 의 발명은, 용량가변기구에 작용하는 제어압에 근거하여 토출용량을 변경할 수 있는 용량가변형 압축기에 사용되는 제어밸브로, 그 제어밸브내에 설정된 밸브내 통로의 일부를 구성하기 위한 밸브하우징내에 구획된 밸브실과, 상기 밸브실내로 이동할 수 있도록 형성되어 이 밸브실내에서의 위치에 따라 상기 밸브내통로의 개도를 조절할 수 있는 밸브체와, 냉매순환회로에 설정된 2 개의 압력감시점간의 차압에 감응함과 동시에 일차압으로서의 상기 차압에 근거하여 상기 밸브체를 가압할 수 있도록 하는 제 1 감압구조와, 상기 일차압과는 다른 이차압에 감응함과 동시에 그 이차압에 근거하여 상기 밸브체를 가압할 수 있도록 하는 제 2감응구조를 구비하고, 상기 일차압과 상기 이차압과의 복합작용에 의해 상기 밸브체를 밸브실내에서 위치결정하여 밸브내 통로의 개도를 조절함으로써 상기 제어압을 제어하는 것을 특징으로 하는 것이다.

이 제어밸브는, 밸브내 통로의 개도 (다시말하면 밸브개도) 를 밸브체로 조절함으로써 용량가변형 압축기의 토출용량제어에 관여하는 제어압을 제어하기 위한 밸브기구이다. 본 발명의 제어밸브에서는, 밸브실내에서의 밸브체의 위치결정에 영향을 주는 압력요인으로서 상기 일차압과 이차압을 이용한다. 일차압은 냉매순환회로에 설정된 2 개의 압력감시점간의 차압으로, 그 차압은 그 회로를 흐르는 냉매유량 다시말하면 압축기로부터의 냉매토출량을 반영하여, 압축기의 토출용량을 추정하는 지표로도 된다. 따라서, 이 일차압 (2점간차압) 에 근거하여 밸브체를 특정방향으로 가압하는 제 1 감압구조를 채용함으로써, 당해 일차압을, 압축기 토출용량을 피드백제어할 때의 밸브개도조절을 위한 기계적 입력 (또는 구동력) 으로서 이용할 수 있다. 그러면, 압축기의 부하토크와 상관성을 갖는 토출용량을 직접적으로 제어하는 것이 가능해져, 종래의 흡입압 감응형 제어밸브가 내재되어 있던 결점을 극복하는 길이 열린다. 단, 상기 일차압의 이용만으로 압축기의 용량제어가 성공하면 좋으나, 실제로는 곤란한 면이 있다. 이것도, 실제의 냉매순환회로에서는, 2 개의 압력감시점간의 차압과 실제의 냉매유량과는 반드시 비례관계가 아니라, 오히려 일반적으로는 비선형인 관계에 있고 (도 5 참조), 특히 소유량영역에서는 유량변화에 대한 차압의 변화가 매우 작은 것이 실상이다. 따라서, 압축기의 토출용량을 소용량으로 제어할 필요가 있는 경우에,일차압에만 의거하여 밸브체의 위치결정을 실시하면, 정밀하고 안정된 제어가 곤란해질 우려가 있다. 따라서 본 발명의 제어밸브에서는, 제 1 감압구조에 추가로 제 2 감압구조를 채용하여, 일차압과는 다른 이차압에 근거하여 밸브체를 가압할 수 있도록 함으로써, 일차압만을 이용하는 경우의 약점을 보상하는 것으로 하였다.

다시말하면 본 발명에 의하면, 상기 제 1 및 제 2 감압구조의 병용에 의해, 일차압과 이차압과의 복합작용에 근거하여 밸브체를 밸브실내에서 위치결정할 수 있다. 보다 구체적으로는, 냉매순환회로의 냉매유량이 작고 일차압도 작은 경우에는, 일차압보다도 이차압이 밸브체의 위치결정에 미치는 영향력이 상대적으로 높아진다. 한편, 냉매순환회로의 냉매유량이 비교적 큰 경우에는, 이차압보다도 일차압이 밸브체의 위치결정에 미치는 영향력이 상대적으로 높아진다. 어느 것으로 하여도, 냉매순환회로에서의 냉매유량의 다소에 그정도로 영향을 받지않고, 일차압과 이차압과의 복합력이 밸브개도조절을 위한 기계적 입력으로서 밸브체에 작용한다. 따라서, 냉매순환회로에서의 상정냉매유량의 거의 전범위에 걸쳐 밸브개도조절의 제어성이 향상되어, 압축기 토출용량의 광범위에 걸친 직접제어가 실현가능해진다. 그리고, 이와 같은 제어밸브를 사용하면, 통상시에서 실온의 안정유지를 도모하기 위한 압축기의 토출용량제어가 가능해질 뿐만아니라, 비상시에서 긴급피난적인 토출용량의 신속한 변경 및 그 후의 복귀를 실현하는 것이 가능해진다.

청구항 2 의 발명은, 청구항 1 에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 제 1 감압구조는, 상기 냉매순환회로의 냉매유량의 변화에 따라 상기일차압 (2점간차압) 이 증대 또는 감소경향을 나타낼 때, 압축기로부터의 냉매토출량이 상기 일차압의 변화를 부정하는 것으로 되도록 상기 일차압에 근거하는 가압작용을 벨브체에 미치는 것을 특징으로 한다.

이 구성에 의하면, 냉매순환회로의 냉매유량의 변화에 따라 상기 일차압 (2점간 차압) 이 증대 또는 감소경향을 나타낼 때에, 압축기로부터의 냉매토출량이 일차압의 변화를 부정하는 것이 되도록 제어밸브의 밸브개도가 자율 조절된다. 즉, 제 1 감압구조는, 냉매순환회로의 냉매유량을 어느 결정된 유량으로 유지하기 위한 정류량변적 성질을 당해 제어밸브에 부여하기 위한 구조이다. 이 제어밸브를 사용하면, 여러가지 요인으로 냉매순환회로의 냉매유량이 변화하였다고 하여도, 그 변화를 부정하는 방향으로 제어압의 조절 다시말하면 토출용량의 조절이 달성된다. 이 점에서, 청구항 2 의 제어밸브는 자기완결적인 내부제어방식의 정류량밸브로 이해할 수도 있다.

청구항 3 의 발명은, 청구항 1 또는 2 에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 이차압은, 상기 냉매순환회로를 구성하는 응축기와 상기 압축기의 토출실을 포함하는 양자간의 고압영역으로부터 채취되는 압력을 이용한 것임을 특징으로 한다.

이 구성에 의하면, 이차압으로서 이용하는 압력이 비교적 고압으로 되기 때문에, 제 2 감압구조에서의 이차압의 수압면적을 작게 하여도, 이차압에 근거하는 가압작용을 밸브체의 위치결정에 영향력을 갖는 것으로 할 수 있다. 따라서, 제 2 감압구조를 설계할 때의 자유도가 커져, 특히 소형화가 용이해진다.

청구항 4 의 발명은, 청구항 3 에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 제 2 감압구조는, 상기 이차압이 밸브체를 가합하는 방향이 압축기 토출용량을 저하시킬 수 있는 방향이 되도록 구성되어 있는 것을 특징으로 한다.

이와 같은 구성에 의하면, 냉매순환회로의 냉매유량이 작기 때문에 상기 일차압에 근거하여 밸브체를 압축기 토출용량을 저하시키는 방향으로 충분히 가압할 수 없는 경우에서도, 상기 이차압이 밸브체를 압축기 토출용량을 저하시키는 방향으로 가압할 수 있다. 따라서, 소유량시에서도 압축기 토출용량의 제어성이 충분이 확보된다.

청구항 5 의 발명은, 청구항 3 또는 4 에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 이차압은, 상기 고압영역으로부터 채취되는 압력과, 상기 냉매순환회로를 구성하는 증발기와 상기 압축기의 흡입실을 포함하는 양자간의 저압영역으로부터 채취되는 압력 또는 상기 제어압과의 차압인것을 특징으로 한다.

상기 저압영역으로부터 채취되는 압력 및 상기 제어압은 상기 고압영역으로부터 채취되는 압력에 비교하여 낮기 때문에, 이 구성에 의하면, 상기 이차압으로서 이용하는 차압으로서는 적합하다.

청구항 6 의 발명은, 청구항 5 에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 밸브체는, 상기 제 2 감압구조로서 기능하는 것을 특징으로 한다.

이 구성에 의하면, 상기 밸브체를 상기 제 2 감압구조로서 병용함으로써, 이 제 2 감압구조를 특별히 형성할 필요가 없어지기 때문에, 제어밸브의 구조를 간소한 것으로 함과 동시에 이 제어밸브를 소형화하는 것이 가능해진다.

청구항 7 의 발명은, 청구항 1 내지 6 중의 어느 하나의 한항에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 2 개의 압력감시점은, 상기 냉매순환회로를 구성하는 응축기와 상기 압축기의 토출실을 포함하는 양자간의 고압영역에 형성되어 있는 것을 특징으로 한다.

상기 고압영역은, 외적 열부하의 영향을 받기 어렵다. 따라서, 상기 냉매순환회로를 흐르는 냉매유량, 즉, 압축기의 토출용량을, 보다 정확하게 반영하는 것이 가능해진다.

청구항 8 의 발명은, 청구항 1 ∼ 7 중의 어느 하나의 한항에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 밸브내 통로는, 상기 냉매순환회로를 구성하는 응축기와 상기 압축기의 토출실을 포함하는 양자간의 고압영역과, 상기 제어압이 작용하는 제어압영역을 연통하는 급기통로의 일부를 구성하는 것을 특징으로 한다.

상기 고압영역의 내압은 상기 제어압에 비교하여 고압이다. 이 구성에 의하면, 이 고압영역으로부터 상기 제어압영역으로의 냉매도입량이, 상기 양영역간에 배치된 상기 밸브내 통로의 개도조절에 의해 직접적으로 조절되게 되기 때문에, 상기 제어압을 제어하는 것에 대한 반응이 향상된다.

청구항 9 의 발명은, 청구항 7 에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 밸브내통로는, 상기 2 개의 압력감시점의 일방과, 상기 제어압이 작용하는 제어압영역을 연통하는 급기통로의 일부를 구성하는 것을 특징으로 한다.

이 구성에 의하면, 제어압영역에는, 2 개의 압력감시점의 일방으로부터의 냉매가 도입되어, 이 냉매도입량이 밸브내 통로의 개도조절에 의해 변경되게 된다. 따라서, 제어밸브의 감압구조에 냉매를 도입하는 통로를, 제어압을 변경하기 위한 냉매를 제어압영역에 도입하는 급기통로의 일부로서 겸용할 수 있다.

청구항 10 의 발명은, 청구항 9 에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 밸브내 통로는 상기 2 개의 압력감시점의 저압감시점측과 상기 제어압영역을 연통하는 급기통로의 일부를 구성하고, 상기 밸브하우징내에는 상기 제 1 감압구조에 의해 구분됨과 동시에 상기 2 개의 압력감시점으로부터의 냉매가 도입되는 고압실 및 저압실이 구비되고, 상기 저압실은 상기 밸브내통로에 형성되고, 상기 제어압영역에는, 상기 저압실에 도입된 냉매가 상기 밸브내 통로를 통하여 도입되는 것을 특징으로 한다.

청구항 11 의 발명은, 청구항 9 에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 밸브내통로는, 상기 2 개의 압력감시점의 고압감시점측과 상기 제어압영역을 연통하는 급기통로의 일부를 구성하고, 상기 밸브하우징내에는 상기 제 1 감압구조에 의해 구분됨과 동시에 상기 2 개의 압력감시점으로부터의 냉매가 도입되는 고압실 및 저압실이 구비되며, 상기 저압실과 상기 밸브내 통로는 압력적으로 매우 떨어져 있는 것을 특징으로 한다.

청구항 10, 11 에 기재된 발명에 의하면, 제어압영역에는 고압영역에 형성된 고압감시점측 또는 저압감시점측의 냉매가 도입된다. 제어압은, 상기 냉매의 도입량이 변경됨으로써 제어된다. 이 제어압의 변화에 따라 압축기의 토출용량이 변화한다.

청구항 12 의 발명은, 청구항 1 ∼ 11 의 어느 하나의 한항에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 적어도 상기 제 1 감압구조에 대하여 작동연결가능하게 형성된 유량설정수단을 추가로 구비하고 있고, 당해 유량설정수단은, 적어도 상기 일차압에 근거하는 가압력과 대항하는 탄성력을 부여하여 그 탄성력에 따라 상기 냉매순환회로에서의 냉매유량의 목표치를 설정하는 것을 특징으로 한다.

