KR20150111276A

KR20150111276A - 가변 용량형 사판식 압축기

Info

Publication number: KR20150111276A
Application number: KR1020150023769A
Authority: KR
Inventors: 마사키 오타; 다카히로 스즈키; 게이 니시이; 고지 가와무라
Original assignee: 가부시키가이샤 도요다 지도숏키
Priority date: 2014-03-25
Filing date: 2015-02-17
Publication date: 2015-10-05
Also published as: JP2015183615A; DE102015102570A1; US9506459B2; US20150275875A1

Abstract

가변 용량형 사판식 압축기가 밸브체 및 솔레노이드 부분을 갖는 제어 밸브를 포함한다. 냉매 회로가 제1 및 제2 압력 감시 지점을 갖는다. 제1 및 제2 압력 감시 지점의 압력 사이의 차압인 지점-대-지점 차압에 기초한 부하가 밸브체에 적용된다. 배출 압력 영역의 압력과 흡입 압력 영역의 압력과의 사이의 차압인 DS 차압에 기초한 부하 및 제어 압력 챔버의 압력과 흡입 압력 영역의 압력과의 사이의 차압인 CS 차압에 기초한 부하 중 적어도 하나가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체에 작용한다.

Description

가변 용량형 사판식 압축기{VARIABLE DISPLACEMENT SWASH PLATE TYPE COMPRESSOR}

본 발명은, 예컨대 차량 에어 컨디셔너의 냉매 회로의 일부를 구성하며, 제어 압력 챔버 내의 압력을 변화시켜 사판의 경사각을 변화시킴으로써 용량을 변화시키도록 구성되는 가변 용량형 사판식 압축기에 관한 것이다.

가변 용량형 사판식 압축기는 제어 압력 챔버로부터 흡입 압력 영역까지 연장되는 블리드 통로(bleed passage), 및 배출 압력 영역으로부터 제어 압력 챔버까지 연장되는 공급 통로를 갖는다. 제어 밸브가 제어 압력 챔버 내의 압력을 제어하여, 사판의 경사각을 변화시킨다. 이는 사판의 경사각에 대응하는 스트로크 만큼 사판과 결합된 피스톤을 왕복운동시켜, 용량을 변화시킨다. 제어 밸브는 공급 통로의 개방도를 제어함으로써 배출 압력 영역으로부터 공급 통로를 거쳐서 제어 압력 챔버에 공급되는 냉매 가스의 양을 제어한다. 냉매 가스는 제어 압력 챔버로부터 블리드 통로를 거쳐서 흡입 압력 영역에 배출되고, 그에 따라 제어 압력 챔버 내의 압력이 제어된다.

이러한 가변 용량형 사판식 압축기는 차량 에어 컨디셔너의 냉매 회로(냉각 회로)의 일부를 구성한다. 냉매 회로에는 가변 용량형 사판식 압축기 및 외부 냉매 회로가 제공된다. 외부 냉매 회로는 응축기, 팽창 밸브 및 증발기를 포함한다. 가변 용량형 사판식 압축기의 배출 챔버 및 응축기의 입구는 배출 통로를 거쳐서 서로 연결된다. 증발기의 출구 및 가변 용량형 사판식 압축기의 흡입 챔버는 흡입 통로를 거쳐서 서로 연결된다. 억제장치, 예컨대 고정된 억제장치가 배출 통로의 중간에 제공된다. 억제장치는 냉매 가스의 배출 맥동을 저하시킨다.

차량에서, 엔진을 구동원으로서 사용하는 가변 용량형 사판식 압축기를 구동하는데 요구되는 압축기 구동 토크가 엔진 출력을 적절하게 제어하기 위해서 추정된다. 일반적으로, 용량은 압축기 구동 토크를 추정하기 위한 파라미터로서 사용된다. 따라서, 냉매 회로를 순환하는 냉매 가스의 유동 방향에서 배출 통로 내의 억제장치의 상류측에 위치되는 제1 압력 감시 지점의 압력(PdH)과, 배출 통로 내의 억제장치의 하류측에 위치되는 제2 압력 감시 지점의 압력(PdL)과의 사이의 차압이 검출된다. 이하, 이 차압을 "지점-대-지점 차압"이라 칭한다. 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체에 부하를 적용하기 위한 차압 검출 수단이 제공되는 제어 밸브가 예컨대 일본공개특허공보 제2001-221158호에 개시되어 있다.

차압 검출 수단은 유량 설정 수단에 연결되고 이 유량 설정 수단에 의해 구동된다. 유량 설정 수단은 지점-대-지점 차압에 기초하여 차압 검출 수단에 의해 밸브체에 적용된 부하에 대항하는 가압력을 적용하고, 가압력에 따라 냉매 회로 내의 냉매의 유량의 목표값을 설정한다. 유량 설정 수단에는 외측으로부터 전기적으로 제어될 때 가압력을 변화시키도록 구성되는 전기 구동 유닛(솔레노이드 부분)이 제공된다. 전기 구동 유닛을 전기적으로 제어함으로써, 지점-대-지점 차압에 기초하여 차압 검출 수단에 의해 밸브체에 적용된 부하와 밸브체에 대해 유량 설정 수단에 의해 밸브체에 적용된 가압력과의 사이에 평형이 유지되는 상태에서 밸브체의 개방도가 제어된다.

억제장치를 유동하는 냉매 가스의 유량이 더 높아짐에 따라, 지점-대-지점 차압은 더 커진다. 억제장치를 유동하는 냉매 가스의 유량이 더 낮아짐에 따라, 지점-대-지점 차압은 더 작아진다. 따라서, 지점-대-지점 차압은 억제장치를 유동하는 냉매 가스의 유량, 즉 냉매 회로에서 유동하는 냉매의 유량과 상관관계를 갖는다. 억제장치를 유동하는 냉매 가스의 유량은 가변 용량형 사판식 압축기의 용량과 같다. 이는 용량에 상관되는 솔레노이드 부분에 대한 전기의 공급량을 직접적으로 측정함으로써 제어 밸브가 제공된 상기 공보에 기재된 압축기와 같은 가변 용량형 사판식 압축기의 용량의 결정을 가능하게 한다. 따라서, 예컨대 냉매 가스의 유량을 검출하기 위한 유량 센서를 제공하지 않고 용량을 사용하여 압축기 구동 토크를 추정하는 것이 가능하다.

싱글-헤드형 피스톤을 갖는 가변 용량형 사판식 압축기에서, 사판 챔버는 사판의 경사각을 변화시키기 위해 제어 압력 챔버로서 기능한다. 지점-대-지점 차압에 기초한 부하가 밸브체에 작용하고, 따라서 예컨대 솔레노이드 부분으로의 전기 공급이 정지된 상태에서는 공급 통로의 밸브체에 의한 개방도는 최대화된다. 따라서, 배출 압력 영역으로부터 공급 통로를 거쳐서 사판 챔버로 가는 냉매 가스의 공급량은 최대화된다. 이는 사판의 경사각을 최소화시키고, 따라서 가변 용량형 사판식 압축기의 용량을 최소화시킨다.

이에 반해, 솔레노이드 부분에 전기가 공급될 때, 밸부 본체에 대해 솔레노이드 부분에 의해 밸브체에 적용된 가압력이 밸브체에 작용하고, 따라서 공급 통로의 밸브체에 의한 개방도는 최대 개방도보다 더 커진다. 따라서, 배출 압력 영역으로부터 공급 통로를 거쳐서 사판 챔버로 가는 냉매 가스의 공급량은 감소되고, 따라서 사판의 경사각은 증가된다. 따라서, 가변 용량형 사판식 압축기의 용량은 증가된다.

도 20의 그래프의 실선은, 소정 통로 단면적(억제장치 직경)을 갖는 억제장치에 의해 발생되는 지점-대-지점 차압과 냉매 가스의 유량과의 사이의 관계를 나타내는 특징선(L1)이다. 도 20에 도시된 바와 같이, 억제장치를 개재한 제1 압력 감시 지점과 제2 압력 감시 지점과의 사이의 차압은 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서는 잘 발생하지 않는다. 즉, 지점-대-지점 차압의 변동은 냉매 가스의 유량의 변동에 대해 작다. 따라서, 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서는, 솔레노이드 부분에 의해 밸브체의 개방도를 제어하는 프로세스에서 솔레노이드 부분에 의해 밸브체에 적용된 가압력을 약간 변화시키는 것이 요구된다. 이는 가변 용량형 사판식 압축기의 용량을 제어하는 것을 어렵게 만든다.

용량이 증가함에 따라, 배출 압력 영역의 압력은 더 높아진다. 따라서, 용량의 증가는 배출 압력 영역의 압력과 흡입 압력 영역의 압력과의 사이의 차압(이하, "DS 차압"이라 함)을 증가시킨다. 즉, DS 차압은 냉매 가스의 유량과 상관관계를 갖는다. 특히 싱글-헤드형 피스톤을 갖는 가변 용량형 사판식 압축기에서, 용량의 변동에 대한 사판 챔버의 압력의 변동은 흡입 압력 영역의 압력의 변동에 근사한다. 이는 배출 압력 영역의 압력과 사판 챔버의 압력과의 사이의 차압(이하, "DC 차압"이라 함)이 용량이 증가함에 따라 커지도록 한다. 즉, DC 차압 역시 냉매 가스의 유량과 상관관계를 갖는다.

따라서, DC 차압에 기초한 부하가 예컨대 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체에 작용하게 되는 경우를 가정한다. 이러한 경우에, 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서 솔레노이드 부분에 의해 밸브 부분의 개방도를 제어하는 프로세스에서, DC 차압에 기초한 부하가 밸브체에 작용하기 때문에 지점-대-지점 차압의 변동에 대한 냉매 가스의 유량의 변동은 잘 발생하지 않는다. 결과적으로, 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서 지점-대-지점 차압의 변동에 대한 냉매 가스의 유량의 변동은 더 작아진다. 이는 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서 가병 용량 사판식 압축기의 용량의 제어성을 향상시킨다.

이에 반해, 더블-헤드형 피스톤 사판식 압축기에서는, 사판 챔버가 싱글-헤드형 피스톤을 갖는 가변 용량형 사판식 압축기에서와 같이 사판의 경사각을 변화시키기 위한 제어 압력 챔버로서 기능할 수 없다. 따라서, 사판의 경사각을 변화시키는 엑츄에이터가 제공된 압축기가 예컨대 일본공개특허공보 제1-190972호에 개시되어 있다.

엑츄에이터는 회전 샤프트에 제공되는 격벽 본체, 회전 샤프트의 회전 축선을 따르는 방향으로 사판 챔버에서 이동하는 가동체, 및 격벽 본체 및 가동체에 의해 형성되는 제어 압력 챔버를 갖는다. 제어 압력 챔버는 배출 압력 영역으로부터 냉매 가스를 도입함으로써 가동체를 이동시킨다. 제어 압력 챔버로의 냉매 가스의 도입은 제어 압력 챔버의 내부 압력을 변화시키고, 따라서 회전 샤프트의 축 방향으로 가동체를 이동시킨다. 가동체가 회전 샤프트의 축선을 따라 이동함에 따라, 사판의 경사각은 변화된다.

구체적으로, 제어 압력 챔버의 압력이 더 높아지고 제어 압력 챔버의 압력이 배출 압력 영역의 압력에 근접함에 따라, 가동체는 축 방향으로 회전 샤프트의 일단부를 향해 이동한다. 가동체의 이동은 사판의 경사각을 증가시킨다. 제업 압력 챔버의 압력이 더 낮아지고 제어 압력 챔버의 압력이 흡입 압력 영역의 압력에 근접함에 따라, 가동체는 축 방향으로 회전 샤프트의 타단부를 향해 이동한다. 가동체의 이동은 사판의 경사각을 감소시킨다. 사판의 경사각이 감소됨에 따라, 더블-헤드형 시프톤의 스트로크는 감소된다. 따라서, 용량은 감소된다. 그러므로, 사판의 경사각이 증가함에 따라, 더블-헤드형 피스톤의 스트로크는 더 커지고 용량은 증가한다.

사판의 경사각을 변화시키기 위해 엑츄에이터를 사용하는 가변 용량형 사판식 압축기에서, 제어 압력 챔버의 압력은 더블-헤드형 피스톤 사판식 압축기에서와 같이 용량의 변동과 함께 흡입 압력 영역의 압력과 배출 압력 영역의 압력과의 사이에서 크게 변동한다. 즉, 배출 압력 영역의 압력과 제업 압력 챔버의 압력과의 사이의 차압(DC 차압)과 용량의 변동과의 상관관계를 얻기는 어렵다. 이는, DC 차압의 부하가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체에 적용되는 부하의 방향과 동일한 방향으로 상술한 바와 같이 밸브체에 작용하게 하더라도, 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서 가변 용량형 사판식 압축기의 용량의 제어성을 향상시키는 것을 어렵게 만든다.

본 발명의 목적은 용량의 제어성을 향상시키는 가변 용량형 사판식 압축기를 제공하는 것이다.

전술한 목적을 달성하기 위해서 그리고 본 발명의 일 양태에 따라서, 하우징, 회전 샤프트, 사판, 피스톤, 가동체, 제어 압력 챔버 및 제어 밸브를 포함하는 가변 용량형 사판식 압축기가 제공된다. 하우징은 흡입 압력 영역, 배출 압력 영역 및 실린더 보어를 갖는다. 회전 샤프트는 하우징에 회전할수 있게 지지된다. 사판은 하우징에 수용되고 회전 샤프트로부터의 구동력에 의해 회전된다. 사판의 경사각은 회전 샤프트에 대하여 변화가능하다. 피스톤은 사판에 결합되어 있으며 사판의 경사각에 대응하는 스트로크만큼 왕복운동한다. 가동체는 사판에 연결되며 사판의 경사각을 변화시키도록 구성된다. 제어 압력 챔버는 제어 압력 챔버의 내부 압력이 변함에 따라 회전 샤프트의 회전 축선이 연장되는 방향으로 가동체를 이동시키며, 이에 따라 사판의 경사각을 변화시킨다. 제어 밸브는 제어 압력 챔버의 압력을 제어한다. 가변 용량형 사판식 압축기는 냉매 회로의 일부를 구성한다. 냉매 회로는 제1 압력 감시 지점 및 냉매 회로를 순환하는 냉매의 유동 방향으로 제1 압력 감시 지점의 하류측에 위치되는 제2 압력 감시 지점을 갖는다. 제어 밸브는 밸브체 및 솔레노이드 부분을 갖는다. 제1 압력 감시 지점의 압력과 제2 압력 감시 지점의 압력과의 사이의 차압인 지점-대-지점 차압에 기초한 부하가 적용될 때, 밸브체는 부하의 방향과 동일한 방향으로 이동하고, 이에 따라 사판의 경사각을 감소시킨다. 전기 공급을 받을 때, 솔레노이드 부분은 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체에 적용된 부하에 대항하는 가압력을 밸브체에 적용하고, 이에 따라 밸브체의 개방도를 제어한다. 배출 압력 영역의 압력과 흡입 압력 영역과의 사이의 차압인 DS 차압에 기초한 부하, 및 제어 압력 챔버의 압력과 흡입 압력 영역의 압력과의 사이의 차압인 CS 차압에 기초한 부하 중 적어도 하나가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체에 작용한다.

본 발명의 다른 양태 및 이점은 본 발명의 원리를 예로서 개시하고 있는 첨부의 도면과 함께 기재된 이하의 설명으로부터 명확해질 것이다.

본 발명, 그 목적 및 이점은 첨부의 도면과 함께 현재 바람직한 실시예에 대한 이하의 설명을 참조함으로써 가장 잘 이해될 것이다.

도 1은 제1 실시예에 따른 가변 용량형 사판식 압축기를 예시하는 측단면도이다.
도 2는 사판이 최소 경사각에 있을 때의 제어 밸브의 단면도이다.
도 3은 사판이 최대 경사각에 있을 때의 제어 밸브의 단면도이다.
도 4는 사판이 최대 경사각에 있을 때의 가변 용량형 사판식 압축기를 예시하는 측단면도이다.
도 5는 지점-대-지점 차압과 냉매 가스의 유량과의 사이의 관계를 예시하는 그래프이다.
도 6은 제2 실시예에 따른 제어 밸브를 나타내는 부분 단면도이다.
도 7은 제3 실시예에 따른 제어 밸브를 나타내는 부분 단면도이다.
도 8은 제4 실시예에 따른 제어 밸브를 나타내는 단면도이다.
도 9는 제5 실시예에 따른 제어 밸브를 나타내는 단면도이다.
도 10은 제6 실시예에 따른 제어 밸브를 나타내는 단면도이다.
도 11은 제7 실시예에 따른 제어 밸브를 나타내는 단면도이다.
도 12는 제8 실시예에 따른 제어 밸브를 나타내는 단면도이다.
도 13은 제9 실시예에 따른 제어 밸브를 나타내는 단면도이다.
도 14는 제10 실시예에 따른 제어 밸브를 나타내는 단면도이다.
도 15는 지점-대-지점 차압과 냉매 가스의 유량과의 사이의 관계를 예시하는 그래프이다.
도 16은 제11 실시예에 따른 가변 용량형 사판식 압축기를 예시하는 측단면도이다.
도 17은 사판이 최소 경사각에 있을 때의 제어 밸브의 단면도이다.
도 18은 사판이 최대 경사각에 있을 때의 제어 밸브의 단면도이다.
도 19는 사판이 최대 경사각에 있을 때의 가변 용량형 사판식 압축기를 예시하는 측단면도이다.
도 20은 종래 기술에 있어서의 지점-대-지점 차압과 냉매 가스의 유량과의 사이의 관계를 도시하는 그래프이다.

