CN1302992A - 变容式压缩机的空气调节器和控制阀 - Google Patents

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Abstract

控制阀(200)控制压缩机的曲柄室(5)内的压力,从而改变压缩机的排量。该压缩机包括排气室(22)、吸气室(21)和供给通道(28),该供给通道(28)把排气室(22)连接到曲柄室(5)中。控制阀(200)调节供给通道(28)。控制阀(200)包括阀体(43)、阀柱(54)和螺线管(100)。阀体(43)调整供给通道(28)内的开度大小。阀柱(54)根据排气室(22)内的压力和吸气室(21)内的压力之间的差值(Pd－Ps)移动阀体(43)。通过一力,螺线管(100)推动阀体(43),该力的大小与电的供给一致。螺线管(100)的推力表示压差(Pd－Ps)的目标值(TPD)。阀柱(54)移动阀体(43),以致压差(Pd－Ps)趋向于目标值(TPD)。设置在压缩机内的控制阀(200)可以精确地控制压缩机排量,而与蒸发器(33)的热负荷无关。

Description

变容式压缩机的空气调节器和控制阀
本发明涉及具有制冷回路的空气调节器，尤其地，本发明涉及用在制冷回路中的变容式压缩机上的排量控制阀。
机动车空气调节器的典型制冷回路包括冷凝器、膨胀阀、蒸发器和压缩机。压缩机接受来自蒸发器的制冷气体。然后，压缩机压缩气体并且把气体排出到冷凝器中。蒸发器把热量从乘客室中的空气中传递到制冷回路中的制冷剂中。蒸发器出口处的制冷气体的压力即吸进到压缩机中的制冷气体的压力(吸气压力Ps)表示制冷回路中的热负荷。
变容式旋转斜盘型压缩机广泛地应用在机动车上。这种压缩机包括排量控制阀，这种控制阀进行工作从而把吸气压力Ps保持在预定目标值(目标吸气压力)。控制阀根据吸气压力Ps来改变旋转斜盘的倾斜角，从而控制压缩机的排量。控制阀包括阀体和压敏件如波纹管或者膜片。压敏件根据吸气压力Ps来移动阀体，这可以调节曲柄室内的压力。相应地调整旋转斜盘的倾斜。
除了上面结构之外，一些控制阀包括电磁驱动器如螺线管，从而可以改变目标吸气压力。借助于与外部供给的电流值一致的力，电磁驱动器可以沿一个方向推动压敏件或者阀体。该力的大小决定了目标吸气压力。改变目标吸气压力允许精确地控制空气调节。
这种压缩机常常由机动车的发动机来驱动。在机动车的辅助装置中，压缩机消耗了发动机动力最多，因此压缩机是发动机的较大负荷。当发动机的负荷较大时，例如当机动车加速或者爬坡时，所有可得到的发动机动力要求用来驱动机动车。在这种条件下，为了减少发动机负荷，压缩机排量应该最小化。这称为排量限制控制过程。在执行排量限制控制过程时，具有改变目标吸气压力的控制阀的压缩机使目标吸气压力升高。然后，压缩机排量减少了，以致实际吸气压力Ps增加到接近目标吸气压力。
图17表示了吸气压力Ps和压缩机的排量Vc之间的关系。这种关系根据蒸发器的热负荷用多条线来表示。因此，如果吸气压力Ps不变，那么压缩机排量Vc随着热负荷的增加而增加。如果水平Ps1设置为目标吸气压力，那么热负荷使实际排量Vc在某一范围内(在图17中的ΔVc)进行改变。如果在排量限制控制过程中高的热负荷施加到蒸发器中，那么目标吸气压力的增加不会把压缩机的排量Vc降低到能足够减少发动机负荷的水平上。
因此，只要根据吸气压力Ps来控制排量，那么不能总是如希望的那样控制压缩机排量。
因此本发明的目的是提供一种用在变容式压缩机上的空气调节器和控制阀，不论蒸发器的热负荷如何，这种空气调节器和控制阀都可以精确地控制压缩机排量。
为了实现上面的目的，本发明提供了一种空气调节器，它包括制冷回路，该制冷回路具有冷凝器、减压装置、蒸发器和变容式压缩机。该压缩机具有排气压力区和吸气压力区，该排气压力区的压力是排气压力，该吸气压力区的压力是吸气压力。制冷回路还具有高压通道和低压通道，该高压通道从排气压力区延伸到冷凝器中，而低压通道从蒸发器延伸到吸气压力区。排量控制机构根据设置在制冷回路中的第一压力监视点处的压力和设置在制冷回路中的第二压力监视点处的压力之间的压差控制压缩机的排量。第一压力监视点设置在具有排气压力区、冷凝器和高压通道的制冷回路的一部分处。第二压力监视点设置在具有蒸发器、吸气压力区和低压通道的制冷回路的一部分处。
本发明还设置了用来控制压缩机的曲柄室内的压力从而改变压缩机排量的控制阀。该压缩机具有：排气压力区，该排气压力区的压力是排气压力；吸气压力区，该吸气压力区的压力是吸气压力；和内部气体通道，该内部气体通道包括排气压力区、曲柄室和吸气压力区。控制阀包括阀壳体、阀体、压力接受器和驱动器。阀体设置在阀壳体内从而调整内部气体通道内的开度大小。压力接受器根据排气压力和吸气压力之间的压差驱动阀体，从而使该压差趋向于预定目标值。通过力驱动器推动阀体，该力的大小与外部命令一致。驱动器的该推动力表示压差的目标值。
结合附图的下面描述使本发明的其它方面和优点变得显而易见，而这些附图通过例子的方式表示了本发明的原理。
参照结合这些附图的目前这些优选实施例的下面描述，可以更好地理解本发明及及本发明的目的和优点。在附图中，
图1是表示是本发明的第一实施例的、变容式旋转斜盘型压缩机的横截面图；
图2是表示包括图1的压缩机的制冷回路的示意图；
图3是表示图1的控制阀的横截面图；
图4是表示图3所示控制阀的部分的示意性横截面图；
图5是沿图1的线5-5所截取的横截面图；
图6是表示图5的单向阀的放大局部横截面视图；
图7是表示用来控制排量的主程序的流程图；
图8是表示正常控制过程的流程图；
图9是表示异常控制过程的流程图；
图10(a)是表示在异常控制过程中施加到控制阀上的电压的负载比Dt变化的正时图；
图10(b)是表示在异常控制过程中排气压力Pd和吸气压力Ps变化的正时图；
图10(c)是表示在异常控制过程中压缩机扭矩变化的正时图；
图11是表示本发明的第二实施例控制阀的横截面图；
图12是表示图1所示控制阀部分的示意性横截面视图；
图13是表示本发明第三实施例的制冷回路的示意性图；
图14是表示图13的压缩机上的单向阀的放大局部横截面图；
图15(a)是表示在异常控制过程中施加到控制阀上的电压的负载比Dt变化的正时图；
图15(b)是表示在异常控制过程中排气压力Pd和吸气压力Ps变化的正时图；
图15(c)是表示在异常控制过程中压缩机扭矩变化的正时图；
图16是表示本发明的第四实施例的制冷回路的示意性图；
图17是表示现有技术中的压缩机的吸气压力Ps和排量Vc之间的关系的图。
现在参照图1到10(c)来描述本发明的第一实施例。如图1所示一样，用在机动车上的变容式旋转斜盘型压缩机包括：一缸体1；一个固定到缸体1的前端面上的前壳体件2；及一个固定到缸体1的后端面上的后壳体件4。一阀盘组件3设置在缸体1和后壳体件4之间。借助于螺栓10(只示出了一个)把缸体1、前壳体件2、阀盘组件3和后壳体件4相互固定起来，从而形成压缩机壳体。在图1中，压缩机的左端定义为前端，压缩机的右端定义为后端。
曲柄室5限制在缸体1和前壳体件2之间。驱动轴6延伸通过曲柄室5，并且借助于缸体1和前壳体件2通过径向轴承8A、8B来支承。
凹口形成于缸体1的中心。弹簧7和后止推轴承9B设置在该凹口中。弹簧7向前(在图1中看去的左边)推动驱动轴6并使之通过止推轴承9B。凸盘11固定到曲柄室5内的驱动轴6上。前止推轴承9A设置在凸盘11和前壳体件2的内壁之间。
驱动轴6的前端通过动力传递机构PT连接到外部驱动源上，在这个实施例中该驱动源是发动机E。该动力传递机构PT包括带子和皮带轮。该机构PT可以是从外部进行电控制的离合器机构，如电磁离合器。在这个实施例中，机构PT没有离合器机构。因此，当发动机E运转时，压缩机被连续驱动。
一驱动盘(在这个实施例中是旋转斜盘12)容纳在曲柄室5内。旋转斜盘12具有形成于中心处的孔。驱动轴6延伸通过旋转斜盘12的孔。借助于铰接机构13把旋转斜盘12连接到凸盘11上。铰接机构13包括两个支撑臂14(只示出了一个)和两个导向销15(只示出一个)。每个支撑臂14具有导向孔并且从凸盘11的后侧伸出。每个导向销15从旋转斜盘12中伸出。每个支撑臂14的导向孔安装有相应的导向销15。铰接机构13允许旋转斜盘12与凸盘11和驱动轴6成一体地旋转。铰接机构13还允许旋转斜盘12沿着驱动轴6进行滑动，并且可以相对于垂直于驱动轴6的轴线的平面进行倾斜。旋转斜盘12具有平衡重12a，该平衡重成角度地与铰接机构13间隔180度。