이 구성에 의하면, 유량설정수단에 의해 부여되는 탄성력이 일차압에 근거하는 가압력과 대항하기 때문에, 청구항 12 의 제어밸브에서는, 2 차 압에 의해 보정된 일차압과, 유량설정수단에 의한 탄성력과의 균형에 근거하여 밸브체의 위치결정 (다시말하면 밸브개도조절) 이 실시되는 것으로 이해하여도 된다. 이차압에 의한 보정을 받고 있다고 하여도, 일차압과 일차압과의 복합력의 변화가 냉매순환회로에서의 냉매유량의 변화를 여실히 반영하는 것에 변함은 없다. 따라서, 상기 복합력과 탄성력이 균형있는 위치를 향하여 밸브체가 피드백적으로 변위한 결과, 밸브개도가 어느 값으로 대략 결정될 때에는, 압축기의 제어압이 안정되어 토출용량도 고정화되고, 냉매순환회로의 냉매유량도 대략 일정한 값에 수렴되는 경향으로 된다. 이와 같은 관점에서 보면, 적어도 일차압에 근거하는 가압력과 대항하는 탄성력을 부여할 수 있는 기계적 또는 전기적 구성은, 그 탄성력에 따라 냉매순환회로에서의 냉매유량의 목표치를 설정하는 유량설정수단으로서 기능할 수 있다.

청구항 13 의 발명은, 청구항 12 에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 유량설정수단은, 상기 탄성력을 외부로부터의 전기제어에 의해 변경가능한 전자 액츄에이터를 포함하여 이루어지는 것을 특징으로 한다.

이 구성에 의하면, 전자 액츄에이터의 전기제어에 의해 탄성력을 적당히 변경할 수 있기 때문에, 냉매순환회로에서의 냉매유량의 목표치를 외부로부터의 제어에 의해 설정변경할 수 있다. 따라서 청구항 13 의 제어밸브는, 전자엑츄에이터의 탄성력을 변경하지 않는 한 정류량변적으로 행동하지만, 외부로부터의 전기제어에 의해 냉매유량의 목표치 (또는 압축기 토출용량의 목표치) 를 필요에 따라 변경할 수 있다는 의미에서 외부제어방식의 냉매유량제어밸브 (또는 토출용량제어밸브) 로서 기능한다. 또, 이와 같은 냉매유량 (또는 토출용량) 의 외부제어성을 위해, 필요시 (또는 비상시) 에는, 냉매순환회로의 증발기에서의 열부하상황에 관계없이, 압축기의 토출용량 (나아가서는 부하토크) 를 단시간에 급변시키는 긴급피난적인 용량변경도 가능해진다. 따라서, 이 제어밸브에 의하면, 통상시에서 실온의 안정유지를 도모하기 위한 압축기의 토출용량제어와, 비상시에서의 긴급피난적인 토출용량의 신속한 변경을 양립시키는 것이 가능해진다.

청구항 14 의 발명은, 청구항 13 에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브에서, 상기 전자액츄에이터로의 비통전시에 있어서, 상기 제어압이 압축기의 토출용량을 감소시키는 방향으로 상기 밸브체를 위치결정하는 초기화수단을 추가로 구비하여 이루어지는 것을 특징으로 한다.

이 구성에 의하면, 전자공급의 정지 등에 의해 전자 액츄에티어가 비작동상태 또는 불활성상태에 빠진 경우에서도, 초기화수단의 자발적인 작용에 의해 밸브체를 위치결정하여, 압축기의 토출용량이 감소하는 방향으로 제어압을 유도하는 것, 다시말하면 압축기의 부하토크를 제로 또는 최소로 할 수 있다. 따라서,용량가변형 압축기의 안정성 (비상사태에 대한 안전화대응능력) 이 높아진다.

또, 전자클러치 등을 통하지 않고 엔진 (구동원) 으로부터 직접동력을 얻는, 소위 클러치리스형 압축기에서의 본 발명의 채용은, 전자공급의 정지가 그대로 압축기의 정지상태 또는 최소 토출용량 상태로 되기때문에 적합한 실시형태라고 할 수 있다.

청구항 15 의 발명은, 청구항 1 ∼ 14 의 어느 하나의 한항에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브에 있어서, 상기 압축기는, 제어압으로서의 크랭크실 내압을 제어함으로써 피스톤 스트로크를 변경할 수 있도록 구성된 사판식 또는 워플식의 용량가변형 압축기인 것을 특징으로 한다. 즉, 본건의 제어밸브는, 사판식 또는 워플식의 용량가변형 압축기의 용량제어에 가장 적합하다.

(발명의 실시형태)

(제 1 실시형태)

이하에, 차량용 공조장치를 구성하는 용량가변형 사판식 압축기의 제어밸브에 구체화한 제 1 실시형태에 대하여 도 1 ∼ 도 10 을 참조하여 설명한다.

도 1 에 나타낸 바와 같이 용량가변형 사판식 압축기 (이하, 간단히 압축기라 함) 는, 실린더블록 (1) 과, 그 전단에 접합된 프론트하우징 (2) 과, 실린더블록 (1) 의 후단에 밸브형성체 (3) 를 통하여 접합된 리어하우징 (4) 을 구비하고 있다. 이들 1, 2, 3 및 4 는, 복수개의 관통볼트 (10 ; 1 개만 도시함) 에 의해 상호 접합고정되어 이 압축기의 하우징을 구성한다. 실린더블록 (1) 과 프론트하우징 (2) 에 둘러싸인 영역에는 제어압영역으로서의 크랭크실 (5) 이 구획되어 있다. 크랭크실 (5) 내에는 구동축 (6) 이 전후 1 쌍의 래디얼축받이 (8A, 8B) 에 의해 회전가능하게 지지되어 있다. 실린더블록 (1) 의 중앙에 형성된 수용오목부내에는, 전방 탄성스프링 (7) 및 후측 스러스트 베어링 (9B) 이 형성되어 있다. 또한, 크랭크실 (5) 에서 구동축 (6) 상에는 래그플레이트 (11) 가 일체로 회전가능하게 고정되고, 래그플레이트 (11) 와 프론트하우징 (2) 의 내벽면과의 사이에는 전측 스러스트 축받이 (9A) 가 형성되어 있다. 일체화된 구동축 (6) 및 래그플레이트 (11) 는, 스프링 (7) 으로 전방 탄성지지된 후측 스러스트 축받이 (9B) 와 전측 스러스트 축받이 (9A) 에 의해 스러스트 방향 (구동축 (6) 의 축선방향) 으로 위치결정되어 있다.

구동축 (6) 의 전단부는, 동력전달기구 (PT) 를 통하여 외부구동원으로서의 차량의 엔진 (E) 에 작동연결되어 있다. 동력전달기구 (PT) 는, 외부로부터의 전기제어에 의해 동력의 전달/차단을 선택할 수 있는 클러치기구 (예를 들면 전자클러치) 이어도 되고, 또는, 그와 같은 클러치기구를 갖지 않은 항상 전달형인 클러치리스기구 (예를 들면 펠트/프리의 조합) 이어도 된다. 또한, 본건에서는, 클러치리스 타입의 동력전달기구 (PT) 가 채용되어 있는 것으로 한다.

도 1 에 나타낸 바와 같이, 크랭크실 (5) 내에는 캠플레이트인 사판 (12) 이 수용되어 있다. 사판 (12) 의 중앙부에는 삽입통과구멍이 관통 형성되고, 이 삽입통과구멍내에 구동축 (6) 이 형성되어 있다. 사판 (12) 은, 연결안내기구로서의 힌지기구 (13) 를 통하여 래그플레이트 (11) 및 구동축 (6) 에 작동연결되어 있다. 힌지기구 (13) 는, 래그플레이트 (11) 의 리어면으로부터 돌출형성된2 개의 지지암 (14 ; 하나만 도시) 과, 사판 (12) 의 프론트면으로부터 돌출형성된 2 개의 가이드핀 (15 ; 1 개만 도시) 으로 구성되어 있다. 지지암 (14) 과 가이드핀 (15) 과의 연계 및 사판 (12) 의 중앙삽입통과구멍 내에서 구동축 (6) 과의 접촉에 의해, 사판 (12) 은 래그플레이트 (11) 및 구동축 (6) 과 동기회전가능함과 동시에 구동축 (6) 의 축선방향으로의 슬라이드이동을 수반하면서 구동축 (6) 에 대하여 경동가능하게 되어 있다. 또한, 사판 (12) 은, 구동축 (6) 을 사이에 끼워 상기 힌지기구 (13) 와 반대측에 카운터웨이트부 (12a) 를 갖고 있다.

래그플레이트 (11) 와 사판 (12) 사이에 있어서 구동축 (6) 의 주위에는 경사각도 감소스프링 (16) 이 형성되어 있다. 이 스프링 (16) 은 사판 (12) 을 실린더블록 (1) 에 접근하는 방향 (즉 경사각도 감소방향) 으로 탄성지지한다. 또, 구동축 (6) 에 고착된 규제링 (18) 과 사판 (12) 사이에서 구동축 (6) 의 주위에는 복귀스프링 (17) 이 형성되어 있다. 이 복귀스프링 (17) 은, 사판 (12) 이 대경사각도상태 (이점쇄선으로 나타냄) 에 있을 때에는 구동축 (6) 에 단순히 권장되는 것만으로 사판 (12) 및 그 외의 부재에 대하여 어떠한 탄성작용도 미치지않으나, 사판 (12) 이 소경사각도상태 (실선으로 나타냄) 로 이행하면, 상기 규제링 (18) 과 사판 (12) 사이에서 압축되어 사판 (12) 을 실린더블록 (1) 으로부터 이간하는 방향 (즉 경사각도 증대방향) 으로 탄성지지한다. 또한, 사판 (12) 이 압축기 운전시에 최소경사각도 (θmin ; 예를 들면 1 ∼ 5°범위의 각도) 에 도달한 때에도, 복귀스프링 (17) 이 완전히 오므라들지않도록 스프링 (17) 의 자연길이 및 규제링 (18) 의 위치가 설정되어 있다.

실린더블록 (1) 에는, 구동축 (6) 을 둘러싸고 복수의 실린더보어 (1a ; 하나만 도시) 가 형성되고, 각 실린더보어 (1a) 의 리어측단은 상기 밸브형성체 (3) 로 폐색되어 있다. 각 실린더보어 (1a) 에는 편두형의 피스톤 (20) 이 왕복운동가능하게 수용되어 있고, 각 보어 (1a) 내에는 피스톤 (20) 의 왕복운동에 따라 체적이 변화하는 압축실이 구획되어 있다. 각 피스톤 (20) 의 전단부는 1 쌍의 슈 (19) 를 통하여 사판 (12) 의 외주부에 계류되고, 이들의 슈 (19) 를 통하여 각 피스톤 (20) 은 사판 (12) 에 작동연결되어 있다. 이 때문에, 사판 (12) 이 구동축 (6) 과 동기회전함으로써, 사판 (12) 의 회전운동이 그 경사각도 (θ) 에 대응하는 스트로크에서의 피스톤 (20) 의 왕복직선운동으로 변환된다.

또한 밸브형성체 (3) 와 리어하우징 (4) 과의 사이에는, 중심역에 위치하는 흡입실 (21) 과, 그것을 둘러싸는 토출실 (22) 이 구획형성되어 있다. 밸브형성체 (3) 는, 흡입밸브형성판, 포트형성판, 토출밸브형성판 및 리테이너 형성판을 중합하여 이루어진 것이다. 이 밸브형성체 (3) 에는 각 실린더보어 (1a) 에 대응하여, 흡입포트 (23) 및 동포트 (23) 를 개폐하는 흡입밸브 (24), 및 토출포트 (25) 및 동포트 (25) 를 개폐하는 토출밸브 (26) 가 형성되어 있다. 흡입포트 (23) 를 통하여 흡입실 (21) 과 각 실린더보어 (1a) 가 연통되어, 토출포트 (25) 를 통하여 각 실린더보어 (1a) 와 토출실 (22) 이 연통한다. 그리고, 증발기 (33) 의 출구로부터 흡입실 (21 ; 흡입압 (Ps) 의 영역) 로 안내된 냉매가스는, 각 피스톤 (20) 의 상사점위치로부터 하사점측으로의 왕래운동에 의해 흡입포트 (23) 및 흡입밸브 (24) 를 통하여 실린더보어 (1a) 에 흡입된다. 실린더보어 (1a)에 흡입된 냉매가스는, 피스톤 (20) 의 하사점위치로부터 상사점측으로의 복귀운동에 의해 소정의 압력으로까지 압축되어, 토출포트 (25) 및 토출밸브 (26) 를 통하여 토출실 (22 ; 토출압 (Pd) 의 영역) 로 토출된다. 토출실 (22) 의 고압냉매가스는 응축기 (31) 에 안내된다.

이 압축기에서는, 엔진 (E) 으로부터의 동력공급에 의해 구동축 (6) 이 회전되면, 그에 따라 소정경사각도 (θ) 로 경사진 사판 (12) 이 회전한다. 그 경사각도 (θ) 는, 구동축 (6) 에 직교하는 가상평면과 사판 (12) 이 이루는 각도로서 파악된다. 사판 (12) 의 회전에 따라 각 피스톤 (20) 이 경사각도 (θ) 에 대응한 스트로크로 왕복운동되어, 상술과 같이 각 실린더보어 (1a) 에서는, 냉매가스의 흡입, 압축 및 토출이 순차적으로 반복된다.

