KR100302821B1 - 가변용량압축기용제어밸브및그제조방법 - Google Patents

가변용량압축기용제어밸브및그제조방법 Download PDF

Info

Publication number
KR100302821B1
KR100302821B1 KR1019980001637A KR19980001637A KR100302821B1 KR 100302821 B1 KR100302821 B1 KR 100302821B1 KR 1019980001637 A KR1019980001637 A KR 1019980001637A KR 19980001637 A KR19980001637 A KR 19980001637A KR 100302821 B1 KR100302821 B1 KR 100302821B1
Authority
KR
South Korea
Prior art keywords
valve
cross
chamber
rod
valve hole
Prior art date
Application number
KR1019980001637A
Other languages
English (en)
Other versions
KR19980070655A (ko
Inventor
마사히로 가와구치
겐 스이토우
마사카즈 무라세
히로시 구보
Original Assignee
이시카와 타다시
가부시키가이샤 도요다지도숏키 세이사쿠쇼
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 이시카와 타다시, 가부시키가이샤 도요다지도숏키 세이사쿠쇼 filed Critical 이시카와 타다시
Publication of KR19980070655A publication Critical patent/KR19980070655A/ko
Application granted granted Critical
Publication of KR100302821B1 publication Critical patent/KR100302821B1/ko

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B27/08—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B27/10—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having stationary cylinders
    • F04B27/1009—Distribution members
    • F04B27/1018—Cylindrical distribution members
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B27/08—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B27/14—Control
    • F04B27/16—Control of pumps with stationary cylinders
    • F04B27/18—Control of pumps with stationary cylinders by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block
    • F04B27/1804—Controlled by crankcase pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B27/08—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B27/10—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having stationary cylinders
    • F04B27/1036—Component parts, details, e.g. sealings, lubrication
    • F04B27/1054—Actuating elements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B27/08—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B27/10—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having stationary cylinders
    • F04B27/1036—Component parts, details, e.g. sealings, lubrication
    • F04B27/1081—Casings, housings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B27/08—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B27/14—Control
    • F04B27/16—Control of pumps with stationary cylinders
    • F04B27/18—Control of pumps with stationary cylinders by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block
    • F04B27/1804—Controlled by crankcase pressure
    • F04B2027/1809—Controlled pressure
    • F04B2027/1813—Crankcase pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B27/08—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B27/14—Control
    • F04B27/16—Control of pumps with stationary cylinders
    • F04B27/18—Control of pumps with stationary cylinders by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block
    • F04B27/1804—Controlled by crankcase pressure
    • F04B2027/1822—Valve-controlled fluid connection
    • F04B2027/1827—Valve-controlled fluid connection between crankcase and discharge chamber
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B27/08—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B27/14—Control
    • F04B27/16—Control of pumps with stationary cylinders
    • F04B27/18—Control of pumps with stationary cylinders by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block
    • F04B27/1804—Controlled by crankcase pressure
    • F04B2027/184—Valve controlling parameter
    • F04B2027/1859—Suction pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05B—INDEXING SCHEME RELATING TO WIND, SPRING, WEIGHT, INERTIA OR LIKE MOTORS, TO MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS COVERED BY SUBCLASSES F03B, F03D AND F03G
    • F05B2210/00—Working fluid
    • F05B2210/10—Kind or type
    • F05B2210/14—Refrigerants with particular properties, e.g. HFC-134a
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10S—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10S417/00—Pumps

Abstract

본 발명은 가변용량 압축기를 위한 제어밸브(49)에 관한 것으로서, 제어밸브 (49)는 밸브 구멍(66)의 개방량을 조정하기 위한 밸브 본체(64)를 구비한다. 벨로우즈(70)는 감압실(68)에 도입되는 작동 압력에 따라서, 제 1 로드(72)를 통해 밸브 본체(64)를 작동시킨다. 솔레노이드(62)는 동 솔레노이드(62)에 공급된 전류의 크기에 따른 힘으로서, 제 2로드(81)를 통해 밸브 본체(64)를 한 방향으로 부가한다. 가공 후의 제 2 로드(81)의 단면적 치수가 미리 정해진 공차 내에서 최소값이 되고, 또한 가공 후의 밸브 구멍(66)의 단면적 치수가 미리 정해진 공차 내에서 최대값이 되었을 때에, 가공 후의 제 2 로드(81)의 실제 단면적(B2)이 가공 후의 밸브 구멍(66) 실제 단면적(B1)과 같아지도록, 제 2 로드(81)에서의 설계상 단면적 치수가 밸브 구멍(66)에서의 설계상 단면적 치수보다도 약간 크게 설정되어 있다. 이 때문에, 제 2 로드(81)의 실제 단면적(B2)이 밸브 구멍(66)의 실제 단면적(B1)보다도 작아지게 되는 일이 없다.