弹簧16设置在凸盘11和旋转斜盘12之间。弹簧16把旋转斜盘12向前推到缸体1上。制动环18固定在旋转斜盘12后面的驱动轴6上。弹簧17绕着制动环18和旋转斜盘12之间的驱动轴6安装。当旋转斜盘12处于二在图1中用虚线表示的最大倾斜角度位置时，弹簧17不会把力施加到旋转斜盘上。但是，当旋转斜盘12移向在图1中用实线表示的最小倾斜角度位置时，弹簧17的力增加了。当旋转斜盘12倾斜最小倾斜角度(例如1到5度的角度)时，弹簧17不能充分收缩。
在缸体1内，许多缸孔1a(只示出一个)绕着驱动轴6的轴线形成。单头活塞20容纳在每个缸孔1a内。每个活塞20和相应的缸孔1a限制出压缩室。借助于一对滑瓦19每个活塞20连接到旋转斜盘12上。旋转斜盘12把驱动轴6的旋转运动转化成每个活塞20的往复运动。
吸气室21和排气室22限制在阀盘组件3和后壳体件4之间。吸气室21形成了吸气压力区，该压力区的压力是吸气压力Ps。排气室形成了排气压力区，该压力区的压力是排气压力Pd。阀盘组件3具有吸入口23、吸入阀瓣24、排出口25和排出阀瓣26。每组吸入口23、吸入阀瓣24、排出口25和排出阀瓣26与一个缸孔1a相对应。当每个活塞20从上死点位置移向下死点位置时，吸气室21内的制冷气体通过相应的吸入口23和吸入阀24而流进相应的缸孔1a内。当每个活塞20从下死点位置移到上死点位置时，相应缸孔1a内的制冷气体被压缩到预定压力，并且通过相应的排出口25和排出阀26而排出到排气室22内。
旋转斜盘12的倾斜角度根据作用在旋转斜盘12上的各种扭矩来决定。这些扭矩包括：以旋转的旋转斜盘12的离心力为基础的旋转扭矩；以弹簧16和17的力为基础的的弹簧力扭矩；活塞往复运动的惯性扭矩；和以压缩机内的压力为基础的气体压力扭矩。该气体压力扭矩由缸孔1a内的压力和曲柄室5内的压力(曲柄压力Pc)所产生。在这个实施例中，通过曲柄压力控制机构来调整曲柄压力Pc，而曲柄压力控制机构将在下面进行讨论。相应地，把旋转斜盘12的倾斜角度调整到最大倾斜角和最小倾斜角之间。旋转斜盘12的倾斜角限制出每个活塞20的冲程和压缩机的排量。
平衡重12a和凸盘11的制动器11a之间的接触可以进一步防止旋转斜盘12倾斜到最大倾斜角度。最小倾斜角度主要根据弹簧16和17的力来决定。
曲柄压力控制机构设置在压缩机中从而调整曲柄压力Pc。如图1和2所示一样，该机构包括流出通道27、供给通道28和控制阀200。流出通道27把曲柄室5与吸气室21连接起来，从而把制冷气体从曲柄室5导入到吸气室21内。供给通道28把排气室22与曲柄室5连接起来，从而把制冷气体从排气室22导入到曲柄室5中。控制阀200设置在供给通道28内。控制阀200调节通过供给通道28从排气室22供给到曲柄室5的制冷气体的流量，从而控制曲柄压力Pc。流出通道27和供给通道28形成了制冷气体在压缩机内进行循环的内部气体通道。
如图1和2所示一样，机动车的空气调节器的冷却环路包括压缩机和外部环路30，而外部环路30连接到该压缩机上。外部环路30包括一致冷装置31，一减压装置和一蒸发器33。该减压装置是温度型膨胀阀32，它根据热敏管子34所探测到的压力或者温度调节供给到蒸发器33中的制冷剂的流量，而热敏管子34设置在蒸发器33的下游侧处。该蒸发器33的下游处的压力或者温度代表该蒸发器32的热负荷。该外部环路30包括：一根从蒸发器33延伸到压缩机的吸气室21中的低压管35；及一根从压缩机的排气室22延伸到制冷装置31中的高压管36。
排气压力Pd和吸气压力Ps之间的差值与冷却环路中的制冷剂的流量相对应。这就是说，当流量增加时，压差增加。在这个实施例中，第一压力监视点P1设置在排气室22中，而该排气室22是高压管36的最上游部分。第二压力监视点P2设置在吸气室21内，而该吸气室22是低压管35的最下游部分。换句话说，第一压力监视点P1限制在排气压力区内，而该排气压力区是压缩机的高压区，而第二压力监视点P2限制在吸气压力区内，而该吸气压力区是压缩机中的低压区。探测第一监视点P1处的制冷气体压力(排气压力Pd)和第二监视点P2处的制冷气体压力(吸气压力Ps)之间的差值(Pd-Ps)允许冷却环路中的制冷剂的流量或者压缩机排量可以间接地被探测到。控制阀200使用压差(Pd-Ps)作为控制压缩机排量的参数。
第一压力监视点P1没必要设置在排气室22内，也可以设置在压力是排气压力Pd的任何位置上。即，第一监视点P1可以位于排气室22内、致冷装置31内或者高压管36内。同样地，第二压力监视点P2也没必要设置在吸气室21内，也可以设置在压力是吸气压力Ps的任何位置上。即，第二监视点P2可以处于吸气室21内、蒸发器33内或者低压管35内。
图3所示的控制阀200由作用在控制阀200上的压差(Pd-Ps)来驱动。控制阀200包括进入阀机构和电磁驱动器，而电磁驱动器在这个实施例中是螺线管100。进入阀机构50调整供给通道28的开度大小。通过具有圆形横截面的杆40，螺线管100把与供给电流的值一致的力施加到进入阀机构50中。该杆40包括分配器、匹配器42和导向器44。设置成邻近匹配器42的、导向器44的一部分起着阀体43的作用。如图4所示一样，分配器41的横截面积SB比匹配器42的横截面积大。导向器44和阀体43的横截面积SD比分配器41的横截面积SB大。
如图3所示一样，控制阀200具有阀壳体45。壳体45包括上部壳体件45b和下部壳体件45c。上部壳体件45b限制出进入阀机构50的形状。下部壳体件45c限制出螺线管100的形状。孔塞45a安装到上部壳体件45b的上开口中，用于关闭该开口。阀室46和导向孔49形成于上部壳体件45b内。压敏室48由上部壳体件45b和孔塞45a限制出。上部壳体件45b具有把压敏室48从阀室46中分开的壁部。导向孔49延伸通过该壁部。对着阀室46敞开的导向孔49部分起着阀孔47的作用。
杆40延伸通过阀室46、导向孔49和压敏室48。杆40轴向移动，从而有选择地把阀室43与阀孔47连通和把它们断开。导向孔49的直径在轴向上不变。导向孔49的横截面积SB等于杆40的分配器41的横截面积SB。因此，设置在导向孔49内的分配器41把压敏室48与阀室46分开。在以后的下文中，阀孔47和导向孔49的横截面积指的是SB，SB还表示分配器41的横截面积。
径向开口51形成于上部壳体件45b上，并且被连通到阀室46中。通过开口51和供给通道28的上游部分，阀室46连接到排气室22上。径向开口52也形成于上部壳体件45b上，并且与阀孔47连通。通过开口52和供给通道28的下游部分，阀孔47与曲柄室5连通。开口51、52、阀室46和阀孔47形成位于控制阀200内的一部分供给通道28。
阀体43设置在阀室46内。阀孔47的横截面积SB比匹配器42的横截面积SC大并且比导向器44的横截面积SD小(参见图4)。阀室46和阀孔47之间所限制出的台肩用作装纳阀体43的阀座53。当阀体43接触阀座53时，阀孔47与阀室46脱开。如图3所示一样，当阀体43与阀座53分开时，阀孔47与阀室46连通。
压力接受器在这个实施例中是杯形可移动的阀柱54，它设置在压敏室48内并且可以轴向移动。阀柱54把压敏室48分成高压室55和低压室56。阀柱54不允许气体在高压室55和低压室56之间流动。阀柱54的底壁的横截面积SA比分配器41和导向孔49(参见图4)的横截面积SB大。
通过形成于孔塞45a内的开口55a和第一压力引入通道37，高压室55连通到排气室22中，在排气室22中设置了第一压力监视点P1。通过形成于上部壳体件45b上的开口56a和第二压力引入通道38，低压室56连通到吸气室21中，在该吸气室21中设置了第二压力监视点P2。因此，高压室55承受排气压力Pd，并且低压室56承受吸气压力Ps。阀柱54的上部表面和下部表面各自承受排气压力Pd和吸气压力Ps。设置在低压室56内的杆40的未端固定到阀柱54上。阀柱54、高压室55和低压室56形成压差探测机构。回复弹簧57设置在高压室55内。回复弹簧57将阀柱54从高压室55推向低压室56。