제1 실시예

제1 내지 도 5를 참조하여 제1 실시예에 따른 가변 용량형 사판식 압축기를 설명한다. 가변 용량형 사판식 압축기는 차량 에어 컨디셔너에 사용된다.

도 1에 예시된 바와 같이, 압축기(10)는 전방측(제1 측)에 위치되는 제1 실린더 블록(12) 및 후방측(제2 측)에 위치되는 제2 실린더 블록(13)에 의해 형성되는 하우징(11)을 포함한다. 제1 및 제2 실린더 블록(12, 13)은 서로 결합된다. 하우징(11)은 제1 실린더 블록(12)에 결합된 전방 하우징 부재(14) 및 제2 실린더 블록(13)에 결합된 후방 하우징 부재(15)를 포함한다.

제1 밸브 플레이트(16)가 전방 하우징 부재(14)와 제1 실린더 블록(12)과의 사이에 배치된다. 또한, 제2 밸브 플레이트(17)가 후방 하우징 부재(15)와 제2 실린더 블록(13)과의 사이에 배치된다.

흡입 챔버(14a) 및 배출 챔버(14b)가 전방 하우징 부재(14)와 제1 밸브 플레이트(16)와의 사이에 형성된다. 배출 챔버(14b)는 흡입 챔버(14a)의 반경방향 외측에 위치된다. 마찬가지로, 흡입 챔버(15a) 및 배출 챔버(15b)가 후방 하우징 부재(15)와 제2 밸브 플레이트(17)와의 사이에 형성된다. 부가적으로, 압력 조정 챔버(15c)가 후방 하우징 부재(15)에 형성된다. 압력 조정 챔버(15c)는 후방 하우징 부재(15)의 중앙에 위치되고, 흡입 챔버(15a)는 압력 조정 챔버(15c)의 반경방향 외측에 위치된다. 배출 챔버(15b)는 흡입 챔버(15a)의 반경방향 외측에 위치된다. 배출 챔버(14b, 15b)는 배출 압력 영역(36) 내에 있다.

제1 밸브 플레이트(16)는 흡입 챔버(14a)에 연결된 흡입 포트(16a) 및 배출 챔버(14b)에 연결된 배출 포트(16b)를 갖는다. 제2 밸브 플레이트(17)는 흡입 챔버(15a)에 연결된 흡입 포트(17a) 및 배출 챔버(15b)에 연결된 배출 포트(17b)를 갖는다. 흡입 밸브 기구(도시 생략)가 흡입 포트(16a, 17a)의 각각에 배치된다. 배출 밸브 기구(도시 생략)가 배출 포트(16b, 17b)의 각각에 배치된다.

회전 샤프트(21)가 하우징 부재(11)에 회전할수 있게 지지된다. 전방측(제1 측)의 회전 샤프트(21)의 부분이 제1 실린더 블록(12)을 통해 연장되도록 형성되는 샤프트 구멍(12h)을 통해 연장된다. 구체적으로, 회전 샤프트(21)의 전방 부분은 회전 샤프트(21)의 회전 축선(L)을 따르는 방향[회전 샤프트(21)의 축 방향]으로 제1 측에 위치되는 회전 샤프트(21)의 부분을 말한다. 회전 샤프트(21)의 전방 단부는 전방 하우징 부재(14) 내에 위치된다. 후방측(제2 측)의 회전 샤프트(21)의 부분은 제2 실린더 블록(13)에 형성되는 샤프트 구멍(13h)을 통해 연장된다. 구체적으로, 회전 샤프트(21)의 후방 부분은 회전 샤프트(21)의 회전 축선(L)이 연장되는 방향으로 제2 측에 위치되는 회전 샤프트(21)의 부분을 말한다. 회전 샤프트(21)의 후방 단부는 압력 조정 챔버(15c)에 위치된다.

회전 샤프트(21)의 전방 부분은 샤프트 구멍(12h)에서 제1 실린더 블록(12)에 의해 회전할 수 있게 지지된다. 회전 샤프트(21)의 후방 부분은 샤프트 구멍(13h)에서 제2 실린더 블록(13)에 의해 회전할 수 있게 지지된다. 립 시일 유형의 밀봉 장치(22)가 전방 하우징 부재(14)와 회전 샤프트(21) 사이에 위치된다. 회전 샤프트(21)의 전방 단부는 동력 전달 기구(PT)를 통해 이 실시예에서는 차량 엔진(E)인 외부 구동원에 연결되고 이 외부 구동원에 의해 구동된다. 이 실시예에서, 동력 전달 기구(PT)는 동력을 끊임없이 전달하는 무클러치(clutchless) 기구이다. 동력 전달 기구(PT)는 예컨대 벨트 및 풀리의 조합에 의해 구성된다.

하우징(11)에서, 제1 실린더 블록(12) 및 제2 실린더 블록(13)은 사판 챔버(24)를 형성한다. 사판(23)이 사판 챔버(24)에 수용된다. 사판(23)은 회전 샤프트(21)로부터 구동력을 받아 회전된다. 사판(23)은 또한 회전 샤프트(21)에 대해 회전 샤프트(21)의 축선(L)을 따라 기울어질 수 있다. 사판(23)은 회전 샤프트(21)가 통과하여 연장되는 삽입 구멍(23a)을 갖는다. 사판(23)은 회전 샤프트(21)를 삽입 구멍(23a) 안으로 삽입함으로써 회전 샤프트(21)에 조립된다.

제1 실린더 블록(12)은 제1 실린더 블록(12)의 축선을 따라 연장되고 회전 샤프트(21)의 주위에 배치되는 제1 실린더 보어(12a)[도 1에는 제1 실린더 보어(12a) 중 하나만 도시되어 있음]를 갖는다. 각각의 제1 실린더 보어(12a)는 대응하는 흡입 포트(16a)를 거쳐서 흡입 챔버(14a)에 연결되고 대응하는 배출 포트(16b)를 거쳐서 배출 챔버(14b)에 연결된다. 제2 실린더 블록(13)은 제2 실린더 블록(13)의 축선을 따라 연장되고 회전 샤프트(21)의 주위에 배치되는 제2 실린더 보어(13a)[도 1에는 제2 실린더 보어(13a) 중 하나만 도시되어 있음]를 갖는다. 각각의 제2 실린더 보어(13a)는 대응하는 흡입 포트(17a)를 거쳐서 흡입 챔버(15a)에 연결되고 대응하는 배출 포트(17b)를 거쳐서 배출 챔버(15b)에 연결된다. 제1 실린더 보어(12a) 및 제2 실린더 보어(13a)는 전방-후방 쌍을 형성하도록 배치된다. 제1 실린더 보어(12a) 및 제2 실린더 보어(13a)의 각각의 쌍은 더블-헤드형 피스톤(25)을 수용하며, 피스톤(25)이 전후 방향으로 왕복운동하는 것을 허용한다. 즉, 본 실시예의 가변 용량형 사판식 압축기(10)는 더블-헤드형 피스톤 사판식 압축기이다.

각각의 더블-헤드형 피스톤(25)은 2개의 슈(shoe)(26)를 갖는 사판(23)의 둘레부분과 결합된다. 슈(26)는 회전 샤프트(21)와 함께 회전하는 사판(23)의 회전을 더블-헤드형 피스톤(25)의 선형 왕복운동으로 변환한다. 따라서, 슈(26)의 각각의 쌍은 사판(23)이 회전함에 따라 제1 실리더 보어(12a) 및 제2 실린더 보어(13a)의 하나의 쌍 내에서 대응하는 더블-헤드형 피스톤(25)을 왕복운동시키는 변환 기구로서의 역할을 한다. 각각의 제1 실린더 보어(12a)에서, 제1 압축 챔버(20a)는 더블-헤드형 피스톤(25) 및 제1 밸브 플레이트(16)에 의해 형성된다. 각각의 제2 실린더 보어(13a)에서, 제2 압축 챔버(20b)는 더블-헤드형 피스톤(25) 및 제2 밸브 플레이트(17)에 의해 형성된다.

제1 실린더 블록(12)은 샤프트 구멍(12h)과 연속하며 샤프트 구멍(12h)보다 더 큰 직경을 갖는 제1 대직경 구멍(12b)을 갖는다. 제1 대직경 구멍(12b)은 사판 챔버(24)와 소통한다. 사판 챔버(24) 및 흡입 챔버(14a)는 제1 실린더 블록(12) 및 제1 밸브 플레이트(16)를 통해 연장되는 흡입 통로(12c)에 의해 서로 연결된다.

제2 실린더 블록(13)은 샤프트 구멍(13h)과 연속하며 샤프트 구멍(13h)보다 더 큰 직경을 갖는 제2 대직경 구멍(13b)을 갖는다. 제2 대직경 구멍(13b)은 사판 챔버(24)와 소통한다. 사판 챔버(24) 및 흡입 챔버(15a)는 제2 실린더 블록(13) 및 제2 밸브 플레이트(17)를 통해 연장되는 흡입 통로(13c)에 의해 서로 연결된다. 흡입 입구(13s)는 제2 실린더 블록(13)의 둘레 벽에 형성된다.

가변 용량형 사판식 압축기(10)는 차량 에어 컨디셔너를 위한 냉매 회로(냉각 회로)(44)의 일부를 구성한다. 냉매 회로(44)에는 가변 용량형 사판식 압축기(10) 및 외부 냉매 회로(45)가 제공된다. 외부 냉매 회로(45)에는 응축기(45a), 팽창 밸브(45b) 및 증발기(45c)가 제공된다. 배출 챔버(14b 및 15b)의 각각은 배출 통로(46)를 거쳐 응축기(45a)의 입구에 연결된다. 증발기(45c)의 출구가 흡입 통로(47)를 거쳐 흡입 입구(13s)에 연결된다. 억제장치(46s)가 배출 통로(46)의 중간에 제공된다. 억제장치(46s)는 냉매 가스의 배출 맥동을 저하시킨다.

배출 챔버(14b 및 15b)의 각각에 배출된 냉매 가스가 배출 통로(46), 외부 냉매 회로(45) 및 흡입 통로(47)를 통해 유동하고, 흡입 입구(13s)로부터 사판 챔버(24)에 인출된다. 사판 챔버(24)에 인출된 냉매 가스가 흡입 통로(12c 및 13c)를 거쳐서 흡입 챔버(14a 및 15a)에 인출된다. 따라서, 흡입 챔버(14a 및 15a) 및 사판 챔버(24)는 흡입 통로 영역(37) 내에 있다. 흡입 챔버(14a 및 15a) 및 사판 챔버(24)는 실질적으로 동일한 압력을 갖는다. 배출 통로(46)는 냉매 회로(44)를 순환하는 냉매 가스의 유동 방향으로 배출 통로(46)의 억제장치(46s)의 상류측에 위치되는 제1 압력 감시 지점(P1) 및 배출 통로(46)의 억제장치(46s)의 하류측에 위치되는 제2 압력 감시 지점(P2)을 갖는다.

회전 샤프트(21)는 반경방향으로 연장되는 환형 플랜지 부분(21f)을 갖는다. 플랜지 부분(21f)은 제1 대직경 구멍(12b)에 배치된다. 회전 샤프트(21)의 축방향에 대해, 제1 스러스트 베어링(27a)이 플랜지 부분(21f)과 제1 실린더 블록(12)과의 사이에 배치된다. 원통형 지지 부재(39)가 회전 샤프트(21)의 후방 부분에 압입식 끼워맞춤된다. 지지 부재(39)는 반경방향으로 연장되는 환형 플랜지 부분(39f)을 갖는다. 플랜지 부분(39f)은 제2 대직경 구멍(13b)에 배치된다. 회전 샤프트(21)의 축방향에 대해, 제2 스러스트 베어링(27b)이 플랜지 부분(39f)과 제2 실린더 블록(13)과의 사이에 배치된다.

사판 챔버(24)는 사판(23)의 경사각을 변화시키는 엑츄에이터(30)를 수용한다. 사판(23)의 경사각은 회전 샤프트(21)의 회전 축선(L)에 수직인 방향에 대해 변화된다. 엑츄에이터(30)는 플랜지 부분(21f)과 사판(23)과의 사이에서 회전 샤프트(21)에 제공된다. 엑츄에이터(30)는 회전 샤프트(21)와 일체적으로 회전하는 환형 격벽 본체(31)를 갖는다. 또한, 엑츄에이터(30)에는 폐쇄된 단부를 갖는 원통형 가동체(32)가 제공된다. 가동체(32)는 플랜지 부분(21f)과 격벽 본체(31)와의 사이에 배치된다. 가동체(32)는 회전 샤프트(21)의 축방향으로 사판 챔버(24) 내에서 이동한다.

가동체(32)는 환형 바닥 부분(32a) 및 원통형 부분(32b)에 의해 형성된다. 삽입 구멍(32e)이 회전 샤프트(21)를 수용하도록 바닥 부분(32a)에 형성된다. 원통형 부분(32b)은 바닥 부분(32a)의 둘레 에지로부터 회전 샤프트(21)의 축선을 따라 연장된다. 원통형 부분(32b)의 내측 원주면은 격벽 본체(31)의 외측 원주면을 따라 활주가능하다. 이는 가동체(32)가 격벽 본체(31)를 거쳐서 회전 샤프트(21)와 일체적으로 회전하는 것을 허용한다. 원통형 부분(32b)의 내측 원주면과 격벽 본체(31)의 외측 원주면과의 사이의 간극은 밀봉 부재(33)에 의해 밀봉된다. 삽입 구멍(32e)과 회전 샤프트(21)와의 사이의 간극은 밀봉 부재(34)에 의해 밀봉된다. 엑츄에이터(30)는 격벽 본체(31) 및 가동체(32)에 의해 형성되는 제어 압력 챔버(35)를 갖는다.

제1 샤프트-내부 통로(21a)가 회전 샤프트(21)에 형성된다. 제1 샤프트-내부 통로(21a)는 회전 샤프트(21)의 축선(L)을 따라 연장된다. 제1 샤프트-내부 통로(21a)의 후방 단부는 압력 조정 챔버(15c)의 내부로 개방된다. 제2 샤프트-내부 통로(21b)가 회전 샤프트(21)에 형성된다. 제2 샤프트-내부 통로(21b)는 회전 샤프트(21)의 반경 방향으로 연장된다. 제2 샤프트-내부 통로(21b)의 일단부가 제1 샤프트-내부 통로(21a)와 소통한다. 제2 샤프트-내부 통로(21b)의 타단부가 제어 압력 챔버(35)의 내부로 개방된다. 따라서, 제어 압력 챔버(35) 및 압력 조정 챔버(15c)는 제1 샤프트-내부 통로(21a) 및 제2 샤프트-내부 통로(21b)에 의해 서로 연결된다.

사판 챔버(24)에서, 사판(23)의 경사각의 변화를 허용하기 위한 링크 기구인 러그 아암(lug arm)(40)이 사판(23)과 플랜지 부분(39f)과의 사이에 배치된다. 러그 아암(40)은 도 1의 수직 방향으로 연장되는 실질적으로 L 형상을 갖는다. 러그 아암(40)은 일단부(상측 단부)에 형성된 웨이트 부분(40w)을 갖는다. 웨이트 부분(40w)은 사판(23)의 전방의 위치에 위치되는 사판(23)의 홈(23b)을 통과한다.

러그 아암(40)의 상측 부분은 홈(23b)을 횡단하여 연장되는 원주형 제1 핀(41)에 의해 사판(23)의 상측 부분(도 1에 도시된 바와 같음)에 연결된다. 이 구조는, 러그 아암(40)의 상측 부분이 제1 핀(41)의 축선과 일치하는 제1 피봇 축선(M1)을 중심으로 회전하도록 러그 아암(40)의 상측 부분이 사판(23)에 의해 지지되는 것을 허용한다. 러그 아암(40)의 하부 부분이 원주형 제2 핀(42)에 의해 지지 부재(39)에 연결된다. 이 구조는 러그 아암(40)의 하부 부분이 제2 핀(42)의 축선과 일치하는 제2 피봇 축선(M2)을 중심으로 회전하도록 러그 아암(40)의 하부 부분이 지지 부재(39)에 의해 지지되는 것을 허용한다.

도 1에 예시된 바와 같이, 커플링 부분(32c)이 가동체(32)의 원통형 부분(32b)의 원위 단부에 형성된다. 커플링 부분(32c)은 사판(23)을 향해 돌출한다. 커플링 부분(32c)은 원주형 커플링 핀(43)을 수용하기 위한 삽입 구멍(32h)을 갖는다. 커플링 핀(43)은 사판(23)의 하부 부분에 압입식 끼워맞춤 및 고정된다. 커플링 부분(32c)은 커플링 핀(43)을 거쳐서 사판(23)의 하부 부분에 연결된다.