Description

가변용량 압축기용 제어밸브 및 그 제조방법
본 발명은 예를 들면 차량 공조 장치에 사용되는 가변용량 압축기의 용량 제어밸브 및 그 제조 방법에 관한 것이다. 보다 상세하게는, 크랭크 실내의 압력과 실린더 보어내의 압력과의 차를 조정하기 위해 사용되며, 또한 흡입 압력의 목표치를 변경하기 위한 기구를 구비하는 용량 제어밸브에 관한 것이다.
(종래기술)
일반적으로, 가변용량 압축기로서는 예를 들면, 토출실과 크랭크실을 접속하는 급기통로 도중에 용량 제어밸브가 설치되어 있다. 용량 제어밸브에 의하여 급기통로의 개방량을 조정함으로써 토출실에서 크랭크실로 고압 냉매 가스의 공급량이 변경되어, 크랭크실내의 압력이 조정된다. 그리고, 이 크랭크실내의 압력에 따라서, 크랭크실내의 압력과 실린더 보어내의 압력의 차가 변경된다. 그리고, 이 차에 따라서 사판의 경사각이 변경되어, 토출 용량이 조정되도록 되어 있다.
일본 특개평 3-23385호 공보는 이러한 가변용량 압축기에 사용되는 용량 제어밸브를 개시하고 있다. 도 7에 도시하는 바와 같이, 이 제어밸브(101)는 상단에 밸브 시트(103)를 구비한 하우징(102)을 가지고 있다. 밸브 구멍(104)은 밸브 시트(l03)에 형성되어 있다. 밸브 본체(105)는 밸브 구멍(104)을 개방 및 폐쇄하기 위해 밸브 시트(103)에 대향 배치되어 있다. 이 밸브본체(105)는 로드(106)를 통해 저압실(107)내에 배치된 벨로우즈(108) 상면에 설치되어 있다. 저압실(107)에는 저압의 흡입압력(Ps)이 도입된다. 벨로우즈(l08)는 흡입압력(Ps)에 따라서 신축하도록 되어 있다. 밸브 본체(105)를 수용하는 고압실(109)은 상류측 급기통로를 통해 토출실에 접속되어 있다. 따라서, 고압실(109)내의 압력은, 고압 토출압력(Pd)이 된다. 중압실(l10)은 고압실(109)과 저압실(107) 사이의 밸브하우징 (102)내에 형성되어 있다. 이 중압실(110)은 밸브 구멍(104)를 통해 고압실(l09)에 접속됨과 동시에, 하류측 급기통로를 통해 크랭크실에 접속되어 있다.
솔레노이드(111)는 하우징(102) 하부에 접합되어 있다. 고정 철심(113)은 솔레노이드(111) 상부에 장착되어 있다. 철제의 플랜저(112)는 솔레노이드(111) 내부에 자신의 축선 방향으로 이동 가능하게 배치되어 있다. 플랜저(112)에 연결된 로드(112a)는 고정 철심(113)에 삽입되어 있다. 코일(l14)은 플랜저(112) 및 고정 철심(113) 주위에 배치되어 있다. 로드(112a) 상단은 벨로우즈(108) 상단의 내면에 고착되어 있다. 스프링(115)은 플랜저(112) 하단과 솔레노이드(111) 내저면 사이에 배치되어 있다. 스프링(115)은 플랜저(112)를 상방을 향해 가압하고 있다. 바꿔 말하면, 스프링(115)은 밸브 구멍(104)을 밸브 본체(105)에 의해서 개방시키기 위해 밸브 본체(105)를 밸브 시트(103)로부터 이간하는 방향으로 가압하고 있다.
솔레노이드(l11)의 코일(1l4)에는 필요에 따라서 외부 제어장치(도시하지 않음)나 전류가 공급된다. 이 전류의 크기에 따라서 플랜저(l12)와 고정 철심(113) 사이의 전자 흡인력이 변화한다. 이것은, 플랜저(l12)를 상방으로 가압하는 힘(바꿔 말하면, 밸브 본체(105)를 밸브 시트(103)로부터 이간하는 방향에 가압하는 힘)을 변화시킨다. 솔레노이드(111)가 여자된 상태에서 저압실(107)내의 흡입 압력 (Ps)이 커지면, 플랜저(112)를 하방으로 이동시키도록 벨로우즈(108)가 줄어든다.이것은 밸브 구멍(l04)을 폐쇄하는 방향으로 밸브 본체(105)를 이동시킨다. 역으로, 저압실(107)내의 흡입 압력(Ps)이 작아지면, 플랜저(1l2)를 상방으로 이동시키도록 벨로우즈(l08)가 신장한다. 이것은, 밸브 구멍(104)을 개방하는 방향으로 밸브 본체(105)를 이동시킨다. 따라서, 밸브 본체(105)에 의한 밸브 구멍(l04)의 개방량이 흡입 압력(Ps)에 따라서 변화한다. 또한, 플랜저(112)와 고정 철심(113) 사이의 전자 흡인력 변화에 따라서, 밸브 본체(105)를 밸브 시트(103)에 접근하는 방향으로 이동시키는데 필요한 흡입 압력(Ps)의 크기가 변화한다.
그러나, 상기의 제어밸브(101)는 이하와 같은 결점을 가진다.
예를 들면, 여름 삽체시 등에 있어서는, 압축기에 접속된 외부 냉매 회로의 응축기에서 열교환 용량이 현저히 저하한다. 이 상태에서는, 밸브 구멍(104)이 밸브 본체(105)에 의해서 닫혀지고, 압축기가 최대의 토출 용량으로 운전된다. 이 때, 토출 압력(Pd)은 매우 높은 값으로 됨과 동시에, 크랭크실의 압력(Pc0은 저압의 흡입 압력(Ps)에 가까운 값이 된다. 밸브 본체(105) 상단면에는 고압의 토출압력(Pd)이 작용한다. 밸브 본체(105)의 밸브 구멍(104)과의 대향면에는 중압실 (l10)의 압력, 즉 크랭크실 내의 압력(Pc)이 작용한다. 이 때문에, 제어밸브(l01)의 밸브 본체(105)는 토출 압력(Pd)과 크랭크실 압력(Pc)의 큰 차에 의거해, 밸브 시트(103)에 강하게 눌러진다. 이것은, 밸브 본체(105)를 밸브 구멍(104)의 개방방향으로 이동하기 어렵게 하여, 흡입 압력(Ps)의 변화에 따른 밸브 본체(105)의 민감한 반응을 방해한다.
압축기가 최대의 토출 용량으로 운전되고 있는 상태에서, 예를 들면, 냉방부하가 저하하였을 때에는, 압축기의 토출 용량을 감소시키기 위하여, 밸브 본체 (105)에 의한 밸브 구멍(104)의 개방량를 크게 할 필요가 있다. 그러나, 밸브 구멍(104)의 개방량을 크게하기 위해서는 밸브 본체(105)가 밸브 시트(103)로부터 이간하는 방향으로 이동하도록, 토출 압력(Pd)과 크랭크실 압력(Pc)과의 차를 극복하는 큰 가압력을 밸브 본체(105)에 작용시킬 필요가 있다. 이를 위해서는, 솔레노이드(111)의 여자에 의해서 생기는 플랜저(112)와 고정 철심(l13)사이의 전자 흡인력을 크게하기 위해, 솔레노이드(111)를 대형화할 필요가 있다. 더우기, 대형 솔레노이드(111)는 많은 전력을 소비하기 때문에, 교류 발전기등 보조기의 부담이 증대한다.
본 발명의 목적은 밸브 구멍의 개방량을 밸브 본체에 의해 확실하고 고정밀도로 제어할 수 있는 가변용량 압축기용 제어밸브 및 그 제조 방법을 제공하는 것에 있다.
본 발명의 그 외의 목적은, 솔레노이드를 소형화할 수 있는 가변용량 압축기용 제어밸브 및 그 제조 방법을 제공하는 것에 있다.
상기의 목적을 달성하기 위해서, 본 발명은 외부에서 도입되는 작동 압력에 따라서 가스통로를 흐르는 가스 량을 조정하기 위한 제어밸브를 제공하고 있다. 그 제어밸브는, 상기 가스 통로 도중에 설치된 밸브 구멍 및 밸브실을 갖는 하우징을 구비한다. 밸브 구멍은 밸브실에 접속된 개구를 가진다. 밸브 본체는 상기 밸브 구멍의 개방량을 조정하기 위해서, 상기 밸브 구멍에 대향하도록 상기 밸브실내에 이동 가능하게 배치되어 있다. 반응부재는, 제어밸브에 도입되는 상기 작동 압력에 반응한다. 제 1 로드 는 상기 작동 압력에 대한 반응부재의 반응을 밸브 본체에 전달하기 위해서, 반응부재와 밸브 본체와의 사이에 설치되어 있다. 솔레노이드는 상기 밸브 본체를 사이에 두고 반응부재와 반대측에 배치되어 있다. 그 솔레노이드는 수용실 및 그 수용실 내에 이동 가능하게 배치된 플랜저를 가진다. 제 2 로드는 상기 플랜저와 밸브 본체 사이에 설치되어 있다. 플랜저는 솔레노이드에 공급된 전류 크기에 따른 힘으로, 제 2 로드를 통해 상기 밸브 본체를 한 방향으로 부가한 다. 상기 제 2 로드의 실제 단면적이 상기 밸브 구멍의 실제상 단면적보다도 작아지지 않도록, 상기 제 2 로드에서의 설계상 단면적 치수가 상기 밸브 구멍에서의 설계상 단면적 치수보다도 크게 설정된다.
상기의 제어밸브는 크랭크실 내에 설치된 구동 플레이트의 경가각을 조정하는 것에 근거하여 토출 용량을 제어하는 가변용량 압축기에 적합하게 사용될 수 있다.
본 발명은 또한, 상기 제어밸브의 제조 방법을 개시하고 있다. 그 방법은,상기 제 2 로드의 실제 단면적이 상기 밸브 구멍의 실제 단면적보다도 작아지지 않도록 상기 제 2 로드에서의 설계상 단면적 치수를, 상기 밸브 구멍에서 설계상 단면적 치수보다도 크게 설정하는 공정을 구비한다.
도 1은 본 발명의 한 실시형태의 제어밸브를 도시하는 단면도.
도 2는 도 1의 제어밸브가 장착된 가변용량 압축기를 도시하는 단면도.
도 3은 사판의 경사각이 최대인 때의 압축기를 도시하는 주요부 확대 단면도.
도 4는 사판의 경사각이 최소인 때의 압축기를 도시하는 주요부 확대 단면도.
도 5는 밸브 본체에 작용하는 힘을 설명하기 위한 설명도.
도 6은 본 발명의 별도의 실시형태의 제어밸브를 도시하는 단면도.
도 7은 종래의 제어밸브를 도시하는 단면도.
(도면의 주요부분에 대한 부호의 설명)
11 : 실린더 블록 12 : 전면 하우징
13 : 후면 하우징 14 : 밸브 플레이트
15 : 크랭크 실 16 : 구동 샤프트
17 : 플리 18 : 벨트
(실시예)
이하, 본 발명을 구체화한 가변용량 압축기의 용량 제어밸브의 한 실시형태를 도 1 내지 도 5에 근거하여 설명한다.
우선, 가변용량 압축기의 구성에 대하여 설명한다. 도 2에 도시하는 바와 같이, 실린더 블록(11)의 전단에는 전면 하우징(12)이 접합되어 있다. 실린더 블록(ll)의 후단에는 후면 하우징(13)이 밸브 플레이트(l4)를 통해 접합되어 있다. 크랭크실(15)은 실린더 블록(11)의 전면측에서 전면 하우징(12) 내부에 형성되어 있다.