螺线管100包括杯形圆柱体61，它固定在下部壳体件45c上。固定铁芯62安装到圆柱体61的上部开口中。该固定铁芯62形成阀室46的内壁部分并且在圆柱体61内限制出柱塞室63。柱塞64设置在柱塞室63内。柱塞64可以轴向移动。固定铁芯62具有导向孔65，而导向器44延伸通过该导向孔65。在导向孔65和导向器44之间具有一空间(未示出)。该空间把阀室46与柱塞室63连通。因此，柱塞室63承受排气压力Pd，而阀室46也承受排气压力Pd。
导向器44的下部延伸到柱塞室63中。柱塞64固定到导向器44的下部。柱塞64与杆40成一体地沿轴向移动。缓冲弹簧66设置在柱塞室63内并且把柱塞64推向固定铁芯62。
线圈67绕着固定铁芯62和柱塞64设置。通过驱动电路72，控制器70把电供到线圈67中。线圈67在固定铁芯62和柱塞64之间产生电磁力F。该电磁力F的大小与所供给的电的值一致。带电磁力F把柱塞64推向固定铁芯62，该固定铁芯62使杆40移动。因此该阀体43移向阀座53。
缓冲弹簧66的力比回复弹簧57的力小。因此，当电没有供给到线圈67时，回复弹簧57把柱塞64和杆40移向图3所示的初始位置，这引起阀体43使阀孔47的开度大小达到最大。
施加到线圈67上的电流可以通过改变电压值来改变。另一方面，电流可以通过负载控制来改变。在这个实施例中，电流是负载控制式的。施加到线圈67上的电压的较小负载比Dt表示较小的电磁力F。较小力F可引起阀体43增加阀孔47的开度大小。
通过杆40的轴向位置来决定由阀体43开启的阀孔47的开度大小。杆40的轴向位置通过作用在杆40上的各种力来决定。将参照图3和4来描述该力。如从图3和4所看到的、向下的力把阀体43从阀座53中移开(阀打开方向)。图3和4所看到的、向上的力把阀体43移向阀座53(阀关闭方向)。
现在描述作用在位于匹配器42上方的杆40的部分上的力，即作用在分配器41上的力。如图3和4所示一样，通过阀柱54，分配器41承受向下的力f2，而该力通过回复弹簧57来施加。阀柱54承受以高压室55内的排气压力Pd和低压室56内的吸气压力Ps之间的压差(Pd-Ps)为基础的向下的力。以压差(Pd-Ps)为基础的向下的力作用在分配器41上。承受高压室55内的排气压力Pd的阀柱54面积等于阀柱54的底壁的横截面积SA。承受低压室56内的吸气压力Ps的阀柱54面积通过从横截面积SA中减去分配器41的横截面积SB来计算出。分配器41还承受以阀孔47内的压力为基础的向上的力或者曲柄压力Pc。承受阀孔47内的压力的、分配器41的面积通过从分配器41的横截面积SB减去匹配器42的横截面积SC来计算出。如果向下的力用正值来表示，那么作用在分配器41上的净力ΣF1用方程Ⅰ来表示
ΣF1=Pd.SA-Ps(SA-SB)-Pc(SB-SC)+f2    方程Ⅰ
现在描述作用在位于匹配器42下方的、杆40的部分上的力即作用在导向器44上的力。导向器44承受缓冲弹簧66的向上的力f1和向上的电磁力F，该电磁力F作用在柱塞64上。如图4所示一样，通过在图4中用虚线来表示的假想圆柱体把阀体43的上端面43a分成内部和外部。假想圆柱体与限制出阀孔47的壁一致。内部的压力承受面积用SB-SC来表示，而外部的压力承受面积用SD-SB来表示。内部承受以阀孔47内的压力或者曲柄压力Pc为基础的向下力。外部承受以阀室46内的排气压力Pd为基础的向下力。
如上所述，柱塞室63承受阀室46的排气压力Pd。柱塞64的上表面和下表面具有同样的压力承受面积。因此，作用在柱塞64上的力(该力以排气压力Pd为基础)被抵消了。导向器44的下端面44a承受以排气压力Pd为基础的向上的力。下端面44a的压力承受面积等于导向器44的横截面积SD。如果向上的力用正值来表示，那么作用在导向器44上的净力∑F2用下面方程Ⅱ来表示
ΣF2=Pd.SD-Pd(SD-SB)-Pc(SB-SC)+F+f1
    =Pd.SB-Pc(SB-SC)+F+f1           方程Ⅱ
在简化方程Ⅱ的过程中，-Pc.SD与+Pc.SD抵消了，而该项Pc.SB保留下来了。因此，以排气压力Pd为基础的、作用在导向器44上的向下和向上力的合力是向上力，并且合成的向上力的大小只根据阀孔47的横截面积SB来决定。有效地承受排气压力Pd的导向器44的部分的面积，即导向器44的有效排气压力承受面积等于阀孔47的横截面积SB，而与导向器44的横截面积SD无关。
杆40的轴向位置是这样决定的，方程Ⅰ中的力ΣF1和方程Ⅱ中的力ΣF2相等。当力ΣF1等于力ΣF2时(ΣF1=ΣF2)，满足下面方程Ⅲ：
Pd-Ps=(F+f1-f2)/(SA-SB)    方程Ⅲ
在方程Ⅲ中，电磁力F是可变参数，该可变参数根据供给到线圈67中的电力而改变。如方程Ⅲ所显示的一样，杆40根据电磁力F的变化来改变压差(Pd-Ps)。换句话说，杆40根据作用在杆40上的压差(Pd-Ps)来移动，因此压差(Pd-Ps)寻找目标值TPD，而目标值TPD由电磁力F来决定。
影响杆40的轴向位置的压力只有排气压力Pd和吸气压力Ps。以曲柄压力Pc为基础的力不会影响杆40的位置。因此，杆40由压差(Pd-Ps)、电磁力F和弹簧力f1、f2来驱动。
如上所述，回复弹簧57的向下的力f2比缓冲弹簧66的向上力f1大。因此，当电压没有施加到线圈67上时，换句话说，当电磁力F是0时，杆40被移到图3所示的初始位置上，该初始位置通过阀体43使得阀孔47的开度大小最大。当施加到线圈67上的电压的负载比Dt在预定范围内达到最小时，向上的电磁力F和缓冲弹簧66的向上的力f1的合力比回复弹簧57的向下力f2大。向上的电磁力F和缓冲弹簧66的向上的力f1的合力抵抗回复弹簧57的向下力f2和以压差(Pd-Ps)为基础的向下力的合力。杆40被驱动从而满足方程Ⅲ。其结果是，决定了阀体43相对阀座53的位置，即阀孔47的开度大小。通过供给通道28从排气室22到曲柄室5的制冷气体的流量与阀孔47的开度大小一致。相应地控制曲柄压力Pc。
当电磁力F不变时，控制阀200进行工作，以致压差(Pd-Ps)趋向于目标值TPD，而该目标值TPD与电磁力F一致。当电磁力F根据来自控制器的命令进行调整并且目标压差TPD相应地进行改变时，控制阀200进行工作，以致压差(Pd-Ps)趋向于新的目标值TPD。
如图1、5和6所示一样，通过形成于后部壳体件4上的排出通道90，排气室连接到外部环路30的高压管36中。单向阀92设置在排出通道90中。下面将描述单向阀92和它的安装结构。
如图5和6所示一样，限制出排出通道90的阀管97从后部壳体件4的边缘处伸出来。座91形成于排出通道90的中部。单向阀92压配在座91上。台肩91a形成于座91和排出通道90的进入口之间，从而决定了单向阀92的位置。
单向阀92包括圆柱形壳体96。该壳体96包括阀座93。一阀孔93a形成于阀座93内。一阀座94和一弹簧95安装在壳体96内。该弹簧95把阀体94推向阀座93。当壳体96压配进座91中并且接触台肩91a时，该单向阀92处于排出通道90内的合适位置上。许多通孔96a形成于壳体96的圆周壁上。孔塞96c安装到壳体96的开口中，而该开口与阀孔93a相对。孔塞96c装纳弹簧95并且具有一压力引入孔96b。因此，通过该阀孔93a，该阀体94承受排气室22内的排气压力Pd。通过该压力引入孔96b，该阀体94还承受高压管36内的压力Pd’。根据压力Pd和Pd’之间的差值，阀体94有选择地打开和关闭该阀孔93a。
当以压差(Pd-Pd)为基础的力比弹簧95的力大时，阀体94如图5所示一样与阀座93分离并且打开阀孔93a。相应地，制冷气体从排气室22流向高压管36。当以压差(Pd-Pd’)为基础的力比弹簧95的力小时，阀体94如图6所示一样接触阀座93并且关闭阀孔93a。相应地，排气室22与高压管36脱开。
如图2和3所示一样，控制器70是计算机，该计算机包括CPU、ROM、RAM和输入-输出接口。探测器71探测控制压缩机所需要的各种外部信息并且把该信息送到控制器70中。控制器70根据该信息计算合适的负载比Dt并且命令驱动电路72输出具有计算好的负载比Dt的电压。驱动电路72把具有负载比Dt的、得到指示的脉冲电压输出给控制阀200的线圈67。根据负载比Dt来决定螺线管100的电磁力F。