사판 (12) 의 경사각도 (θ) 는, 이 사판 (12) 의 회전시의 원심력에서 기인하는 회전운동의 모멘트, 경사각도 감소스프링 (16 ; 및 복귀스프링 (17)) 의 탄성작용에 기인하는 탄성력에 의한 모멘트, 피스톤 (20) 의 왕복관성력에 의한 모멘트, 가스압에 의한 모멘트 등의 각종 모멘트의 상호 균형에 근거하여 결정된다. 가스압에 의한 모멘트란, 실린더보어 내압과, 피스톤배압에 해당하는 제어압으로서의 크랭크실 (5) 의 내압 (크랭크압 (Pc)) 과의 상호관계에 근거하여 발생하는 모멘트로, 크랭크압 (Pc) 에 따라 경사각도 감소방향으로도 경사각도 중대방향으로도 작용한다. 이 압축기에서는, 후술하는 제어밸브를 사용하여 크랭크압 (Pc) 을 조절하여 상기 가스압에 의한 모멘트를 적당히 변경함으로써, 사판 (12) 의 경사각도 (θ) 를 최소경사각도 (θmin) 와 최대경사각도 (θmax) 사이의 임의의 각도로설정가능하게 되어 있다. 또한, 최대경사각도 (θmax) 는, 사판 (12) 의 카운터웨이트부 (12a) 가 래그플레이트 (11) 의 규제부 (11a) 에 맞닿음으로써 규제된다. 또한, 최소경사각도 (θmin) 는, 상기 가스압에 의한 모멘트가 경사각도 감소방향으로 대략 최대화된 상태하에서의 경사각도 감소스프링 (16) 과 복귀스프링 (17) 과의 탄성력 균형을 지배적요인으로서 결정된다.

사판 (12) 의 경사각도제어에 관여하는 크랭크압 (Pc) 을 제어하기 위한 크랭크압 제어기구는, 도 1 에 나타낸 압축기 하우징내에 형성된 추기통로 (27), 및 급기통로 (28, 38) 및 제어밸브에 의해 구성된다. 추기통로 (27) 는 흡입실 (21) 과 크랭크실 (5) 을 접속한다. 급기토로 (28, 38) 는 고압영역인 후기압력감시점 (P2) 과 크랭크실 (5) 을 접속하고, 그 도중에는 제어밸브가 형성되어 있다. 급기통로 (28, 38) 는, 압력감시점 (P2) 과 제어밸브를 접속하는 후기 제 2 검압통로 (38) 와, 제어밸브와 크랭크실 (5) 을 접속하는 연통로 (28) 를 구비하고 있다. 그리고, 제어밸브의 개도를 조절함으로써 급기통로 (28, 38) 를 통한 크랭크실 (5) 로의 고압인 토출가스의 도입량과 추기통로 (27) 를 통한 크랭크실 (5) 로부터의 가스도출량과의 균형이 억제되어, 크랭크압 (Pc) 이 결정된다. 크랭크압 (Pc) 의 변경에 따라, 피스톤 (20) 을 통해서의 크랭크압 (Pc) 과 실린더보어 (1a) 의 내압과의 차이가 변경되고, 사판 (12) 의 경사각도 (θ) 가 변경되는 결과, 피스톤 (20) 의 스트로크 즉 토출용량이 조절된다.

(냉매순환회로)

도 1 및 도 2 에 나타낸 바와 같이, 차량용 공조장치의 냉방회로 (즉 냉매순환회로) 는 상술한 압축기와 외부냉매회로 (30) 로 구성된다. 외부냉매회로 (30) 는 예를 들면, 응축기 (콘텐서 ; 31), 감압장치로서의 온도식 팽창밸브 (32) 및 증발기 (evaporator ; 33) 를 구비하고 있다. 팽창밸브 (32) 의 개도는, 증발기 (33) 의 토출측 또는 하류측에 형성된 감온통 (34) 의 검지온도 및 증발압력 (증발기 (33) 의 출구압력) 에 근거하여 피드백제어된다. 팽찰밸브 (32) 는, 열부하에 적합한 액냉매를 증발기 (33) 에 공급하여 외부냉매회로 (30) 에서의 냉매유량을 조절한다. 외부냉매회로 (30) 의 하류역에는, 증발기 (33) 의 출구와 압축기의 흡입실 (21) 을 연결하는 냉매가스의 유통관 (35) 이 형성되어 있다. 외부냉매회로 (30) 의 상류역에는, 압축기의 토출실 (22) 과 응축기 (31) 의 입구를 연결하는 냉매의 유통관 (36) 이 형성되어 있다. 압축기는 외부냉매회로 (30) 의 하류역으로부터 흡입실 (21) 에 안내된 냉매가스를 흡입하여 압축하고, 압축된 가스를 외부냉매회로 (30) 의 상류역과 이어지는 토출실 (22) 에 토출한다.

그리고, 냉매순환회로를 흐르는 냉매의 유량 (냉매유량 (Q)) 이 커질수록, 회로 또는 배관의 단위길이당의 압력손실도 커진다. 다시말하면, 냉매순환회로를 따라 설정된 2 개의 압력감시점 (P1, P2) 간의 압력손실 (차압) 은 이 회로에서의 냉매유량 (Q) 과 정의 상관을 나타낸다. 따라서, 2 개의 압력감시점 (P1, P2) 간의 차압 (PdH - PdL = 일차압 △PX) 을 파악하는 것은, 냉매순환회로에서의 냉매유량 (Q) 을 간접적으로 검출하는 것이다. 본 실시형태에서는, 유통관 (36) 의 최상류역에 해당하는 토출실 (22) 내에 상류측의 고압감시점으로서의 압력감시점 (P1) 을 결정함과 동시에, 그것으로부터 소정거리만큼 떨어진 유통관 (36)의 도중에 하류측의 저압감시점으로서의 압력감시점 (P2) 을 결정하고 있다. 압력감시점 (P1) 에서의 가스압 (PdH) 을 제 1 검압통로 (37) 를 통하여, 또, 압력감시점 (P2) 에서의 가스압 (PdL) 을 제 2 검압통로 (38) 를 통하여 각각 제어밸브에 안내하고 있다.

유통관 (36) 에서 양압력감시점 (P1, P2) 간에는, 2점간 압력차 확대수단으로서의 고정조리개 (39) 가 형성되어 있다. 고정조리개 (39) 는, 양압력감시점 (P1, P2) 간의 거리를 그다지 떨어뜨려 설정하지 않아도, 양자 (P1, P2) 간에서의 일차압 (△PX) 을 명확화 (확대) 하는 역할을 하고 있다. 이와 같이, 고정조리개 (39) 를 양압력감시점 (P1, P2) 간에 구비함으로서, 특히 압력감시점 (P2) 을 압축기 가까이에 설정할 수 있고, 나아가서는 이 압력감시점 (P2) 과 압축기에 구비되어 있는 제어밸브 사이의 제 2 검압통로 (38) 를 짧게 할 수 있다. 또한, 압력감시점 (P2) 에서의 압력 (PdL) 은, 고정조리개 (39) 의 작용에 의해 PdH 에 비교하여 저하된 상태에 있어도, 크랭크압 (Pc) 에 비교하여 충분히 높은 압력에 설정되어 있다.

도 5 는 고정조리개 (39) 의 특성을 나타낸 그래프이다. 이 그래프는, 고정조리개 (39) 의 전후에서 발생하는 냉매가스의 일차압 (△PX) 과, 고정조리개 (39) 를 통과하는 냉매가스의 단위시간당의 유량 (냉매유량 (Q)) 과의 관계가 비선형인 것을 나타내고 있다. 더욱 상세히 나타내면, 절대적으로 큰 영역에서의 일차압 (△PX) 의 변화에 의해서는 냉매유량 (Q) 의 변화량은 작고, 반대로 절대적으로 작은 영역에서의 일차압 (△PX) 의 변화에 의해서는 냉매유량 (Q) 의 변화량은 커지고 있다. 다시말하면, 만약에 고정조리개 (39) 의 차압인 일차압 (△PX) 에만 의존하여, 절대적으로 작은 영역에서의 냉매유량 (Q) 을 조절하려고 하면, 일차압 (△PX) 을 미묘하게 변화시킬 필요가 있다.

(제어밸브)

도 3 에 나타낸 바와 같이 제어밸브는, 그 상반부를 차지하는 입력측 밸브부와, 하반부를 차지하는 솔레노이드부 (100) 를 구비하고 있다. 입력측 밸브부는, 압력감시점 (P2) 과 크랭크실 (5) 을 연결하는 급기통로 (28, 38) 의 개도 (조리래량) 를 조절한다. 솔레노이드부 (100) 는, 제어밸브내에 형성된 작동로드 (40) 를, 외부로부터의 통전제어에 근거하여 탄성제어하기 위한 일종의 전자액츄에이터이다. 작동로드 (40) 는, 선단부인 연결부 (42), 대략 중앙의 밸브체부 (43) 및 기단부인 가이드로드부 (44) 로 이루어지는 봉형상 부재이다. 밸브체부 (43) 는 가이드로드부 (44) 의 일부에 해당한다. 연결부 (42) 및 가이드로드부 (44 ; 및 밸브체부 (43)) 의 직경을 각각 d1 및 d2 로 하면, d1〈d2 의 관계가 성립되고 있다. 그리고, 원주율을 π로 하면, 연결부 (42) 의 축직교 단면적 (SB) 은 π(d1/2)²이고, 가이드로드부 (44 ; 및 밸브체부 (43)) 의 축직교단면적 (SD) 은 π(d2/d)²이다.

제어밸브의 밸브하우징 (45) 은, 캡 (45a) 과, 입력측 밸브부의 주된 외곽을 구성하는 상반부본체 (45b) 와, 솔레노이드부 (100) 의 주된 외곽을 구성하는 하반부본체 (45c) 로 구성되어 있다. 밸브 하우징 (45) 의 상반부본체 (45b) 내에는 밸브실 (46) 및 연통로 (47) 가 구획되고, 이 상반부본체 (45b) 와 그 상부에 삽입고정된 캡 (45a) 과의 사이에는 감압실 (48) 이 구획되어 있다. 밸브실 (46), 연통로 (47) 및 감압실 (48) 내에는, 작동 로드 (40) 가 축방향 (도면에서는 수직방향) 으로 이동할 수 있도록 형성되어 있다. 밸브실 (46) 및 연통로 (47) 는 작동로드 (40) 의 배치에 따라 연통가능하게 된다. 이에 대하여 연통로 (47) 와 감압실 (48) 의 일부 (후기 제 2 압력실 (56)) 는, 항상 연통되어 있다.

밸브실 (46) 의 저벽은 후기 고정철심 (62) 의 상단면에 의해 제공된다. 밸브실 (46) 을 둘러싸는 밸브하우징 (45) 의 둘레벽에는 반경방향으로 신장되는 포트 (51) 가 형성되고, 이 포트 (51) 는 급기통로 (28, 38) 의 하류부인 연통로 (28) 를 통하여 밸브실 (46) 을 크랭크실 (5) 에 연통시킨다. 감압실 (48 ; 제 2 압력실 (56)) 을 둘러싸는 밸브하우징 (45) 의 둘레벽에도 반경방향으로 신장되는 포트 (52) 가 형성되고, 이 포트 (52) 는 감압실 (48 ; 제 2 압력실 (56)) 및 급기통로 (28, 38) 의 상류부인 제 2 감압통로 (38) 를 통하여, 연통로 (47) 를 압력감시점 (P2) 에 연통시킨다. 따라서, 포트 (51), 밸브실 (46), 연통로 (47), 감압실 (48 ; 제 2 압력실 (56)) 및 포트 (52) 는 제어밸브내 통로로서, 압력감시점 (P2) 과 크랭크실 (5) 을 연통시키는 급기통로 (28, 38) 의 일부를 구성한다.

밸브실 (46) 내에는 작동로드 (40) 의 밸브체부 (43) 가 배치된다. 연통로 (47) 의 내경 (d3) 은, 작동로드 (40) 의 연결부 (42) 의 지름 (d1) 보다도 크게 또한 가이드로드부 (44) 의 지름 (d2) 보다도 작다. 다시말하면, 연통로 (47) 의 축직교단면적 (구경면적 ; SC) 는 π(d3/2)²이고, 이 구경면적 (SC) 은 연결부 (42) 의 단면적 (SB) 보다 크고 가이드로드부 (44) 의 단면적 (SD) 보다 작다. 따라서, 밸브실 (46) 과 연통로 (47) 와의 경계에 위치하는 단차는 밸브시트 (53) 로서 기능하고, 연통로 (47) 는 일종의 밸브구멍으로 된다. 작동로드 (40) 가 도 3 의 위치 (최하동위치) 로부터 밸브체부 (43) 가 밸브시트 (53) 에 착좌하는 최상동위치로 상동되면, 연통로 (47) 가 차단된다. 다시말하면, 작동로드 (40) 의 밸브체부 (43) 는, 급기통로 (28, 38) 의 개도를 임의 조절가능한 입력측 밸브체로서 기능한다.