구동 샤프트(16)는 전면 하우징(12) 및 실린더 블록(11)에 회전 가능하게 지지되어 있다. 구동 샤프트(16)의 전단은 크랭크실(15)로부터 외부로 돌출하고 있고, 이 돌출부에는 풀리(17)가 고정되어 있다. 풀리(l7)는 벨트(18)를 통해 외부구동원 (이 실시 형태에서는 차량 엔진(E))에 직결되어 있다. 즉, 이 실시 형태의 압축기는 구동 샤프트(16)와 외부 구동원 사이에 클러치가 존재하지 않는 클러치레스 타입의 가변용량 압축기이다. 풀리(17)는 앵귤러 베어링(19)을 통해 전면 하우징(12)에 지지되어 있다. 전면 하우징(12)은 풀리(17)에 작용하는 트러스트 방향의 하중 및 레이디얼 방향의 하중 양방을 앵귤러 베어링(19)을 통해 받아낸다.
구동 샤프트(6)의 전단 외주와 전면 하우징(12) 사이에는 립 실(20)이 끼워져 있다. 립 실(20)은 크랭크실(15)내의 냉매 가스의 누수를 방지한다.
거의 원판상을 이루는 사판(22)은 크랭크실(15) 내에서 구동 샤프트(16)에 동 샤프트(16)의 축선 방향으로 슬라이드 가능 또한 기울어 움직일 수 있게 지지되어 있다. 앞 끝에 가이드 공을 갖는 한 쌍의 가이드 핀(23)은 사판(22)에 고정되어 있다. 회전체(21)는 크랭크실(15)내에서 구동 샤프트(16)에 일체 회전 가능하게 고정되어 있다. 회전체(2l)는 사판(22)측을 향하여 돌출하는 지지 아암(24)을 가진다. 지지 아암(24)에는 한 쌍의 가이드 구멍(25)이 형성되어 있다. 가이드 핀(23)은 각각 가이드 구멍(25)에 슬라이드 가능하게 끼워져 있다. 지지 아암(24)과 가이드 핀(23)을 걸어 맞춤으로써, 사판(22)이 구동 샤프트(16)와 일체적으로 회전된다. 또한, 지지 아암(24)과 가이드 핀(23)의 걸어 맞춤으로 구동 샤프트 (16)의 축선 방향을 따른 사판(22)의 이동 및 사판(22)의 기울임 동작이 안내된다. 사판(22)이 실린더 블록(11)측 (후방)을 향하여 이동함으로 사판(22)의 경사각이 감소된다.
코일 스프링(26)은 회전체(21)와 사판(22) 사이에 배치되어 있다. 이 스프링(26)은 사판(22)을 후방 (사판(22)의 경사각이 감소하는 방향)를 향하여 가압하고 있다. 돌출부(21a)는 회전체(21) 후면에 형성되어 있다. 사판(22)은 돌출부 (2la)에 맞닿음으로써, 미리 정해진 최대 경사각을 넘어 경사하지 않도록 규제된다.
도 2 내지 도 4에 도시하는 바와 같이, 실린더 블록(11)의 중심부에는 수용구멍(27)이 구동 샤프트(16)의 축선 방향을 따라서 연장되도록 뚫어 설치되어 있다. 수용 구멍(27)내에는, 한쪽 끝이 폐색된 원통형의 차단체(28)가 구동 샤프트 (l6)의 축선 방향을 따라서 슬라이드 가능하게 수용되어 있다. 차단체(28)는 대직경부(28a)와 소직경부(28b)를 가진다. 코일 스프링(29)은 대직경부(28a)와 소직경부(28b) 사이의 단차와 수용 구멍(27) 내면의 단차(27a) 사이에 배치되어 있다. 이 스프링(29)은 차단체(28)를 사판(22)을 향하여 가압하고 있다.
구동 샤프트(16)의 후단부는 차단체(28)내에 삽입되어 있다. 대직경부(28a) 내주면에는 레이디얼 베어링(30)이 스냅 링(31)에 의해 고정되어 있다. 레이디얼 베어링(30)은 구동 샤프트(l6)에 대하여 슬라이드 가능하다. 구동 샤프트(l6) 후단부는 레이디얼 베어링(30) 및 차단체(28)를 통해 수용 구멍(27) 내주면에 의해서 지지된다.
흡입통로(32)는 구동 샤프트(16)의 축선을 따라서 연장되도록 후면 하우징 (13) 및 밸브 플레이트(l4) 중심에 형성되어 있다. 흡입통로(32)의 안쪽 끝은 수용 구멍(27)에 연결되어 있다. 위치 결정면(33)은 흡입통로(32) 안쪽 끝의 개구 주위에 있어서, 밸브 플레이트(l4)상에 형성되어 있다. 차단체(28) 후단면은 위치 결정면(33)에 접촉 가능하다. 차단체(28) 후단면이 위치 결정면(33)에 접촉함으로써, 차단체(28) 후방 (회전체(21)로부터 이간하는 방향)으로의 이동이 규제됨과 동시에, 흡입통로(32)가 수용 구멍(27)으로부터 차단된다.
트러스트 베어링(34)은 사판(22)과 차단체(28)사이에서, 구동 샤프트(16)상에 그 축선 방향으로 이동 가능하게 지지되어 있다. 트러스트 베어링(34)은 코일 스프링(29)의 가압력에 의해서, 항상 사판(22)과 차단체(28) 사이에 끼워져 있다. 트러스트 베어링(34)은 사판(22)의 회전이 차단체(280에 전달되는 것을 저지한다.
사판(22)은 그 경사각이 작아짐에 따라 후방으로 이동한다. 사판(22)은 후방으로의 이동에 따라, 트러스트 베어링(34)을 통해 차단체(28)를 후방으로 누른다. 이 때문에, 차단체(28)는 코일 스프링(29)의 가압력에 저항하며 위치 결정면 (33)을 향하여 이동한다. 도 4에 도시하는 바와 같이, 사판(22)의 경사각이 최소로 도달 한 때, 차단체(28) 후단면이 위치 결정면(33)에 접촉하여, 차단체(28)가 흡입통로(32)와 수용 구멍(27)과의 연결 통로를 차단하는 폐쇄 위치에 배치된다.
도 2에 도시하는 바와 같이, 복수의 실린더 보어(11a)는 구동 샤프트(16) 축선 주위에 위치하도록, 실린더 블록(11)에 관통 형성되어 있다. 편두형 피스톤 (35)은 각 실린더 보어(11a)내에 각각 수용되어 있다. 각 피스톤(35)은 한 쌍의 슈(36)를 통해 사판(22)에 작동 연결되어 있다. 구동 샤프트(16)의 회전은 회전체 (21)를 통해 사판(22)에 전달된다. 사판(22)의 회전 운동은 슈(36)를 통해 피스톤 (35)의 실린더 보어(11a) 내에서 왕복 운동으로 변환된다.
고리 형상의 흡입실(37)은 상기 흡입통로(32) 주위에서 후면 하우징(l3) 내 중앙부에 형성되어 있다. 흡입실(37)은 연결 통로구(45)를 통해 수용 구멍(27)에 연결되고 있다. 고리 모양의 토출실(38)은 흡입실(37) 주위에서 후면 하우징(13)내에 형성되어 있다. 흡입 포트(39) 및 토출 포트(40)는 각 실린더 보어(l1a)에 각각 대응하도록 밸브 플레이트(14) 상에 형성되어 있다. 흡입 밸브(41)는 각 흡입 포트(39)에 각각 대응하도록 밸브 플레이트(l4) 상에 형성되어 있다. 토출 밸브(42)는 각 토출 포트(40)에 각각 대응하도록 밸브 플레이트(14) 상에 형성되어 있다.
각 피스톤(35)이 실린더 보어(l1a) 내를 상사점에서 하사점을 향하서 이동할 때, 흡입실(37)내의 냉매 가스가 흡입 포트(39)로부터 흡입 밸브(41)를 밀어 내고 각 실린더 보어(11a) 내로 유입된다. 각 피스톤(35)이 실린더 보어(l1a) 내를 하사점에서 상사점을 향하여 이동할 때, 각 실린더 보어(11a) 내에서 압축된 냉매 가스가 토출 포트(40)로부터 토출 밸브(420를 밀어내고 토출실(38)로 토출된다. 토출 밸브(42)는 밸브 플레이트(14) 상의 리테이너(43)에 접촉됨으로써, 그 열려진 정도를 규제한다
회전체(21)와 전면 하우징(12) 사이에는 트러스트 베어링(44)이 배치되어 있다. 트러스트 베어링(44)은 피스톤(35) 및 사판(22) 등을 통해 회전체(21)에 작용하는 압축 반력을 받아 고정시킨다.
도 2 내지 도 4에 도시하는 바와 같이, 방압 통로(46)는 구동 샤프트(16)내에 형성되어 있다. 방압 통로(46)는 립 실(20) 부근에서 크랭크실(15)내에 개구하는 입구(46a)와, 차단체(28) 내부에 개구하는 출구(46b)를 가지고 있다. 방출압 구멍(47)은 차단체(28) 후단부 주위 면에 형성되어 있다. 방출압 구멍(47)은 차단체(28) 내부와 수용 구멍(27)을 연결하고 있다.
급기통로(48)는 토출실(38)과 크랭크실(15)을 접속하기 위해서, 후면 하우징 (13), 밸브 플레이트(14) 및 실린더 블록(11)에 형성되어 있다. 용량 제어밸브 (49)는 급기통로(48) 도중에 위치하도록, 후면 하우징(13)에 장착되어 있다. 도입통로(50)는 제어밸브(49)내에 흡입 압력(Ps)을 유도하기 위하여 흡입통로(32)와 제어밸브(49) 사이에 있어서 후면 하우징(13)에 형성되어 있다. ,
배출구(51)는 토출실(38)과 연결되도록 실린더 블록(11)에 형성되어 있다. 외부 냉매 회로(52)는 배출구(51)와 흡입통로(32)를 접속하고 있다. 외부 냉매 회로(52) 상에는 응축기(53), 팽창 밸브(54) 및 증발기(55)가 설치되어 있다. 증발기(55) 부근에는 온도 센서(56)가 설치되어 있다. 온도 센서(56)는 증발기(55)의온도를 검출하고, 그 검출한 온도에 근거하는 신호를 제어 컴퓨터(57)에 출력한다. 이 컴퓨터(57)에는 공조 장치 작동 스위치(59), 실온 설정기(58) 및 실온 센서 (58a)등이 접속되어 있다. 탑승자는 바람직한 실온 즉, 목표 온도를 설정기(58)에 의해 설정한다.
컴퓨터(57)는 예를 들면, 실온 설정기(58)에 의해 미리 설정된 실온, 온도 센서(56)로부터 얻어지는 검출 온도, 실온 센서(58a)에서 얻어지는 검출 온도 및 작동 스위치(59)의 온/ 오프 상태 등 각종 조건에 의거하여, 제어밸브(49)에 줄 전류값을 구동 회로(60)에 지령한다. 구동 회로(60)는 지령된 값의 전류를 후술하는 제어밸브(49)의 솔레노이드(62) 코일(86)에 대하여 출력한다. 제어밸브(49)에 줄 전류값을 결정하기 위한 조건은 차 실외 온도나 엔진(E)의 회전 속도 등, 상기 조건 이외의 조건을 포함해도 된다.
다음으로, 상기 제어밸브(49)의 구조에 대하여 상세하게 설명한다.