제어 압력 챔버(35)의 압력은 배출 챔버(15b)로부터 제어 압력 챔버(35)에 냉매 가스를 도입하고 제어 압력 챔버(35)로부터 흡입 챔버(15a)에 냉매 가스를 배출함으로써 제어된다. 따라서, 제어 압력 챔버(35)에 도입된 냉매 가스는 제어 압력 챔버(35)의 압력을 제어하기 위한 제어 가스로서의 역할을 한다. 제어 압력 챔버(35)와 사판 챔버(24)와의 사이의 압력 차이는 가동체(32)가 격벽 본체(31)에 대해 회전 샤프트(21)의 축선을 따라 이동하도록 한다. 제어 압력 챔버(35)의 압력을 제어하기 위한 전자기 제어 밸브(50)가 후방 하우징 부재(15)에 설치된다. 제어 밸브(50)는 제어 컴퓨터(50c)에 전기적으로 연결된다. 신호 접속이 제어 컴퓨터(50c)와 에어 컨디셔너 스위치(50s)와의 사이에 제공된다.

도 2에 예시된 바와 같이, 제어 밸브(50)는 밸브 하우징(50h)을 갖는다. 밸브 하우징(50h)은 솔레노이드 부분(53)을 수용하기 위한 관형상의 제1 하우징(51) 및 제1 하우징(51)에 설치되는 관형상의 제2 하우징(52)을 갖는다. 솔레노이드 부분(53)은 고정 철심(54) 및 가동 철심(55)을 갖는다. 가동 철심(55)은 코일(53c)로의 전류 공급에 의해 유발되는 여자에 기초하여 고정 철심(54)에 끌어당겨진다. 솔레노이드 부분(53)의 전자기력은 가동 철심(55)을 고정 철심(54)을 향해 끌어당긴다. 솔레노이드 부분(53)은 제어 컴퓨터(50c)에 의해 실행되는 전류 제어(듀티 사이클 제어)를 받는다. 스프링(56)이 고정 철심(54)과 가동 철심(55)과의 사이에 위치된다. 스프링(56)은 가동 철심(55)을 고정 철심(54)으로부터 멀어지도록 가압한다.

구동력 전달 로드(57)가 가동 철심(55)에 부착된다. 구동력 전달 로드(57)는 가동 철심(55)과 일체로 이동하도록 허용된다. 고정 철심(54)은 코일(53c)의 내측에 배치되는 소직경 부분(54a) 및 소직경 부분(54a)보다 더 큰 직경을 갖는 대직경 부분(54b)을 포함한다. 대직경 부분(54b)은 가동 철심(55)의 반대측에 있는 제1 하우징(51)의 개구로부터 돌출한다. 오목부(54c)가 소직경 부분(54a)의 반대측에 있는 대직경 부분(54b)의 단부면에 형성된다. 단차 부분(541)이 오목부(54c)의 내측 벽에 형성된다. 제2 하우징(52)은 단차 부분(541c)과 접촉하면서 오목부(54c)에 끼워맞춤 및 고정된다.

수용 챔버(59)가 솔레노이드 부분(53)의 반대측에 있는 제2 하우징(52)에 형성된다. 압력 감지 기구(60)가 수용 챔버(59)에 수용된다. 압력 감지 기구(60)는 벨로스(bellows)(61), 압입식-끼워맞춤 본체(62), 커플링 본체(63) 및 스프링(64)을 포함한다. 압입식-끼워맞춤 본체(62)는 벨로스(61)의 단부에 연결되고 제1 하우징(51)의 반대측에 있는 제2 하우징(52)의 개구에 압입식 끼워맞춤된다. 커플링 본체(63)는 벨로스(61)의 타단부에 연결된다. 스프링(64)은 벨로스(61) 내부에서 압입식-끼워맞춤 본체(62) 및 커플링 본체(63)를 서로 멀어지도록 가압한다.

환형 밸브 시트 부재(65)가 솔레노이드 부분(53)에 가까운 수용 챔버(59)의 바닥 부분에 압입식 끼워맞춤 및 고정된다. 밸브 구멍(65h)이 밸브 시트 부재(65)의 중앙에 형성된다. 수용 챔버(66)가 밸브 시트 부재(65)보다 솔레노이드 부분(53)에 더 가까운 제2 하우징(52)의 부분에 형성된다. 수용 챔버(59) 및 소통 챔버(66)는 밸브 구멍(65h)을 거쳐서 서로 소통한다. 배압 챔버(67)가 솔레노이드 부분(53)을 바라보는 제2 하우징(52)의 단부면과 오목부(54c)와의 사이에 형성된다.

제2 하우징(52)은 배압 챔버(67)로부터 수용 챔버(59)까지 연장되는 원주형 밸브체(70)를 수용한다. 밸브체(70)는 제1 밸브체 부재(71) 및 제2 밸브체 부재(72)를 포함한다. 제1 밸브체 부재(71)는 배압 챔버(67)로부터 수용 챔버(66)까지 연장된다. 제2 밸브체 부재(72)는 밸브 시트 부재(65)를 바라보는 제1 밸브체 부재(71)의 단부면에 연결된다. 또한, 제2 밸브체 부재(72)는 밸브 구멍(65h)을 통해 수용 챔버(59) 안으로 돌출한다. 제1 밸브체 부재(71)는 환형 밸브 부분으로서의 제1 밸브 부분(71v)을 갖는다. 제1 밸브 부분(71v)은 솔레노이드 부분(53)을 바라보는 밸브 시트 부재(65)의 단부면의 밸브 구멍(65h)의 주변과 접촉한다. 제2 밸브체 부재(72)는 환형 밸브 부분으로서의 제2 밸브 부분(72v)을 갖는다. 제2 밸브 부분(72v)은 압력 감지 기구(60)를 바라보는 밸브 시트 부재(65)의 단부면의 밸브 구멍(65h)의 주변과 접촉한다. 제1 밸브 부분(71v) 및 제2 밸브 부분(72v)은 동일한 외측 직경을 갖는다. 수용 챔버(59)에 수용된 제2 밸브체 부재(72)의 단부 부분이 커플링 본체(63)에 연결되고 이 커플링 본체(63)에 의해 구동된다.

구동력 전달 로드(57)는 고정 철심(54)을 통해 연장되고 배압 챔버(67) 안으로 돌출한다. 배압 챔버(67) 부근의 구동력 전달 로드(57)의 단부 부분이 제1 밸브체 부재(71)와 접촉한다.

제2 하우징(52)은 수용 챔버(59)와 소통하는 소통 구멍(521)을 갖는다. 또한, 밸브 구멍(65h)과 소통하는 소통 구멍(522)이 제2 하우징(52) 및 밸브 시트 부재(65)에 형성된다. 또한, 소통 챔버(66)와 소통하는 소통 구멍(523)이 제2 하우징(52)에 형성된다. 또한, 압입식-끼워맞춤 본체(62)는 벨로스(61)의 내측과 소통하는 소통 구멍(62h)을 갖는다. 벨로스(61)의 내측은 소통 구멍(62h) 및 통로(80)를 거쳐서 제1 압력 감시 지점(P1)에 연결된다. 수용 챔버(59)는 소통 구멍(521) 및 통로(81)를 거쳐서 제2 압력 감시 지점(P2)에 연결된다. 따라서, 벨로스(61)는 수용 챔버(59)를 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력을 도입하기 위한 제1 도입 챔버(59a) 및 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력을 도입하기 위한 제2 도입 챔버(59b)로 분할하기 위한 격벽 부재로서 기능한다.

또한, 밸브 구멍(65h)은 소통 구멍(522) 및 통로(82)를 거쳐서 압력 조정 챔버(15c)와 소통한다. 따라서, 통로(81), 소통 구멍(521), 수용 챔버(59), 밸브 구멍(65h), 소통 구멍(522), 통로(82), 압력 조정 챔버(15c), 제1 샤프트-내부 통로(21a), 및 제2 샤프트-내부 통로(21b)는 제2 압력 감시 지점(P2)로부터 제어 압력 챔버(35)까지 연장되는 공급 통로를 형성한다.

소통 챔버(66)는 소통 구멍(523) 및 통로(83)를 통해 흡입 챔버(15a)와 소통한다. 따라서, 제2 샤프트-내부 통로(21b), 제1 샤프트-내부 통로(21a), 압력 조정 챔버(15c), 통로(82), 소통 구멍(522), 밸브 구멍(65h), 소통 챔버(66), 소통 구멍(523), 및 통로(83)은 제어 압력 챔버(35)로부터 흡입 챔버(15a)까지 연장되는 블리드 통로를 형성한다.

압력 감지 기구(60)는 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력(PdH)과 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력(PdL)과의 사이의 차압인 지점-대-지점 차압에 따라 확장되거나 축소된다. 압력 감지 기구(60)의 확장 또는 축소는 용량이 지점-대-지점 차압의 변동을 상쇄하는 방향으로 변하도록 제어 압력 챔버(35)의 압력을 제어한다. 지점-대-지점 차압에 기초한 부하가 솔레노이드 부분(53)을 향해 밸브체(70)에 적용된다. 지점-대-지점 차압에 기초한 부하는 밸브체(70)를 솔레노이드 부분(53)을 향해 이동시킨다.

제1 밸브 부분(71v)이 솔레노이드 부분(53)을 바라보는 밸브 시트 부재(65)의 단부면 상의 밸브 구멍(65h)의 주변과 접촉할 때, 제1 밸브 부분(71v)은 폐쇄된 상태로 되어 블리드 통로를 폐쇄한다. 반대로, 제1 밸브 부분(71v)이 솔레노이드 부분(53)을 바라보는 밸브 시트 부재(65)의 단부면으로부터 멀어지도록 이동할 때, 제1 밸브 부분(71v)은 개방된 상태로 되어 블리드 통로를 개방한다. 제2 밸브 부분(72v)이 압력 감지 기구(60)를 바라보는 밸브 시트 부재(65)의 단부면 상의 밸브 구멍(65h)의 주변과 접촉할 때, 제2 밸브 부분(72v)은 폐쇄된 상태로 되어 공급 통로를 폐쇄한다. 반대로, 제2 밸브 부재(72v)가 압력 감지 기구(60)를 바라보는 밸브 시트 부재(65)의 단부면으로부터 멀어지도록 이동할 때, 제2 밸브 부분(72v)은 개방된 상태로 되어 공급 통로를 개방한다.

상기 구조를 갖는 가변 용량형 사판식 압축기(10)와 관련하여, 에어 컨디셔너 스위치(50s)가 꺼지고 솔레노이드 부분(53)으로의 전기 공급이 정지되어 있는 상태에서, 스프링(56)의 힘은 가동 철심(55)을 고정 철심(54)으로부터 멀어지도록 이동시킨다. 지점-대-지점 차압에 기초한 부하가 솔레노이드 부분(53)을 향해 작용하고, 따라서 밸브체(70)가 솔레노이드 부분(53)을 향해 이동한다. 이는 솔레노이드 부분(53)을 바라보는 밸브 시트 부재(65)의 단부면으로부터 제1 밸브 부분(71v)을 이동시키고 제2 밸브 부분(72v)이 압력 감지 기구(60)를 바라보는 밸브 시트 부재(65)의 단부면의 밸브 구멍(65h)의 주변과 접촉하게 한다.

제1 밸브 부분(71v)의 개방도의 증가는 제어 압력 챔버(35)로부터 제2 샤프트-내부 통로(21b), 제1 샤프트-내부 통로(21a), 압력 조정 챔버(15c), 통로(82), 소통 구멍(522), 밸브 구멍(65h), 소통 챔버(66), 소통 구멍(523) 및 통로(83)를 거쳐서 흡입 챔버(15a)에 배출되는 냉매 가스의 유량을 증가시킨다. 그러므로, 제어 압력 챔버(35)의 압력은 흡입 챔버(15a)의 압력에 근접한다.

도 1에 예시된 바와 같이, 제어 압력 챔버(35)의 압력이 흡입 챔버(15a)의 압력에 근접하고, 제어 압력 챔버(35)와 사판 챔버(24)와의 사이의 압력 차이가 더 작아질 때, 더블-헤드형 피스톤(25)으로부터의 압축 반응력은 사판(23)에 작용하고 따라서 사판(23)이 가동체(32)를 당기도록 한다. 이는 가동체(32)의 바닥 부분(32a)이 격벽 본체(31)에 근접하도록 가동체(32)를 이동시킨다. 이는 사판(23)이 제1 피봇 축선(M1)을 중심으로 회전하도록 한다. 사판(23)이 제1 피봇 축선(M1)을 중심으로 회전함에 따라, 러그 아암(40)의 단부는 각각 제1 피봇 축선(M1) 및 제2 피봇 축선(M2)을 중심으로 회전한다. 따라서, 러그 아암(40)은 지지 부재(39)의 플랜지 부분(39f)에 근접한다. 이는 사판(23)의 경사각을 감소시키고 따라서 더블 헤드형 피스톤(25)의 스트로크를 감소시킨다. 따라서, 용량은 감소된다. 사판(23)이 최소 경사각에 도달할 때, 러그 아암(40)은 지지 부재(39)의 플랜지 부분(39f)에 접촉한다. 러그 아암(40)과 플랜지 부분(39f)과의 사이의 접촉은 사판(23)의 최소 경사각을 유지시킨다.

도 3에 예시된 바와 같이, 상기 구조를 갖는 가병 용량 사판식 압축기(10)에서, 에어 컨디셔너 스위치(50s)가 켜질 때, 전기가 솔레노이드 부분(53)에 공급된다. 솔레노이드 부분(53)의 전자기력이 가동 철심(55)을 스프링(56)의 힘에 대항하여 고정 철심(54)을 향해 끌어당긴다. 그리고, 구동력 전달 로드(57)는 밸브체(70)를 가압한다. 밸브체(70)가 가압될 때, 제1 밸브 부분(71v)의 개방도는 감소되고, 제2 밸브 부분(72v)은 압력 감지 기구(60)를 바라보는 밸브 시트 부재(65)의 단부면으로부터 멀어지도록 이동한다. 다라서, 전기 공급을 받을 때, 솔레노이드 부분(53)은 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70)에 적용된 부하에 대항하는 가압력을 밸브체(70)에 적용한다.

이는 제2 샤프트-내부 통로(21b), 제1 샤프트-내부 통로(21a), 압력 조정 챔버(15c), 통로(82), 소통 구멍(522), 밸브 구멍(65h), 소통 챔버(66), 소통 구멍(523) 및 통로(83)를 거쳐서 제어 압력 챔버(35)로부터 흡입 챔버(15a)에 배출되는 냉매 가스의 유량을 감소시킨다. 냉매 가스가 통로(81), 소통 구멍(521), 수용 챔버(59), 밸브 구멍(65h), 소통 구멍(522), 통로(82), 압력 조정 챔버(15c), 제1 샤프트-내부 통로(21a) 및 제2 샤프트-내부 통로(21b)를 거쳐서 제2 압력 감시 지점(P2)으로부터 제어 압력 챔버(35)에 공급된다. 그러므로, 제어 압력 챔버(35)의 압력은 배출 챔버(15b)의 압력에 근접한다.

도 4에 예시된 바와 같이, 제어 압력 챔버(35)의 압력이 배출 챔버(15b)의 압력에 근접하고, 제어 압력 챔버(35)와 사판 챔버(24)와의 사이의 압력 차이가 더 커질 때, 가동체(32)는 사판(23)을 당긴다. 이는 가동체(32)의 바닥 부분(32a)이 격벽 본체(31)로부터 멀어지도록 가동체(32)를 이동시킨다. 이는 사판(23)이 사판(23)의 격사각을 감소시키기 위한 회전 방향과 반대 방향으로 제1 피봇 축선(M1)을 중심으로 회전하게 한다. 사판(23)이 경사각 감소 방향과 반대 방향으로 제1 피봇 축선(M1)을 중심으로 회전함에 따라, 러그 아암(40)의 단부는 사판(23)의 경사각을 감소시키기 위한 회전 방향과 반대 방향으로 각각 제1 피봇 축선(M1) 및 제2 피봇 축선(M2)을 중심으로 회전한다. 따라서 러그 아암(40)은 지지 부재(39)의 플랜지 부분(39f)으로부터 멀어지도록 이동한다. 이는 사판(23)의 경사각을 증가시키고 따라서 더블-헤드형 피스톤(25)의 스트로크를 증가시킨다. 따라서, 용량은 증가된다. 사판(23)이 최대 경사각에 도달할 때, 가동체(32)는 플랜즈 부분(21f)에 접촉한다. 가동체(32)와 플랜지 부분(21f)과의 사이의 접촉은 사판(23)의 최대 경사각을 유지시킨다.