探测器71可以包括：例如空气调节器开关、乘客室温度传感器、在乘客室中设置理想温度的温度调节器和探测发动机E的节流阀的开度大小的节流传感器。探测器71还包括探测机动车的加速踏板的减少度的踏板位置传感器。节流阀的开度大小和加速踏板的减少度表示发动机E的负荷。
图7的流程图表示控制压缩机排量的主要程序。当机动车点火开关或者起动开关接通时，控制器70开始处理过程。在步骤S71中，控制器70进行各种初始设置。例如，控制器70把预定初始值分配给供给到线圈67中的电压的负载比Dt。
在步骤S72中，控制器一直等待到空气调节器开关接通为止。当空气调节器开关接通时，控制器70移动到步骤S73中。在步骤S73中，控制器70判断机动车是否处于异常驱动模式。该异常驱动模式指的是这样的情况：例如发动机E处于高负荷条件下，如当上坡驱动时或者快速加速时。例如，根据来自节流传感器或者踏板位置传感器的外部信息，控制器70判断机动车是否处于异常驱动模式。
如果步骤S73的输出量是负的，那么控制器70判断机动车处于正常的驱动模式，并且移动到步骤S74。然后，控制器70执行图8所示的正常控制过程。如果步骤S73的输出量是正的，那么控制器70执行异常控制过程，从而在步骤S75中暂时限制压缩机排量。异常控制过程因异常驱动模式的性质而不相同。图9表示了当机动车快速加速时所执行的异常控制过程的例子。
现在描述图8的正常控制过程。在步骤S81中，控制器70判断温度传感器所探测到的温度Te(t)是否比理想的温度Te(设置值)高，该理想的温度Te(设置值)通过温度调节器来设置。如果步骤S81的输出值是负的，那么控制器70移动到步骤S82。在步骤S82中，控制器70判断温度Te(t)是否低于理想温度Te(设置值)。如果步骤S82的输出也是负的，那么控制器70判断所探测到的温度Te(t)等于理想温度Te(设置值)并且返回到图7的主程序中，而不会改变目前的负载比Dt。
如果步骤S81的输出值是正的，那么控制器70移动到步骤S83，从而增加了制冷回路中的冷却性能。在步骤S83中，控制器70把预定值ΔD加入到目前的负载比Dt中，并且把该合成值设置为新的负载比Dt。控制器70把新的负载比Dt送到驱动电路72中。相应地，螺线管100的电磁力F增加与值ΔD一致的量，该值使杆40沿着阀关闭方向移动。当杆40移动时，回复弹簧57的力f2增加了。确定杆40的轴向位置，从而满足方程Ⅲ。
其结果是，控制阀200的开度大小减少并且曲柄压力Pc降低。因此，旋转斜盘12的倾斜角度和压缩机排量增加。压缩机排量的增加使制冷回路中的制冷剂的流量增加，并且使蒸发器33的冷却性能增强。相应地，温度Te(t)降低到理想温度Te(设置值)并且压差(Pd-Ps)也增加。
如果S82的输出是正的，那么控制器70移动到步骤S84中，从而降低制冷回路中的冷却性能。在步骤S84中，控制器70从目前的负载比Dt中减少预定值ΔD，并且把该结果值设置为新的负载比Dt。控制器70把新负载比Dt送到驱动电路72中。相应地，螺线管100的电磁力F减少与值ΔD一致的量，该值使杆40沿着阀打开方向移动。当杆40移动时，回复弹簧57的力f2减少。决定杆40的轴向位置，从而满足方程Ⅲ。
其结果是，控制阀200的开度大小增加并且曲柄压力Pc升高。因此，旋转斜盘12的倾斜角度和压缩机排量减少。压缩机排量的减少使制冷回路中的制冷剂的流量减少，并且使蒸发器33的热量减少性能减少。相应地，温度Te(t)升高到理想温度Te(设置值)并且压差(Pd-Ps)也减少。
如上所述，负载比Dt在步骤S83和S84中进行优化，以致所探测到的温度Te(t)趋向于(seek)理想的温度Te(设置值)。
现在将描述图9的异常控制过程。在步骤S91中，控制器70把目前的负载比Dt作为恢复目标值DtR来储存。在步骤S92中，控制器70把目前所探测到的温度Te(t)作为初始温度Te或者作为排量限制控制过程开始时的温度来储存。
在步骤S93中，控制器90起动计时器。在步骤S94中，控制器70把负载比Dt改变到0％，并且停止把电压施加到线圈67中。相应地，回复弹簧57使控制阀200的开度大小最大化，这增加了曲柄压力Pc并且使压缩机排量最小化。其结果是，压缩机的扭矩减少了，这减少了机动车快速加速时发动机E的负荷。
在步骤S95中，控制器70判断计时器所测量出来的经过时期STM是否比预定时期ST大。直到所测量出来的时期STM超过预定时期ST为止，控制器70把负载比Dt保持在0％上。因此，压缩机排量和扭矩被保持在最小水平上，直到预定时期ST过去了为止。当排量限制控制过程开始时，预定时期ST开始了。这允许机动车平稳地加速。由于加速一般较短，因此时期ST不需要很长。
当所测量出来的时期STM超过时期ST时，控制器70移向步骤S96。在步骤S96中，控制器70判断目前的温度Te(t)是否比通过把值β加入到初始温度Te(INI)所计算出来的值大。如果步骤S96的输出是负的，那么控制器70判断出室温度处于可接受的范围内，并且把负载比Dt保持在0％上。如果步骤S96的输出是正的，那么控制器70判断出由于排量限制控制过程使室温度增加到超过可以接受的范围。在这种情况下，控制器70移向步骤S97并且恢复制冷回路的冷却性能。
在步骤S97中，控制器70执行负载比恢复控制过程。在这个过呈中，负载比Dt在某个时期逐淅灰复到恢复目标值DtR。因此。旋转斜盘12的倾斜逐渐变化，这防止了快速变化所引起的冲击。在步骤S97的图中，从时间t3到时间t4的时期表示这样的时期：从在步骤S94中把负载比Dt设置到0％时起到步骤S96的输出调整到正值的时期。在从时间t4到时间t5的时期内，该负载比Dt从0％恢复到恢复目标值DtR中。当负载比Dt到达恢复目标值DtR时，控制器70移到图7所示的主程序中。
图10(a)到10(c)是表示负载比Dt、第一压力监视点P1的排气压力Pd、第二压力监视点P2的吸气压力Ps和压缩机扭短的变化的正时图。当负载比Dt在时间t3处设置成0％时，控制阀200的开度大小最大化。同时，压缩机的排量和扭矩最小化。相应地，排气压力Pd降低了，如图10(b)中的实线111所示一样。然后，单向阀92使排气室22与高压管36脱开，从而防止高压气体从高压管36回流到排气室22中。因此，排气压力Pd很快降低了。由于从吸气室21到缸孔1a的气体流量减少了，并且气体通过流出通道27从曲柄室5流到吸气室21中，因此吸气压力Ps增加了，如图10(b)的实线112所示一样。其结果是，排气压力Pd和吸气压力Ps之间的差值很快从时间t3减少到时间t4，而在这个期间，压缩机排量最小。单向阀92起着使压差(Pd-Ps)的减少加速的加速器作用。
图10(b)中的虚线表示省去单向阀92时处于第一压力监视点P1的排气压力变化。在这种情况下，排气室2常常连接到高压管36中。为了降低第一监视点P1处的排气压力Pd，包括排气室22和高压管36的大区域内的气体压力被降低了。因此，如图10(b)的虚线113所示一样，排气压力Pd从时间t3到t4慢慢地减少了。因此，排气压力Pd和吸气压力Ps之间的差值没有充分地降低。这意味着，在压差(Pd-Ps)和压缩机排量之间具有过度偏差。
图3所示的控制阀200进行工作从而满足方程Ⅲ，以改变压缩机排量。当负载比Dt是0％时，螺线管100的电磁力F被消除。这时，压力监视点P1、P2之间的压差(Pd-Ps)一定得满足方程Ⅳ。除了电磁力F是0之外，方程Ⅳ与方程Ⅲ相同。当缓冲弹簧66的力f1和回复弹簧57的力f2之间的差值减少时，负载比Dt是0％时，压差(Pd-Ps)的目标值接近0。
Pd-Ps=(t1-t2)/(SA-SB)    方程Ⅳ
为了能根据负载比Dt的变化来迅速而又精确地控制压缩机排量，因此作用在阀体54上的实际压差(Pd-Ps)一定得迅速而又精确地响应目标压差TPD，而该目标压差TPD通过控制负载比Dt的变化来改变。在表示的实施例中，单向阀92设置在排气室22和高压管36之间。因此，如图10(b)的实线111所示一样，在负载比Dt设置成0％的时间t3之后，第一监视点P处的排气压力Pd很快地降低了，并且实际压差(Pd-Ps)很快地趋向于满足方程Ⅳ的值。因此，作用在阀柱54上的实际压差(Pd-Ps)在一相对较短的时期内大大地偏离与负载比Dt(0％)一致的目标值TPD。实际压差(Pd-Ps)趋向于目标压差TPD所需要的期间处于可允许的范围内(例如，从时间t3到时间t4)。