도 1 및 도 2에 도시하는 바와 같이, 제어밸브(49)는 상호 접합된 하우징 (61) 및 솔레노이드(620를 가지고 있다. 밸브실(63)은 하우징(61)과 솔레노이드 (62) 사이에 형성되어 있다. 이 밸브실(63)은 제 l 포트(67) 및 급기통로(48)를 통해 토출실(38)에 접속되어 있다. 밸브 본체(64)는 밸브실(63) 내에 배치되어 있다. 밸브 구멍(66)은 하우징(61)의 축선 방향을 따라서 연장되도록, 또한 밸브실 (63) 안쪽 끝면에 개구되도록 하우징(61)에 형성되어 있다. 밸브 구멍(66)의 개구 주위는 밸브 본체(64)의 단면(64a)과 접촉 가능한 밸브 시트를 형성하고 있다. 제 1 코일 스프링(65)은 밸브 구멍(66)을 개방하는 방향으로 밸브 본체(64)를 가압하기 위하여, 밸브 본체(64)의 단차부(64b)와 밸브실(63) 안쪽 끝면 사이에 장착되어 있다.
감압실(68)은 하우징(6l)내의 상부에 형성되어 있다. 이 감압실(68)은 제 2포트(69) 및 상기 도입 통로(50)를 통해 흡입통로(32)에 접속되어 있다. 감압실 (68) 내부에는 벨로우즈(70)가 배치되어 있다. 벨로우즈(70)는 흡입통로(32)로부터 도입 통로(50)를 통해 감압실(68)내에 도입되는 흡입 압력(Ps)에 반응하는 반응부재를 구성하고 있다. 벨로우즈 스프링(70a)은 벨로우즈(70) 내에서 동 벨로우즈 (70) 상단과 하단 사이에 배치되어 있다. 이 벨로우즈 스프링(70a)은 벨로우즈 (70)를 연장하는 방향에 가압한다. 제 1 가이드 구멍(71)은 감압실(68)과 밸브 구멍(66) 사이에 있어서 밸브 구멍(66)과 동일 축선상에 위치하도록, 하우징(61)에 형성되어 있다. 제 1 가이드 구멍(71)은 밸브 구멍(66)과 거의 같은 직경을 가지면서 밸브 구멍(66)과 접속된 대직경부(71a)를 갖는다. 대직경부(7la)의 가공은 밸브 구멍(66)의 가공과 동시에 행하여진다
제 1 로드(72)는 벨로우즈(70)와 밸브 본체(64)를 연결하고 있다. 이 제 1 로드(72)는 제 1 가이드 구멍에 그 축선 방향을 따라서 활주 가능하게 삽입된 대직경부(72a)와, 그 대직경부(72a) 앞 끝에서 밸브 본체(64)까지 밸브 구멍(66)을 통과하도록 연장되는 소직경부(72b)를 가진다. 제 1 로드(72)의 대직경부(72a)는 밸브 구멍(66)의 직경 및 제 1 가이드 구멍(71) 대직경부(7la)의 직경보다도 작은 직경을 가진다. 다시 말하면, 제 1 로드(72)의 대직경부(72a)는 밸브 구멍(66)의 단면적보다도 작은 단면적을 가진다. 제 1 로드(72)의 소직경부(72b)와 밸브 구멍(66) 사이에는 냉매 가스의 통과를 허용하기 위한 틈이 확보되어 있다. 제 1 로드 (72)는 밸브 본체(64)와 일체 형성되어 있다.
제 3 포트(74)는 밸브실(63)과 감압실(68) 사이에 있어서, 밸브 구멍(66)과 직교하는 방향으로 연장되도록 하우징(6l)에 형성되어 있다. 밸브 구멍(66)은 제 3 포트(74) 및 급기통로(48)를 통해 크랭크실(150에 접속되어 있다.
상기 솔레노이드(62)는 상단이 개구된 원통형의 수용통(75)을 구비하고 있다. 고정 철심(76)은 수용통(75) 개구를 막도록 그 개구에 결합 고정되어 있다. 고정 철심(76)을 수용통(75) 개구에 결합함으로써, 구획된 수용실(77)이 수용통 (75)내에 형성된다. 한 끝이 폐색된 원통형을 이루는 철제 플랜저(78)는 수용실 (77)내에 왕복 운동 가능하게 수용되어 있다. 플랜저(78)와 수용통(75) 내저면 사이에는 제 2 코일 스프링(79)이 배치되어 있다. 이 제 2 코일 스프링(79)의 가압력은 상기 제 1 코일 스프링(65)의 가압력보다도 작다.
제 2 가이드 구멍(80)은 수용실(77)과 밸브실(63) 사이에 있어서, 고정 철심 (76)에 형성되어 있다. 밸브 본체(64) 하단에 일체 형성된 제 2 로드(81)는 제 2가이드 구멍(80)에 그 축선 방향을 따라서 활주 가능하게 삽입되어 있다. 제 1 스프링(65)은 밸브 본체(64)를 아래 쪽으로 가압하고 있다. 제 2 스프링(79)은 플랜저(78)를 위 쪽으로 가압하고 있다. 따라서, 제 2 로드(81)의 앞 끝은 항상 플랜저(78)에 접촉되어 있다. 바꿔 말하면, 밸브 본체(64)는 제 2 로드(81)를 통해 플랜저(78)와 일체적으로 이동한다.
상기 제 2 로드(81)에서 미리 정해진 설계상의 단면적 치수는 상기 밸브 구멍(66)에서 미리 정해진 설계상의 단면적 치수보다도 약간 크게 설정되어 있다. 즉, 제 2 로드(81) 및 밸브 구멍(66)의 가공에 있어서, 제 2 로드(81) 및 밸브 구멍(66)의 단면적 치수는 각각 소정의 공차 범위 내에서 오차가 생긴다. 제 2 로드 (81)에서의 설계상 단면적 치수와 밸브 구멍(66)에서의 설계상 단면적 치수와의 차는 이러한 가공에서 생기는 치수 오차를 고려하여 설정되어 있다. 구체적으로는 가공 후의 제 2 로드(81) 단면적 치수가 일정한 차 내에서 최소값이 되고 또한, 가공 후의 밸브 구멍(66) 단면적 치수가 공차 내에서 최대값이 되었을 때에, 가공 후의 제 2 로드(81) 실제 단면적이 가공 후의 밸브 구멍(66) 실제 단면적과 같아지도록, 제 2 로드(81)에서의 설계상 단면적 치수와 밸브 구멍(66)의 설계상 단면적 치수와의 차가 설정되어 있다. 실질적으로는, 제 2 로드(81)에서의 설계상 단면적 치수가 밸브 구멍(66)에서의 설계상 단면적 치수에 대하여, 1 내지 8% 범위내로 큰 것이 바람직하고, 1.5 내지 6% 범위내로 큰 것이 보다 바람직하며, 2 내지 5% 범위내로 큰 것이 더욱 바람직하다. 이와 같이 제 2 로드(81) 및 밸브 구멍(66)에서 설계상 단면적 치수를 설정함으로써, 가공 후의 제 2 로드(81) 실제 단면적이 가공 후의 밸브 구멍(66) 실제 단면적보다도 작아지는 것이 방지된다.
소실(84)은 제어밸브(49)를 후면 하우징(13)에 장착하였을 때에 제 3 포트 (74)와 대응하는 위치에서 제어밸브(49)의 하우징(61) 외주면과 후면 하우징(l3) 내벽 사이에 형성된다. 이 소실(84)은 제 3 포트(74)를 통해 밸브 구멍(66)과 연결되어 있다. 연결홈(82)은 수용실(77)과 연결 되도록 고정 철심(76) 측면에 형성되어 있다. 연결 구멍(83)은 연결홈(82)과 소실(84)를 접속 하기 위해서, 하우징(61)에 형성되어 있다. 따라서, 수용실(77)은 연결홈(82), 연결 구멍(83), 소실 (84) 및 제 3 포트(74)를 통해 밸브 구멍(66)에 접속된다. 이 때문에, 수용실(77)내의 압력은 밸브 구멍(66)내의 압력 (크랭크실 압력(Pc) )과 같아진다. 투시 구멍(85)은 플랜저(78)의 안쪽 공간과 외측 공간 사이를 접속하기 위해서, 플랜저 (78)에 형성되어 있다.
원통형의 코일(86)은 고정 철심(76) 및 플랜저(78) 주위에 배치되어 있다. 이 코일(86)에는 상기 제어 컴퓨터(57)의 지령에 근거해 구동 회로(60)로부터 소정치의 전류가 공급되고 있다.
다음으로, 상기와 같이 구성된 압축기의 작용에 대하여 설명한다.
작동 스위치(59)가 온 된 상태에 있어서, 실온 센서(58a)에 의해 검출된 차 실내 온도가 실온 설정기(58)에 의해 설정된 값 이상인 경우에는, 컴퓨터(57)는 솔레노이드(62)의 여자를 구동 회로(60)에 지령한다. 그러면, 소정치의 전류가 구동 회로(60)를 통해 코일(86)에 공급된다. 이것은, 도 2 및 도 3에 도시하는 바와 같이, 공급 전류치에 따른 전자 흡인력을 고정 철심(76)과 플랜저(78) 사이에 생기게 한다. 이 흡인력은 제 2 로드(8l)를 통해 밸브 본체(64)에 전달된다. 따라서, 밸브 본체(64)는 제 1 스프링(65)의 가압력에 저항하여, 밸브 구멍(66)을 폐쇄하는 방향으로 가압된다. 한편, 벨로우즈(70)는 흡입통로(32)에서 도입 통로(50)를 통해 감압실(68)내에 도입되는 흡입 압력(Ps)의 변동에 따라 변위한다. 이 벨로우즈 (70) 의 변위는, 제 1 로드(72)를 통해 밸브 본체(64)에 전달된다. 벨로우즈(70)는 흡입 압력(Ps)이 높을수록 밸브 본체(64)를 밸브 구멍(66)의 폐쇄 방향으로 이동시키도록 줄어든다.
따라서, 밸브 본체(64)에 의한 밸브 구멍(66)의 개방량은 밸브 본체(64)에 작용하는 복수 힘의 밸런스, 구체적으로는, 솔레노이드(62)로부터의 가압력, 벨로우즈(70)로부터의 가압력, 제 1 스프링(65)의 가압력 및 제 2 스프링(79)의 가압력 밸런스에 근거하여 결정된다.
냉방 부하가 큰 경우에는, 예를 들면, 실온 센서(58a)에 의해 검출된 온도와 실온 설정기(58)에 의해 설정된 온도와의 차가 크고, 더우기 흡입 압력(Ps)이 높다. 컴퓨터(57)는 검출 온도와 설정 온도와의 차가 클수록 제어밸브(49) 코일(86)에 공급되는 전류치를 크게 하도록, 구동 회로(60)에 대하여 지령한다. 따라서, 고정 철심(76)과 플랜저(78) 사이의 흡인력이 강해지고, 밸브 본체(64)를 밸브 구멍(66)의 폐쇄 방향으로 가압하는 힘이 증대된다. 따라서, 밸브 본체(64)를 밸브구멍(660의 폐쇄 방향으로 이동시키는데 필요한 흡입 압력(Ps)이 낮은 값으로 설정된다. 이 때문에, 밸브 본체(64)는 보다 낮은 흡입 압력(Ps)에 따라서 밸브 구멍 (66)의 개방량을 조정하도록 동작한다. 바꿔 말하면, 제어밸브(49)는 공급되는 전류치의 증대에 따라, 보다 낮은 흡입 압력(Ps) (목표 흡입 압력에 상당한다 )을 유지하도록 작동한다.