도 2 및 도 3에 예시된 바와 같이, 소통 챔버(66)의 압력, 즉 흡입 챔버(15a)의 압력은 밸브 시트 부재(65)의 반대측에 있는 밸브체(70)의 제1 밸브 부분(71v)의 작동 표면(711)에 작용한다. 또한, 수용 챔버(59)의 압력, 즉 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 밸브 시트 부재(65)의 반대측에 있는 제2 밸브 부분(72v)의 작동 표면(721)에 작용한다. 밸브 시트 부재(65)를 바라보는 제1 밸브 부분(71v)의 단부면 및 밸브 시트 부재(65)를 바라보는 제2 밸브 부분(72v)의 단부면은 동일한 압력 수용 면적을 갖는다.

이제 제1 실시예의 동작을 설명한다.

흡입 챔버(15a)의 압력은 밸브 시트 부재(65)의 반대측에 있는 제1 밸브 부분(71v)의 작동 표면(711)에 작용한다. 또한, 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 밸브 시트 부재(65)의 반대측에 있는 제2 밸브 부분(72v)의 작동 표면(721)에 작용한다. 따라서, 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력과 흡입 챔버(15a)의 압력과의 사이의 차입인 DS 차압에 기초한 부하가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70)에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체(70)에 작용한다.

도 5의 그래프의 실선은 지점-대-지점 차압과 억제장치(46s)를 통해 유동하는 냉매 가스의 유량, 즉 냉매 회로(44)에서 유동하는 냉매 가스의 유량과의 사이의 관계를 나타내는 특징선(L1)이다. 특징선(L1)은, DS 차압에 기초한 부하가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70)에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체(70)에 작용하지 않는 경우에 얻어진다. 특징선(L1)은 제1 실시예에 대한 비교예이다. 도 5의 그래프의 2점 쇄선은 지점-대-지점 차압과 냉매 가스의 유량과의 사이의 관계를 나타내는 특징선(L2)이다. 특징선(L2)은, DS 차압에 기초한 부하가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70)에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체(70)에 작용하는 경우에 얻어진다.

용량이 증가함에 따라 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 더 높아진다. 따라서, 용량이 증가함에 따라, DS 차압은 더 커진다. 즉, DS 차압은 냉매 가스의 유량과 상관관계를 갖는다. 특징선(L1 및 L2)은 냉매 가스의 유량이 작은 영역에 대해서 서로 비교된다. 비교의 결과로서, 솔레노이드 부분(53)에 의해 제1 밸브 부분(71v) 및 제2 밸브 부분(72v)의 개방도를 제어하는 프로세스에 있어서, DS 차압에 기초한 부하가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70)에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 작용하고, 따라서 지점-대-지점 차압의 변동에 대한 냉매 가스의 유량의 변동은 잘 발생하지 않는다. 결과적으로, 지점-대-지점 차압의 변동에 대한 냉매 가스의 유량의 변동은 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서는 더 작아지고, 따라서 가변 용량형 사판식 압축기(10)의 용량의 제어성은 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서 향상된다.

제1 실시예는 이하의 이점을 달성한다.

(1) DS 차압에 기초한 부하는 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70)에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체(70)에 작용한다. DS 차압은 억제장치(46s)를 통해 유동하는 냉매 가스의 유량과 상관관계를 갖는다. 따라서, 솔레노이드 부분(53)에 의해 제1 밸브 부분(71v) 및 제2 밸브 부분(72v)의 개방도를 제어하는 프로세스에 있어서, 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서는 DS 차압에 기초한 부하가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70)에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 작용하고, 따라서 지점-대-지점 차압의 변동에 대한 냉매 가스의 유량의 변동은 잘 발생하지 않는다. 결과적으로, 지점-대-지점 차압의 변동에 대한 냉매 가스의 유량의 변동은 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서 더 작아진다. 이는 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서 가변 용량형 사판식 압축기(10)의 용량의 제어성을 향상시킨다.

(2) 더블-헤드형 피스톤(25)이 채용되는 더블-헤드형 사판식 압축기에 있어서, 사판 챔버(24)는 싱글-헤드형 피스톤을 갖는 가변 용량형 사판식 압축기에서와 같이 사판(23)의 경사각을 변화시키기 위한 제어 압력 챔버로서 기능할 수 없다. 따라서, 이 실시예에 있어서, 사판(23)의 경사각은 제어 압력 챔버(35)의 내부 압력을 높임으로써 증가되고, 사판(23)의 경사각은 제어 압력 챔버(35)의 내부 압력을 낮춤으로써 감소된다. 제어 압력 챔버(35)는 사판 챔버(24)보다 더 작은 공간을 갖기 때문에, 제어 압력 챔버(35)에 도입되는 냉매 가스의 양은 더 작아지고, 따라서 사판(23)의 경사각에 있어서의 변화에 대한 만족스러운 응답성이 얻어진다.

제2 실시예

이제 도 6을 참고하여 제2 실시예에 따른 가변 용량형 사판식 압축기를 설명한다. 아래 기재된 실시예에서, 이미 설명된 제1 실시예의 대응하는 구성요소와 동일한 구성요소에는 동일한 도면 부호가 주어지고, 설명을 생략하거나 간략화한다.

도 6에 예시된 바와 같이, 제2 하우징(52)은 소통 챔버(66)로부터 수용 챔버(59)까지 연장되는 원주형 밸브체(70A)를 수용한다. 밸브체(70A)에는 밀봉 부분(701A) 및 환형 밸브 부분(703A)이 제공된다. 밀봉 부분(701A)은 소통 챔버(66)와 밸브 구멍(65h)과의 사이의 경계를 밀봉한다. 밸브 부분(703A)은 밸브 구멍(65h)과 수용 챔버(59)와의 사이의 경계를 밀봉하도록 밸브 구멍(65h)안으로 들어가는 외측 표면 밀봉 부분(702A)을 갖는다. 밀봉 부분(701A) 및 밸브 부분(703A)은 동일한 외측 직경을 갖는다. 구동력 전달 로드(57)는 소통 챔버(66)안으로 돌출한다. 소통 챔버(66)를 바라보는 구동력 전달 로드(57)의 단부 부분이 밀봉 부분(701A)과 접촉한다. 제2 실시예에서는 제어 압력 챔버(35)와 흡입 챔버(15a)를 서로 연결하며 억제장치를 갖는 블리드 통로(도시 생략)가 가변 용량형 사판식 압축기(10)의 제어 밸브(50)의 외측에 부가적으로 제공된다.

에어 컨디셔너 스위치(50s)가 꺼질 때, 솔레노이드 부분(53)으로의 전기 공급이 정지된다. 이러한 상태에서, 지점-대-지점 차압에 기초한 부하는 솔레노이드 부분(53)을 향해 작용하고, 따라서 밸브체(70A)는 솔레노이드 부분(53)을 향해 이동한다. 이는 밸브 부분(703A)이 밸브 구멍(65h)으로 들어가게 하고 외측 표면 밀봉 부분(702A)이 밸브 구멍(65h)과 수용 챔버(59)와의 사이의 경계를 밀봉하게 한다. 따라서, 밸브 부분(703A)은 폐쇄된 상태로 되어 공급 통로를 폐쇄한다. 냉매 가스가 제어 압력 챔버(35)로부터 블리드 통로를 거쳐서 흡입 챔버(15a)에 배출되고, 따라서 제어 압력 챔버(35)의 압력은 흡입 챔버(15a)의 압력에 근접하며, 사판(23)의 경사각은 더 작아진다. 따라서, 더블-헤드형 피스톤(25)의 스트로크는 더 작아지고, 용량은 감소한다.

에어 컨디셔너 스위치(50s)가 켜질 때, 전기가 솔레노이드 부분(53)에 공급된다. 그리고, 솔레노이드 부분(53)은 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70A)에 적용된 부하에 대항하는 가압력을 밸브체(70A)에 적용한다. 밸브체(70A)는 압력 감지 기구(60)를 향해 이동하고, 밸브 부분(703A)은 밸브 구멍(65h)을 나와서, 밸브 구멍(65h)과 수용 챔버(59)는 서로 소통한다. 따라서, 밸브 부분(703A)은 개방된 상태로 되어 공급 통로를 개방한다. 이는 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력을 공급 통로를 거쳐서 제어 압력 챔버(35)에 공급한다. 그러므로, 제어 압력 챔버(35)의 압력은 배출 챔버(15b)의 압력에 근접하고, 사판(23)의 경사각은 더 커진다. 결과적으로, 더블-헤드형 피스톤(25)의 스트로크는 더 커지고, 따라서 용량은 증가한다.

소통 챔버(66)의 압력, 즉 흡입 챔버(15a)의 압력은 밸브 시트 부재(65)의 반대측에 있는 밀봉 부분(701A)의 작동 표면(704A)에 작용한다. 또한, 수용 챔버(59)의 압력, 즉 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 밸브 시트 부재(65)의 반대측에 있는 밸브 부분(703A)의 작동 표면(705A)에 작용한다. 밸브 시트 부재(65)를 바라보는 밀봉 부분(701A)의 단부면 및 밸브 시트 부재(65)를 바라보는 밸브 부분(703A)의 단부면은 동일한 압력 수용 면적을 갖는다.

이제 제2 실시예의 동작을 설명한다.

흡입 챔버(15a)의 압력은 밸브 시트 부재(65)의 반대측에 있는 밀봉 부분(701A)의 작동 표면(704A)에 작용한다. 또한, 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 밸브 시트 부재(65)의 반대측에 있는 밸브 부분(703A)의 작동 표면(705A)에 작용한다. 따라서, 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력과 흡입 챔버(15a)의 압력과의 사이의 차압인 DS 차압에 기초한 부하가 지점-대-지점 차압게 기초하여 밸브체(70A)에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체(70A)에 작용한다. 따라서, 지점-대-지점 차압의 변동에 대한 냉매 가스의 유량의 변동은 제1 실시예에서와 같이 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서 더 작아진다. 이는 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서 가변 용량형 사판식 압축기(10)의 용량의 제어성을 향상시킨다.

그러므로, 제1 실시예의 이점 (1) 및 (2)와 동등한 이점에 추가하여, 제2 실시예는 이하의 이점을 달성한다.

(3) 밸브체(70A)는 공급 통로를 개방 및 폐쇄하기 위한 밸브 부분(703A)을 갖는다. 제2 실시예의 밸브체(70A)는 블리드 통로를 개방 및 폐쇄하기 위한 밸브 부분을 갖지 않는다. 이는 밸브체(70A)의 구조를 단순화시킨다.

제3 실시예

이제 도 7을 참고하여 제3 실시예에 따른 가변 용량형 사판식 압축기를 설명한다.

도 7에 예시된 바와 같이, 제2 하우징(52)은 배압 챔버(67)로부터 수용 챔버(59)까지 연장되는 원주형 밸브체(70B)를 수용한다. 밸브체(70B)에는 밀봉 부분(701B) 및 환형 밸브 부분(703B)이 제공된다. 밀봉 부분(701B)은 밸브 구멍(65h)과 수용 챔버(59)와의 사이의 경계를 밀봉한다. 밸브 부분(703B)은 밸브 구멍(65h)과 소통 챔버(66)와의 사이의 경계를 밀봉하기 위해 밸브 구멍(65h)으로 들어가는 외측 표면 밀봉 부분(702B)을 갖는다. 밀봉 부분(701B) 및 밸브 부분(703B)은 동일한 외측 직경을 갖는다. 제3 실시예에서는 배출 챔버(15b)와 제어 압력 챔버(35)를 서로 연결하며 억제장치를 갖는 공급 통로(도시 생략)가 가변 용량형 사판식 압축기(10)의 제어 밸브(50)의 외측에 부가적으로 제공된다.

에어 컨디셔너 스위치(50s)가 꺼질 때, 솔레노이드 부분(53)으로의 전기 공급이 정지된다. 이러한 상태에서, 지점-대-지점 차압에 기초한 부하는 솔레노이드 부분(53)을 향해 작용하고, 따라서 밸브체(70B)는 솔레노이드 부분(53)을 향해 이동한다. 이는 밸브 부분(703B)이 밸브 구멍(65h)을 나오게 해서, 밸브 구멍(65h)과 소통 챔버(66)가 서로 소통하게 된다. 따라서, 밸브 부분(703B)은 개방된 상태로 되어 블리드 통로를 개방한다. 냉매 가스가 제어 업력 챔버(35)로부터 블리드 통로를 거쳐서 흡입 챔버(15a)에 배출되고, 따라서 제어 압력 챔버(35)의 압력은 흡입 챔버(15a)의 압력에 근접한다. 이는 사판(23)의 경사각을 감소시키고 더블-헤드형 피스톤(25)의 스트로크를 감소시킨다. 따라서, 용량은 감소된다.

에어 컨디셔너 스위치(50s)가 켜질 때, 전기가 솔레노이드 부분(53)에 공급된다. 그리고, 솔레노이드 부분(53)은 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70B)에 적용된 부하에 대항하는 가압력을 밸브체(70B)에 적용한다. 이는 밸브체(70B)를 압력 감시 기구(60)를 향해 이동시키고, 밸브 부분(703B)이 밸브 구멍(65h)으로 들어가게 한다. 그리고, 외측 표면 밀봉 부분(702B)은 밸브 구멍(65h)과 소통 챔버(66)와의 사이의 경계를 밀봉한다. 따라서, 밸브 부분(703B)은 폐쇄된 상태로 되어 블리드 통로를 폐쇄한다. 이는 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력을 공급 통로를 거쳐서 제어 압력 챔버(35)에 공급하고, 따라서 제어 압력 챔버(35)의 압력은 배출 챔버(15b)의 압력에 근접한다. 결과적으로, 사판(23)의 경사각은 더 커지고, 더블-헤드형 피스톤(25)의 스트로크는 더 커진다. 따라서, 용량은 증가한다.

수용 챔버(59)의 압력, 즉 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 압력 감지 기구(60)를 바라보는 밸브체(70B)의 밀봉 부분(701B)의 작동 표면(704B)에 작용한다. 또한, 소통 챔버(66)의 압력, 즉 흡입 챔버(15a)의 압력은 솔레노이드 부분(53)을 바라보는 밸브 부분(703B)의 작동 표면(705B)에 작용한다. 압력 감지 기구(60)의 반대측에 있는 밀봉 부분(701B)의 단부면 및 솔레노이드 부분(53)의 반대측에 있는 밸브 부분(703B)의 단부면은 동일한 압력 수용 면적을 갖는다.

이제 제3 실시예의 동작을 설명한다.

제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 압력 감지 기구(60)를 바라보는 밀봉 부분(701B)의 작동 표면(704B)에 작용한다. 또한, 흡입 챔버(15a)의 압력은 솔레노이드 부분(53)을 바라보는 밸브 부분(703B)의 작동 표면(705B)에 작용한다. 따라서, 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력과 흡입 챔버(15a)의 압력과의 사이의 차압인 DS 차압에 기초한 부하는 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70B)에 작용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체(70B)에 작용한다. 따라서, 지점-대-지점 차압의 변동에 대한 냉매 가스의의 유량의 변동이 제1 실시예에서와 같이 냉매 가스의 유량이 작응 영역에서 더 작아진다. 이는 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서 가변 용량형 사판식 압축기(10)의 용량의 제어성을 향상시킨다.

그러므로, 제1 실시예의 이점 (1) 및 (2)과 동등한 이점에 추가하여, 제3 실시예는 이하의 이점을 달성한다.

(4) 밸브체(70B)는 블리드 통로를 개방 및 폐쇄하기 위한 밸브 부분(703B)을 갖는다. 제3 실시예의 밸브체(70B)는 공급 통로를 개방 및 폐쇄하기 위핸 밸브 부분을 갖지 않는다. 이는 밸브체(70B)의 구조를 단순화시킨다.

제4 실시예

이제 도 8을 참조하여 제4 실시예에 따른 가변 용량형 사판식 압축기를 설명한다.

도 8에 예시된 바와 같이, 밸브체(70)는 수용 챔버(59)의 제2 도입 챔버(59b)와 배압 챔버(67)를 서로 연결하기 위한 샤프트-내부 통로(70a)를 갖는다. 따라서, 제어 밸브(50)는, 수용 챔버(59)로부터 밸브체(70)의 반대측에, 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력이 제2 도입 챔버(59b)로부터 샤프트-내부 통로(70a)를 거쳐서 도입되는 배압 챔버(67)를 갖는다.

이제 제4 실시예의 동작을 설명한다.

배압 챔버(67)의 압력, 즉 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 솔레노이드 부분(53)을 바라보는 밸브체(70)의 제1 밸브체 부재(71)의 단부면에 작용한다. 따라서, 제2 도입 챔버(59b)에서 밸브체(70)에 작용하는 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력 및 배압 챔버(67)에서 밸브체(70)에 작용하는 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 밸브체(70)의 축 방향으로 겹치는 영역에 대응하는 양만큼 상쇄된다.

그러므로, 제1 실시예의 이점 (1) 및 (2)와 동등한 이점에 추가하여, 제4 실시예는 이하의 이점을 달성한다.