在时间t4时，负载比恢复控制过程开始，然后控制阀200的开度大小逐渐减少，以致实际压差(Pd-Ps)根据负载比Dt的增加而增加。如图10(c)的实线115所示一样，从时间t4到时间t5，压缩机排量基本上精确地根据负载比Dt的增加而变化，而在这个时间段中负载比恢复控制过程结束了。
如果单向阀92从图1的压缩机中省去了，那么第一监视点P1处的排气压力Pd将会变化，如虚线113所示一样。即在负载比Dt设置成0％的时间t3之后，排气压力Pd慢慢减少并且不会很快地趋向于满足方程Ⅳ的值。在负载比恢复控制过程开始的时间t4时，作用在阀柱54上的实际压差(Pd-Ps)与目标压差TPD大大不同，该目标压差与负载比Dt(0％)一致。
从时间t4到时间t5，负载比Dt逐渐增加。但是，控制阀200在时间t4之后完全打开，以致实际压差(Pd-Ps)降低到与目前的负载比Dt一致的目标压差TPD。在时间t6时，实际压差(Pd-Ps)与目标压差TPD相匹配，而该目标压差TPD与目前负载比Dt一致。尽管负载比Dt在从时间t4到时间t5的期间逐渐增加，但是控制阀200保持完全打开。因此，如图10(c)的虚线114所示一样，在从时间t4到时间t6期间内，压缩机排量保持在最小值上。在时间t6之后，压缩机的排量和扭矩由于控制阀200的开度大小的减少而突然增加，这产生了冲击。
在这种方法中，如果单向阀92被省去了，那么当负载比Dt从0％变化到恢复目标值DtR时，压缩机的排量和扭矩不会如图10(c)的实线115所示一样逐渐增加。单向阀92对于根据负载比Dt的变化来改变压缩机的排量是非常有效的。
这个实施例具有下面的优点。
控制阀200不会直接控制吸气压力Ps，而吸气压力Ps受蒸发器33的热负荷影响。控制阀200直接控制制冷回路中的压力监视点P1、P2处的压力之间的压差(Pd-Ps)，从而控制压缩机排量。因此，压缩机排量被控制，而与蒸发器33的热负荷无关。在异常控制过程期间，电压不会施加到很快地使压缩机排量最小化的控制阀200上。相应地，在异常控制过程期间，排量被限制并且发动机负荷减少了。因此，机动车运转平稳。
在正常控制过程中，根据所探测到的温度Te(t)和目标温度Te(设置值)来控制负载比Dt，并且根据压差(Pd-Ps)来驱动杆40。即，控制阀不仅根据外部命令来进行工作，而且还根据作用在控制阀200上的压差(Pd-Ps)来进行自动工作。因此，控制阀200可以有效地控制压缩机排量，以致实际温差Te(t)趋向于目标温度Te(设置值)并且保持该目标温度Te(设置值)稳定。此外需要时，控制阀200很快地改变压缩机排量。
单向阀92设置在排气室22和高压管36之间。单向阀92允许压缩机排量精确地响应负载比Dt的变化。因此，通过控制负载比Dt，以理想的模式精确地控制压缩机排量。
当压缩机排量最小时，单向阀92使排气室22与高压管36脱开。因此，当压缩机排量最小时，气体环路形成于压缩机内。气体环路包括缸孔1a、排气室22、供给通道28、曲柄室5、流出通道27和吸气室21。制冷气体含有雾化油。该油在具有制冷气体回路的气体环路中进行循环并且润滑压缩机运动件。因此当空气调节器不工作时，压缩机的运动件被润滑。
现在参照图11和12来描述本发明的第二实施例。第二实施例在控制阀200的结构上不同于图1到图10(c)的实施例，并且省去了第一压力引入通道37。在第二实施例中，供给通道28的上游部分起着第一压力引入通道37的作用。在其它方面，图11和12的实施例与图1到图10(c)的实施例相同。与图1到图10(C)的实施例的相应元件相同或者相类似的这些元件给出类似或者相同标号。
如图11和12所示一样，杆40包括导向器44。阀体43形成于导向器44的未部上。导向器44和阀体43的横截面积用SF来表示。
壳体件45b包括上部开口80。上部开口80与阀室46连通并且面对阀体43。阀室46通过上部开口80和供给通道28的上游部分而连接到排气室22中。上部开口80的横截面积SG比阀体43的横截面积SF小。在阀室46和上部开口80之间限制出的台肩起着阀座81的作用。上部开口80起着阀孔的作用。当阀体43接触阀座81时，上部开口80与阀室46脱开。
径向中心开口82形成于上部壳体件45b内并与阀室46连通。阀室46通过中心开口82和供给通道28的下游部分而连接到曲柄室5中。阀体43根据杆40的轴向位置调整供给通道28的开度大小。
下部壳体件45c限制出螺线管100的下部形状。径向下部开口83形成于下部壳体件45c内。下部开口83通过第二压力引入通道28而连接到吸气室21中。固定铁芯62包括轴向槽84。在圆柱体61的内壁和固定铁芯62之间，槽84限制出把下部开口83连接到柱塞室63的通道。因此，柱塞室63承受吸气压力Ps。
阀体43的端面43a承受上部开口80内的排气室Pd和阀室46内的曲柄压力Pc。导向器44和柱塞64承受柱塞室63内的吸气压力Ps。在导向器44和形成于固定铁芯62内的导向孔65的内壁之间没有空间。因此，阀室46与柱塞室63脱开。与图3的控制阀200不相同，图11和12的控制阀没有阀柱54。杆40用作压力接受器。
回复弹簧85设置在柱塞室63内。回复弹簧85推动柱塞64远离固定铁芯62。当没有供电到线圈67时，回复弹簧85把柱塞64和杆40移到图11所示的初始位置上，这引起阀体43使上部开口80的开度大小最大化。
现在参照图12来描述作用在杆40上的轴向力。借助于假想圆柱体把阀体43的上端面43a分成内部和外部，该假想圆柱体在图12中用虚线来表示。该假想圆柱体与限制出上部开口80的壁一致。内部的压力承受面积用SG来表示，外部的压力承受面积用SF-SG来表示。内部承受以上部开口80内的排气压力Pd为基础的向下力。外部承受以阀室46内的曲柄压力Pc为基础的向下力。
导向器44承受缓冲弹簧85的向下力f3和作用在柱塞64上的向上电磁力F。柱塞室63内的吸气压力Ps推动导向器44和柱塞64向上。导向器44和柱塞64的有效压力承受面积承受柱塞室63内的吸气压力Ps，并且等于导向器44的横截面积SF。
杆40的轴向位置是如此确定的，以致于力的总和为0。当总和为0时，满足下面方程Ⅴ。在方程Ⅴ中，向下力具有正值。
Pd.SG+Pc(SF-SG)+f3-Ps.SF-F=0    方程Ⅴ
方程Ⅴ可以变形从而形成下面方程Ⅵ
(Pd-Ps)SG+(Pc-Ps)(SF-SG)=F-f3    方程Ⅵ
在方程Ⅵ中，压差(Pc-Ps)相对于压差(Pd-Ps)来讲可忽略不计。面积(SF-SG)相对于面积SG来讲可忽略不计。如果压差(Pc-Ps)和面积(SF-SG)是0，那么满足下面方程Ⅶ。
Pd-Ps(F-f3)/SG                 方程Ⅶ
从方程Ⅶ中显而易见的，根据电磁力F的改变，杆40改变压差(Pd-Ps)。换句话说，杆40根据作用在杆40上的压差(Pd-Ps)而进行移动，以致压差(Pd-Ps)趋向于目标值TPD，该目标值TPD由电磁力F来决定。影响杆40的轴向位置的压力只是排气压力Pd和吸气压力Ps。以曲柄压力Pc为基础的力不会影响杆40的位置。因此，杆40由压差(Pd-Ps)、电磁力F和弹簧力f3来驱动。
尽管图11和12的控制阀200没有阀柱54，但是控制阀200以与图3的控制阀200一样的方式进行工作。因此，图11和12的控制阀200简单并且紧凑。
在图11和12的控制阀200中，上部开口80的直径可以等于阀体43的直径。在这种情况下，当阀体43进入上部开口80时，供给通道28关闭。上部开口80的横截面积SG等于阀体43的横截面积SF。因此，面积SG可以被方程Ⅴ中的面积SF来取代，这满足下面的方程Ⅷ。
Pd.SF+f3-Ps.SF-F=0                   方程Ⅷ
方程Ⅴ可以变形从而形成下面方程Ⅸ
Pd-Ps=(F-f3)/SF                     方程Ⅸ
因此，如果上部开口80的直径等于阀体43的直径，那么控制阀以与图11和12的控制阀一样的方式进行工作。即，杆40根据压差(Pd-Ps)进行移动，以致压差(Pd-Ps)趋向于目标值TPD，该目标值由电磁力F来决定。以曲柄压力Pc为基础的力不会影响杆40的位置，而杆40由压差(Pd-Ps)、电磁力F和弹簧力f3来驱动。