밸브 본체(64)에 의한 밸브 구멍(66)의 개방량이 작아지면, 토출실(38)로부터 급기통로(48)를 경유하여 크랭크실(15)로 공급되는 냉매 가스량이 적어진다. 한편, 크랭크실(15)내의 냉매 가스는 방압 통로(46) 및 방출압 구멍(47)을 경유하여 흡입실(37)로 유출되고 있다. 이 때문에, 크랭크실(15)내의 압력(Pc)이 저하한다.또한, 냉방 부하가 큰 상태에서는 흡입 압력(Ps)이 높기 때문에, 실린더 보어(11a)내의 압력도 높아진다. 따라서, 크랭크실(15)내의 압력(Pc)과 실린더 보어(l1a) 내의 압력 차가 작아지고, 사판(22)의 경사각이 커져 압축기가 큰 토출 용량으로 운전된다.
제어밸브(49)의 밸브 본체(64)가 밸브 구멍(66)을 완전히 폐지하면, 급기통로(48)가 닫혀지고, 토출실(38)에서 크랭크실(15)로 고압 냉매 가스의 공급이 행해지지 않는다. 따라서, 크랭크실(15)내의 압력(Pc)은 흡입실(37)내의 낮은 압력 (Ps)과 거의 동일하게 된다. 따라서, 도 2 및 도 3에 도시하는 바와 같이, 사판 (22)의 경사각이 최대로 되고, 압축기가 최대 토출 용량으로 운전된다. 사판(22)은 회전체(21) 돌출부(21a)에 접촉됨으로써, 미리 정해진 최대 경사각을 넘어 경사하지않도록 규제된다.
반대로, 냉방 부하가 작은 경우에는, 예를 들면 실온 센서(58a)에 의해서 검출된 온도와 실온 설정기(58)에 의해 설정된 온도와의 차가 작고, 더우기 흡입압력 (Ps)이 낮다. 컴퓨터(57)는 검출 온도와 설정 온도와의 차가 작을수록 제어밸브 (49) 코일(86)애 공급되는 전류치를 작게 하도록 구동 회로(60)에 대하여 지령한다. 따라서, 고정 철심(76)과 플랜저(78) 사이의 흡인력이 약하게 되고, 밸브 본체(64)를 밸브 구멍(66)의 폐쇄 방향으로 가압하는 힘이 감소한다. 따라서, 밸브 본체(64)를 밸브 구멍(66)의 폐쇄 방향으로 이동시키는데 필요한 흡입 압력(Ps)이 높은 값으로 설정된다. 이 때문에, 밸브 본체(64)는 보다 높은 흡입 압력(Ps) 에 따라서 밸브 구멍(66)의 개방량를 조정하도록 동작한다. 바꿔 말하면, 제어밸브(49)는 공급되는 전류값의 감소에 따라, 보다 높은 흡입 압력(Ps) (목표 흡입 압력에 상당한다)을 유지하도록 작동한다.
밸브 본체(64)에 의한 밸브 구멍(66)의 개방량이 커지면, 토출실(38)에서 크랭크실(15)에 공급되는 냉매 가스량이 많아지고, 크랭크실(15)내의 압력(Pc)이 상승한다. 또한, 냉방 부하가 작은 상태에서는 흡입 압력(Ps)이 낮기 때문에, 실린더 보어(11a)내의 압력도 낮아진다. 따라서, 크랭크실(15)내의 압력(Pc)과 실린더 보어(l1a)내의 압력의 차가 커지고, 사판(22)의 경사각이 작아져, 압축기가 작은 토출 용량으로 운전된다.
냉방 부하가 없는 상태로 가까이 가면, 외부 냉매 회로(52)에서 증발기(55) 의 온도가 프로스트를 발생하기 시작하는 온도에 근접하도록 저하한다. 온도 센서 (56)에 의한 검출 온도가 프로스트를 발생하기 시작하는 온도 이하가 되면, 컴퓨터 (57)는 구동 회로(60)에 대하여 솔레노이드(62)의 소자(消磁)를 지령한다. 그러면, 코일(86)에 전류 공급이 정지되어, 고정 철심(76)과 플랜저(78)사이에 흡인력이 생기지 않는다. 이 때문에, 도 4에 도시하는 바와 같이, 밸브 본체(64)는 제 1 스프링(65)의 가압력에 의해 플랜저(78) 및 제 2 로드(8l)를 통해 작용하는 제 2 스프링(79)의 가압력에 저항하여, 밸브 구멍(66)을 개방하는 방향으로 이동된다. 그 결과, 밸브 본체(64)에 의한 밸브 구멍(66)의 개방량이 최대로 된다. 따라서, 토출실(38)에서 크랭크실(15)에 공급되는 냉매 가스량이 더욱 많아지고, 크랭크실 (15)내의 압력(Pc)이 또한 상승한다. 이 때문에, 사판(22)의 경사각이 최소로 되고, 압축기가 최소 토출 용량으로 운전된다.
작동 스위치(59)가 오프되면, 컴퓨터(57)는 솔레노이드(62)의 소자를 구동 회로(60)에 지령한다. 이 때문에, 사판(22)의 경사각이 최소로 된다.
상기와 같이, 제어 밸브(49)의 밸브 본체(64)는 코일(86)에 공급되는 전류값이 클수록, 낮은 흡입 압력(Ps)에 따라서 밸브 구멍(66)의 개방량을 조정하도록 동작하고,
코일(86)에 공급되는 전류값이 작을수록, 높은 흡입 압력(Ps)에 따라서 밸브구멍(66)의 개방량을 조정하도록 동작한다. 그리고, 압축기는 흡입 압력(Ps)을 목표치로 하기 위해, 사판(22)의 경사각을 제어하여, 토출 용량을 조정한다. 따라서, 제어밸브(49)는 공급되는 전류값에 따라서 흡입 압력(Ps)의 목표치를 변경하는 역할과, 흡입 압력(Ps)에 관계없이 밸브 구멍(66)을 최대로 개방하여 압축기에 최소 용량 운전을 행하게 하는 역할을 맡고 있다. 이러한 제어밸브(49)를 구비하는 압축기는 공조 장치의 냉방 능력을 변경하는 역할를 맡고 있다.
도 4에 도시하는 바와 같이, 사판(22)의 경사각이 최소가 되면, 차단체(28)가 위치 결정면(33)에 접촉한다. 차단체(28)가 위치 결정면(33)에 접촉하면, 사판 (22)이 최소 경사각에 규제됨과 동시에, 흡입통로(32)가 흡입실(37)로부터 차단된다. 따라서, 냉매 가스가 외부 냉매 회로(52)에서 흡입실(37)로 유입하지 않게 되어, 외부 냉매 회로(52)와 압축기를 도는 냉매 가스의 순환이 멈추여진다.
사판(22)의 최소 경사각은 0도보다도 약간 크다. 또한, 사판(22)이 구동 샤프트(16)의 축선과 직교하는 평면상에 배치되었을 때의 각도를 0도로 한다. 이 때문에, 사판(22)의 경사각이 최소가 되어도 냉매 가스는 실린더 보어(11a)에서 토출실(38)로 토출되어, 압축기가 최소의 토출 용량으로 운전된다. 실린더 보어(11a)에서 토출실(38)로 토출된 냉매 가스는 급기통로(48)을 통하여 크랭크실(15)에 유입한다. 크랭크실(15)내의 냉매 가스는 방압 통로(46), 방출압 구멍(47) 및 흡입실(37)를 통해, 재차 실린더 보어(11a)내에 흡입된다. 즉, 사판(22)의 경사각이 최소인 상태에서는 냉매 가스가 토출실(38), 급기통로(48), 크랭크실(15), 방압 통로(46), 방출압 구멍(47), 흡입실(37) 및 실린더 보어(11a)를 둘러싸는 압축기 내의 순환통로를 순환한다. 이 순환에 따라, 냉매 가스에 포함되는 윤활유가 압축기내의 각부를 윤활한다.
작동 스위치(59)가 온 된 상태에서 또한, 사판(22)이 최소 경사각으로 유지된 상태에서 차 실내의 온도 상승에 따라 냉방 부하가 증대되면, 실온 센서(58a)에 의해 검출된 온도가 실온 설정기(58)에 의해 설정된 온도보다 높아진다.
컴퓨터(57)는 이 검출 온도의 상승에 의거하여, 솔레노이드(62)의 여자를 구동회로(60)에 대하여 지령한다. 솔레노이드(62)가 여자되면, 급기통로(48)가 닫혀지고, 토출실(38)내의 냉매 가스가 크랭크실(15)로 공급되지 않는다. 크랭크실 (15)내의 냉매 가스는 방압 통로(46) 및 방출압 구멍(47)을 통해 흡입실(37)에 유출된다. 그 때문에, 크랭크실(15)내의 압력(Pc)이 점차로 저하되고 사판(22)이 최소경사각에서 최대 경사각으로 이동한다.
사판(22)의 경사각이 증대됨으로써. 차단체(28)가 스프링(29)의 가압력에 의 해서 위치 결정면(33)으로부터 서서히 이간한다. 이것에 따라, 흡입통로(32)로부터 흡입실(37)에 이르는 동안 가스 유로의 단면적이 서서히 커진다. 이것은 흡입통로(32)로부터 흡입실(37)에 유입되는 냉매 가스량을 서서히 증대시킨다. 그때문에, 흡입실(37)로부터 실린더 보어(11a)내에 흡입되는 냉매 가스량도 서서히 증대되어, 토출 용량이 서서히 증대된다. 따라서, 토출 압력(Pd)이 서서히 증대하여, 압축기 구동에 요구되는 토오크도 서서히 커진다. 따라서, 토출 용량이 최소에서 최대가 될 때에, 토오크가 단시간에 크게 변동하지 않고, 토오크의 변동에 따른 충격이 완화된다.
엔진(E)이 정지되면 압축기의 운전도 정지되고 (바꿔 말하면, 사판(22)의 회전도 정지되고) 제어밸브(49)의 코일(86)로의 전류 공급도 정지된다. 이 때문에, 솔레노이드(62)가 소자되고, 급기통로(48)가 개방된다. 따라서, 사판(22)의 경사각이 최소가 된다. 압축기의 운전 정지 상태가 계속되면, 압축기내의 압력이 균일화 되지만, 사판(22)은 스프링(26)의 가압력에 의해서 최소 경사각으로 유지된다. 따라서, 엔진(E) 기동에 따라 압축기의 운전이 개시되었을 때, 사판(22)은 부하 토오크가 가장 작은 최소 경사각 상태로부터 회전을 개시한다. 이것은, 압축기 기동 시의 충격을 억제한다.
여기에서, 상기 제어밸브(49)에 있어서 밸브 본체(64)에 작용하는 힘에 대하여, 도 5을 참조하면서 설명한다. 밸브 본체(64)에 작용하는 힘의 균형은 하기의 수학식 1에 의해서 나타낼 수 있다. 수학식 1에서 좌변은 밸브 본체(64)를 밸브 구멍(66)의 개방 방향으로 가압하는 힘을 나타내고, 수학식 1에서 우변은 밸브 본체(64)를 밸브 구멍(66)의 폐쇄 방향으로 가압하는 힘을 나타낸다.
[수학식 1]
f 0 - (A - B3) Ps + (B1 - B3) Pc + (C - B1) Pd + f 2
= (C - B2) Pd + F + f 1 + B2·Pc
또한, A : 벨로우즈(70)의 수압 면적
B1 : 밸브 구멍(66)의 단면적
B2 : 제 2 로드(81)의 단면적
B3 : 제 1 로드(72)의 단면적
C : 밸브 본체(64)의 단면적
F : 코일(86)로의 통전에 의해 발생하는 전자 흡인력
f 0 : 벨로우즈 스프링(70a)의 가압력
f 1 : 제 2 스프링(79)의 가압력
f 2 : 제 l 스프링(65)의 가압력 으로 한다.
상기의 수학식 1을 변형하면,
[수학식 2]
(f 0 - A·Ps) + f 2= (B1 - B2) (Pd - Pc) + F + f 1 + B3 (Pc - Ps)