감압실 (48) 내에는, 제 1 감압구조로서의 가동벽 (54) 이 축방향으로 이동가능하게 형성되어 있다. 이 가동벽 (54) 은 바닥이 있는 원통형상 또는 원주형상을 이룸과 동시에, 그 저벽부로 감압실 (48) 을 축방향으로 2 분하고, 이 감압실 (48) 을 고압실로서의 P1 압력실 (제 1 압력실 ; 55) 과 저압실로서의 P2 압력실 (제 2 압력실 ; 56) 로 구획한다. 가동벽 (54) 은 P1 압력실 (55) 과 P2 압력실 (56) 사이의 압력격벽의 역할을 하여, 양압력실 (55, 56) 의 직접통로를 허용하지 않는다. 또한, 가동벽 (54) 의 축직교단면적을 SA 로 하면, 그 단면적 (SA) 은 연통로 (47) 의 구경면적 (SC) 보다도 크다.

P1 압력실 (55) 은, 캡 (45a) 에 형성된 P1 포트 (55a) 및 제 1 검압통로 (37) 를 통하여 상류측의 압력감시점 (P1) 인 토출실 (22) 과 항상 연통한다. 또한, P2 압력실 (56) 은, 급기통로 (28, 38) 의 일부인 포트 (52) 및 제 2 검압통로 (38) 를 통하여 하류측의 압력감시점 (P2) 과 항상 연통한다. 즉, P1 압력실 (55) 에는 토출압 (Pd) 이 압력 (PdH) 으로서 안내되고, P2 압력실 (56) 에는배관도중의 압력감시점 (P2) 의 압력 (PdL) 이 안내되고 있다. 따라서, 가동벽 (54) 의 상면 및 하면은 각각 압력 (PdH, PdL) 에 폭로되는 수압면이 된다. P2 압력실 (56) 내에는 작동 로드 (40) 의 연결부 (42) 의 선단이 진입하고 있고, 그 연결부 (42) 의 선단면에는 가동벽 (54) 이 결합되어 있다. 또한, P1 압력실 (55) 에는, 복귀스프링 (57) 이 수용되어 있다. 이 복귀스프링 (57) 은, 가동벽 (54) 을 P1 압력실 (55) 로부터 P2 압력실 (56) 을 향하여 탄성지지된다.

제어밸브의 솔레노이드부 (100) 는, 바닥이 있는 원통형상의 수용토 (51) 을 구비하고 있다. 수용통 (61) 의 상부에는 고정철심 (62) 이 끼워맞춰져, 이 끼워맞춤에 의해 수용통 (61) 내에는 솔레노이드실 (63) 이 구획되어 있다. 솔레노이드실 (63) 에는, 플랜저로서의 가동철심 (64) 이 축방향으로 이동가능하게 수용되어 있다. 고정철심 (62) 의 중심에는 축방향으로 신장되는 가이드구멍 (65) 이 형성되고, 그 가이드구멍 (65) 내에는, 작동 로드 (40) 의 가이드로드부 (44) 가 축방향으로 이동가능하게 배치되어 있다. 또한, 가이드구멍 (65) 의 내벽면과 상기 가이드로드부 (44) 와의 사이에는 약간의 간극 (도시생략) 이 확보되어 있어, 이 간극을 통하여 밸브실 (46) 과 솔레노이드실 (63) 이 연통되어 있다. 다시말하면, 솔레노이드실 (63) 에는 밸브실 (46) 과 동일한 크랭크압 (Pc) 이 미치고 있다.

솔레노이드실 (63) 은 작동로드 (40) 의 기단부의 수용영역이기도 하다. 즉, 가이드로드부 (44) 의 하단은, 솔레노이드실 (63) 내에 있어 가동철심 (64) 의 중심에 관통형성된 구멍에 끼워맞춰짐과 동시에 코킹에 의해 끼워져 고정되어 있다. 따라서, 가동철심 (64) 과 작동로드 (40) 는 일체로 되어 상하운동한다. 솔레노이드실 (63) 에는 완충스프링 (66) 이 수용되고, 이 완충스프링 (66) 은 가동철심 (64) 을 고정철심 (62) 에 근접시키는 방향으로 작용하여 가동철심 (64) 및 작동로드 (40) 를 상방으로 탄성지지한다. 이 완충스프링 (66) 은 복귀스프링 (57) 보다도 탄성력이 약한 것이 사용되고, 이 때문에 복귀스프링 (57) 은, 가동철심 (64) 및 작동로드 (40) 를 최하동위치 (비통전시에서의 초기위치) 로 되돌리기 위한 초기화수단으로서 기능한다.

고정철심 (62) 및 가동철심 (64) 의 주위에는, 이들 철심 (62, 64) 을 걸치는 범위에 코일 (67) 이 감겨져 있다. 이 코일 (67) 에는 제어장치 (70) 의 지령에 기초하여 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 향하여 흡인되어 작동로드 (40) 가 상동한다. 또한, 코일 (67) 에 대한 통전제어는, 코일 (67) 에 대한 인가전압을 조정함으로써 이루어진다. 인가전압의 조정은, 전압치 그 자체를 변경하는 수단과, PWM (일정주기의 펄스상 전압을 인가하여, 그 펄스의 시간적인 폭을 변경함으로써 평균전압을 조정하는 방법. 인가전압은 펄스의 전압치 ×펄스폭/펄스주기로 된다. 펄스폭/펄스주기는 듀티비라 불리고, PWM 을 응용한 전압제어를 듀티제어라 부르는 경우도 있음) 에 의한 수단이 일반적으로 채용되고 있다. PWM 으로 한 경우, 전류가 맥동적으로 변화하여 이것이 디더(dither;떨림) 로 되어 전자석의 히스테리시스를 경감시키는 효과도 기대할 수 있다. 또, 코일전류를 측정하여, 인가전압조정에 피드백함으로써, 전류제어하는 것도 일반적으로 실시되고 있다. 본 실시형태에서는 듀티제어를 채용한다. 제어밸브의 구조상, 듀티비 (Dt) 를 작게 하면 밸브개도가 커지고, 듀티비 (Dt) 를 크게하면 밸브개도가 작아지는 경향에 있다.

(제어밸브의 동작 조건 및 특성에 관한 고찰)

도 3 의 제어밸브의 밸브개도는, 입력측 밸브체인 밸브체부 (43) 를 포함하는 작동로드 (40) 의 배치여하에 의해 결정된다. 작동로드 (40) 의 각부에 작용하는 여러가지의 힘을 종합적으로 고찰함으로써, 이 제어밸브의 동작조건이나 특성이 명확해진다.

도 4 에 나타낸 바와 같이, 작동로드 (40) 의 연결부 (42) 의 상단면에는, 복귀스프링 (57) 의 하향탄성력 (f1) 에 의해 가세된 가동벽 (54) 의 상하의 일차압 (△PX (=PdH - PdL) 에 근거하는 하향 가압력이 작용한다. 단, 가동벽 (54) 의 상면의 수압면적은 SA 이지만, 가동벽 (54) 의 하면의 수압면적은 (SA-SB) 이다. 하향방향을 정방향으로서 연결부 (42) 에 작용하는 모든 힘 (F1) 을 정리하면,F1 는 다음의 수학식 1 과 같이 나타난다.

(수학식 1)

F1 = PdH·SA - PdL (SA - SB)＋f1

한편, 작동로드 (40) 의 가이드로드부 (44 ; 밸브체부 (43) 를 포함) 에는, 완충스프링 (66) 의 상향 탄성력 (f2) 에 의해 가세된 상향의 전자탄성력 (F) 이 작용한다. 여기에서, 밸브체부 (43), 가이드로드부 (44) 및 가동철심 (64) 의전노출면에 작용하는 압력을 단순화하여 고찰하면, 먼저 밸브체부 (43) 의 상단면 (43a) 은, 연통로 (47) 의 내주면으로부터 수하시킨 가상원통면 (2 개의 수직파선으로 나타냄) 에 의해 내측부분과 외측부분으로 나누어져, 상기 내측부분 (면적 : SC-SB) 에는 토출압 (PdL) 이 하향으로 작용하고, 상기 외측부분 (면적 : SD-SC) 에는 크랭크압 (Pc) 이 하향으로 작용하는 것으로 간주될 수 있다. 또한, 솔레노이드실 (63) 에 미치고 있는 크랭크압 (Pc) 은, 가동철심 (64) 의 상하면에서의 압력상쇄를 고려하면, 가이드로드부 (44) 의 축직교단면적 (SD) 에 상당하는 면적으로 가이드로드부 (44) 의 하단면 (44a) 을 상향으로 가압하고 있다. 상향방향을 정방향으로서 밸브체부 (43) 및 가이드로드부 (44) 에 작용하는 모든 힘 (F2) 을 정리하면,F2 는 다음의 수학식 2 와 같이 나타난다.

(수학식 2)

F2 = F ＋ f2 - PdL (SC-SB)-Pc(SD-SC)＋Pc·SD

= F ＋ f2 ＋ Pc·SC - PdL (SC-SB)

또한, 상기 수학식 2 를 정리하는 과정에서, -Pc·SD 와, ＋Pc·SD 가 상쇄되어 Pc·SC 항만이 남았다. 다시말하면 이 계산과정은, 가이드로드부 (44 ; 밸브체부 (43) 를 포함) 의 상하면 (43a, 44a) 에 작용하고 있는 크랭크압 (Pc) 의 영향을, 이 Pc 가 가이드로드부 (44) 의 한면 (하면 ; 44a) 에만 집약적으로 작용하는 것으로 가정하여 고찰할 때에, 밸브체부 (43) 를 포함하는 가이드로드부 (44) 의 크랭크압 (Pc) 에 관한 유효수압면적이 SD - (SD-SC) = SC 로 표현할 수 있는 것을 의미하고 있다. 다시말하면, 크랭크압 (Pc) 에 관한 한, 가이드로드부(44) 의 유효수압면적은, 가이드로드부 (44) 의 축직교단면적 (SD) 에 관계없이 연통로 (47) 의 구경면적 (SC) 에 일치한다. 이와 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 수압면적의 것을 특히, 그 압력에 관한 「유효수압면적」 이라 부르기로 한다.

그리고, 작동로드 (40) 는 연결부 (42) 와 가이드로드부 (44) 를 연결하여 이루어지는 일체물이기 때문에, 그 배치는F1=F2 의 역학적균형을 충족하는 위치에 결정된다. 다음의 수학식 3 은,F1=F2 를 정리한 후의 형태를 나타낸다.

(수학식 3)

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

수학식 3 에서, f1, f2, SA, SC 는 기계설계의 단계에서 일의적으로 결정되는 확정적인 패러미터이고, 전자탄성력 (F) 은 코일 (67) 로의 전력공급량에 따라 변화하는 가변패러미터이며, 토출압 (PdL) 및 크랭크압 (Pc) 은 압축기의 운전상황에 따라 변화하는 가변패러미터이다. 이 수학식 3 에서 명확한 바와 같이, 도 3 의 제어밸브는 일차압 (△PX) (=PdH-PdL) 과 이차압 (△PY)(=PdL-Pc) 에 각각의 수압면적을 곱한 가스압하중과 전자탄성력 (F) 및 스프링 (57, 66) 의 탄성력 (f1, f2) 의 합계하중과의 균형을 충족하도록 밸브개도 조절이 실시된다. 그리고, 이 압력 (PdL, Pc) 에 감응하는 작동로드 (40 ; 상하단면 (43a, 44a)) 가 제 2 감압구조를 이루고 있다.

도 6 은 상기 수학식 3 의 역학관계식을 충족하는 제어밸브의 특성을 나타내는 그래프이고, 흡입압 (Ps), 크랭크압 (Pc) 를 일정하게 하여 일차압 (△PX) 과 이차압 (△PY) 의 관계를 컴퓨터로 시뮬레이션화한 결과이다. 패러미터는 듀티비 (Dt) 이다.

여기에서, 듀티비 (Dt) 가 일정하면 코일 (6) 에 흐르는 평균전류는 일정치로 되어, 전자탄성력 (F) 도 대략 일정치로 된다. 다시말하면, 도 6 에 나타낸 특성선은, 수학식 3 의 우변이 대략 일정한 것으로 하여 계산한 것이라고 할 수 있다. 수학식 3 의 우변은 앞에서도 말한 바와 같이, 일차압 (△PX) 과 이차압 (△PY) 에 근거하는 가스압하중의 합으로, 이것이 일정한 하중이 되기 위해서는, 이차압 (△PY) 이 증가하면 일차압 (△PX) 은 감소하지않으면 안되어, 결과적으로 특성선은 오른쪽이 내려가는 것으로 된다. 이 균형이 무너지면, 밸브의 개도가 감소 또는 증대하여 크랭크압 (Pc) 이 변화되어, 압축기의 토출용량의 조절동작이 실시되게 된다.