对本领域的普通技术人员来讲显而易见的是，本发明可以体现在许多其它的具体形式中而没有脱离本发明的精神实质或范围。尤其地，应该知道本发明可以体现在下面的形式中。
图13和15(c)表示了第三实施例。一单向阀92设置在吸气室21和低压管35之间。吸气室21通过形成于后部壳体件4上的吸入通道190而连接到低压管35中。台肩191a和座191形成于吸入通道190的出口处。单向阀92压配在座191内。台肩191a决定了单向阀92的轴向位置。
单向阀92的结构与图5的相同。阀体94承受来自阀孔93a的、低压管35内的压力Ps’和通过压力引入孔96b的、吸气室21内的吸气压力Ps。阀体94根据压力Ps’和Ps之间的差值有选择地打开和关闭阀孔93a。
当以压差(Ps’-Ps)为基础的力比作用在阀体94上的弹簧95的力大时，阀体94与阀座93分开并且打开阀孔93a，如图14所示一样。这允许制冷气体从低压管35流入到吸气室21中。当以压差(Ps’-Ps)为基础的力小于弹簧95的力时，阀体94接触阀座93并且关闭阀孔93a，这使得低压管35与吸气室21脱开。相应地，制冷回路中的气体循环停止。当压缩机的排量最小时，单向阀92关闭。
在图13和14的实施例中，当单向阀92关闭时，从排气室22中排出的制冷气体没有供给到高压管36中。在这种状态时，制冷气体在压缩机内进行循环。
图15(a)到图15(c)的正时图与图10(a)到图10(c)的正时图一致。当在时间t3负载比Dt设置成0％时，控制阀200的开度大小最大。同时，压缩机的排量和扭矩最小。相应地，排气压力Pd降低，如图15(b)的实线117所示一样。还有，制冷回路中的制冷剂的流量减少并且低压管35内的压力Ps’降低。然后，单向阀92使低压管35与吸气室21脱开，从而防止制冷气体从吸气室21回流到低压管35中。制冷气体通过流出通道27不断地从曲柄室5流到吸气室21中。因此，如图15(b)的实线116所示一样，吸气压力Ps很快地增加了。其结果是，从时间t3到t4，气压力Pd和吸气压力Ps之间的差值减少得很快，在这个期间压缩机排量最小。
在图13到15(c)的实施例中，实际压差(Pd-Ps)很快而又精确地响应负载比Dt的变化。因此，压缩机排量精确地响应负载比Dt的变化，这允许通过控制负载比Dt来沿着理想模式精确地控制压缩机排量。
图16表示了本发明的第四实施例。单向阀92设置在排气室22和高压管36之间。另一个单向阀92设置在吸气室21和低压管35之间。
控制阀调节流出通道27而不是调节供给通道28。在这种情况下，从曲柄室5到吸气室21中的制冷气体的流量通过控制阀调节。
温度型膨胀阀32可以用固定的节流阀来取代。
因此，这些例子和实施例应认为是起说明作用而不是起限制作用的，并且本发明不局限于这里所给出的细节，在后附的各权利要求的范围和等同物内可以进行改进。

Claims (15)

1．一种包括制冷回路的空气调节器，该制冷回路具有冷凝器(31)、减压装置(32)、蒸发器(33)和变容式压缩机，其中该压缩机具有排气压力区(22)和吸气压力区(21)，该排气压力区的压力是排气压力(Pd)，该吸气压力区的压力是吸气压力(Ps)，其中制冷回路还具有高压通道(36)和低压通道(35)，该高压通道从排气压力区(22)延伸到冷凝器(31)中，而低压通道从蒸发器(33)延伸到吸气压力区(21)，该空气调节器的特征在于：
排量控制机构根据设置在制冷回路中的第一压力监视点(P1)处的压力和设置在制冷回路中的第二压力监视点(P2)处的压力之间的压差(Pd-Ps)控制压缩机的排量，其中第一压力监视点(P1)设置在制冷回路之具有排气压力区(22)、冷凝器(31)和高压通道(36)的一部分处，而第二压力监视点(P2)设置在制冷回路之具有蒸发器(33)、吸气压力区(21)和低压通道(35)的一部分处。
2．如权利要求1所述的空气调节器，其特征在于：第一压力监视点(P1)设置在排气压力区(22)内，而第二压力监视点(P2)设置在吸气压力区(21)内。
3．如权利要求1所述的空气调节器，其特征在于：探测外部信息的探测器用来控制压缩机排量而不是控制压差(Pd-Ps)；及
控制器(70)，它根据所探测到的外部信息确定压差(Pd-Ps)的目标值(TPD)，其中控制器(70)把该目标值(TPD)的命令送到排量控制机构，而排量控制机构控制压缩机的排量，以致实际压差(Pd-Ps)趋向于目标值(TPD)。
4．如权利要求3所述的空气调节器，其特征在于：压缩机包括曲柄室5、设置在曲柄室(5)内的倾斜驱动盘(12)和活塞(20)，该活塞通过驱动盘(12)进行往复运动，其中驱动盘(12)的倾斜角度根据曲柄室(5)内的压力进行变化，并且驱动盘(12)的倾斜角度决定了活塞(20)的冲程和压缩机排量，其中排量控制机构包括设置在压缩机内的控制阀(200)，其中控制阀(200)的开度大小根据作用在控制阀(200)上的压差(Pd-Ps)进行变化，从而调整曲柄室(5)内的压力。
5．如权利要求3所述的空气调节器，其特征在于：控制器(70)根据所探测到的外部信息判断异常控制过程是否需要，其中当判断需要异常控制过程时，控制器(70)把压差(Pd-Ps)的目标值(TPD)设置为一具体值。
6．如权利要求5所述的空气调节器，其特征在于：控制器把压差(Pd-Ps)的目标值(TPD)保持在具体值上一个预定期间，之后，把该目标值(TPD)恢复成紧接在异常控制过程以预定恢复模式开始之前所存在的目标值(TPD)。
7．如权利要求6所述的空气调节器，其特征在于：压缩机由外部驱动源(E)来驱动，该探测器(71)包括：一个用来探测表示作用在外部驱动源(E)上的负荷的外部信息的第一探测器；及一个用来探测表示制冷回路所需要的冷却性能的外部信息的第二探测器，其中控制器(70)根据第一探测器所探测到的外部信息从异常控制过程和正常控制过程中选择出控制过程，其中当选择正常控制过程时，控制器(70)根据第二探测器所探测到的外部信息确定压差(Pd-Ps)的目标值(TPD)。
8．如权利要求7所述的空气调节器，其特征在于：压缩机用在机动车上，第二探测器包括：一个探测机动车的乘客室内的温度的温度传感器；及一个设置该乘客室的温度目标值的温度调节器，其中当选择正常控制过程时，控制器(70)根据所探测到的乘客室的温度和所设置的目标温度之间的差值确定压差(Pd-Ps)的目标值(TPD)。
9．如权利要求3到8中任一所述的空气调节器，其特征在于一加速器(92)，其中，当压缩机排量随着压差(Pd-Ps)的目标值(TPD)的变化而减少时，该加速器(92)使压差(Pd-Ps)的减少加速。
10．如权利要求9所述的空气调节器，其特征在于第一压力监视点(P1)设置在排气压力区(22)内，其中该加速器包括一单向阀(92)，该单向阀设置在排气压力区(22)和高压通道(36)之间。
11．如权利要求9所述的空气调节器，其特征在于第二压力监视点(P2)设置在吸气压力区(21)内，其中该加速器包括一单向阀(92)，该单向阀设置在吸气压力区(21)和低压通道(35)之间。
12．一种用来控制压缩机的曲柄室(5)内的压力从而改变压缩机排量的控制阀，其中该压缩机具有：一排气压力区(22)，该排气压力区的压力是排气压力(Pd)；一吸气压力区(21)，该吸气压力区的压力是吸气压力(Ps)；和一内部气体通道(27,28)，该内部气体通道包括排气压力区(22)、曲柄室(5)和吸气压力区(21)，控制阀包括：
一阀壳体(45)；及
一阀体(43)，该阀体设置在阀壳体(45)内，其中该阀体(43)调整内部气体通道(27,28)内的开度大小，该控制阀的特征在于：
一压力接受器(54、40)，其中该压力接受器(54、40)根据排气压力(Pd)和吸气压力(Ps)之间的压差(Pd-Ps)驱动阀体(43)，从而使该压差(Pd-Ps)趋向于预定目标值(PDT)；及
一驱动器(100)，该驱动器通过一力推动阀体(43)，该力的大小与外部命令一致，其中驱动器(100)的该推动力代表压差(Pd-Ps)的目标值(TPD)。