(5) 벨로스(61)는 수용 챔버(59)를 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력을 도입하기 위한 제1 도입 챔버(59a) 및 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력을 도입하기 위한 제2 도입 챔버(59b)로 분할한다. 또한, 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력을 도입하기 위한 배압 챔버(67)는 수용 챔버(59)로부터 밸브체(70)의 반대측에 있는 밸브 하우징(50h)에 형성된다. 이러한 구조에 있어서, 제2 도입 챔버(59b)에서 밸브체(70)에 작용하는 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력 및 배압 챔버(67)에서 밸브체(70)에 작용하는 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 상쇄된다. 이는 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력이 상쇄되는 양만큼 솔레노으드 부분(53)에 의해 밸브체(70)에 적용된 가압력을 감소시킨다. 결과적으로, 솔레노이드 부분(53)의 크기를 감소시키는 것이 가능하다.

제5 실시예

이제 도 9를 참고하여 제5 실시예에 따른 가변 용량형 사판식 압축기를 설명한다.

도 9에 예시된 바와 같이, 밸브체(70C)는 수용 챔버(59)의 제2 도입 챔버(59b)와 배압 챔버(67)를 서로 연결하기 위한 샤프트-내부 통로(70a)를 갖는다. 따라서, 제2 도입 챔버(59b)의 압력은 샤프트-내부 통로(70a)를 거쳐서 배압 챔버(67)에 도입된다.

밸브 구멍(65h)은 제2 하우징(52) 및 밸브 시트 부재(65)를 통해 연장되는 소통 구멍(522A) 및 통로(82A)를 거쳐서 흡입 챔버(15a)와 소통한다. 또한, 소통 챔버(66)는 제2 하우징(52)을 통해 연장되는 소통 구멍(523A) 및 통로(83A)를 거쳐서 압력 조정 챔버(15c)와 소통한다. 따라서, 제2 샤프트-내부 통로(21b), 제1 샤프트-내부 통로(21a), 압력 조정 챔버(15c), 통로(83A), 소통 구멍(523A), 밸브 구멍(65h), 소통 구멍(522A), 및 통로(82A)는 제어 압력 챔버(35)로부터 흡입 챔버(15a)까지 연장되는 블리드 통로를 형성한다.

소통 챔버(66) 및 배압 챔버(67)는 삽입 구멍(52h)을 거쳐서 서로 소통한다. 삽입 구멍(52h)은 제2 하우징(52)의 바닥 부분을 통해 연장된다. 밸브체(70C)는 삽입 구멍(52h)에 수용된다. 따라서, 통로(81), 소통 구멍(521), 수용 챔버(59), 샤프트-내부 통로(70a), 배압 챔버(67), 삽입 구멍(52h), 소통 챔버(66), 소통 구멍(523A), 통로(83A), 압력 조정 챔버(15c), 제1 샤프트-내부 통로(21a), 및 제2 샤프트-내부 통로(21b)는 제2 압력 감시 지점(P2)으로부터 제어 압력 챔버(35)까지 연장되는 공급 통로를 형성한다.

밸브체(70C)는 소통 챔버(66)에서 환형 밸브 부분으로서 제1 밸브 부분(701C)을 갖는다. 제1 밸브 부분(701C)은 솔레노이드 부분(53)을 바라보는 바닥 표면의 삽입 구멍(52h)의 주변과 접촉한다. 또한, 밸브체(70C)는 소통 챔버(66)에 환형 밸브 부분으로서의 제2 밸브 부분(702C)을 갖는다. 제2 밸브 부분(702C)은 소통 챔버(66)를 바라보는 밸브 시트 부재(65)의 단부면의 밸브 구멍(65h)의 주변과 접촉한다. 제1 밸브 부분(701C) 및 제2 밸브 부분(702C)은 동일한 외측 직경을 갖는다. 또한, 밸브체(70C)는 밸브 구멍(65h)과 수용 챔버(59)와의 사이의 경계를 밀봉하기 위한 밀봉 부분(703C)에 연결된다. 밀봉 부분(703C)의 외측 직경은 제1 밸브 부분(701C) 및 제2 밸브 부분(702C)의 외측 직경보다 더 크다. 솔레노이드 부분(53)의 반대측에 있는 제1 밸브 부분(701C)의 단부면 및 밸브 구멍(65h)의 반대측에 있는 제2 밸브 부분(702C)의 단부면은 동일한 압력 수용 면적을 갖는다.

이제 제5 실시예의 동작을 설명한다.

배압 챔버(67)의 압력, 즉 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 솔레노이드 부분(53)을 바라보는 밸브체(70C)의 단부면에 작용한다. 따라서, 제2 도입 챔버(59b)에서 밸브체(70C)의 밀봉 부분(703C)에 작용하는 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력과 배압 챔버(67)에서 밸브체(70C)에 작용하는 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 밸브체(70C)의 축 방향으로 겹치는 영역에 대응하는 양만큼 상쇄된다.

또한, 밸브 구멍(65h)을 바라보는 밀봉 부분(703C)의 작동 표면(704C)과 밸브 구멍(65h)을 바라보는 제2 밸브 부분(702C)의 단부면(705C)과의 사이에서, 밸브 구멍(65h)의 압력, 즉 흡입 챔버(15a)의 압력은 밀봉 부분(703C)의 외측 직경이 더 큰 양만큼 밸브 구멍(65h)을 바라보는 밀봉 부분(703C)의 작동 표면(704C)에 작용한다. 따라서, 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력[배출 압력 영역(36)의 압력]과 흡입 챔버(15a)의 압력과의 사이의 차압인 DS 차압에 기초한 부하는 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70C)에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체(70C)에 작용한다.

그러므로, 체5 실시예는 제1 실시예의 이점 (1), (2) 및 제4 실시예의 이점 (5)과 동등한 이점을 달성한다.

제6 실시예

이제 도 10을 참고하여 제6 실시예에 따른 가변 용량형 사판식 압축기를 설명한다.

도 10에 예시된 바와 같이, 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력을 도입하기 위한 도입 챔버(59A)가 솔레노이드 부분(53)의 반대측에 있는 제2 하우징(52)에 형성된다. 도입 챔버(59A)는 솔레노이드 부분(53)을 향해 밸브체(70D)를 가압하기 위한 스프링(64A)을 수용한다. 제2 하우징(52)은 배압 챔버(67)와 소통하는 소통 구멍(524)을 갖는다. 배압 챔버(67)는 소통 구멍(524) 및 통로(84)를 거쳐서 제2 압력 감시 지점(P2)에 연결된다. 따라서, 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 통로(84) 및 소통 구멍(524)을 거쳐서 배압 챔버(67)에 도입된다.

밸브체(70D)는 제1 밸브체 부재(701D) 및 제2 밸브체 부재(702D)를 포함한다. 제1 밸브체 부재(701D)는 배압 챔버(67)로부터 소통 챔버(66)까지 연장된다. 제2 밸브체 부재(702D)는 밸브 시트 부재(65)를 바라보는 제1 밸브체 부재(701D)의 단부면에 연결되고 밸브 구멍(65h)을 통해 도입 챔버(59A) 안으로 돌출한다. 제1 밸브체 부재(701D)에는 밸브 부분으로서의 환형 제1 밸브 부분(705D) 및 밀봉 부분(703D)이 제공된다. 밀봉 부분(703D)은 배압 챔버(67)와 소통 챔버(66)과의 사이의 경계를 밀봉한다. 제1 밸브 부분(705D)은 소통 챔버(66)와 밸브 구멍(65h)과의 사이의 경계를 밀봉하기 위해 밸브 구멍(65h)으로 들어가는 외측 표면 밀봉 부분(704D)을 갖는다. 제2 밸브체 부재(702D)에는 밸브 부분으로서의 환형 제2 밸브 부분(707D)이 제공된다. 제2 밸브 부분(707D)은 밸브 구멍(65h)과 도입 챔버(59A)와의 사이의 경계를 밀봉하기 위해 밸브 구멍(65h)으로 들어가는 외측 표면 밀봉 부분(706D)을 갖는다. 제1 밸브 부분(705D) 및 제2 밸브 부분(707D)은 동일한 외측 직경을 갖는다.

소통 챔버(66)의 압력, 즉 흡입 챔버(15a)의 압력은 밸브 시트 부재(65)의 반대측에 있는 밸브체(70D)의 제1 밸브 부분(705D)의 작동 표면(708D)에 작용한다. 또한, 도입 챔버(59A)의 압력, 즉 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력은 도입 챔버(59A)를 바라보는 제2 밸브 부분(707D)의 작동 표면(709D)에 작용한다. 밸브 시트 부재(65)를 바라보는 제1 밸브 부분(705D)의 단부면 및 밸브 시트 부재(65)를 바라보는 제2 밸브 부분(707D)의 단부면은 동일한 압력 수용 면적을 갖는다.

또한, 배압 챔버(67)의 압력, 즉 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 배압 챔버(67) 부근의 밸브체(70D)의 단부면에 작용한다. 따라서, 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력은 도입 챔버(59A)를 바라보는 제2 밸브 부분(707D)의 작동 표면(709D)에 작용하고, 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 배압 챔버(67) 부근의 밸브체(70D)의 단부면에 작용한다. 이는 지점-대-지점 차압에 기초한 부하를 솔레노이드 부분(53)을 향해서 밸브체(70D)에 적용한다.

이제 제6 실시예의 동작을 설명한다.

흡입 챔버(15a)의 압력은 밸브 시트 부재(65)의 반대측에 있는 제1 밸브 부분(705D)의 작동 표면(708D)에 작용한다. 또한, 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력은 도입 챔버(59A)에 대응하는 측에 있는 제2 밸브 부분(707D)의 작동 표면(709D)에 작용한다. 따라서, 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력과 흡입 챔버(15a)의 압력과의 사이의 차압인 DS 차압에 기초한 부하가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70D)에 적용되는 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체(70D)에 작용한다. 따라서, 지점-대-지점 차압의 변동에 대한 냉매 가스의 유량의 변동은 제1 실시예에서와 같이 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서 더 작아지고, 이는 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서 가변 용량형 사판식 압축기(10)의 용량의 제어성을 향상시킨다.

그러므로, 제1 실시예의 이점 (1) 및 (2)과 동등한 이점에 추가하여, 제6 실시예는 이하의 이점을 달성한다.

(6) 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력을 도입하기 위한 도입 챔버(59A), 및 도입 챔버(59A)로부터 밸브체(70)의 반대측에 위치되며 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력을 도입하기 위한 배압 챔버(67)가 밸브 하우징(50h)에 형성된다. 이러한 구조에 있어서는, 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70D)에 적용되는 부하를 발생시키기 위해 격벽 부재가 밸브체(70D)에 연결되고 이 밸브체(70D)에 의해 구동되는 상태에서, 격벽 부재를 수용하기 위한 수용 챔버를 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력이 도입되는 제1 도입 챔버 및 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력이 도입되는 제2 도입 챔버로 분할할 필요가 있다. 따라서, 격벽 부재를 생략하고 제어 밸브(50)의 구조를 단순화시키는 것이 가능하다.

제7 실시예

이제 도 11을 참고하여 제7 실시예에 따른 가변 용량형 사판식 압축기를 설명한다.

도 11에 예시된 바와 같이, 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력을 도입하기 위한 도입 챔버(59A)는 솔리노이드 부분(53)의 반대측에 있는 제2 하우징(52)에 형성된다. 도입 챔버(59A)는 솔레노이드 부분(53)을 향해 밸브체(70E)를 가압하는 스프링(64A)을 수용한다. 제2 하우징(52)은 배압 챔버(67)와 소통하는 소통 구멍(524)을 갖는다. 배압 챔버(67)는 소통 구멍(524) 및 통로(84)를 거쳐서 제2 압력 감시 지점(P2)에 연결된다. 따라서, 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 통로(84) 및 소통 구멍(524)을 거쳐서 배압 챔버(67)에 도입된다.

밸브체(70E)를 수용하는 삽입 구멍(86h)을 갖는 관형상 안내 부재(86)가 배압 챔버(67)에 더 가까운 제2 하우징(52)의 부분에 압입식 끼워맞춤된다. 또한, 환형 밸브 시트 부재(65A)가 안내 부재(86)보다 도입 챔버(59A)에 더 가까운 제2 하우징(52)의 위치에 제공된다. 밸브 구멍(65H)이 밸브 시트 부재(65A)의 중앙에 형성된다. 밸브 챔버(87)가 제2 하우징(52)에서 안내 부재(86)와 밸브 시트 부재(65A)와의 사이에 형성된다. 소통 챔버(66A)가 제2 하우징(52)에서 밸브 챔버(87)와 도입 챔버(59A)와의 사이에 형성된다. 밸브 챔버(87) 및 소통 챔버(66A)는 밸브 구멍(65H)을 거쳐서 서로 소통한다.

밸브체(70E)에는 밸브 챔버(87)에 수용되며, 밸브 구멍(65H)으로 들어가는 외측 표면 밀봉 부분(701E)을 갖는 밸브 부분으로서의 제1 밸브 부분(702E)이 제공된다. 또한, 밸브체(70E)에는 제2 밸브 부분(704E)이 제공된다. 제2 밸브 부분(704E)은 제1 밸브 부분(702E)보다 안내 부재(86)에 더 가까운 위치에 위치되며 외측 표면 밀봉 부분(703E)을 갖는다. 외측 표면 밀봉 부분(703E)은 안내 부재(86)의 삽입 구성(86h)으로 들어간다. 또한, 밸브체(70E)는 감소 직경 부분(705E) 및 삽입 부분(706E)을 갖는다. 감소 직경 부분(705E)은 제1 밸브 부분(702E)의 반대측에 있는 제2 밸브 부분(704E)의 부분과 연속하며 제2 밸브 부분(704E)보다 더 작은 직경을 갖는다. 삽입 부분(706E)은 감소 직경 부분(705E)과 연속하며 삽입 구멍(86h)을 통해 배압 챔버(67) 안으로 돌출한다. 원주형 돌출 부분(707E)이 밸브 시트 부재(65A)를 바라보는 제1 밸브 부분(702E)의 단부면으로부터 밸브 구멍(65H)을 통해 도입 챔버(59A)를 향해 연장된다. 소통 챔버(66A)와 도입 챔버(59A)와의 사이의 경계를 밀봉하기 위한 밀봉 부분(708E)이 돌출 부분(707E)의 첨단 부분에 끼워맞춤된다.

제1 밸브 부분(702E) 및 제2 밸브 부분(704E)은 동일한 외측 직경을 갖는다. 밀봉 부분(708E)의 외측 직경은 제1 밸브 부분(702E) 및 제2 밸브 부분(704E)의 외측 직경보다 더 크다. 또한, 제1 밸브 부분(702E), 제2 밸브 부분(704E) 및 삽입 부분(706E)은 동일한 외측 직경을 갖는다. 감소 직경 부분(705E)과 안내 부재(86)와의 사이에 공간(709E)이 형성된다. 밸브체(70E)는 안내 부재(86)의 내측에 위치되며 배압 챔버(67)와 공간(709E)을 서로 연결하는 샤프트-내부 통로(88)를 갖는다.

배압 챔버(67)의 압력, 즉 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 배압 챔버(67) 부근의 밸브체(70E)의 단부면에 작용한다. 따라서, 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력은 도입 챔버(59A)를 바라보는 밀봉 부분(708E)의 작동 표면(710E)에 작용한다. 또한, 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 배압 챔버(67) 부근의 밸브체(70E)의 단부면에 작용한다. 이는 지점-대-지점 차압에 기초한 부하를 솔레노이드 부분(53)을 향해 밸브체(70E)에 적용한다.

밸브 챔버(87)는 제2 하우징(52)을 통해 연장되는 소통 구멍(521B) 및 통로(81B)를 거쳐서 압력 조정 챔버(15c)와 소통한다. 따라서, 통로(84), 소통 구멍(524), 배압 챔버(67), 샤프트-내부 통로(88), 공간(709E), 밸브 챔버(87), 소통 구멍(521B), 통로(81B), 압력 조정 챔버(15c), 제1 샤프트-내부 통로(21a), 및 제2 샤프트-내부 통로(21b)는 제2 압력 감시 지점(P2)으로부터 제어 압력 챔버(35)까지 연장되는 공급 통로를 형성한다.

소통 챔버(66A)는 제2 하우징(52)을 통해 연장되는 소통 구멍(522B) 및 통로(82B)를 거쳐서 흡입 챔버(15a)와 소통한다. 따라서, 제2 샤프트-내부 통로(21b), 제1 샤프트-내부 통로(21a), 압력 조정 챔버(15c), 통로(81B), 소통 구멍(521B), 밸브 챔버(87), 밸브 구멍(65H), 소통 챔버(66A), 소통 구멍(522B), 및 통로(82B)는 제어 압력 챔버(35)로부터 흡입 챔버(15a)로 연정되는 블리드 통로를 형성한다.