이와 같은 동작특성을 갖는 본 실시형태의 제어밸브에 의하면, 개개의 상황하에서 다음과 같은 방법으로 밸브개도가 결정된다. 먼저, 코일 (67) 로의 통전이 없는 경우 (Dt = 0%) 에는, 복귀스프링 (57) 의 작용 (구체적으로는 f1-f2 의 탄성력) 이 지배적으로 되어, 작동로드 (40) 는 도 3 에 나타낸 최하동위치에 배치된다. 이 때, 작동로드 (40) 의 밸브체부 (43) 가 밸브시트 (53) 로부터 가장 떨어져 입력측 밸브부는 전개상태로 된다. 한편, 코일 (67) 에 대하여 듀티비 가변범위의 최소듀티비 (Dt (min)) 의 통전이 있으면, 적어도 상향의 전자탄성력이복귀 스프링 (57) 의 하향탄성력 (f2) 에 능가한다. 그리고, 솔레노이드부 (100) 에 의해 만들어진 상향탄성력 (F) 및 완충스프링 (66) 의 상향의 탄성력 (f2) 이, 복귀스프링 (57) 의 하향탄성력 (f1) 및 이차압 (△PY) 에 의해 가세된 일차압 (△PX) 에 근거하는 하향가압력에 대항하고, 그 결과, 상기 수학식 3 을 충족하도록 작동로드 (40) 의 밸브체부 (43) 가 밸브시트 (53) 에 대하여 위치결정되어, 제어밸브의 밸브개도가 결정된다. 이렇게 하여, 결정된 밸브개도에 따라, 급기통로 (28, 38) 를 통한 크랭크실 (5) 로의 가스공급량이 결정되고, 상기 추기통로 (27) 를 통한 크랭크실 (5) 로부터의 가스방출량과의 관계로 크랭크압 (Pc) 이 조절된다.

여기에서, 도 6 에 나타낸 「이차압 (△PY) - 일차압 (△PX)」 특성을 갖는 제어밸브와, 도 5 에 나타낸 「일차압 (△PX) - 냉매유량 (Q)」 특성을 갖는 고정조리개 (39) 를 구비한 냉매순환회로의 「이차압 (△PY) - 냉매유량 (Q)」특성을, 컴퓨터로 시뮬레이션한 결과를 도 7 의 그래프에 나타낸다. 또한, 듀티비 (Dt) 는 Dt (min) 내지 Dt (max) 의 사이에서 임의의 값으로 변경되는 것이기는 하지만, 도 6 및 도 7 의 그래프에서는 「Dt(min), Dt(1) … Dt(4), Dt(max)」의 한정된 경우의 특성선만을 나타내고 있다.

도 7 의 그래프로부터, 제어밸브의 코일 (67) 로의 통전이 어느 듀티비 (Dt) 일 때, 이차압 (△PY) 이 커지면 냉매유량 (Q) 이 작아지는 것을 알 수 있다. 특히, 어느 특성선에서 이차압 (△PY) 이 상대적으로 작은 영역에서는, 그 이차압 (△PY) 의 변화에 대한 냉매유량 (Q) 의 변화량은 작다. 다시말하면, 수학식 3의 균형을 충족하는데, 일차압 (△PX) 요소의 역학적비중은 크고, 또한 이차압 (△PY) 요소의 역학적비중은 작아진다. 그러나, 이차압 (△PY) 이 커짐에 따라, 이 이차압 (△PY) 의 변화에 대한 냉매유량 (Q) 의 변화량은 커져간다. 다시말하면, 수학식 3 의 균형을 충족하는데, 일차압 (△PX) 요소의 역학적비중이 작아지고, 또한 이차압 (△PY) 요소의 역학적비중은 커진다.

도 7 에서 단순증대직선 (103) 은, 예를 들면, 차량의 엔진 (E) 이 아이들링상태 (회전수가 극저회전으로 안정되어 있는 상태) 이면서, 냉방부하가 중부하정도로 안정된 상태일 때의 냉매순한회로의 특성을 나타내고 있다. 엔진 (E) 이 아이드링상태인 경우에는, 토출용량이 최대로 되었다고 하여도 압축기의 일량 (외부냉매회로 (30) 로의 냉매가스의 토출량) 은 적고, 냉매순환회로의 냉매유량 (Q) 은 Q1 정도의 소유량으로 밖에 되지 않는다. 따라서, 직선 (103) 으로 나타나는 냉매순환회로특성을 유지하기 위해, 냉매유량 (Q) 을 압축기가 최소토출용량시의 제로부근에서 최대토출용량시의 Q1 까지의 사이의 절대적으로 작고 좁은 범위에서 조절하려고 하면, 도 5 에 나타낸 고정조리개 (39) 의 비선형특성으로부터, 좁은 범위에서의 일차압 (△PX) 의 조절이 필요해진다.

그러나, 도 7 로부터 명확한 바와 같이 직선 (103) 은, 재어밸브의 코일 (67) 에 대한 통전이 듀티비 (Dt (2)) 내지 Dt (max) 의 범위에서 실시된 때의 각 특성선에 대하여, 각각 대략 직각으로 교차되어 있다. 이 것은, 좁은 범위에서의 일차압 (△PX) 의 조절에, Dt(2) 내지 Dt(max) 의 폭넓은 범위의 듀티비 (Dt) 를 사용할 수 있는 것을 의미하고 있다. 따라서, 좁은 범위에서의 일차압(△PX) 을 고정밀도로 조절할 수 있고, 이것은 절대적으로 작고 좁은 범위에서의 냉매유량 (Q) 의 고정밀도의 조절을 실시할 수 있는 것을 의미한다. 다시말하면, 냉매순환회로에서의 상정냉매유량의 대략 전범위에 걸쳐 벨브개도조절의 제어성이 향상되는 것이다.

(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 컴퓨터 유사의 제어유닛으로, I/O 의 입력단자에는 외부정보검지수단 (71) 이 접속되고, I/O 의 출력단자에는 구동회로 (72) 가 접속되어 있다. 적어도 제어장치 (70) 는, 외부정보검지수단 (71) 으로부터 제공되는 각종 외부정보에 근거하여 적절한 듀티비 (Dt) 를 연산하여, 구동회로 (72) 에 대하여 그 듀티비 (Dt) 비에서의 구동신호의 출력을 지령한다. 구동회로 (72) 는, 명령된 듀티비 (Dt) 의 구동신호를 제어밸브의 코일 (67) 에 출력한다. 코일 (67) 에 제공되는 구동신호의 듀티비 (Dt) 에 따라, 제어밸브의 솔레노이드부 (100) 의 전자탄성력 (F) 가 변화한다.

상기 외부정보검지수단 (71) 은 각종 센서류를 포괄하는 기능실현수단이다. 외부정보검지수단 (71) 을 구성하는 센서류로서는, 예를 들면, A/C 스위치 (승원이 조작하는 공조장치의 ON/OFF 스위치), 차실내온도 (Te(t)) 를 검출하기 위한 온도센서, 차실내온도의 바람직한 설정온도 (Te (sec)) 를 설정하기 위한 온도설정기, 엔진 (E) 의 흡기관로에 형성된 스로틀밸브의 각도 또는 개도를 검지하기 위한 액셀개도센서를 들 수 있다. 또한, 스로틀밸브각도 또는 개도는, 차량의 조종자가 액셀페달을 밟는 양을 반영한 정보로서도 이용된다.

다음으로, 도 8 ∼ 도 10 의 플로우차트를 참조하여 제어장치 (70) 에 의한 제어밸브로의 듀티제어의 개요를 간단하게 설명한다.

도 8 의 플로차트는, 공조제어 프로그램의 중요한 부분이 되는 메인루틴을 나타낸다. 차량의 이그니션스위치 (또는 스타트스위치) 가 ON 되면, 제어장치 (70) 는 전력이 공급되어 연산처리를 개시한다. 제어장치 (70) 는, 도 8 의 스텝 (S41 ; 이하 간단히 「S41」이라 함, 다른 스텝도 이하 동일) 에서 초도프로그램에 따라 각종 초기설정을 실시한다. 예를 들면, 제어밸브의 듀티비 (Dt) 에 초기치 또는 잠정치를 부여한다. 그 후, 처리는 S42 이하에 나타난 상태감시 및 듀티비의 내부연산처리로 진행된다.

S42 에서는 A/C 스위치가 ON 될 때까지 이 스위치의 ON/OFF 상황이 감시된다. A/C 스위치가 ON 되면, 처리는 비상시판정루틴 (S43) 으로 진행된다. S43 에서는, 차량이 비정상적인 상태 다시말하면 비상시 운전모드에 있는지의 여부를 외부정보에 근거하여 판단하다. 여기에서 말하는 「비상시운전모드」 란, 예를 들면, 오르막길 주행과 같은 엔진 (E) 이 고부하상태에 있는 경우라든가, 추월가속과 같은 차량의 가속시 (적어도 조종자가 급가속을 바라고 있는 경우) 를 가르킨다. 예시한 어느 경우도, 외부정보검지수단 (71) 으로부터 제공되는 검출액셀개도를 소정의 판정치와 비교함으로써, 그와 같은 고부하상태 또는 차량가속상태에 있는 것을 합리적으로 추정할 수 있다. 본 실시형태에서는 차량의 가속시에 대해서만 나중에 상술하는 것으로 한다.

비상시 판정루틴에서의 감시항목의 어느 것에도 해당하지 않는 경우에는, S43 판정이 NO 로 된다. 그 경우에는, 차량이 정상적인 상태 다시말하면 통상 운전모드에 있는 것으로 간주된다. 여기에서 말하는 「통상운전모드」 란, 프로그램적으로는 비상시 판정루틴의 감시항목에 해당하지 않는 배타적인 조건충족상태를 의미하고, 요컨대, 차량이 평균적인 운전상황에서 사용되고 있는 것으로 합리적으로 추정할 수 있는 상태를 가르킨다.

도 9 의 통상제어루틴 (RF5) 은, 통상운전모드에서의 공조능력에 관한 절차를 나타낸다. S51 에서 제어장치 (70) 는, 온도센서의 검출온도 (Te(t)) 가 온도설정기에 의한 설정온도 (Te(set)) 보다 높은지의 여부를 판정한다. S51 판정이 NO 인 경우, S52 에서 상기 검출온도 (Te(t)) 가 설정온도 (Te(set)) 보다 작은지의 여부를 판정한다. S52 판정도 NO 인 경우에는, 검출온도 (Te(t)) 가 설정온도 (Te(set)) 에 일치하고 있는 것이 되기 때문에, 냉방능력의 변화에 이어지는 듀티비 (Dt) 를 변경할 필요는 없다. 따라서, 제어장치 (70) 는 구동회로 (72) 에 듀티비 (Dt) 의 변경지령을 발하지 않고, 이 루틴 (RF5) 를 이탈한다.

S51 판정이 YES 인 경우, 차실내는 더워 열부하가 큰 것으로 예측되기 때문에, S53 에서 제어장치 (70) 는 듀티비 (Dt) 를 단위량 (△D) 만큼 증대시켜, 그 수정치 (Dt ＋ △D) 로의 듀티비 (Dt) 의 변경을 구동회로 (72) 에 지령한다. 그러면, 솔레노이드부 (100) 의 전자력 (F) 이 약간 강해지고, 그 시점에서의 일차압 (△PX) 및 이차압 (△PY) 에서는 상하탄성력의 균형을 도모할 수 없기 때문에,작동로드 (40) 가 상동하여 복귀스프링 (57) 이 축력되고, 그 복귀스프링 (57) 의 하향탄성력 (f1) 의 증가분이 상향의 전자탄성력 (F) 의 증가분을 보상하여 다시 수학식 3 이 성립하는 위치에 작동로드 (40) 의 밸브체부 (43) 가 위치결정된다. 그 결과, 제어밸브의 개도 (다시말하면 급기통로 (28, 38) 의 개도) 가 약간 감소하고, 크랭크압 (Pc) 이 저하경향으로 되어, 크랭크압 (Pc) 과 실린더보어내압과의 피스톤 (20) 을 통한 차이도 작아져 사판 (12) 이 경사각도 증대방향으로 경동하여, 압축기의 상태는 토출용량이 증대하여 부하토크도 증대하는 경향으로 이행한다. 압축기의 토출용량이 증대하면, 증발기 (33) 에서의 제열능력도 높아져 온도 (Te(t)) 도 저하경향으로 향할 것이고, 또 압력감시점 (P1, P2) 간의 차압은 증가한다.

또한, S52 판정이 YES 인 경우, 차실내는 추워 열부하가 작은 것으로 예측되기 때문에, S54 에서 제어장치 (70) 는 듀티비 (Dt) 를 단위량 (△D) 만큼 감소시켜, 그 수정치 (Dt-△D) 로의 듀티비 (Dt) 의 변경을 구동회로 (72) 에 지령한다. 그러면, 솔레노이드부 (100) 의 전자력 (F) 이 약간 약해져, 그 시점에서의 일차압 (△PX) 및 이차압 (△PY) 으로는 상하탄성력의 균형을 도모할 수 없기 때문에, 작동로드 (40) 가 하동하여 복귀스프링 (57) 의 축력도 줄어, 그 복귀스프링 (57) 의 하향탄성력 (f1) 의 감소분이 상향의 전자탄성력 (F) 의 감소분을 보상하여 다시 수학식 3 이 성립하는 위치에 작동로드 (40) 의 밸브체부 (43) 가 위치결정된다. 그 결과, 제어밸브의 개도 (다시말하면 급기통로 (28, 38) 의 개도) 가 약간 증가하여, 크랭크압 (Pc) 이 증대경향으로 되어, 크랭크압 (Pc) 과 실린더보어내압과의피스톤 (20) 을 통한 차이도 커져 사판 (12) 이 경사각도 감소방향으로 경동하고, 압축기의 상태는 토출용량이 감소되어 부하토크도 감소하는 방향으로 이행한다. 압축기의 토출용량이 감소하면, 증발기 (33) 에서의 제열능력도 낮아져 온도 (Te(t)) 도 증가경향으로 향하고, 또, 압력감시점 (P1, P2) 간의 차압은 감소된다.