13．如权利要求12所述的控制阀，其特征在于阀壳体(45)限制出压敏室(48)，压力接受器(54)设置在该压敏室(48)内，从而把压敏室(48)分成高压室(55)和低压室(56)，其中高压室(55)承受来自排气压力区(22)中的排气压力(Pd)，而低压室(56)承受来自吸气压力区(21)中的吸气压力(Ps)。
14．如权利要求12所述的控制阀，其特征在于该压力接受器是杆(40)，该杆可以轴向移动，阀体(43)与该杆(40)成一体，其中该杆(40)具有承受排气压力(Pd)的端面和承受吸气压力(Ps)的另一端面。
15．如权利要求12到14中任一所述的控制阀，其特征在于驱动器是可以产生推动力的螺线管(100)，该推动力的大小与所供给的电流的大小一致。
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DE (1) DE60033000T2 (zh)

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN1303377C (zh) * 2002-05-15 2007-03-07 三电有限公司 空调装置
CN101171462B (zh) * 2005-05-30 2010-07-14 大金工业株式会社 调湿装置
CN101416003B (zh) * 2006-04-06 2010-12-15 三电有限公司 空调装置
CN109357453A (zh) * 2018-10-19 2019-02-19 珠海格力电器股份有限公司 变容压缩机变容切换的判断方法、装置以及控制装置
CN111684157A (zh) * 2018-02-15 2020-09-18 伊格尔工业股份有限公司 容量控制阀
CN111959223A (zh) * 2019-05-20 2020-11-20 现代自动车株式会社 车辆的hvac系统的电子控制阀和hvac系统的控制方法

Families Citing this family (43)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2003060325A1 (fr) * 2000-06-27 2003-07-24 Kabushiki Kaisha Toyota Jidoshokki Compresseur
JP3942851B2 (ja) * 2001-07-31 2007-07-11 株式会社テージーケー 容量制御弁
JP4246975B2 (ja) * 2002-02-04 2009-04-02 イーグル工業株式会社 容量制御弁
JP4152674B2 (ja) * 2002-06-04 2008-09-17 株式会社テージーケー 可変容量圧縮機用容量制御弁
JP2004053180A (ja) * 2002-07-23 2004-02-19 Sanden Corp 可変容量圧縮機を用いた空調装置
JP2004106676A (ja) * 2002-09-18 2004-04-08 Denso Corp 車両用空調装置
US8463441B2 (en) 2002-12-09 2013-06-11 Hudson Technologies, Inc. Method and apparatus for optimizing refrigeration systems
TWI235684B (en) * 2003-04-11 2005-07-11 Au Optronics Corp Anti-splashing device and method
JP4614642B2 (ja) * 2003-08-29 2011-01-19 三洋電機株式会社 冷凍システム
US7412842B2 (en) 2004-04-27 2008-08-19 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor diagnostic and protection system
US7275377B2 (en) 2004-08-11 2007-10-02 Lawrence Kates Method and apparatus for monitoring refrigerant-cycle systems
JP2006083837A (ja) * 2004-08-19 2006-03-30 Tgk Co Ltd 可変容量圧縮機用制御弁
CN100436815C (zh) * 2004-08-31 2008-11-26 株式会社Tgk 用于可变容积式压缩机的控制阀
JP2006097673A (ja) * 2004-08-31 2006-04-13 Tgk Co Ltd 可変容量圧縮機用制御弁
JP4511393B2 (ja) * 2005-03-11 2010-07-28 サンデン株式会社 車両用空調装置
US20080282716A1 (en) * 2005-11-09 2008-11-20 Willi Parsch Air Conditioning Compressor Comprising a Differential Pressure Control Device
US7611335B2 (en) * 2006-03-15 2009-11-03 Delphi Technologies, Inc. Two set-point pilot piston control valve
US8590325B2 (en) 2006-07-19 2013-11-26 Emerson Climate Technologies, Inc. Protection and diagnostic module for a refrigeration system
US20080216494A1 (en) 2006-09-07 2008-09-11 Pham Hung M Compressor data module
US20080264080A1 (en) * 2007-04-24 2008-10-30 Hunter Manufacturing Co. Environmental control unit for harsh conditions
JP4861914B2 (ja) * 2007-06-26 2012-01-25 サンデン株式会社 可変容量圧縮機の容量制御システム
JP5474284B2 (ja) 2007-07-12 2014-04-16 サンデン株式会社 可変容量圧縮機の容量制御システム
JP5053740B2 (ja) * 2007-07-13 2012-10-17 サンデン株式会社 可変容量圧縮機の容量制御弁
US20090037142A1 (en) 2007-07-30 2009-02-05 Lawrence Kates Portable method and apparatus for monitoring refrigerant-cycle systems
US8393169B2 (en) 2007-09-19 2013-03-12 Emerson Climate Technologies, Inc. Refrigeration monitoring system and method
US8160827B2 (en) 2007-11-02 2012-04-17 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor sensor module
US9140728B2 (en) 2007-11-02 2015-09-22 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor sensor module
JP5123715B2 (ja) 2008-04-07 2013-01-23 カルソニックカンセイ株式会社 斜板式圧縮機
JP5091757B2 (ja) * 2008-05-01 2012-12-05 サンデン株式会社 可変容量圧縮機の容量制御システム
KR100986943B1 (ko) * 2008-08-13 2010-10-12 주식회사 두원전자 사판식 압축기의 토출용 체크밸브