에어 컨디셔너 스위치(50s)가 꺼질 때, 솔레노이드 부분(53)으로의 전기 공급이 정지된다. 이러한 상태에서, 지점-대-지점 차압에 기초한 부하가 솔레노이드 부분(53)을 향해 작용하고, 따라서 밸브체(70E)는 솔레노이드 부분(53)을 향해 이동한다. 이는 제2 밸브 부분(704E)이 삽입 구멍(86h)으로 들어가게 하고 외측 표면 밀봉 부분(703E)이 공간(709E)과 밸브 챔버(87)와의 사이의 경계를 밀봉하게 한다. 따라서, 제2 밸브 부분(704E)은 폐쇄된 상태로 되어 공급 통로를 폐쇄한다. 제1 밸브 부분(702E)은 밸브 구멍(65H)을 나오고, 이에 따라 밸브 챔버(87) 및 소통 챔버(66A)는 밸브 구멍(65H)을 거쳐서 서로 소통한다. 따라서, 제1 밸브 부분(702E)은 개방된 상태로 되어 블리드 통로를 개방한다. 냉매 가스가 제어 압력 챔버(35)로부터 블리드 통로를 거쳐서 흡입 챔버(15a)에 배출되고, 따라서 제어 압력 챔버(35)의 압력은 흡입 챔버(15a)의 압력에 근접한다. 이는 사판(23)의 경사각을 감소시키고 따라서 더블-헤드형 피스톤(25)의 스트로크를 감소시킨다. 따라서 용량은 감소된다.

에어 컨디셔너 스위치(50s)가 켜질 때, 전기가 솔레노이드 부분(53)에 공급된다. 그리고, 솔레노이드 부분(53)은 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70E)에 적용되는 부하에 대항하는 가압력을 밸브체(70E)에 적용한다. 이는 밸브체(70E)를 압력 감지 기구(60)를 향해 이동시키고 제2 밸브 부분(704E)이 삽입 구멍(86h)을 나오게 하며, 이에 따라 공간(709E) 및 밸브 챔버(87)가 서로 소통한다. 따라서, 제2 밸브 부분(704E)은 개방된 상태로 되어 공급 통로를 개방한다. 제1 밸브 부분(702E)은 밸브 구멍(65H)으로 들어가고, 따라서 외측 표면 밀봉 부분(701E)은 밸브 챔버(87)와 소통 챔버(66A)와의 사이의 경계를 밀봉한다. 따라서, 제1 밸브 부분(702E)는 폐쇄된 상태로 되어 블리드 통로를 폐쇄한다. 이는 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력을 공급 통로를 거쳐서 제어 압력 챔버(35)에 공급하고, 따라서 제어 압력 챔버(35)의 압력은 배출 챔버(15b)의 압력에 근접한다. 이는 사판(23)의 경사각을 증가시키고 따라서 더블-헤드형 피스톤(25)의 스트로크를 증가시킨다. 따라서, 용량은 증가된다.

이제 제7 실시예의 동작을 설명한다.

소통 챔버(66A)를 바라보는 밀봉 부분(708E)의 작동 표면(711E)과 소통 챔버(66A)를 바라보는 제1 밸브 부분(702E)의 작동 표면(712E)과의 사이에서, 소통 챔버(66A)의 압력, 즉 흡입 챔버(15a)의 압력은 밀봉 부분(708E)의 외측 직경이 더 큰 양만큼 작동 표면(711E)에 작용한다. 따라서, 제1 압력 감시 지저(P1)의 압력과 흡입 챔버(15a)의 압력과의 사이의 차압인 DS 차압에 기초한 부하는 지점-대-지점 차압게 기초하여 밸브체(70E)에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체(70E)에 작용한다.

그러므로, 제1 실시예의 이점 (1), (2) 및 제6 실시예의 이점 (6)과 동등한 이점에 추가하여, 제7 실시예는 이하의 이점을 달성한다.

(7) 안내 부재(86)는 제2 하우징(52)으로부터 분리된 본체이기 때문에, 밸브체(70E)의 축선을 안내 부재(86)의 축선과 정렬시키는 것은 용이하다. 즉, 밸브체(70E)와 안내 부재(86)와의 중심맞춤의 정확도는 높아지고, 따라서 외측 표면 밀봉 부분(703E)의 시일 효율은 향상된다.

(8) 밸브체(70E)는 안내 부재(86)의 내측에 위치되는 샤프트-내부 통로(88)를 갖는다. 이는 예컨대 개구가 안내 부재(86)의 외측 표면에 형성되고 공간(709E)과 소통하는 소통 통로가 또한 형성되는 경우와 비교하여 제2 하우징(52)과 끼워맞춤되는 안내 부재(86)의 압입식 끼워맞춤 부분을 형성하는 것을 용이하게 한다.

제8 실시예

이제 도 12를 참고하여 제8 실시예에 따른 가변 용량형 사판식 압축기를 설명한다. 제8 실시예에 대한 이하의 설명에서는, 상기 제7 실시예와의 차이점만을 설명한다.

도 12에 예시된 바와 같이, 안내 부재(86)는 외측 표면에 개구를 가지며 공간(709E)과 소통하는 소통 통로(86r)를 갖는다. 소통 통로(86r)는 소통 구멍(524)과 소통한다. 따라서, 통로(84), 소통 구멍(524), 소통 통로(86r), 공간(709E), 밸브 챔버(87), 소통 구멍(521B), 통로(81B), 압력 조정 챔버(15c), 제1 샤프트-내부 통로(21a), 및 제2 샤프트-내부 통로(21b)는 제2 압력 감시 지점(P2)으로부터 제어 압력 챔버(35)까지 연장되는 공급 통로를 형성한다. 공급 통로에서 유동하는 냉매 가스가 샤프트-내부 통로(88)를 거쳐서 배압 챔버(67)에 공급된다.

제9 실시예

이제 도 13을 참고하여 제9 실시예에 따른 가변 용량형 사판식 압축기를 설명한다. 제9 실시예에 대한 이하의 설명에서는, 상기 제6 실시예와의 차이점만을 설명한다.

도 13에 예시된 바와 같이, 밸브체(70F)는 밸브 부분으로서의 환형 제2 밸브 부분(703F) 및 제1 밸브체 부재(702F)를 포함한다. 제1 밸브체 부재(702F)는 배압 챔버(67)로부터 도입 챔버(59A)까지 연장되고 밸브 부분으로서의 환형 제1 밸브 부분(701F)을 갖는다. 제2 밸브 부분(703F)은 도입 챔버(59A)를 바라보는 제1 밸브체 부재(702F)의 단부 부분에 연결된다. 제1 밸브체 부재(702F)는 배압 챔버(67)와 소통 챔버(66)와의 사이의 경계를 밀봉한다. 제1 밸브 부분(701F)의 외측 직경은 제2 밸브 부분(703F)의 외측 직경보다 크다. 제1 밸브 부분(701F) 부근의 밸브 구멍(65h)의 직경은 제2 밸브 부분(703F) 부근의 밸브 구멍(65h)의 직경보다 더 크다. 제1 밸브 부분(701F)은 밸브 구멍(65h)과 소통 챔버(66)와의 사이의 경계를 밀봉하기 위해 밸브 구멍(65h)으로 들어가는 외측 표면 밀봉 부분(704F)을 갖는다. 제2 밸브 부분(703F)은 밸브 구멍(65h)과 도입 챔버(59A)와의 사이의 경계를 밀봉하기 위해 밸브 구멍(65h)으로 들어가는 외측 표면 밀봉 부분(705F)을 갖는다.

소통 챔버(66)의 압력, 즉 흡입 챔버(15a)의 압력은 밸브 시트 부재(65)의 반대측에 있는 밸브체(70F)의 제1 밸브 부분(701F)의 작동 표면(706F)에 작용한다. 또한, 도입 챔버(59A)의 압력, 즉 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력은 도입 챔버(59A)를 바라보는 제2 밸브 부분(703F)의 작동 표면(707F)에 작용한다.

제9 실시예의 동작을 설명한다.

밸브 구멍(65h)을 바라보는 제1 밸브 부분(701F)의 작동 표면(708F)과 밸브 구멍(65h)을 바라보는 제2 밸브 부분(703F)의 작동 표면(709F)과의 사이에서, 밸브 구멍(65h)의 압력, 즉 제어 압력 챔버(35)의 압력은 제1 밸브 부분(701F)의 외측 직경이 더 큰 양 만큼 작동 표면(708F)에 작용한다. 따라서, 흡입 챔버(15a)의 압력은 밸브 시트 부재(65)의 반대측에 있는 제1 밸브 부분(701F)의 작동 표면(706F)에 작용한다. 또한, 제어 압력 챔버(35)의 압력은 밸브 구멍(65h)에 대응하는 측에 있는 제1 밸브 부분(701F)의 작동 표면(708F)에 작용한다. 이는 제어 압력 챔버(35)의 압력과 흡입 챔버(15a)의 압력과의 사이의 차압인 CS 차압에 기초한 부하가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70F)에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체(70F)에 작용하게 한다.

또한, 흡입 챔버(15a)의 압력은 밸브 시트 부재(65)의 반대측에 있는 제1 밸브 부분(701F)의 작동 표면(706F)에 작용한다. 또한, 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력은 도입 챔버(59A)에 대응하는 측에 있는 제2 밸브 부분(703F)의 작동 표면(707F)에 작용한다. 이러한 구조에 있어서, 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력과 흡입 챔버(15a)의 압력과의 사이의 차압인 DS 차압에 기초한 부하는 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70C)에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체(70F)에 작용한다.그러므로, 제1 실시예의 이점 (1), (2) 및 제5 실시예의 이점 (6)과 동등한 이점에 추가하여, 제9 실시예는 이하의 이점을 달성한다.

(9) DS 차압에 기초한 부하에 추가하여, CS 차압에 기초한 부하가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70F)에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체(70F)에 작용한다. 이러한 구조에 있어서, DS 차압의 변동은 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서 작고, CS 차압의 변동 또한 고려될 수 있다. 이는 지점-대-지점 차압의 변동에 대한 냉매 가스의 유량의 변동이 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서 더 작아지게 하는 것을 용이하게 한다.

제10 실시예

이제 도 14 및 도 15를 참고하여 제10 실시예에 따른 가변 용량형 사판식 압축기를 설명한다.

도 14에 예시된 바와 같이, 제2 하우징(52)은 환형 제1 밸브 시트 부재(91)를 수용한다. 제1 밸브 구멍(91h)이 제1 밸브 시트 부재(91)의 중앙에 형성된다. 또한, 제2 하우징(52)은 제1 밸브 시트 부재(91)보다 도입 챔버(59A)에 더 가까운 위치에서 환형 제2 밸브 시트 부재(92)를 수용한다. 제2 밸브 구멍(92h)이 제2 밸브 시트 부재(92)의 중앙에 형성된다. 밸브 챔버(93)가 제2 하우징(52)에서 제1 밸브 시트 부재(91)와 제2 밸브 시트 부재(92)와의 사이에 형성된다. 제2 밸브 구멍(92h)은 단차형 형상을 갖고, 밸브 챔버(93) 부근의 제2 밸브 구멍(92h)의 직경은 도입 챔버(59A) 부근의 제2 밸브 구멍(92h)의 직경보다 더 크다. 제1 밸브 구멍(91h)의 직경은 밸브 챔버(93) 부근의 제2 밸브 구멍(92h)의 직경과 동일한다.

밸브 하우징(50h)은 배압 챔버(67)로부터 도입 챔버(59A)까지 연장되는 밸브체(70G)를 수용한다. 밸브체(70G)에는 밸브 부분으로서의 제1 밸브 부분(702G)이 제공된다. 제1 밸브 부분(702G)은 제1 밸브 구멍(91h)과 밸브 챔버(93)와의 사이의 경계를 밀봉하기 위해 제1 밸브 구멍(91h)으로 들어가는 외측 표면 밀봉 부분(701G)을 갖는다. 또한, 밸브체(70G)에는 밸브 부분으로서의 환형 제2 밸브 부분(704G)이 제공된다. 제2 밸브 부분(704G)은 밸브 챔버(93)에 수용되며 제2 밸브 구멍(92h)과 밸브 챔버(93)와의 사이의 경계를 밀봉하기 위해 제2 밸브 구멍(92h)으로 들어가는 외측 표면 밀봉 부분(703G)을 갖는다. 제2 밸브 부분(704G)의 외측 직경은 제1 밸브 부분(702G)의 외측 직경보다 더 크다.

또한, 밸브체(70G)는 제1 밸브 부분(702G)으로부터 돌출하는 원주형 제1 돌출 부분(705G)을 갖는다. 제1 돌출 부분(705G)의 외측 지경은 제1 밸브 부분(702G)의 외측 직경보다 더 작다. 제1 돌출 부분(705G)은 제1 밸브 구멍(91h)의 내측을 통해 연장되며 제2 하우징(52)의 바닥 부분을 통해 배압 챔버(67) 안으로 돌출한다. 제1 돌출 부분(705G)은 배압 챔버(67)와 제1 밸브 구멍(91h)의 내측과의 사이의 경계를 밀봉한다. 또한, 밸브체(70G)는 제2 밸브 부분(704G)으로부터 돌출하는 원주형 제2 돌출 부분(706G)을 갖는다. 제2 돌출 부분(706G)의 외측 직경은 제1 밸브 부분(702G)의 외측 직경과 동일하다. 공간(94)이 제2 돌출 부분(706G)과 밸브 챔버(93)에 대응하는 측에 있는 제2 밸브 구멍(92h)의 부분과의 사이에 형성된다. 도입 챔버(59A)에 대응하는 측에 있는 제2 밸브 구멍(92h)의 부분과의 사이에서, 제2 돌출 부분(706G)은 공간(94)과 도입 챔버(59A)와의 사이의 경계를 밀봉한다.

밸브체(70G)는 배압 챔버(67)와 공간(94)을 서로 연결하는 샤프트-내부 통로(95)를 갖는다. 또한, 밸브 챔버(93)는 제2 하우징(52)을 통해 연장되는 소통 구멍(521C) 및 통로(81C)를 거쳐서 압력 조정 챔버(15c)와 소통한다. 또한, 배압 챔버(67)는 제2 하우징(52)을 통해 연장되는 소통 구멍(522C) 및 통로(82C)를 거쳐서 흡입 챔버(15a)와 소통한다. 따라서, 제2 샤프트-내부 통로(21b), 제1 샤프트-내부 통로(21a), 압력 조정 챔버(15c), 통로(81C), 소통 구멍(521C), 밸브 챔버(93), 공간(94), 샤프트-내부 통로(95), 배압 챔버(67), 소통 구멍(522C) 및 통로(82C)는 제어 압력 챔버(35)로부터 흡입 챔버(15a)까지 연장되는 블리드 통로를 형성한다.

제1 밸브 구멍(91h)의 내측은 제1 밸브 구멍(91h) 및 제2 하우징(52)을 통해 연장되는 소통 구멍(523C) 및 통로(83C)을 거쳐서 제2 압력 감시 지점(P2)에 연결된다. 따라서, 통로(83C), 소통 구멍(523C), 제1 밸브 구멍(91h), 밸브 챔버(93), 소통 구멍(521C), 통로(81C), 압력 조정 챔버(15c), 제1 샤프트-내부 통로(21a) 및 제2 샤프트-내부 통로(21b)는 제2 압력 감시 지점(P2)으로부터 제어 압력 챔버(35)까지 연장되는 공급 통로를 형성한다.

제1 밸브 구멍(91h)의 내측의 압력, 즉 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 제1 밸브 부분(702G)의 단부면에 작용한다. 도입 챔버(59A)의 압력, 즉 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력은 제2 돌출 부분(706G)의 단부면에 작용한다. 이는 지점-대-지점 차압에 기초한 부하를 솔레노이드 부분(53)을 향해 밸브체(70G)에 적용한다.

에어 컨디셔너 스위치(50s)가 꺼질 때, 솔레노이드 부분(53)으로의 전기 공급이 정지된다. 이러한 상태에서, 지점-대-지점 차압에 기초한 부하가 솔레노이드 부분(53)을 향해 작용하고, 따라서 밸브체(70G)는 솔레노이드 부분(53)을 향해 이동한다. 이는 제1 밸브 부분(702G)이 제1 밸브 구멍(91h)으로 들어가게 하고 외측 표면 밀봉 부분(701G)이 제1 밸브 구멍(91h)과 밸브 챔버(93)와의 사이의 경계를 밀봉하게 한다. 따라서, 제1 밸브 부분(702G)은 폐쇄된 상태로 되어 공급 통로를 폐쇄한다. 제2 밸브 부분(704G)이 제2 밸브 구멍(92h)을 나오고, 이에 따라 밸브 챔버(93)와 공간(94)은 서로 소통한다. 따라서, 제2 밸브 부분(704G)은 개방된 상태로 되어 블리드 통로를 개방한다. 냉매 가스가 제어 압력 챔버(35)로부터 블리드 통로를 거쳐서 흡입 챔버(15a)에 배출되고, 따라서 제어 압력 챔버(35)의 압력은 흡입 챔버(15a)의 압력에 근접한다. 이는 사판(23)의 경사각을 감소시키고, 따라서 더블-헤드형 피스톤(25)의 스트로크를 감소시킨다. 따라서, 용량이 감소된다.