여기에서, 압축기가 최대 토출 용량으로 운전되고 있고, 더우기 토출 압력 (Pd)이 높은 상태에서는 토출 압력(Pd)과 크랭크실 압력(Pc)과의 차가 커져, Pd - Pc 〉〉0 이 된다. 한편, 밸브 구멍(66)의 단면적(B1)이 제 2 로드(81)의 단면적 (B2)보다 크다고 가정하면, B1 - B2 〉0 이 된다. 즉, 상기 수학식 2에서 (B1 - B2) (Pd - Pc)는 밸브 본체(64)를 밸브 구멍(66)의 폐쇄 방향으로 가압하는 큰 힘이 된다.
이 상태에서, 예를 들면, 냉방 부하가 저하하면, 컴퓨터(57)가 코일(86)의 소자를 지령하기 때문에 , 전자 흡인력(F)이 제로가 된다. 이 때, 흡입 압력(Pc)도 저하하여 크랭크실 압력(Pc)과 거의 같아진다. 따라서, 상기 수학식 2에서의 B3 (Pc - Ps)는 0으로 간주할 수있다. 이러한 경우, (Bl - B2) (Pd - Pc)가 큰 값이면, 상기 수학식 2에 관하여, 우변의 (B1 - B2) (Pd - Pc) + f 1이 좌변의 (f 0 - A·Ps) + f 2보다도 커진다. 바꿔 말하면, 밸브 본체(64)를 밸브 구멍(66)의 폐쇄 방향으로 가압하는 힘이 밸브 본체(64)를 밸브 구멍(66)의 개방 방향으로 가압하는 힘보다도 커진다. 따라서, 컴퓨터(57)가 밸브 본체(64)에 의한 밸브 구멍 (66)의 개방량을 증대시키기 위하여 코일(86)을 소자시켜도 밸브 본체(64)가 밸브 구멍(66)을 폐쇄한 상태로 유지된다.
이것에 대하여, 본 실시 형태의 제어밸브(49)에서는, 제 2 로드(8l)에서의 설계상 단면적 치수가, 밸브 구멍(66)에서의 설계상 단면적 치수보다도 약간 크게 설정되어 있다. 구체적으로는, 가공 후의 제 2 로드(81) 단면적 치수가 공차 내에서 최소값이 되고, 또한 가공 후의 밸브 구멍(66) 단면적 치수가 공차 내에서 최대값이 되었을 때에, 가공 후의 제 2 로드(81) 실제 단면적(B2)이 가공 후의 밸브 구멍(66) 실제 단면적(B1)과 같아지도록, 제 2 로드(81)에서의 설계상 단면적 치수와 밸브 구멍(66)의 설계상 단면적 치수의 차가 설정되어 있다.
이 때문에, 가공 후의 제 2 로드(81) 실제 단면적(B2)이 가공 후의 밸브 구멍(66)의 실제 단면적(B1)보다도 작아지지 않고, 상기 수학식 2에 있어서, 반드시 Bl - B2≤0 으로 된다. 따라서, 상기 수학식 2에 있어서 (B1 - B2) (Pd - Pc)는제로, 혹은 밸브 본체(64)를 벨브 구멍(66)의 개방 방향으로 가압하는 힘이 된다. 이러한 경우에는, 토출 압력(Pd)과 크랭크실 압력(Pc)과의 차가 커도, 밸브 본체 (64)가 밸브 구멍(66)에 강하게 압박되는 것이 방지된다. 따라서, 컴퓨터(57)가 밸브 본체(64)에 의한 밸브 구멍(66)의 개방량을 증대시키기 위해 코일(86)을 소자시킨 때에는 밸브 본체(64)가 밸브 구멍(66)을 확실하게 개방한다.
다음으로, 밸브 본체(64)에 작용하는 토출실(38)내의 압력(Pd)에 대하여 생각하여 본다. 밸브 본체(64)를 수용하기 위한 밸브실(63)내에는 급기통로(48) 및 제 1 포트(67)를 통해 토출실(38)의 압력(Pd)이 도입된다. 따라서, 밸브 본체(64)는 고압의 토출 압력(Pd) 분위기 밑에 배치된다. 또한, 상술한 바와 같이, 제 2 로드(81)의 단면적(B2)은 밸브 본체(64)에 대향하는 밸브 구멍(66)의 단면적(B1)과 같거나 혹은 공차 범위내로 약간 클 뿐이다. 따라서, 밸브 본체(64)에 작용하는 토출 압력(Pd)에 관하여 제 2 로드(8l)가 접속된 부분 및 밸브 구멍(66)과 대향하는 부분을 제외하고 생각하면, 밸브 본체(64)를 밸브 구멍(66)의 폐쇄 방향에 가압하는 토출 압력(Pd)에 의거하는 힘이 밸브 본체(64)를 밸브 구멍(66)의 개방 방향으로 힘을 가하는 토출 압력(Pd)에 의거하는 힘과 거의 같아진다. 이 때문에, 밸브 본체(64)에 작용하는 토출 압력(Pd)이 거의 상쇄된다.
계속해서, 밸브 본체(64)에 작용하는 크랭크실 압력(Pc)에 대하여 생각하여본다. 크랭크실(l5) 내의 압력(Pc)은 급기통로(48) 및 제 3 포트(74)를 통해 밸브구멍(66) 내에 도입된다. 이 밸브 구멍(66) 내의 압력(Pc)은 소실(84), 연결 구멍 (83) 및 연결홈(82)을 통해 수용실(77) 내에 도입된다. 따라서, 밸브 구멍(66) 내의 압력과 수용실(77)내의 압력이 같아진다.
제 1 로드(72)의 대직경부(72a) 단면적(B3)은, 밸브 구멍(66)의 단면적(B1)보다도 작다. 따라서, 밸브 본체(64)는 대직경부(72a) 단면적(B3)과 밸브 구멍 (66)의 단면적(B1)과의 차에 따른 힘으로, 밸브 구멍(66) 내의 압력(Pc)에 의해 밸브 구멍(66)의 개방 방향으로 가압된다. 한편, 밸브 본체(64)는 밸브 구멍(66)의 단면적(B1)과 같거나 혹은 약간 큰 단면적(B2)을 가지는 제 2 로드(81)의 앞 끝면에 작용하는 수용실(77)내의 압력(Pc)에 의해 밸브 구멍(66)의 폐쇄 방향으로 가압된다. 따라서, 제 1 로드(72)의 대직경부(72a) 단면적(B3)을 작게하면, 밸브 본체 (64)를 밸브 구멍(66)의 폐쇄 방향으로 가압하는 크랭크실 압력(Pc)에 근거하는 힘과, 밸브 본체(64)를 밸브 구멍(66)의 개방 방향에 가압하는 크랭크실 압력(Pc)에 의거한 힘과의 차가 가급적 작아진다. 이 때문에, 밸브 본체(64)에 작용하는 크랭크실 압력(Pc)을 거의 상쇄할 수 있다.
상기와 같이, 밸브 본체(64)에 작용하는 토출 압력(Pd) 및 크랭크실 압력 (Pc)을 거의 상쇄할 수 있다. 이 때문에, 토출 압력(Pd) 및 크랭크실 압력(Pc)을 극복하여 밸브 본체(64)를 이동시키기 위해 고정 철심(76)과 플랜저(78) 사이의 흡인력을 크게 할 필요가 없다. 더우기, 밸브 본체(64)는 흡입 압력(Ps)의 변화에 따른 벨로우즈(70) 동작에 민감하게 반응한다. 따라서, 코일(86)에 대한 공급 전류값이 작아도 혹은 흡입 압력(Ps)의 변화가 미소해도 솔레노이드(62) 및 벨로우즈 (70) 동작에 근거하여, 밸브 구멍(66)의 개방량을 밸브 본체(64)에 의해 확실하고도 고정밀도로 제어할 수 있다.
또한, 토출 압력(Pd)이 높은 경우에도, 밸브 본체(64)가 밸브 구멍(66)에 압박되지 않는다. 이 때문에, 밸브 본체(64)가 밸브 구멍(66)을 닫은 상태로부터, 코일(86)에의 공급 전류값이 작게 될 때, 혹은 코일(86)이 소자되었을 때에는 밸브본체(64)가 밸브 구멍(66)의 개방 방향으로 확실하게 이동한다. 따라서, 종래 기술과는 달리, 밸브 본체(64)를 밸브 구멍(66)의 개방 방향으로 이동시키기 위해 고정 철심(76)과 플랜저(78) 사이의 흡인력을 크게 할 필요는 없다. 이것은 솔레노이드(62)의 소형화를 가능하게 하고, 압축기의 전력 절약화를 가능하게 한다. 특히,본 실시 형태의 제어밸브(49)는 구동 샤프트(16)가 외부 구동원(16)에 직결된 클러치레스형의 가변용량 압축기에 적절하게 사용될 수 있다.
또한, 본 발명은 상기 실시 형태에 한정되지 않고, 이하와 같은 형태로 구체화된다.
도 6에 도시하는 바와 같이, 제 3 포트(74)에 상류측의 급기통로(48)를 통해 토출실(38)을 접속하고, 밸브 구멍(66) 및 수용실(77) 내에 토출 압력(Pd)을 도입한다. 더불어, 제 1 포트(67)에 하류측 급기통로(48)를 통해 크랭크실(15)을 접속하여 밸브실(63) 내에 크랭크실 압력(Pc)을 도입해도 된다. 이와 같이 구성하여도 밸브 본체(64)에 작용하는 토출 압력(Pd) 및 크랭크실 압력(Pc)을 거의 상쇄할 수 있다.
본 발명의 제어밸브(49)는 구동 샤프트(16)가 클러치를 통해 외부 구동원(E)에 연결된 가변용량 압축기에 적용되어도 된다. 이와 같이 구성한 경우, 예를들면, 공조 장치 작동 스위치(59)가 오프되었을 때만 클러치를 끊고, 공조 장치 작동스위치(59)가 온되었을 때에는 클러치를 이어, 도 2의 클러치레스 타입의 가변용량 압축기와 같은 동작을 행하는 것이 바람직하다. 이와같이 하면, 클러치의 단속 동작 회수를 대폭 줄일 수 있고, 차량의 주행 필링이 향상된다.
도 2에 나타내는 압축기에서는 크랭크실(15) 내의 압력을 조정하는 것에 의거하여, 토출 용량이 제어되어 있었다. 그러나, 이것에 한정되지 않고, 실린더 보어(11a)내의 압력을 조정하기위해, 외부 냉매 회로(52)에서 흡입실(37)에 냉매가스 공급량을 조정하는 것에 근거하여, 토출 용량이 제어되어도 된다.
크랭크실(15)내의 압력(Pc)을 수용실(77)에 도입하기 위한 통로가 급기통로 (48)와는 독립되어 설치되어도 된다.
본 발명은, 코일에 대한 공급 전류값이 작아도 혹은 흡입 압력의 변화가 미소해도 솔레노이드 및 벨로우즈의 동작에 근거하여, 밸브 구멍의 개방량을 밸브 본체에 의해 확실하고도 고정밀도로 제어할 수 있으며, 또한, 토출 압력이 높은 경우에도, 밸브 본체가 밸브 구멍에 압박되지 않는다. 이 때문에, 밸브 본체가 밸브 구멍을 닫은 상태로부터, 코일에의 공급 전류값이 작게 될 때, 혹은 코일이 소자되었을 때에는 밸브 본체가 밸브 구멍의 개방 방향으로 확실하게 이동한다. 따라서, 종래 기술과는 달리, 밸브 본체를 밸브 구멍의 개방 방향으로 이동시키기 위해 고정 철심과 플랜저 사이의 흡인력을 크게 할 필요는 없다. 이것은 솔레노이드의 소형화를 가능하게 하고, 압축기의 전력 절약화를 가능하게 한다. 특히,본 실시형태의 제어밸브는 구동 샤프트가 외부 구동원에 직결된 클러치레스형의 가변용량 압축기에 적절하게 사용될 수 있는 효과를 가지며, 또한, 클러치의 단속 동작 회수를 대폭 줄일 수 있으므로서, 차량의 주행 필링을 향상시킬 수 있다.