이와 같이 S53 및/또는 S54 에서의 듀티비 (Dt) 의 수정처리를 거침으로써, 검출온도 (Te(t)) 가 설정온도 (Te(set)) 로부터 빗나가 있어도 듀티비 (Dt) 가 서서히 최적화되고, 또한 제어밸브에서의 내부자율적인 밸브개도조절도 함께 온도 (Te(t)) 가 설정온도 (Te(set)) 부근에 수렴된다.

도 8 의 메인루틴의 S43 판정에서 YES 인 경우, 제어장치 (70) 는 도 10 의 가속시 제어루틴 (RF8) 에 나타난 일련의 처리를 실행한다. 먼저 S81 (준비스텝) 에 있어서, 현재의 듀티비 (Dt) 를 복귀목표치 (DtR) 로서 기억한다. DtR 은, 후술하는 S87 에서의 듀티비 (Dt) 의 복귀제어에서의 목표치이다. S82 에서, 그 때의 검출온도 (Te(t)) 를 가속커트개시시의 온도 (Te(INI)) 로서 기억한다. 그리고 제어장치 (70) 는, S83 에서 내장타이머의 계측동작을 스타트시켜, S84 에서 듀티비 (Dt) 를 0% 로 설정변경하여 코일 (67) 로의 통전정지를 구동회로 (72) 에 지령한다. 이로써, 제어밸브의 개도는 복귀스프링 (57) 의 작용으로 일의적으로 최대 (전개) 로 되어, 크랭크압 (Pc) 이 증대된다. S85 에 있어서, 타이머에 의해 게측된 경과시간이 미리 정해진 설정시간 (ST) 을 초과했는지의 여부를 판정한다. S85 판정이 NO 인 한, 듀티비 (Dt) 는 0% 로 유지된다. 바꿔말하면, 타이머스타트로부터의 경과시간이 적어도 설정시간 (ST) 을 초과할때까지 제어밸브의 개도는 전개로 유지되어, 압축기의 토출용량 및 부하토크가 확실하게 최소화된다. 그리고, 가속시에서의 엔진부하의 저감 (극소화) 을 적어도 시간 (ST) 만큼은 확실히 달성한다. 일반적으로 차량의 가속은 일시적인 것이기 때문에 설정시간 (ST) 은 짧아도 된다.

시간 (ST) 의 경과후, S86 에 있어서, 그 때의 검출온도 (Te(t)) 가, 상기 가속커트개시온도 (Te(INI)) 에 허용증가온도 (β) 를 더한 온도치보다도 큰지의 여부를 판정한다. 이 판정은, 적얻 시간 (ST) 의 경과에 의해 허용증가온도 (β) 를 초과하여 온도 (Te(t)) 가 증대했는지의 여부를 조사하는 것으로, 냉방능력의 복귀가 바로 필요한지의 여부를 판단하는 것을 목적으로 한다. S86 판정이 YES 인 경우에는 실온상승의 징후가 보이는 것을 의미하므로, 그 경우에는, S87 에서 듀티비 (Dt) 의 복귀제어가 실시된다. 이 복귀제어의 취지는 듀티비 (Dt) 를 서서히 복귀목표치 (DtR) 로 되돌림으로써 사판 (12) 의 경사각도의 급변에 의한 충격을 회피하는 것에 있다. S87 의 틀내에 나타낸 그래프에 의하면, S86 의 판정이 YES 로 된 때가 시점 (t4) 이고, 듀티비 (Dt) 가 복귀목표치 (DtR) 에 도달한 때가 시점 (t5) 이다. 소정시간 (t5-t4) 을 두고 직선적 패턴의 Dt 복귀가 실시된다. 또한, 시간격 (t4-t3) 은, 상기 설정시간 (ST) 과 S86 판정에서 NO 를 반복하는 시간과의 합에 상당한다. 듀티비 (Dt) 가 목표치 (DtR) 에 도달하면, 서브루틴 (RF8) 의 처리가 종료되어, 처리가 메인루틴으로 되돌아간다.

(효과) 본 실시형태에 의하면, 이하와 같은 효과를 얻을 수 있다.

·본 실시형태에서는, 증발기 (33) 에서의 열부하의 크기에 영향을 받는 흡입압 (Ps) 그 자체를 제어밸브의 개도제어에 있어서의 직접 지표로 하지않고, 냉매순환회로에서의 2 개의 압력감시점 (P1, P2) 간의 일차압 (△PX) 및 흡입압 (Ps) 이외의 압력 (PdL, Pc) 간의 이차압 (△PY) 을 직접제어대상으로서 압축기의 토출용량의 피드백제어를 실현하고 있다. 이 때문에, 증발기 (33) 에서의 열부하상황에 거의 영향을 받지않고, 엔진 (E) 측의 사정을 우선해야하는 비상시에는 외부제어에 의해 바로 토출용량을 감소시킬 수 있다. 따라서, 가속시 등에서의 커트제어의 응답서이나 커트제어의 신뢰성 및 안정성이 우수하다.

· 통상시에서도, 검출온도 (Te(t)) 및 설정온도 (Te(set)) 에 근거하여 듀티비 (Dt) 를 자동수정 (도 9 의 S51 ∼ S54) 함과 동시에, 일차압 (△PX) 및 이차압 (△PY) 을 지표로 한 제어밸브의 내부자율적인 밸브개도조절에 근거하여 압축기의 토출용량을 제어함으로써, 상기 검출온도와 설정온도의 차이가 작아지는 방향으로 토출용량을 유도하여 인간의 쾌적함을 만족시킨다는 공조장치본래의 목적을 충분히 달성할 수 있다. 다시말하면 본 실시형태에서는, 통상시에서의 실온의 안정유지를 도모하기 위한 압축기의 토출용량제어와, 비상시에서의 긴급피난적인 토출용량의 신속한 변경을 양립시킬 수 있다.

·가동벽 (54) 은, 냉매순환회로의 냉매유량 (Q) 의 변화에 따라 일차압 (△PX) 이 증대 또는 감소경향을 나타낼 때, 압축기로부터의 냉매가스의 토출량이 일차압 (△PX) 의 변화를 부정하도록, 일차압 (△PX) 에 근거하는 가압작용을 작동로드 (40) 에 미친다. 따라서, 여러가지의 요인으로 냉매순환회로의 냉매유량이 변화하였다고 하여도, 그 변화를 부정하는 방향으로 크랭크압 (Pc) 의 조절 다시말하면 토출용량의 조절을 달성할 수 있다.

·이차압 (△PY) 의 고압 (PdL) 은, 냉매순환회로를 구성하는 응축기 (31) 와 압축기의 토출실 (22) 을 포함하는 양자간의 고압영역 중의 감시점 (P2) 으로부터 채취되는 압력을 이용한 것이다. 이 구성에 의하면, 이차압 (△PY) 을 비교적 고압으로 할 수 있어, 작동로드 (40) 에서의 이차압 (△PY) 의 수압면 (43a, 44a) 의 면적을 작게 하여도, 이차압 (△PY) 에 근거하는 가압작용을 작동로드 (40 ; 밸브체부 (43)) 의 위치결정에 영향력을 갖는 것으로 할 수 있다. 따라서, 작동로드 (40 ; 밸브체부 (43)) 를 설계할 때의 자유도가 커져, 특히 소형화가 용이해진다. 또한, 냉매순환회로의 냉매순환량 (Q) 이 작은 경우, 도 5 에 나타낸 비선형인 차압유량특성 때문에, 일차압 (△PX)은 매우 작아져, 작동로드 (40 ; 밸브체부 (43)) 의 위치결정에 영향을 부여할 수 없게된다. 이와 같은 경우에서도, 이차압 (△PY) 의 영향이 작동로드 (40 ; 밸브체부 (43)) 에 미치는 것이 보증된다. 따라서 일차압 (△PX) 과 이차압 (△PY) 의 복합작용에 의한 작동로드 (40 ; 밸브체부 (43)) 의 위치결정이 안정되어, 밸브개도조절의 안정성이나 제어성이 향상된다.

·작동로드 (40) 에서의 이차압 (△PY) 의 감압구조는, 이 이차압 (△PY) 이 작동로드 (40) 를 가압하는 방향이 압축기의 토출용량을 저하시킬 수 있는 (크랭크압 (Pc) 을 상승시킬 수 있는) 방향이 되도록 구성되어 있다. 따라서, 냉매순환회로의 냉매유량 (Q) 이 작기때문에 상기 일차압 (△PX) 에 근거하여 작동로드 (40) 를 압축기의 토출용량을 저하시키는 방향으로 충분히 가압할 수 없는 경우에서도, 상술과 같이 일차압 (△PX) 의 저하에 상반되어 높아진 이차압 (△PY) 으로, 작동로드 (40) 를 압축기의 토출용량을 저하시키는 방향으로 가압할 수 있다. 그 결과, 맹매유량 (Q) 이 소량 유량시에서도, 압축기의 토출용량의 제어성이 충분히 확보된다.

· 이차압 (△PY) 을, 냉매순환회로를 구성하는 응축기 (31) 와 압축기의 토출실 (22) 을 포함하는 양자간의 고압영역으로부터 채취되는 압력 (본 실시형태에서는 PdL) 과, 크랭크압 (Pc) 과의 차압으로 하였다. 크랭크압 (Pc) 은 상기 고압영역으로부터 채취되는 압력에 비교하여 충분히 낮은 것이기 때문에, 이차압 (△PY) 을 더욱 크게 하는 것이 가능해진다.

·작동로드 (40 ; 밸브체부 (43)) 를, 압력 (PdL, Pc) 에 감응하는 제 2 감압구조로 하였다. 이것에 의하면, 제 2 감압구조를 특별히 형성할 필요가 없어지기 때문에, 제어밸브의 구조를 간소한 것으로 함과 동시에 이 제어밸브를 소형화하는 것이 가능해진다.

· 2 개의 압력감시점 (P1, P2) 을, 응축기 (31) 와 토출실 (22) 을 포함하는 양자 간의 고압영역에 설치하였다. 상기 고압영역은, 외적열부하의 영향을 받기어렵다. 따라서, 상기 냉매순환회로를 흐르는 냉매유량, 즉, 압축기의 토출용량을, 보다 정확하게 반영하는 것이 가능해진다.

·포트 (51), 밸브실 (46), 연통로 (47), 감압실 (48 ; 제 2 압력실 (56)) 및 포트 (52) 를, 제어밸브내 통로로서, 압력감시점 (P2) 과 크랭크실 (5) 을 연통시키는 급기통로 (28, 38) 의 일부를 구성하는 것으로 하였다. 압력감시점(P2) 에서의 압력은 크랭크압 (Pc) 에 비교하여 고압이다. 따라서, 압력감시점 (P2) 측으로부터 크랭크실 (5) 로의 냉매도입량이, 이들 압력감시점 (P2) 과 크랭크실 (5) 과의 사이에 배치된 상기 제어밸브내 통로의 개도조절에 의해 직접적으로 조절되게 되기 때문에, 크랭크압 (Pc) 을 제어하는 것에 대한 반응이 향상된다.

· P2 압력실 (56) 에 냉매를 도입하는 검압통로 (38) 를, 크랭크압 (Pc) 을 변경하기 위한 냉매를 크랭크실 (5) 에 도입하는 급기통로 (28, 38) 의 상류부분으로서 겸용하고, 동 급기통로 (28, 38) 의 일부로 하였다. 이 때문에, 토출실 (22) 로부터 밸브실 (46) 에 냉매를 도입하는 경로를 검압통로 (38) 와는 개별로 형성한 경우에 비교하여, 이 경로나, 이 경로를 밸브실 (46) 에 접속하는 제어밸브의 포트를 형성할 필요가 없어지기 때문에, 가공을 줄일 수 있음과 동시에, 상기 제어밸브의 소형화가 가능해진다.