에어 컨디셔너 스위치(50s)가 켜질 때, 전기가 솔레노이드 부분(53)에 공급된다. 그리고, 솔레노이드 부분(53)은 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70G)에 적용된 부하에 대항하는 가압력을 밸브체(70G)에 적용하고, 밸브체(70G)는 도입 챔버(59A)를 향해 이동한다. 제1 밸브 부분(702G)은 제1 밸브 구멍(91h)을 나오고, 이에 따라 제1 밸브 구멍(91h)과 밸브 챔버(93)는 서로 소통한다. 따라서, 제1 밸브 부분(702G)은 개방된 상태로 되어 공급 통로를 개방한다. 제2 밸브 부분(704G)은 제2 밸브 구멍(92h)으로 들어가고, 외측 표면 밀봉 부분(703G)은 제2 밸브 구멍(92h)과 밸브 챔버(93)와의 사이의 경계를 밀봉한다. 따라서, 제2 밸브 부분(704G)은 폐쇄된 상태로 되어 블리드 통로를 폐쇄한다. 이는 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력을 공급 통로를 거쳐서 제어 압력 챔버(35)에 공급하고, 따라서 제어 압력 챔버(35)의 압력은 배출 챔버(15b)의 압력에 근접한다. 이는 사판(23)의 경사각을 증가시키고, 따라서 더블-헤드형 피스톤(25)의 스트로크를 증가시킨다. 따라서 용량이 증가된다.

이제 제10 실시예의 동작을 설명한다.

배압 챔버(67)의 압력, 즉 흡입 챔버(15a)의 압력은 배압 챔버(67) 부근의 밸브체(70G)의 단부면에 작용한다. 따라서, 흡입 챔버(15a)의 압력은 배압 챔버(67) 부근의 밸브체(70G)의 단부면에 작용한다. 또한, 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력은 제2 돌출 부분(706G)의 다부면에 작용한다. 이는 제1 압력 감시 지점(P1)의 압력과 흡입 챔버(15a)의 압력과의 사이의 차압인 DS 차압에 기초한 부하가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70G)에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체(70G)에 작용하게 한다.

또한, 밸브 챔버(93)의 압력, 즉 제어 압력 챔버(35)의 압력은 제1 밸브 시트 부재(91)를 바라보는 제2 밸브 부분(704G)의 작동 표면(707G)에 작용한다. 또한, 공간(94)의 압력, 즉 흡입 챔버(15a)의 압력은 제2 밸브 시트 부재(92)를 바라보는 제2 밸브 부분(704G)의 작동 표면(708G)에 작용한다. 이는 제어 압력 챔버(35)의 압력과 흡입 챔버(15a)의 압력과의 사이의 차압인 CS 차압에 기초한 부하가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70G)에 적용된 부하의 방향과 반대 방향으로 밸브체(70G)에 더 작용하게 한다. 부하의 방향과 반대의 방향은 솔레노이드 부분(53)에 의해 밸브체(70G)에 적용된 가압력의 방향과 동일한 방향을 말한다.

도 15의 그래프의 파선은 지점-대-지점 차압과 냉매 가스의 유량과의 사이의 관계를 나타내는 특징선(L3)이다. 특징선(L3)은 CS 차압에 기초한 부하가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70G)에 적용된 부하의 방향과 반대 방향으로 밸브체(70G)에 더 작용하는 경우에 얻어진다.

DS 차압에 기초한 부하가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70G)에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체(70G)에 작용하게 될 때, 냉매 가스의 유량이 큰 영영에서 조차 솔레노이드 부분(53)에 의해 제1 밸브 부분(702G) 및 제2 밸브 부분(704G)의 개방도를 제어하는 프로세스에서 지점-대-지점 차압의 변동에 대한 냉매 가스의 유량의 변동은 잘 발생하지 않는다. 그러므로, CS 차압에 기초한 부하는 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70G)에 적용된 부하의 방향과 반대 방향으로 밸브체(70G)에 작용하게 된다. 용량이 클수록, CS 차압은 더 높아진다. 따라서, 냉매 가스의 유량이 큰 영역에서, 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70G)에 적용된 부하의 방향과 반대 방향으로 밸브체(70G)에 작용하는 부하는 냉매 가스의 유량이 작은 영역과 비교하여 크다. 결과적으로, 특징선(L2)와 비교하여, 특징선(L3)에서는 지점-대-지점 차압의 변동에 대한 냉매 가스의 유량의 변동은 냉매 가스의 유량이 더 커짐에 따라 더 커진다.

그러므로, 제1 실시예의 이점 (1), (2) 및 제6 실시예의 이점 (6)과 동등한 이점에 추가하여, 제10 실시예는 이하의 이점을 달성한다.

(10) 제어 압력 챔버(35)의 압력과 흡입 챔버(15a)의 압력과의 사이의 차압인 CS 차압에 기초한 부하는 추가로 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70G)에 적용된 부하의 방향과 반대 방향으로 밸브체(70G)에 작용하게 된다. 용량이 더 커짐에 따라 CS 차압은 더 커진다. 이는 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70G)에 적용된 부하의 방향과 반대 방향으로 밸브체(70G)에 작용하는 CS 차압에 기초한 부하가 냉매 가스의 유량이 작은 영역과 비교하여 냉매 가스의 유량이 큰 영역에서 더 커지게 한다. 결과적으로, 냉매 가스의 유량이 더 커짐에 따라, 지점-대-지점 차압의 변동에 대한 냉매 가스의 유량의 변동은 더 커진다. 이는 냉매 가스의 유량이 큰 영역에서 조차 솔레노이드 부분(53)에 의해 밸브체(70G)에 적용된 가압력을 감소시킨다. 결과적으로, 솔레노이 부분(53)의 크기를 감소시키는 것이 가능하다.

제11 실시예

이제 도 16 내지 도 19를 참고하여 제11 실시예에 따른 가변 용량형 사판식 압축기를 설명한다.

도 16에 예시된 바와 같이, 가변 용량형 사판식 압축기(10A)는 실린더 블록(12A), 전방 하우징 부재(13A), 및 후방 하우징 부재(16A)에 의해 형성되는 하우징(11A)을 포함한다. 전방 하우징 부재(13A)는 실린더 블록(12A)의 일단부(도 16에서 보았을 때 좌측 단부)에 고정된다. 후방 하우징 부재(16A)는 밸브 플레이트(14A)를 사이에 둔 상태에서 실린더 블록(12A)의 타단부(도 16에소 보았을 때 우측 단부)에 고정된다. 하우징(11A)에서, 실린더 블록(12A) 및 전방 하우징 부재(13A)는 사이에 사판 챔버(24A)를 형성한다.

회전 샤프트(21A)가 하우징(11A) 내에 회전할 수 있게 지지된다. 하우징(11A)의 전방 단부(제1 측)에 위치된 전방 단부에서 회전 축선(L)[회전 샤프트(21A)의 축선]을 따르는 회전 샤프트(21A)의 일단부가 전방 하우징 부재(13A)를 통해 제공된 샤프트 구멍(13H)에 수용된다. 회전 샤프트(21A)의 전방 단부는 전방 하우징 부재(13A)로부터 돌출한다. 또한, 하우징(11A)의 후방측(제2 측)에 위치된 후방측에서 회전 축선(L)이 연장되는 방향을 따르는 회전 샤프트(21A)의 타단부는 실린더 블록(12A)을 통해 제공된 샤프트 구멍(12H)을 통해 연장된다.

제1 활주 베어링(B1)이 샤프트 구멍(13H)에 배치되고, 회전 샤프트(21A)의 전방 단부는 제1 활주 베어링(B1)을 거쳐서 전방 하우징 부재(13A) 내에 회전할 수 있게 지지된다. 제2 활주 베어링(B2)이 샤프트 구멍(12H)에 배치되고, 회전 샤프트(21A)의 후방 단부가 제2 활주 베어링(B2)을 거쳐서 실린더 블록(12A) 내에 회전할 수 있게 지지된다. 립 시일 타입의 밀봉 장치(18A)가 전방 하우징 부재(13A)와 회전 샤프트(21A)와의 사이에 위치된다. 회전 샤프트(21A)의 전방 단부는 동력 전달 기구(PT)를 통해 이 실시예에서 차량 엔진(E)인 외부 구동원에 연결되고 이 외부 구동원에 의해 구동된다. 이 실시예에서, 동력 전달 기구(PT)는 상시 전달 타입 무클러치 기구이다. 동력 전달 기구(PT)는 예컨대 벨트 및 풀리의 조합에 의해 구성된다.

시일 링(12S)이 실린더 블록(12A)과 회전 샤프트(21A)와의 사이에 제공된다. 시일 링(12S)은 샤프트 구멍(12H)에서 시일 링(12S)보다 밸브 플레이트(14A)에 더 가깝게 위치되는 공간인 제1 압력 조정 챔버(151C)와 사판 챔버(24A)와의 사이의 경계를 밀봉한다.

사판 챔버(24A)는 회전 샤프트(21A)로부터의 구동력에 의해 회전되고 회전 샤프트(21A)에 대해서 축방향으로 기울어질 수 있는 사판(23A)을 수용한다. 사판(23A)은 회전 샤프트(21A)를 수용하는 삽입 구멍(23H)을 갖는다. 회전 샤프트(21A)는 삽입 구멍(23H)에 수용되고, 따라서 사판(23A)은 회전 샤프트(21A)에 부착된다.

실린더 블록(12A)은 실린더 블록(12A)의 축방향으로 연장되도록 구성되고 회전 샤프트(21A) 주위에 배치되는 실린더 보어(121A)를 갖는다. 도 16에는 하나의 보어(121A)만 도시되어 있다. 싱글-헤드형 피스톤(25A)이 상사점과 하사점과의 사이에서 왕복운동하도록 각각의 실린더 보어(121A)에 수용된다. 각각의 실린더 보어(121A)의 개구는 밸브 플레이트(14A) 및 대응하는 싱글-헤드형 피스톤(25A)에 의해 폐쇄된다. 대응하는 싱글-헤드형 피스톤(25A)의 왕복운동에 따라 부피가 변하는 압축 챔버(20A)가 각각의 실린더 보어(121A) 내에 형성된다. 각각의 싱글-헤드형 피스톤(25A)은 2개의 슈(26A)를 갖는 사판(23A)의 둘레부분과 결합된다. 슈(26A)는 회전 샤프트(21A)와 함께 회전하는 사판(23A)의 회전을 싱글-헤드형 피스톤(25A)의 선형 왕복운동으로 변환한다. 따라서, 슈(26A)의 각각의 쌍은 사판(23A)의 회전에 따라 실린더 보어(121A)의 대응하는 싱글-헤드형 피스톤(25A)을 왕복운동시키는 변환 기구로서의 역할을 한다.

흡입 챔버(15A) 및 흡입 챔버(15A)를 둘러싸는 배출 챔버(15B)가 밸브 플레이트(14A)와 후방 하우징 부재(16A)와의 사이에 형성된다.

또한, 제2 압력 조정 챔버(152C)가 밸브 플레이트(14A)와 후방 하우징 부재(16A)와의 사이에 형성된다. 제2 압력 조정 챔버(152C)는 후방 하우징 부재(16A)의 중앙에 위치되고, 흡입 챔버(15A)는 반경방향으로 제2 압력 조정 챔버(152C)의 외측에 위치된다. 밸브 플레이트(14A)는 제1 압력 조정 챔버(151C)와 제2 압력 조정 챔버(152C)를 서로 연결하는 소통 구멍(14H)을 갖는다.

사판 챔버(24A) 및 흡입 챔버(15A)는 실린더 블록(12A) 및 밸브 플레이트(14A)를 통해서 연장되는 흡입 통로(12B)를 거쳐서 서로 소통한다. 흡입 입구(13S)가 전방 하우징 부재(13A)의 둘레 벽에 형성된다.

가변 용량형 사판식 압축기(10A)는 차량 에어 컨디셔너를 위한 냉매 회로(냉각 회로)(44)의 일부를 구성한다. 냉매 회로(44)에는 가변 용량형 사판식 압축기(10A) 및 외부 냉매 회로(45)가 제공된다. 배출 챔버(15B)는 배출 통로(46)를 거쳐서 응축기(45a)의 입구에 연결된다. 증발기(45c)의 출구가 흡입 통로(47)를 거쳐서 흡입 입구(13S)에 연결된다. 억제장치(46s)는 배출 통로(46)의 중간에 제공된다. 억제장치(46s)는 냉매 가스의 배출 맥동을 저하시킨다. 배출 챔버(15B)에 배출된 냉매 가스가 배출 통로(46), 외부 냉매 회로(45) 및 흡입 통로(47)를 통해 유동하고, 흡입 입구(13S)로부터 사판 챔버(24A)에 인출된다. 사판 챔버(24A)에 인출된 냉매 가스는 흡입 통로(12B)를 거쳐서 흡입 챔버(15A)에 인출된다. 따라서, 흡입 챔버(15A) 및 사판 챔버(24A)는 흡입 압력 영역(37)에 있다. 흡입 챔버(15A) 및 사판 챔버(24A)는 실질적으로 동일한 압력을 갖는다.

사판 챔버(24A)는 사판(23A)에서 회전 샤프트(21A)의 회전 축선(L)에 수직인 방향에 대해 사판(23A)의 경사각을 변화시키는 엑츄에이터(30A)를 수용한다. 엑츄에이터(30A)는 사판(23A)의 더욱 전방에 있는 회전 샤프트(21A)의 부분에 제공되는 격벽 본체로서의 러그 플레이트(31A)를 갖는다. 러그 플레이트(31A)는 원형 플레이트 형태를 갖고 회전 샤프트(21A)와 일체로 회전한다. 또한, 엑츄에이터(30A)는 폐쇄된 단부를 갖는 원통형 가동체(32A)를 갖는다.

가동체(32A)는 러그 플레이트(31A)에 대해 회전 샤프트(21A)의 축방향으로 이동한다. 가동체(32A)는 제1 원통형 부분(321A), 제2 원통형 부분(322A) 및 환형 커플링 부분(323A)을 포함한다. 제1 원통형 부분(321A)은 회전 샤프트(21A)를 수용하는 삽입 구멍(32E)을 갖는다. 제2 원통형 부분(322A)은 회전 샤프트(21A)의 축방향으로 연장되고 제1 원통형 부분(321A)의 직경보다 더 큰 직경을 갖는다. 커플링 부분(323A)은 제1 원통형 부분(321A)과 제2 원통형 부분(322A)을 서로 연결한다. 제2 원통형 부분(322A)의 첨단 부분이 러그 플레이트(31A)에 형성된 환형 안내 홈(311A)에서 제2 원통형 부분(322A)의 둘레 표면을 바라보는 안내 홈(311A)의 표면에 대해 활주한다. 이는 가동체(32A)가 러그 플레이트(31A)를 거쳐서 회전 샤프트(21A)와 일체로 회전하도록 한다. 밀봉 부재(33A)가 제2 원통형 부분(322A)의 둘레 표면과 제2 원통형 부분(322A)의 둘레 표면을 바라보는 안내 홈(311A)의 표면과의 사이의 경계를 밀봉한다. 또한, 밀봉 부재(34A)가 삽입 구멍(32E)과 회전 샤프트(21A)와의 사이의 경계를 밀봉한다. 엑츄에이터(30A)는 러그 플레이트(31A) 및 가동체(32A)에 의해 형성되는 제어 압력 챔버(35A)를 갖는다.

돌출부(23B)가 가동체(32A)를 바라보는 사판(23A)의 부분으로부터 돌출하도록 형성된다. 돌출부(23B)를 바라보는 제1 원통형 부분(321A)의 표면이 돌출부(23B)와 접촉하고 사판(23A)을 가압하는 가압 표면(32D)을 형성한다.

러그 플레이트(31A)는 사판(23A)을 향해 돌출하는 한 쌍의 아암(31F)을 갖는다. 돌출부(23C)가 러그 플레이트(31A)를 향해 돌출하도록 사판(23A)의 상단측에 형성된다. 돌출부(23C)는 2 개의 아암(31F) 사이에 삽입된다. 돌출부(23C)는 2개의 아암(31F) 사이에 끼워져 있는 상태에서 2개의 아암(31F) 사이를 이동한다. 캠 표면(31K)이 2개의 아암(31F) 사이의 바닥 부분에 형성된다. 돌출부(23C)의 첨단이 캠 표면(31K)과 활주 접촉하고 있다. 사판(23A)은 캠 표면(31K) 및 2개의 아암(31F) 사이에 끼워진 돌출부(23C)와 협력하여 회전 샤프트(21A)의 축방향으로 기울어질 수 있다. 화전 샤프트(21A)의 구동력이 한 쌍의 아암(31F)을 거쳐서 돌출부(23C)에 전달되고, 따라서 사판(23A)은 회전한다. 회전 샤프트(21A)의 축방향에 있어서의 사판(23A)의 기울어짐의 프로세스에서, 돌출부(23C)는 캠 표면(31K) 상을 활주한다. 따라서, 돌출부(23C) 및 캠 표면(31K)은 사판(23A)의 경사각의 변화를 허용하는 링크 기구를 형성한다.