Claims (14)

  1. 외부에서 도입되는 작동 압력에 따라서, 가스 통로(48)를 흐르는 가스량을 조정하기 위한 제어밸브로서,
    상기 가스 통로(48)의 도중에 설치된 밸브 구멍(66) 및 밸브실(63)를 갖는 하우징(61)과, 밸브 구멍(66)은 밸브실(63)에 접속된 개구를 가지며,
    상기 밸브 구멍(66)의 개방량을 조정하기 위하여, 상기 밸브 구멍(66)에 대향하도록 상기 밸브실(63)내에 이동 가능하게 배치된 밸브 본체(64)와,
    제어밸브(49)에 도입되는 상기 작동 압력에 반응하는 반응부재(70)와,
    상기 작동 압력에 대한 반응부재(70)의 반응을 밸브 본체(64)에 전달하기위해서, 반응부재(70)와 밸브 본체(64) 사이에 설치된 제 1 로드(72)와,
    상기 밸브 본체(64)를 작동시키기 위한 솔레노이드(62)와, 그 솔레노이드 (62)는 수용실(77) 및 그 수용실(77) 내에 이동 가능하게 배치된 플랜저(78)를 가지며,
    상기 플랜저(78)와 밸브 본체(64) 사이에 설치된 제 2 로드(81)와, 플랜저 (78)는 솔레노이드(62)에 공급된 전류의 크기에 따른 힘으로, 제 2 로드(81)를 통해 상기 밸브 본체(64)를 한 방향으로 가압하는 것을 구비한 제어밸브에 있어서,
    상기 솔레노이드(62)는 상기 밸브 본체(64)를 사이에 두고 반응부재(70)와 반대측에 배치되고,
    상기 제 2 로드(81)에서의 설계상 단면적 치수는 상기 밸브 구멍(66)에서의설계상 단면적 치수보다도 크게 설정되어 있고,
    가공 후 제 2 로드(81)의 단면적 치수가 예정된 공차 내에서 최소치로 되고, 또한 가공 후 밸브 구멍(66)의 단면적 치수가 예정된 공차 내에서 최대치로 되었을 때, 가공 후 제 2 로드(81)의 실제 단면적(B2)이 가공 후 밸브 구멍(66)의 실제 단면적(B1)보다도 작게 되지 않도록, 제 2 로드(81)에 있어서 설계상의 단면적 치수와 밸브 구멍(66)의 설계상의 단면적 치수의 차 및 그들의 가공 공차가 설정되는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
  2. 제 1항에 있어서, 상기 가스통로(48)는 제어밸브의 상류측에 위치하는 상류부와 제어밸브의 하류측에 위치하는 하류부를 가지며, 상기 상류부 및 하류부의 한쪽은 상기 밸브실(63)에 접속되며, 다른쪽은 상기 밸브 구멍(66) 및 수용실(77)에 접속되어 있는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
  3. 제 1항에 있어서, 가공 후의 제 2 로드(81)의 단면적 치수가 상기 공차 내에서 최소치로 되고, 또한 가공 후의 밸브 구멍(66) 단면적 치수가 상기 공차 내에서 최대값이 되었을 때에, 가공 후의 제 2 로드(81)의 실제 단면적(B2)이 가공 후의 밸브 구멍(66)의 실제 단면적(B1)과 같아지도록, 제 2 로드(81)에서의 설계상 단면적 치수와 밸브 구멍(66)의 설계상 단면적 치수와의 차이 및 그들의 가공공차가 설정되어 있는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
  4. 제 1항에 있어서, 상기 제 2 로드(81)에서의 설계상 단면적 치수는 상기 밸브 구멍(66)에서의 설계상 단면적 치수에 대하여 1 내지 8% 범위내로 큰 것을 특징으로 하는 제어밸브.
  5. 제 1항에 있어서, 상기 수용실(77)을 밸브 구멍(66)에 접속하기 위한 통로 (82, 83, 84)를 구비하는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
  6. 제 1항에 있어서, 상기 반응부재(70)는 제어밸브(49)에 도입된 상기 작동압력의 상승에 따라, 상기 제 1 로드(72)를 통해 밸브 본체(64)를 밸브 구멍(66) 을 향해 이동시키는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
  7. 제 6항에 있어서, 상기 플랜저(78)는 솔레노이드(62)에 공급된 전류에 근거하여, 제 2로드(81)를 통해 밸브 본체(64)를 밸브 구멍(66)을 향하여 가압하는것을 특징으로 하는 제어밸브.
  8. 제 7항에 있어서, 상기 밸브 본체(64)를 밸브 구멍(66)으로부터 떨어진 방향으로 힘을 가하는 가압 수단(65)을 구비하고, 솔레노이드(62)가 소자되었을 때, 가압 수단(65)은 밸브 본체(64)에 밸브 구멍(66)을 최대로 개방시키는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
  9. 제 1항 내지 제 8항 중 어느 한 항에 있어서, 제어밸브(49)는 크랭크실(15) 내에 설치된 구동 플레이트(22)의 경사각을 조정하는 것에 근거하여 토출 용량을 제어하는 가변용량 압축기에 사용되며, 그 압축기는, 구동 플레이트(22)에 작동 연결되면서 또한 실린더 보어(11a) 내에 배치된 피스톤(35)을 구비하고, 그 피스톤 (35)은 흡입실(37)에서 실린더 보어(11a) 내에 공급된 가스를 압축함과 동시에, 그 압축 가스를 실린더 보어(11a)에서 토출실(38)로 토출하고, 상기 구동 플레이트 (22)의 경사각은 크랭크실(15)내의 압력과 실린더 보어(11a)내의 압력과의 차에 따라 변화하고, 압축기는 또한, 크랭크실(l5)내의 압력과 실린더 보어(11a)내의 압력과의 차를 조정하기 위한 조정 수단을 구비하고, 그 조정 수단은 압력 조정용 가스를 통과시키기 위한 상기 가스 통로(48)와, 상기 제어밸브(49)를 포함하는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
  10. 제 9항에 있어서, 상기 밸브실(63)은 가스 통로(48)의 상류측을 통해 토출실 (38)에 접속되고, 상기 밸브 구멍(66) 및 수용실(77)은 가스 통로(48)의 하류측을 통해 크랭크실(15)에 접속되어 있는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
  11. 제 9항에 있어서, 상기 밸브실(63)은 가스 통로(48)의 하류측을 통해 크랭크실(15)에 접속되고, 상기 밸브 구멍(66) 및 수용실(77)은 가스 통로(48)의 상류측을 통해 토출실(38)에 접속되어 있는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
  12. 제 9항에 있어서, 상기 가스 통로는 토출실(38)을 크랭크실(15)에 접속하는 급기통로(48)를 포함하며, 상기 제어밸브(49)는 크랭크실(15)내의 압력을 조정하기 위해서, 토출실(38)로부터 급기통로(48)를 통해 크랭크실(l5)로 공급되는 가스량을 조정하기 위해 급기통로(48)도중에 설치되어 있는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
  13. 외부에서 도입되는 작동 압력에 따라서, 가스 통로(48)를 흐르는 가스량을 조정하기 위한 제어밸브의 제조 방법에 있어서, 그 제어밸브는,
    상기 가스 통로(48) 도중에 설치된 밸브 구멍(66) 및 밸브실(63)을 갖는 하우징(6l)과, 밸브 구멍(66)은 밸브실(63)에 접속된 개구를 가지며,
    상기 밸브 구멍(66)의 개방량을 조정하기 위해서, 상기 밸브 구멍(66)에 대향하도록 상기 밸브실(63)내로 이동 가능하게 배치된 밸브 본체(64)와,
    제어밸브(49)에 도입된 상기 작동 압력에 반응하는 반응부재(70)와,
    상기 작동 압력에 대한 반응부재(70)의 반응을 밸브 본체(64)에 전달하기위해, 반응부재(70)와 밸브 본체(64)와의 사이에 설치된 제 1 로드(72)와,
    상기 밸브 본체(64)를 작동시키기 위한 솔레노이드(62)와, 그 솔레노이드 (62)는 수용실(77) 및 그 수용실(77)내에 이동 가능하게 배치된 플랜저(78)를 가지며,
    상기 플랜저(78)와 밸브 본체(64)사이에 설치된 제 2 로드(81)와, 플랜저 (78)는, 솔레노이드(62)에 공급된 전류의 크기에 따른 힘으로, 제 2 로드(81)를 통해 상기 밸브 본체(64)를 한 방향으로 가압하며,
    상기 방법은,
    상기 제 2 로드(81)에서의 설계상 단면적 치수는 상기 밸브 구멍(66)에서의 설계상 단면적 치수보다도 크게 설정하는 공정을 구비하며, 가공 후의 제 2 로드 (81)의 단면적 치수가 예정된 공차 내에서 최소치로 되고, 또한 가공 후의 밸브 구멍(66)의 단면적 치수가 예정된 공차 내에서 최대치로 되었을 때, 가공 후의 제 2 로드(81)의 실제 단면적(B2)이 가공 후의 밸브 구멍(66)의 실제 단면적(B1)보다도 작제 되지 않도록, 제 2 로드(81)에 있어서 설계상의 단면적 치수와 밸브 구멍(66)의 설계상의 단면적 치수의 차 및 그들의 가공 공차가 설정되는 것을 특징으로 하는 제어밸브의 제조방법.
  14. 제 13항에 있어서, 상기 설정 공정은 가공 후의 제 2 로드(81)의 단면적 치수가 상기 공차내에서 최소값으로 되고, 또한 가공 후의 밸브 구멍(66)의 단면적 치수가 미리 정해진 공차 내에서 최대값이 되었을 때에, 가공 후의 제 2로드(81)의 실제 단면적(B2)이 가공 후의 밸브 구멍(66)의 실제 단면적(B1)과 같아지도록 제 2 로드(81)에서의 설계상 단면적 치수와 밸브 구멍(66)의 설계상 단면적 치수의 차와 그들의 가공 공차를 설정하는 공정을 포함하는 것을 특징으로 하는 제어밸브의 제조방법.
KR1019980001637A 1997-01-21 1998-01-21 가변용량압축기용제어밸브및그제조방법 KR100302821B1 (ko)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP97-008792 1997-01-21
JP00879297A JP3585150B2 (ja) 1997-01-21 1997-01-21 可変容量圧縮機用制御弁