· 솔레노이드부 (100) 는, 일차압 (△PX) 에 근거하는 가압력과 대항하는 전자력 (F) 을 부여하고, 그 전자력 (F) 에 따라 냉매순환회로에서의 냉매유량의 목표치 (설정차압 (TPD)) 를 설정한다. 이와 같이, 솔레노이드부 (100) 에 의해 부여되는 전자력 (F) 이 일차압 (△PX) 에 근거하는 가압력과 대항하기 때문에, 본 실시형태의 제어밸브에서는, 이차압 (△PY) 에 의해 보정된 일차압 (△PX) 과, 솔레노이드부 (100) 에 의한 전자력 (F) 과의 밸런스에 근거하여 작동로드 (40) 의 위치결정 (다시말하면 밸브개도 조절) 이 실시되는 것으로 이해하여도 된다. 이차압 (△PY) 에 의한 보정을 받고 있다고 하여도, 일차압 (△PX) 과 이차압 (△PY) 과의 복합력의 변화가 냉매순환회로에서의 냉매유량 (Q) 의 변화를 여실히반영하는 것에 변화는 없다. 따라서, 상기 복합력과 전자력 (F) 이 균형진 위치를 향하여 작동로드 (40) 가 피드백적으로 변위된 결과, 밸브개도가 어느 값으로 거의 정해질 때에는, 압축기의 크랭크압 (Pc) 이 안정되어 토출용량도 고정화되고, 냉매순환회로의 냉매유량 (Q) 도 거의 일정한 값에 수렴되는 경향으로 된다. 이와 같은 관점에서 보면, 적어도 일차압 (△PX) 에 근거하는 가압력과 대항하는 전자력 (F) 을 부여할 수 있는 솔레노이드부 (100) 는, 그 전자력 (F) 에 따라 냉매순환회로에서의 냉매유량 (Q) 의 목표치 (설정차압 (TPD)) 를 설정하는 유량설정수단으로서 기능할 수 있다.

· 제어밸브는 솔레노이드부 (100) 의 코일 (67) 의 통전제어에 의해, 일차압 (△PX) 에 근거하는 가압력과 대항하는 전자력 (F) 을 적당히 변경할 수 있기 때문에, 냉매순환회로에서의 냉매유량 (Q) 의 목표치 (설정차압 (TPD)) 를 외부로부터의 제어에 의해 설정변경할 수 있다. 따라서 본 실시형태의 제어밸브는, 솔레노이드부 (100) 의 전자력 (F) 을 변경하지않는 한, 정유량밸브적으로 행동하지만, 외부로부터의 코일 (67) 의 통전제어에 의해 냉매유량의 목표치 (설정차압 (TPD)) 를 필요에 따라 변경할 수 있는 의미에서 외부제어방식의 냉매유량제어밸브 (또는 토출용량제어밸브) 로서 기능한다. 또, 이와 같은 냉매유량 (또는 토출용량) 의 외부제어성을 위해, 필요시 (또는 비상시) 에는, 냉매순환회로의 증발기 (33) 에서의 열부하상황에 관계없이, 압축기의 토출용량 (나아가서는 부하토크) 을 단시간에 급변시키는 긴급피난적인 용량변경도 가능해진다. 따라서 이 제어밸브에 의하면, 통상시에서 실온의 안정유지를 꾀하기 위한 압축기의 토출용량제어와, 비상시에서의 긴급피난적인 토출용량의 신속한 변경을 양립시키는 것이 가능해진다.

· 압축기를 포함한 냉매순환회로 전체의 「이차압 (△PY) - 냉매유량 (Q)」 특성이, 예컨대 도 7 에 일점쇄선 (104) 으로 나타낸 것이면 (대부분의 경우, 104 와 같은 특성을 나타냄), 듀티비 (Dt) 를 외부제어함으로써, 그 104 를 따라 냉매유량 (Q ; 나아가서는 압축기의 토출용량 (Vc)) 을 거의 일의적으로 변화시킬 수 있다. 따라서, 특히, 가속시제어시에서의 토출용량 (Vc) 의 복귀패턴을 도 15 에 실선으로 나타낸 바와 같은 어느 정도 완만한 직선적 패턴으로 하는 것이 용이해지고, 가속시제어에 의한 충격이나 이상음의 발생을 효과적으로 방지 또는 억제하는 것이 가능해진다.

·복귀스프링 (57) 은, 솔레노이드부 (100) 의 코일 (67) 로의 비통전시에 있어서, 압축기의 토출용량을 감소시키는 방향 (밸브열림방향) 으로 작동로드 (40 ; 밸브체부 (43)) 를 위치결정하는 구성이다. 따라서, 코일 (67) 로의 통전정지 등에 의해 솔레노이드부 (100) 가 비작동상태 또는 불활성상태에 빠진 경우에서도, 복귀스프링 (57) 의 자발적인 작용에 의해 작동로드 (40) 를 위치결정하고, 압축기의 토출용량이 감소하는 방향으로 크랭크압 (Pc) 을 유도하는 것, 다시말하면 압축기의 부하토크를 제로 또는 최소로 할 수 있다. 따라서, 압축기의 안정성 (비상사태에 대한 안전화대응능력) 이 높아진다. 코일 (67) 로의 비통전상태를 유지함으로써 압축기의 토출용량을 최소로 할 수 있기 때문에, 클러치리스형 압축기에 적합한 것이 된다.

· 압축기는, 제어압으로서의 크랭크실내압 (Pc) 을 제어함으로써, 피스톤 (20) 의 스트로크를 변경가능하게 구성된 사판식의 용량가변형 압축기로, 본 실시형태의 제어밸브는 이 사판식의 용량가변형 압축기의 용량제어에 가장 적합하다.

(제 2 실시형태)

이 제 2 실시형태는, 상기 제 1 실시형태에서 주로 제어밸브 및 급기통로의 구성을 변경한 것으로, 그 외의 점에서는 제 1 실시형태와 동일한 구성으로 되어 있다. 따라서, 제 1 실시형태와 공통되는 구성부분에 대해서는 도면상에 동일부호를 달아 중복된 설명을 생략한다.

도 12 에 나타낸 바와 같이 제어밸브 (CV) 의 입력측 밸브부는, 압력감시점 (P1) 과 크랭크실 (5) 을 연결하는 급기통로 (28) 의 개도 (조리개량) 를 조절한다.

솔레노이드부 (100) 의 작동로드 (40) 는, 선단부인 차압수승부(差壓受承部) (41), 연결부 (42), 대략 중앙의 밸브체부 (43) 및 기단부인 가이드로드부 (44) 로 이루어지는 봉형상 부재이다. 차압수승부 (41), 연결부 (42) 및 가이드로드부 (44 ; 및 밸브체부 (43)) 의 축직교단면적 (직경) 을 각각 SC (d3), SB (d1) 및 SD (d2) 로 하면, SB(d1)〈SC(d3)〈SD(d2) 의 관계가 성립하고 있다.

연통로 (47) 와 감압실 (48) 은, 이들의 경계에 존재하는 격벽 (밸브하우징 (45) 의 일부) 에 의해 압력적으로 구획되어 있다. 다시말하면, 그 격벽에 형성된 작동로드 (40) 용의 가이드구멍 (49) 의 내경은 작동로드의 차압수승부 (41) 의 지름 (d3) 에 일치한다. 또한, 연통로 (47) 와 가이드구멍 (49) 과는 상호연장의 관계에 있고, 연통로 (47) 의 내경 (d4) 도 작동로드의 차압수승부 (41) 의 지름 (d3) 에 일치한다. 다시말하면 연통로 (47) 의 구경면적 (SE) 과 가이드구멍 (49) 의 구경면적 (차압수승부 (41) 의 축직교단면적 (SC)) 이 같아지도록 설정되어 있다. 또한, 감압실 (48) 내의 가동벽 (54) 의 축직교단면적 (SA) 은 가이드구멍 (49) 의 구경면적 (SC) 보다도 크다 (SC〈SA).

밸브하우징 (45) 의 연통로 (47) 의 둘레벽부분에는 반경방향으로 신장되는 포트 (50) 가 형성되고, 이 포트 (50) 는 급기통로 (28) 의 상류부를 거쳐 연통로 (47) 를 압력감시점 (P1 ; 토출실 (22)) 에 연통시킨다 (도 11 참조). 밸브하우징 (45) 의 밸브실 (46) 의 둘레벽부분에 형성된 포트 (51) 는 급기통로 (28) 의 하류부를 통하여 밸브실 (46) 을 크랭크실 (5) 에 연통시킨다. 따라서, 포트 (50), 연통로 (47), 밸브실 (46) 및 포트 (51) 는, 제어밸브내에서 압력감시점 (P1 ; 토출실 (22)) 과 크랭크실 (5) 을 연통시키는 급기통로 (28) 의 일부를 구성한다.

P1 압력실 (55) 은, 캡 (45a) 에 형성된 P1 포트 (55a) 및 제 1 검압통로 (37) 를 통하여 상류측의 압력감시점 (P1 ; 토출실 (22)) 과 항상 연통한다. 또한, P2 압력실 (56) 은, 밸브하우징 (45) 의 감압실 (48) 의 둘레벽부분에 형성된 P2 포트 (55b) 및 제 2 검압통로 (38) 를 통하여 하류측의 압력감시점 (P2) 과 항상 연통한다.

고정철심 (62) 과 가동철심 (64) 과의 사이에 스프링 (69) 이 형성되어 있다. 스프링 (69) 은, 가동철심 (64) 을 고정철심 (62) 으로부터 이간시키는 방향으로 작용하여 가동철심 (64) 및 작동로드 (40) 를 하방으로 탄성지지한다. 또한, 이 스프링 (69) 및 완충스프링 (57) 은, 가동철심 (64) 및 작동로드 (40) 를 최하동위치 (비통전시에서의 초기위치) 로 되돌리기 위한 초기화수단으로서 기능한다.

도 12 에 나타낸 바와 같이, 작동로드의 차압수승부 (41) 의 상단면에는, 완충스프링 (57) 의 하향탄성력 (f1) 에 의해 가세된 가동벽 (54) 의 상하차압에 근거하는 하향가압력이 작용한다. 단, 가동벽 (54) 의 상면의 수압면적은 SA 이지만, 가동벽 (54) 의 하면의 수압면적은 (SA-SC) 이다. 차압수승부 (41) 의 하단면 (수압면적 : SC-SB) 에는, 가스압 (PdH) 에 의한 상향가압력이 작용한다. 여기에서, 도 13 을 참조하여, 밸브체부 (43), 가이드로드부 (44) 및 가동철심 (64) 의 전로출면에 작용하는 압력을 단순화하여 고찰한다. 먼저 밸브체부 (43) 의 상단면의, 연통로 (47) 의 내주면으로부터 늘어뜨린 가상원통면 (2 개의 수직파선으로 나타냄) 의 내측부분 (면적 : SE-SB) 에는 가스압 (PdH) 이 하향으로 작용하고, 외측부분 (면적 : SD-SE) 에는 크랭크압 (Pc) 이 하향으로 작용하는 것으로 간주할 수 있다. 또, 가이드로드부 (44 ; 밸브체부 (43) 를 포함) 에는, 스프링 (69) 의 하향탄성력 (f2) 에 의해 감쇄된 상향의 전자탄성력 (F) 이 작용한다. 하향방향을 정방향으로서 작동로드 (40) 및 가동벽 (54) 에 작용하는 힘을 정리하면 수학식 4 와 같이 나타난다.

(수학식 4)

PdH·SA-PdL(SA-SC)+f1

- PdH(SC-SB)

+PdH(SE-SB)+Pc(SD-SE)

-Pc·SD-F+f2 = 0

상기의 수학식 4 를 정리하면 하기의 수학식 5 와 같이 된다.

(수학식 5)

(PdH-PdL) (SA-SC) + (Pdh-Pc) SE

= F - f1 - f2

수학식 5 로부터 명확한 바와 같이, 도 12 의 제어밸브 (CV) 는, 일차압 (△PX) (=PdH - PdL) 과 이차압 (△PY) (=PdH - Pc) 에 각각의 수압면적을 곱한 가스압하중과 전자탄성력 (F) 및 스프링 (57, 69) 의 탄성력 (f1, f2) 의 합계하중과의 균형을 충족하도록 밸브개도조절이 실시된다. 그리고, 이 압력 (PdH, Pc) 에 감응하는 작동로드 (40 ; 밸브체부 (43) 가 제 2 감압구조를 이루고 있다.

코일 (67) 로의 통전이 없는 경우 (Dt 가 제로) 에는, 스프링 (69) 의 작용이 지배적으로 되어 작동로드 (40) 는 도 12 에 나타내는 최하동위치에 배치된다. 이 때, 급기통로 (28) 는 전부 열림상태로 된다. 또한, 코일 (67) 에 대하여 듀티비 가변범위의 최소 듀티의 통전이 있으면, 적어도 상향의 전자탄성력 (F) 이 스프링 (57, 69) 의 하향탄성력 (f1+f2) 을 능가한다.

제어밸브 (CV) 에서는, 수학식 5 를 충족하도록 작동로드 (40) 가 위치결정되어, 급기통로 (28) 의 개도가 결정된다.

이 실시형태의 제어밸브 (CV) 에서는, 일차압 (△PX) (=PdH - PdL) 이 증대하고, 급기통로 (28) 의 개도가 커졌을 때, 압력감시점 (P1) 측의 냉매의 크랭크실 (5) 로의 도입량이 증가한다. 이 냉매도입에 의해, 압력감시점 (P1) 의 압력은 저하경향을 나타내게 되어, 상기 일차압 (△PX) (=PdH-PdL) 은 확대방향으로 추이되기 어려워진다. 다시말하면, 냉매유량을 일정하게 유지하려고 하는 제어를 실시하는데에는, 그 일정유량으로의 제어수렴을 저해하는 헌칭이 발생하기 어려워진다. 따라서, 이 헌칭에 의한 크랭크압 (Pc) 의 변동에 근거하는 사판 (12) 등의 진동이나 소음이 발생하기 어려워진다.