또한, 조절 링(28A)이 사판(23A)보다 실린더 블록(12A)에 더 가까운 회전 샤프트(21A)의 위치에 체결된다. 스프링(29A)이 조절 링(28A)과 사판(23A) 과의 사이에서 회전 샤프트(21A) 주위에 장착된다. 스프링(29A)은 사판(23A)을 가압하여 사판(23A)이 러그 플레이트(31A)를 향해 기울어지게 한다.

제1 샤프트-내부 통로(21a)가 회전 샤프트(21A)에 형성된다. 제1 샤프트-내부 통로(21a)는 회전 샤프트(21A)의 축선(L)을 따라 연장된다. 제1 샤프트-내부 통로(21a)의 후방 단부는 제1 압력 조정 챔버(151C)의 내부로 개방된다. 제2 샤프트-내부 통로(21b)가 회전 샤프트(21A)에 형성된다. 제2 샤프트-내부 통로(21b)는 회전 샤프트(21A)의 반경방향으로 연장된다. 제2 샤프트-내부 통로(21b)의 일단부가 제1 샤프트-내부 통로(21a)와 소통한다. 제2 샤프트-내부 통로(21b)의 타단부는 제어 압력 챔버(35A)의 내부로 개방된다. 따라서, 제어 압력 챔버(35A) 및 제1 압력 조정 챔버(151C)는 제1 샤프트-내부 통로(21a) 및 제2 샤프트-내부 통로(21b)에 의해 서로 연결된다.

도 17에 예시된 바와 같이, 환형 제1 밸브 시트 부재(91A)가 제2 하우징(52)에서 소통 챔버(66)보다 수용 챔버(59)에 더 가깝게 수용된다. 제1 밸브 구멍(91H)이 제1 밸브 시트 부재(91A)의 중앙에 형성된다. 또한, 환형 제2 밸브 시트 부재(92A)가 제2 하우징(52)에서 제 1 밸브 시트 부재(91A)보다 수용 챔버(59)에 더 가깝게 수용된다. 제2 밸브 구멍(92H)이 제2 밸브 시트 부재(92A)의 중앙에 형성된다. 제1 밸브 구멍(91H) 및 제2 밸브 구멍(92H)은 동일한 직경을 갖는다. 밸브 챔버(93A)가 제2 하우징(52)에서 제1 밸브 시트 부재(91A)와 제2 밸브 시트 부재(92A)와의 사이에 형성된다.

소통 챔버(66) 및 밸브 챔버(93A)는 제1 밸브 구멍(91H)을 거쳐서 서로 소통한다. 따라서, 제2 샤프트-내부 통로(21b), 제1 샤프트-내부 통로(21a), 제1 압력 조정 챔버(151C), 소통 구멍(14H), 제2 압력 조정 챔버(152C), 통로(82), 소통 구멍(522), 밸브 챔버(93A), 제1 밸브 구멍(91H), 소통 챔버(66), 소통 구멍(523) 및 통로(83)는 제어 압력 챔버(35)로부터 흡입 챔버(15a)까지 연장되는 블리드 통로를 형성한다.

밸브 챔버(93A) 및 수용 챔버(59)는 제2 밸브 구멍(92H)을 거쳐서 서로 소통한다. 따라서, 통로(81), 소통 구멍(521), 수용 챔버(59), 제2 밸브 구멍(92H), 밸브 챔버(93A), 소통 구멍(522), 통로(82), 제2 압력 조정 챔버(152C), 소통 구멍(14H), 제1 압력 조정 챔버(151C), 제1 샤프트-내부 통로(21a), 및 제2 샤프트-내부 통로(21b)는 제2 압력 감시 지점(P2)으로부터 제어 압력 챔버(35)까지 연장되는 공급 통로를 형성한다.

밸브 하우징(50h)은 배압 챔버(67)로부터 수용 챔버(59)까지 연장되는 밸브체(70H)를 수용한다. 밸브체(70H)는 환형 밸브 부분으로서의 제1 밸브 부분(701H)을 갖는다. 제1 밸브 부분(701H)은 밸브 챔버(93A)를 바라보는 제1 밸브 시트 부재(91A)의 단부면의 제1 밸브 구멍(91H)의 주변과 접촉한다. 또한, 밸브체(70H)는 환형 밸브 부분으로서의 제2 밸브 부분(702H)을 갖는다. 제2 밸브 부분(702H)은 밸브 챔버(93A)를 바라보는 제2 밸브 시트 부재(92A)의 단부면의 제2 밸브 구멍(92H)의 주변과 접촉한다. 제1 밸브 부분(701H) 및 제2 밸브 부분(702H)은 동일한 외측 직경을 갖는다. 수용 챔버(59)에 위치되는 밸브체(70H)의 단부 부분이 커플링 본체(63)에 연결되고 이 커플링 본체(63)에 의해 구동된다.

상기 구조를 갖는 가변 용량형 사판식 압축기(10A)와 관련하여, 에어 컨디셔너 스위치(50s)가 꺼질 때, 솔레노이드 부분(53)으로의 전기 공급이 정지된다. 이러한 상태에서, 스프링(56)의 힘은 가동 철심(55)을 고정 철심(54)으로부터 멀어지도록 이동시킨다. 또한, 지점-대-지점 차압에 기초한 부하가 솔레노이드 부분(53)을 향해 작용하고, 따라서 밸브체(70H)는 솔레노이드 부분(53)을 향해 이동한다. 이는 제1 밸브 부분(701H)이 밸브 챔버(93A)를 바라보는 제1 밸브 시트 부재(91A)의 단부면과 접촉하게 하고, 제2 밸브 부분(702H)을 밸브 챔버(93A)를 바라보는 제2 밸브 시트 부재(92A)의 단부면으로부터 멀어지도록 이동시킨다.

그리고, 냉매 가스가 통로(81), 소통 구멍(521), 수용 챔버(59), 제2 밸브 구멍(92H), 밸브 챔버(93A), 소통 구멍(522), 통로(82), 제2 압력 조정 챔버(152C), 소통 구멍(14H), 제1 압력 조정 챔버(151C), 제1 샤프트-내부 통로(21a), 및 제2 샤프트-내부 통로(21b)를 거쳐서 제2 압력 감시 지점(P2)으로부터 제어 압력 챔버(35)에 공급되고, 제어 압력 챔버(35)의 압력은 배출 챔버(15B)의 압력에 근접한다.

도 16에 예시된 바와 같이, 제어 압력 챔버(35A)의 압력이 배출 챔버(15B)의 압력에 근접하고, 제어 압력 챔버(35A)와 사판 챔버(24A)와의 사이의 압력 차이가 더 커짐에 따라, 가동체(32A)는 가동체(32A)의 제1 원통형 부분(321A)이 러그 플레이트(31A)로부터 멀어지도록 이동한다. 그리고, 가동체(32A)의 제1 원통형 부분(321A)의 가압 표면(32D)은 돌출부(23B)를 가압하고, 따라서 사판(23A)은 스프링(29A)의 가압력에 대항하여 러그 플레이트(31A)로부터 멀어지는 방향으로 가압된다. 돌출부(23C)가 회전 샤프트(21A)를 향하는 방향으로 캠 표면(31K) 상에서 활주함에 따라, 사판(23A)의 경사각은 더 작아지고, 따라서 싱글-헤드형 피스톤(25A)의 스트로크는 더 작아진다. 따라서, 용량은 감소된다.

도 18에 예시된 바와 같이, 상기 구조를 갖는 가변 용량형 사판식 압축기(10A)와 관련하여, 에어 컨디셔너 스위치(50s)가 켜질 때 전기가 솔레노이드 부분(53)에 공급된다. 그리고, 솔레노이드 부분(53)의 전자기력이 스프링(56)의 힘에 대항하여 가동 철심(55)을 고정 철심(54)을 향해 끌어당긴다. 그리고, 구동력 전달 로드(57)는 밸브체(70H)를 가압한다. 밸브체(70H)가 가압될 때, 제2 밸브 부분(702H)의 개방도는 감소하고, 제1 밸브 부분(701H)은 밸브 챔버(93A)를 바라보는 제1 밸브 시트 부재(91A)의 단부면으로부터 멀어지도록 이동한다. 따라서, 전기가 공급될 때, 솔레노이드 부분(53)은 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70H)에 적용된 부하에 대항하는 가압력을 밸브체(70H)에 적용한다.

그리고, 제2 샤프트-내부 통로(21b), 제1 샤프트-내부 통로(21a), 제1 압력 조정 챔버(151C), 소통 구멍(14H), 제2 압력 조정 챔버(152C), 통로(82), 소통 구멍(522), 밸브 챔버(93A), 제1 밸브 구멍(91H), 소통 챔버(66), 소통 구멍(523) 및 통로(83)를 거쳐서 제어 압력 챔버(35)로부터 흡입 챔버(15A)에 배출되는 냉매 가스의 유량은 더 커진다. 그러므로, 제어 압력 챔버(35)의 압력은 흡입 챔버(15A)의 압력에 근접한다.

도 19에 예시된 바와 같이, 제어 압력 챔버(35A)의 압력이 흡입 챔버(15A)의 압력에 근접하고 제어 압력 챔버(35A)와 사판 챔버(24A)와의 사이의 압력 차이가 더 작아짐에 따라, 가동체(32A)는 가동체(32A)의 제1 원통형 부분(321A)이 러그 플레이트(31A)에 근접하도록 이동한다. 그리고, 스프링(29A)의 가압력은 사판(23A)을 러그 플레이트(31A)를 향해 가압한다. 이는 돌출부(23C)가 회전 샤프트(21A)로부터 멀어지는 방향으로 캠 표면(31K) 상에서 활주하게 하고, 따라서 사판(23A)의 경사각을 증가시킨다. 따라서, 싱글-헤드형 피스톤(25A)의 스트로크는 더 커지고, 용량은 증가한다.

도 17 및 도 18에 예시된 바와 같이, 소통 챔버(66)의 압력, 즉 흡입 챔버(15A)의 압력은 소통 챔버(66)를 바라보는 밸브체(70H)의 제1 밸브 부분(701H)의 작동 표면(703H)에 작용한다. 또한, 수용 챔버(59)의 압력, 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 수용 챔버(59)를 바라보는 제2 밸브 부분(702H)의 작동 표면(704H)에 작용한다. 밸브 챔버(93A)를 바라보는 제1 밸브 부분(701H)의 단부면 및 밸브 챔버(93A)를 바라보는 제2 밸브 부분(702H)의 단부면은 동일한 압력 수용 면적을 갖는다.

이제 제11 실시예의 동작을 설명한다.

흡입 챔버(15a)의 압력은 소통 챔버(66)를 바라보는 제1 밸브 부분(701H)의 작동 표면(703H)에 작용하고, 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력은 수용 챔버(59)를 바라보는 제2 밸브 부분(702H)의 작동 표면(704H)에 작용한다. 따라서, 제2 압력 감시 지점(P2)의 압력과 흡입 챔버(15a)의 압력과의 사이의 차압인 DS 차압에 기초한 부하는 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70H)에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체(70H)에 작용한다. 따라서, 지점-대-지점 차압의 변동에 대한 냉매 가스의 유량의 변동은 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서 더 작아지고, 이는 제1 실시예에서와 같이 냉매 가스의 유량이 작은 영역에서 가변 용량형 사판식 압축기(10A)의 용량의 제어성을 향상시킨다.

그러므로, 제11 실시예는 제1 실시예의 이점 (1)과 동등한 이점을 달성한다.

상기 예시된 실시예의 각각은 이하와 같이 변형될 수 있다.

제1 실시예, 제5 실시예, 제6 실시예, 제7 실시예 및 제11 실시예와 관련하여, 제1 밸브 부분(71v, 701C, 705D, 702E 및 701H) 및 제2 밸브 부분(72v, 702C, 707D, 704E 및 702H)은 상이한 외측 직경을 가질 수 있다.

제2 실시예 및 제3 실시예와 관련하여, 밀봉 부분(701A 및 701B) 및 밸브 부분(703A 및 703B)는 상이한 외측 직경을 가질 수 있다.

제9 실시예와 관련하여, DS 차압에 기초한 부하는 반드시 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체(70F)에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체(70F)에 작용할 필요가 있는 것은 아니다. 이러한 경우에, 바람직하게는 제어 압력 챔버(35)의 유량을 검출하기 위한 유동 센서가 압축기 구동 토크의 추정 정밀도를 향상시키기 위해서 제공된다.

예시된 실시예에서, 클러치를 거쳐 외부 구동원으로부터 구동력이 얻어질 수 있다.

그러므로, 본 예 및 실시예는 예시로서 그리고 비제한적인 것으로 고려되며, 본 발명은 본원에 주어진 상세사항으로 제한되지 않고 첨부된 청구항의 범위 및 동등물 내에서 변형될 수 있다.

Claims

흡입 압력 영역, 배출 압력 영역, 및 실린더 보어를 갖는 하우징;
하우징에 의해 회전할 수 있게 지지되는 회전 샤프트;
하우징에 수용되고, 회전 샤프트로부터의 구동력에 의해 회전되는 사판으로서, 경사각이 회전 샤프트에 대해 변화가능한 사판;
사판과 결합되고, 사판의 경사각에 대응하는 스트로크만큼 왕복운동하는 피스톤;
사판에 연결되고 사판의 경사각을 변화시키도록 구성되는 가동체;
제어 압력 챔버로서, 제어 압력 챔버의 내부 압력이 변화됨에 따라 회전 샤프트의 회전 축선이 연장되는 방향으로 가동체를 이동시키고, 이에 따라 사판의 경사각을 변화시키는 제어 압력 챔버; 및
제어 압력 챔버의 압력을 제어하는 제어 밸브를 포함하는 가변 용량형 사판식 압축기 이며,
가변 용량형 사판식 압축기는 냉매 회로의 일부를 구성하고,
냉매 회로는,
제1 압력 감시 지점, 및 냉매 회로를 순환하는 냉매의 유동 방향으로 제1 압력 감시 지점의 하류측에 위치되는 제2 압력 감시 지점을 포함하고,
제어 밸브는,
제1 압력 감시 지점의 압력과 제2 압력 감시 지점의 압력과의 사이의 차압인 지점-대-지점 차압에 기초하여 부하가 적용되는 밸브체로서, 부하의 방향과 동일한 방향으로 이동하여 사판의 경사각을 감소시키는 밸브체, 및 전기 공급을 받을 때, 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체에 적용된 부하에 대항하는 가압력을 밸브체에 적용함으로써 밸브체의 개방도를 제어하는 솔레노이드 부분을 포함하고,
배출 압력 영역의 압력과 흡입 압력 영역의 압력과의 사이의 차압인 DS 차압에 기초한 부하 및 제어 압력 챔버의 압력과 흡입 압력 영역의 압력과의 사이의 차압인 CS 차압에 기초한 부하 중 적어도 하나가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체에 작용하는, 가변 용량형 사판식 압축기.
제1항에 있어서,
적어도 DS 차압에 기초한 부하가 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체에 적용된 부하의 방향과 동일한 방향으로 밸브체에 작용하며,
CS 차압에 기초한 부하는 지점-대-지점 차압에 기초하여 밸브체에 적용된 부하의 방향과 반대 방향으로 밸브체에 작용하는, 가변 용량형 사판식 압축기.
제1항에 있어서,
제어 밸브는,
밸브체에 연결되고 이 밸브체에 의해 구동되는 격벽 부재, 및
격벽 부재를 수용하는 수용 챔버를 포함하고,
격벽 부재는 수용 챔버를 제1 압력 감시 지점의 압력을 도입하는 제1 도입 챔버, 및 제2 압력 감시 지점의 압력을 도입하는 제2 도입 챔버로 분할하며,
제어 밸브는 수용 챔버로부터 밸브체의 반대측에 위치되는 배압 챔버를 더 포함하고, 제어 밸브는 제2 압력 감시 지점의 압력을 도입하는, 가변 용량형 사판식 압축기.
제1항에 있어서,
제어 밸브는,
제1 압력 감시 지점의 압력이 도입되는 도입 챔버, 및
도입 챔버로부터 밸브체의 반대측에 위치되며, 제2 압력 감시 지점의 압력을 도입하는 배압 챔버를 포함하는, 가변 용량형 사판식 압축기.
제1항에 있어서,
제어 밸브는 밸브체의 이동 방향으로 밸브체를 안내하며, 밸브 하우징에 압입식 끼워맞춤되는 관형상 안내 부재를 갖고,
밸브체와 관형상 안내 부재와의 사이에 공간이 형성되며,
밸브체는 공간과 관형상 안내 부재의 외측과의 사이의 경계를 밀봉하기 위해 안내 부재로 들어가는 외측 표면 밀봉 부분을 갖는, 가변 용량형 사판식 압축기.
제5항에 있어서,
밸브체는 안내 부재의 내측에 위치되며 상기 공간과 소통하는 샤프트-내부 통로를 갖는, 가변 용량형 사판식 압축기.
제1항 내지 제6항 중 어느 한 항에 있어서,
사판의 경사각은 제어 압력 챔버의 내부 압력이 상승함에 따라 증가하며,
사판의 경사각은 제어 압력 챔버의 내부 압력이 하강함에 따라 감소하는, 가변 용량형 사판식 압축기.