Publications (2)

Publication Number Publication Date
KR19980070655A KR19980070655A (ko) 1998-10-26
KR100302821B1 true KR100302821B1 (ko) 2002-02-28

Family

ID=11702727

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
KR1019980001637A KR100302821B1 (ko) 1997-01-21 1998-01-21 가변용량압축기용제어밸브및그제조방법

Country Status (5)

Country Link
US (1) US6200105B1 (ko)
EP (1) EP0854288B1 (ko)
JP (1) JP3585150B2 (ko)
KR (1) KR100302821B1 (ko)
DE (1) DE69819048T2 (ko)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR100709287B1 (ko) * 2004-03-25 2007-04-19 가부시기가이샤 후지고오키 가변용량형 압축기용의 제어밸브

Families Citing this family (23)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3754193B2 (ja) * 1997-10-03 2006-03-08 サンデン株式会社 可変容量圧縮機の容量制御弁
US6138468A (en) * 1998-02-06 2000-10-31 Kabushiki Kaisha Toyoda Jidoshokki Seisakusho Method and apparatus for controlling variable displacement compressor
JP3728387B2 (ja) * 1998-04-27 2005-12-21 株式会社豊田自動織機 制御弁
JP2000009033A (ja) * 1998-06-18 2000-01-11 Sanden Corp 可変容量圧縮機の容量制御弁機構
JP3886290B2 (ja) 1999-04-27 2007-02-28 株式会社テージーケー 容量可変圧縮機の容量制御装置
JP3626643B2 (ja) * 1999-07-07 2005-03-09 株式会社豊田自動織機 空調装置および容量可変型圧縮機の制御方法
JP3991556B2 (ja) * 1999-10-04 2007-10-17 株式会社豊田自動織機 容量可変型圧縮機の制御弁
JP4586221B2 (ja) * 1999-11-08 2010-11-24 Ｎｏｋ株式会社 制御弁
JP2001191789A (ja) * 2000-01-14 2001-07-17 Toyota Autom Loom Works Ltd 容量可変型圧縮機および空調装置
JP4395239B2 (ja) * 2000-05-19 2010-01-06 株式会社鷺宮製作所 容量可変型圧縮機用制御弁
US6340293B1 (en) * 2000-08-25 2002-01-22 Delphi Technologies Inc Clutchless compressor control valve with integral by pass feature
JP2004060644A (ja) * 2002-06-05 2004-02-26 Denso Corp 圧縮機装置およびその制御方法
JP4130566B2 (ja) * 2002-09-25 2008-08-06 株式会社テージーケー 可変容量圧縮機用容量制御弁
JP2004162640A (ja) * 2002-11-14 2004-06-10 Toyota Industries Corp 容量可変型圧縮機の制御弁
JP4118181B2 (ja) * 2003-03-28 2008-07-16 サンデン株式会社 可変容量斜板式圧縮機の制御弁
JP2006029150A (ja) * 2004-07-13 2006-02-02 Sanden Corp クラッチレス可変容量斜板式圧縮機の容量制御弁
JP2007023900A (ja) * 2005-07-15 2007-02-01 Toyota Industries Corp 可変容量型圧縮機
US7611335B2 (en) * 2006-03-15 2009-11-03 Delphi Technologies, Inc. Two set-point pilot piston control valve
JP2008157031A (ja) 2006-12-20 2008-07-10 Toyota Industries Corp クラッチレス可変容量型圧縮機における電磁式容量制御弁
WO2009025298A1 (ja) * 2007-08-23 2009-02-26 Eagle Industry Co., Ltd. 制御弁
JP5269391B2 (ja) * 2007-11-02 2013-08-21 株式会社不二工機 可変容量型圧縮機用制御弁
WO2011132438A1 (ja) * 2010-04-21 2011-10-27 イーグル工業株式会社 圧力制御弁
JP6395696B2 (ja) * 2015-12-16 2018-09-26 株式会社不二工機 可変容量型圧縮機用制御弁

Family Cites Families (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0641756B2 (ja) * 1985-06-18 1994-06-01 サンデン株式会社 容量可変型のスクロール型圧縮機
JPS6316177A (ja) * 1986-07-08 1988-01-23 Sanden Corp 容量可変型圧縮機
JP2567947B2 (ja) 1989-06-16 1996-12-25 株式会社豊田自動織機製作所 可変容量圧縮機
KR910004933A (ko) * 1989-08-09 1991-03-29 미다 가쓰시게 가변용량사판식 압축기
DE69200356T2 (de) * 1991-01-28 1995-02-16 Sanden Corp Schiefscheibenverdichter mit einer Vorrichtung zur Hubveränderung.
JP3082417B2 (ja) * 1991-09-18 2000-08-28 株式会社豊田自動織機製作所 可変容量型圧縮機
KR970004811B1 (ko) 1993-06-08 1997-04-04 가부시끼가이샤 도요다 지도쇽끼 세이샤꾸쇼 무클러치 편측 피스톤식 가변 용량 압축기 및 그 용량 제어방법
JP3089901B2 (ja) * 1993-07-20 2000-09-18 株式会社豊田自動織機製作所 クラッチレス圧縮機における動力伝達構造
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
US5702235A (en) * 1995-10-31 1997-12-30 Tgk Company, Ltd. Capacity control device for valiable-capacity compressor
JP3432994B2 (ja) * 1996-04-01 2003-08-04 株式会社豊田自動織機 可変容量型圧縮機用制御弁
JP3255008B2 (ja) * 1996-04-17 2002-02-12 株式会社豊田自動織機 可変容量圧縮機及びその制御方法

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR100709287B1 (ko) * 2004-03-25 2007-04-19 가부시기가이샤 후지고오키 가변용량형 압축기용의 제어밸브

Also Published As

Publication number Publication date
EP0854288B1 (en) 2003-10-22
US6200105B1 (en) 2001-03-13
DE69819048T2 (de) 2004-08-05
JPH10205444A (ja) 1998-08-04
JP3585150B2 (ja) 2004-11-04
KR19980070655A (ko) 1998-10-26
EP0854288A2 (en) 1998-07-22
DE69819048D1 (de) 2003-11-27
EP0854288A3 (en) 1999-06-23

Similar Documents

Publication Publication Date Title
KR100302821B1 (ko) 가변용량압축기용제어밸브및그제조방법
US5890876A (en) Control valve in variable displacement compressor
KR100276036B1 (ko) 가변용량 압축기용 제어밸브
US5865604A (en) Displacement controlling structure for clutchless variable displacement compressor
EP0953766B1 (en) Control valve
KR100270472B1 (ko) 제어 밸브
KR20000011236A (ko) 가변용량형사판식압축기및용량제어밸브
US6234763B1 (en) Variable displacement compressor
KR100215153B1 (ko) 가변용량압축기 및 제어 방법
KR100302820B1 (ko) 가변용량압축기용제어밸브및장착방법
KR100215155B1 (ko) 가변 용량 압축기
JP2000199479A (ja) 可変容量型圧縮機
US6672844B2 (en) Apparatus and method for controlling variable displacement compressor
US6077047A (en) Variable displacement compressor
US6250891B1 (en) Variable displacement compressor having displacement controller
EP1336757A2 (en) Control device for variable displacement type compressor
KR20000071520A (ko) 용량 가변형 압축기
US6578372B2 (en) Apparatus and method for controlling variable displacement compressor
JPH10141221A (ja) 可変容量圧縮機
EP1070845A1 (en) Crank pressure control mechanism of variable displacement compressor
KR100302993B1 (ko) 가변용량압축기의제어밸브
JPH09324752A (ja) クラッチレス可変容量圧縮機
JPH10153175A (ja) 可変容量型圧縮機
JPH1054352A (ja) 可変容量圧縮機
JP2000274351A (ja) 可変容量型圧縮機

Legal Events

Date Code Title Description
A201 Request for examination
E902 Notification of reason for refusal
E701 Decision to grant or registration of patent right
GRNT Written decision to grant
FPAY Annual fee payment

Payment date: 20040624

Year of fee payment: 4

LAPS Lapse due to unpaid annual fee