( 그외의 변경예)

·P1 압력실 (55) 및 P2 압력실 (56) 에 안내되는 압력을 각각, 도 2 에서 별도예로 나타내는 상류측의 압력감시점 (P1 ; 증발기 (33) 와 흡입실 (21) 과의 사이의 유통관 (35) 의 도중) 에서의 PsH 및 압력감시점 (P2 ; 흡입실 (21)) 에서의 PsL 로 하여도 된다.

·제어밸브를 급기통로 (28, 38) 가 아니라 추기통로 (27) 의 개도조절에 의해 크랭크압 (Pc) 을 조절하는, 소위 추출측 제어밸브로 하여도 된다.

· 제어밸브를, 급기통로 (28, 38) 및 추기통로 (27) 의 양방의 개도조절에 의해 크랭크압 (Pc) 을 조절하는 삼방밸브구성으로 하여도 된다.

·워플식의 용량가변형 압축기에 적용하는 것.

·상기 양 실시형태의 제어밸브에서는, 솔레노이드실 (63) 에 크랭크압 (Pc) 이 미치도록 하고, 이차압 (△PY) 을 PdL (또는 PdH) 과 크랭크압 (Pc) 과의 차압으로 하였다. 이에 대하여, 예컨대 솔레노이드실 (63) 에, 증발기 (33) 와 흡입실 (21) 을 포함하는 양자간의 저압영역으로부터 채취되는 압력 (예컨대, Ps) 가 미치도록 구성하여, 이차압 (△PY) 을 PdL (또는 PdH) 과 이 저압영역으로부터 채취되는 압력과의 차압으로 하여도 된다.

·제 2 실시형태에서, P1 압력실 (55) 의 냉매를 포트 (50) 에 도입하도록 하여도 된다. 이 경우, P1 압력실 (55) 과 포트 (50) 를 밸브하우징 (45) 의 외부 또는 내부에 형성한 통로에서 연통시킴으로써, 상기 급기통로 (28) 의 상류부분을 생략하는 것이 가능해진다.

·제 2 실시형태에 있어서, 연통로 (47) 의 구경면적 (SE) 과 가이드구멍 (49) 의 구경면적 (SC) 을 다른 값으로 설정하여도 된다.

(상기 각 청구항에 기재한 것 이외의 기술적사상의 포인트)

(1) 청구항 1 ∼ 15 의 어느 한 항에 기재된 제어밸브에 있어서, 상기 제 1 감압구조는, 밸브하우징내에 이동가능하게 형성된 가동벽을 포함하고, 그 가동벽은 밸브하우징내를 냉매순환회로에 설정된 제 1 압력감시점의 압력이 안내되는 제 1 압력실과 동회로에 설정된 제 2 압력감시점의 압력이 안내되는 제 2 압력실로 구획하는 것인 것.

(2) 청구항 1 ∼ 15 의 어느 한항에 기재의 제어밸브는, 상기 밸브체와 제 1 감압구조를 작동연결하기 위한 작동로드를 추가로 구비하고 있고, 상기 제 2 감압구조는, 그 작동로드에 형성된 상기 이차압을 수압가능한 수압면을 포함하는 것인 것.

이상 상술한 바와 같이, 청구항 1 ∼ 15 에 기재된 제어밸브에 의하면, 냉매순환회로의 증발기에서의 열부하상황에 영향을 받지 않고, 실온의 안정유지를 꾀하기 위한 압축기의 토출용량제어와, 긴급피난적인 토출용량의 신속한 변경 및 그 후의 복귀를 양립시키는 것이 가능해진다. 특히, 최저 토출용량부근의 저토출용량역에서도 용량제어의 정확성이 우수하여, 압축기의 토출용량을 광범위에 걸쳐 직접적으로 제어하는 것이 가능해진다.

특히 청구항 13 및 14 에 기재된 제어밸브에 의하면, 필요시에는 외부제어에 의해 압축기의 토출용량을 신속하게 변경하는 것이 가능해질 뿐만아니라, 토출용량을 일단 저하시킨 후에 원래의 토출용량까지, 충격이나 이상음 등을 그다지 느끼게하지 않고 원할하게 복귀시키는 것이 용이해진다.

Claims

용량가변기구에 작용하는 제어압에 근거하여 토출용량을 변경할 수 있는 용량가변형 압축기에 사용되는 제어밸브로서,

그 제어밸브내에 설정된 밸브내 통로의 일부를 구성하기 위한 밸브하우징내에 구획된 밸브실과,

상기 밸브실내로 이동할 수 있도록 형성되어 이 밸브실내에서의 위치에 따라 상기 밸브내통로의 개도를 조절할 수 있는 밸브체와,

냉매순환회로에 설정된 2 개의 압력감시점간의 차압에 감응(感應)함과 동시에 일차압으로서의 상기 차압에 근거하여 상기 밸브체를 가압할 수 있도록 하는 제 1 감압구조(感壓構造)와,

상기 일차압과는 다른 이차압에 감응함과 동시에 그 이차압에 근거하여 상기 밸브체를 가압할 수 있도록 하는 제 2 감응구조를 구비하고,

상기 일차압과 상기 이차압과의 복합작용에 의해 상기 밸브체를 밸브실내에서 위치결정하여 밸브내 통로의 개도를 조절함으로써 상기 제어압을 제어하는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 1 항에 있어서, 상기 제 1 감압구조는, 상기 냉매순환회로의 냉매유량의 변화에 따라 상기 일차압이 증대 또는 감소경향을 나타낼 때, 압축기로부터의 냉매토출량이 일차압의 변화를 부정하는 것으로 되도록 일차압에 근거하는 가압작용이벨브체에 미치는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 1 항 또는 제 2 항에 있어서, 상기 이차압은, 상기 냉매순환회로를 구성하는 응축기와 상기 압축기의 토출실을 포함하는 양자간의 고압영역으로부터 채취되는 압력을 이용한 것임을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 3 항에 있어서, 상기 제 2 감압구조는, 상기 이차압이 밸브체를 가압하는 방향이 압축기 토출용량을 저하시킬 수 있는 방향이 되도록 구성되어 있는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 3 항에 있어서, 상기 이차압은, 상기 고압영역으로부터 채취되는 압력과, 상기 냉매순환회로를 구성하는 증발기와 상기 압축기의 흡입실을 포함하는 양자간의 저압영역으로부터 채취되는 압력 또는 상기 제어압과의 차압인것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 5 항에 있어서, 상기 밸브체는, 상기 제 2 감압구조로서 기능하는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 1 항 또는 제 2 항에 있어서, 상기 2 개의 압력감시점은, 상기 냉매순환회로를 구성하는 응축기와 상기 압축기의 토출실을 포함하는 양자간의 고압영역에형성되어 있는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 1 항 또는 제 2 항에 있어서, 상기 밸브내 통로는, 상기 냉매순환회로를 구성하는 응축기와 상기 압축기의 토출실을 포함하는 양자간의 고압영역과, 상기 제어압이 작용하는 제어압영역을 연통하는 급기통로의 일부를 구성하는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 7 항에 있어서, 상기 밸브내통로는, 상기 2 개의 압력감시점의 일방과, 상기 제어압이 작용하는 제어압영역을 연통하는 급기통로의 일부를 구성하는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 9 항에 있어서, 상기 밸브내 통로는 상기 2 개의 압력감시점의 저압감시점측과 상기 제어압영역을 연통하는 급기통로의 일부를 구성하고, 상기 밸브하우징내에는 상기 제 1 감압구조에 의해 구분됨과 동시에 상기 2 개의 압력감시점으로부터의 냉매가 도입되는 고압실 및 저압실이 구비되고, 상기 저압실은 상기 밸브내통로에 형성되고, 상기 제어압영역에는, 상기 저압실에 도입된 냉매가 상기 밸브내 통로를 통하여 도입되는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 9 항에 있어서, 상기 밸브내통로는, 상기 2 개의 압력감시점의 고압감시점측과 상기 제어압영역을 연통하는 급기통로의 일부를 구성하고, 상기 밸브하우징내에는 상기 제 1 감압구조에 의해 구분됨과 동시에 상기 2 개의 압력감시점으로부터의 냉매가 도입되는 고압실 및 저압실이 구비되며, 상기 저압실과 상기 밸브내 통로는 압력적으로 격리되어 있는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 1 항 또는 제 2 항에 있어서, 적어도 상기 제 1 감압구조에 대하여 작동연결가능하게 설치된 유량설정수단을 추가로 구비하고 있고, 당해 유량설정수단은, 적어도 상기 일차압에 근거하는 가압력과 대항하는 탄성력을 부여하여 그 탄성력에 따라 상기 냉매순환회로에서의 냉매유량의 목표치를 설정하는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 12 항에 있어서, 상기 유량설정수단은, 상기 탄성력을 외부로부터의 전기제어에 의해 변경가능한 전자 액츄에이터를 포함하여 이루어지는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 13 항에 있어서, 상기 전자액츄에이터로의 비통전시에 있어서, 상기 제어압이 압축기의 토출용량을 감소시키는 방향으로 상기 밸브체를 위치결정하는 초기화수단을 추가로 구비하여 이루어지는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 1 항 또는 제 2 항에 있어서, 상기 압축기는, 제어압으로서의 크랭크실 내압을 제어함으로써 피스톤 스트로크를 변경할 수 있도록 구성된 사판식 또는 워플식의 용량가변형 압축기인 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
용량가변기구에 작용하는 제어압에 근거하여 토출용량을 변경할 수 있는 용량가변형 압축기에 사용되는 제어밸브로서,

그 제어밸브내에 설정된 밸브내 통로의 일부를 구성하기 위한 밸브하우징내에 구획된 밸브실과,

상기 밸브실내로 이동할 수 있도록 형성되어 이 밸브실내에서의 위치에 따라 상기 밸브내통로의 개도를 조절할 수 있는 밸브체와,

냉매순환회로에 설정된 2 개의 압력감시점간의 차압에 감응(感應)함과 동시에 일차압으로서의 상기 차압에 근거하여 상기 밸브체를 가압할 수 있도록 하는 제 1 감압구조(感壓構造)와,

상기 일차압과는 다른 이차압에 감응함과 동시에 그 이차압에 근거하여 상기 밸브체를 가압할 수 있도록 하는 제 2 감응구조를 구비하고,

상기 일차압과 상기 이차압과의 복합작용에 의해 상기 밸브체를 밸브실내에서 위치결정하여 밸브내 통로의 개도를 조절함으로써 상기 제어압을 제어하고,

상기 제 1 감압구조는, 상기 냉매순환회로의 냉매유량의 변화에 따라 상기 일차압이 증대 또는 감소경향을 나타낼 때, 압축기로부터의 냉매토출량이 일차압의 변화를 부정하는 것으로 되도록 일차압에 근거하는 가압작용이 벨브체에 미치고,

상기 이차압은, 상기 냉매순환회로를 구성하는 응축기와 상기 압축기의 토출실을 포함하는 양자간의 고압영역으로부터 채취되는 압력을 이용한 것이고,

상기 제 2 감압구조는, 상기 이차압이 밸브체를 가압하는 방향이 압축기 토출용량을 저하시킬 수 있는 방향이 되도록 구성되고,

상기 이차압은, 상기 고압영역으로부터 채취되는 압력과, 상기 냉매순환회로를 구성하는 증발기와 상기 압축기의 흡입실을 포함하는 양자간의 저압영역으로부터 채취되는 압력 또는 상기 제어압과의 차압인것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 16 항에 있어서, 상기 밸브체는, 상기 제 2 감압구조로서 기능하는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 16 항에 있어서, 상기 2 개의 압력감시점은, 상기 냉매순환회로를 구성하는 응축기와 상기 압축기의 토출실을 포함하는 양자간의 고압영역에 형성되어 있는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 18 항에 있어서, 상기 밸브내 통로는, 상기 냉매순환회로를 구성하는 응축기와 상기 압축기의 토출실을 포함하는 양자간의 고압영역과, 상기 제어압이 작용하는 제어압영역을 연통하는 급기통로의 일부를 구성하는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 18 항 또는 제 19 항에 있어서, 적어도 상기 제 1 감압구조에 대하여 작동연결 가능하게 설치된 유량설정수단을 추가로 구비하고 있고, 당해 유량설정수단은, 적어도 상기 일차압에 근거하는 가압력과 대항하는 탄성력을 부여하여 그 탄성력에 따라 상기 냉매순환회로에서의 냉매유량의 목표치를 설정하는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 20 항에 있어서, 상기 유량설정수단은, 상기 탄성력을 외부로부터의 전기제어에 의해 변경가능한 전자 액츄에이터를 포함하여 이루어지는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 21 항에 있어서, 상기 전자액츄에이터로의 비통전시에 있어서, 상기 제어압이 압축기의 토출용량을 감소시키는 방향으로 상기 밸브체를 위치결정하는 초기화수단을 추가로 구비하여 이루어지는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
제 20 항에 있어서, 상기 압축기는, 제어압으로서의 크랭크실 내압을 제어함으로써 피스톤 스트로크를 변경할 수 있도록 구성된 사판식 또는 워플식의 용량가변형 압축기인 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.