KR20100121961A (ko) * 2009-05-11 2010-11-19 엘지전자 주식회사 공기조화기
AU2012223466B2 (en) 2011-02-28 2015-08-13 Emerson Electric Co. Residential solutions HVAC monitoring and diagnosis
US8964338B2 (en) 2012-01-11 2015-02-24 Emerson Climate Technologies, Inc. System and method for compressor motor protection
US9480177B2 (en) 2012-07-27 2016-10-25 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor protection module
US9310439B2 (en) 2012-09-25 2016-04-12 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having a control and diagnostic module
WO2014144446A1 (en) 2013-03-15 2014-09-18 Emerson Electric Co. Hvac system remote monitoring and diagnosis
US9551504B2 (en) 2013-03-15 2017-01-24 Emerson Electric Co. HVAC system remote monitoring and diagnosis
US9803902B2 (en) 2013-03-15 2017-10-31 Emerson Climate Technologies, Inc. System for refrigerant charge verification using two condenser coil temperatures
AU2014248049B2 (en) 2013-04-05 2018-06-07 Emerson Climate Technologies, Inc. Heat-pump system with refrigerant charge diagnostics
CN111684156B (zh) * 2018-01-26 2022-03-29 伊格尔工业股份有限公司 容量控制阀
WO2019146965A1 (ko) * 2018-01-29 2019-08-01 한온시스템 주식회사 압축기의 제어장치, 그에 사용되는 전자식 제어밸브 및 그를 포함한 전동 압축기
CN111712638B (zh) 2018-02-15 2022-05-03 伊格尔工业股份有限公司 容量控制阀
WO2019167912A1 (ja) 2018-02-27 2019-09-06 イーグル工業株式会社 容量制御弁

Family Cites Families (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS62253970A (ja) * 1986-04-25 1987-11-05 Toyota Autom Loom Works Ltd 可変容量圧縮機
US4732544A (en) * 1986-06-12 1988-03-22 Diesel Kiki Co., Ltd. Variable capacity wobble plate compressor
AU615200B2 (en) * 1987-06-30 1991-09-26 Sanden Corporation Refrigerant circuit with passageway control mechanism
JPH085310B2 (ja) * 1989-04-29 1996-01-24 日産自動車株式会社 車両用空調装置
JP3355002B2 (ja) * 1993-10-15 2002-12-09 株式会社豊田自動織機 可変容量型圧縮機用制御弁
US5577894A (en) * 1993-11-05 1996-11-26 Kabushiki Kaisha Toyoda Jidoshokki Seisakusho Piston type variable displacement compressor
JP3612140B2 (ja) * 1996-04-15 2005-01-19 株式会社テージーケー 容量可変圧縮機の容量制御装置
US6010312A (en) * 1996-07-31 2000-01-04 Kabushiki Kaisha Toyoda Jidoshokki Seiksakusho Control valve unit with independently operable valve mechanisms for variable displacement compressor
JP3900669B2 (ja) 1998-04-16 2007-04-04 株式会社豊田自動織機 制御弁及び可変容量型圧縮機
JP3728387B2 (ja) * 1998-04-27 2005-12-21 株式会社豊田自動織機 制御弁

Cited By (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN1303377C (zh) * 2002-05-15 2007-03-07 三电有限公司 空调装置
CN101171462B (zh) * 2005-05-30 2010-07-14 大金工业株式会社 调湿装置
CN101416003B (zh) * 2006-04-06 2010-12-15 三电有限公司 空调装置
CN111684157A (zh) * 2018-02-15 2020-09-18 伊格尔工业股份有限公司 容量控制阀
CN109357453A (zh) * 2018-10-19 2019-02-19 珠海格力电器股份有限公司 变容压缩机变容切换的判断方法、装置以及控制装置
CN109357453B (zh) * 2018-10-19 2020-05-22 珠海格力电器股份有限公司 变容压缩机变容切换的判断方法、装置以及控制装置
CN111959223A (zh) * 2019-05-20 2020-11-20 现代自动车株式会社 车辆的hvac系统的电子控制阀和hvac系统的控制方法

Also Published As

Publication number Publication date
US6457319B1 (en) 2002-10-01
BR0005558A (pt) 2001-07-31
KR20010050068A (ko) 2001-06-15
EP1103721A2 (en) 2001-05-30
JP2001153042A (ja) 2001-06-05
EP1103721B1 (en) 2007-01-17
DE60033000D1 (de) 2007-03-08
DE60033000T2 (de) 2007-11-08
JP3780784B2 (ja) 2006-05-31
EP1103721A3 (en) 2003-08-06

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SE01 Entry into force of request for substantive examination
C06 Publication
PB01 Publication
C02 Deemed withdrawal of patent application after publication (patent law 2001)
WD01 Invention patent application deemed withdrawn after publication