KR100383122B1 - 용량가변형 압축기의 제어밸브 - Google Patents

Abstract

본 발명은 토출용량의 제어성이나 응답성을 향상시킬 수 있는 용량가변형 압축기의 제어밸브를 제공하는데 있다.

따라서, 밸브체부 (43) 는 밸브실 (46) 내에서의 위치에 따라 급기통로 (28) 의 개방 정도를 조절한다. 감압부재 (54) 는 냉매 순환 회로에 설정된 2 개의 압력감시점 (P1, P2) 의 차압 (PdH - PdL) 에 따라 변위하며, 이 변위는 동 차압 (PdH - PdL) 의 변동을 없애는 쪽으로 압축기의 토출 용량이 변경되도록 밸브체 (43) 의 위치결정에 반영된다. 솔레노이드부 (60) 는 밸브체 (43) 에 부여하는 힘을 변경함으로써, 감압부재 (54) 에 의한 밸브체 (43) 의 위치결정동작의 기준이 되는 설정차압을 변경가능하다.

Description

용량가변형 압축기의 제어밸브 {CONTROL VALVE OF VARIABLE CAPACITY TYPE COMPRESSOR}

본 발명은, 예를 들어 차량용 공조장치의 냉매순환회로를 구성하여, 크랭크실의 압력에 근거하여 토출용량을 변경가능한 용량가변형 압축기에 사용되는 제어밸브에 관한 것이다.

일반적으로, 차량용 공조장치의 냉매순환회로 (냉동사이클) 는 응축기, 감압장치로서의 팽창밸브, 증발기 및 압축기를 구비하고 있다. 압축기는 증발기에서의 냉매가스를 흡입하여 압축하고 그 압축가스를 응축기를 향해서 토출한다. 증발기는 냉매순환회로를 흐르는 냉매와 자동차 실내공기의 열교환을 실시한다. 열부하 또는 냉방부하의 크기에 따라 증발기 주변을 통과하는 공기의 열량이 증발기내를 흐르는 냉매에 전달되기 때문에 증발기의 출구 또는 하류측에서의 냉매가스 압력은 냉방부하의 크기를 반영한다.

차량용의 압축기로서 널리 채용되고 있는 용량가변형 경사판식 압축기에는증발기의 출구압력 (흡입압이라 한다) 을 소정의 목표치 (설정흡입압이라 한다) 로 유지하기 위하여 동작하는 용량제어기구가 조립되어 있다. 용량제어기구는 냉방부하의 크기에 합당한 냉매유량이 되도록 흡입압을 제어지표로서 압축기의 토출용량, 즉 경사판각도를 피드백 제어한다.

상기 용량제어기구의 전형예는 내부제어밸브라 불리는 제어밸브이다. 내부제어밸브에서는 벨로우즈나 다이어프램 등의 감압부재로 흡입압을 감지하여 감압부재의 변이동작을 밸브체의 위치결정에 이용하여 밸브 개방 정도 조절을 실시함으로써 경사판실 (크랭크실이라고도 한다) 의 압력 (크랭크압) 을 조절하여 경사판각도를 결정하고 있다.

또, 단일한 설정흡입압밖에 가질 수 없는 단순한 내부제어밸브에서는 미세한 공조제어요구에 대응할 수 없기 때문에, 외부에서의 전기제어에 의해 설정흡입압을 변경가능한 설정흡입압 가변형 제어밸브도 존재한다. 설정흡입압 가변형 제어밸브는, 예를 들어 상술한 내부제어밸브에 전자솔레노이드 등의 전기적으로 탄성지지력 조절가능한 액추에이터를 부가하여 내부제어밸브의 설정흡입압을 결정하고 있는 감압부재에 작용하는 기계적 스프링력을 외부제어에 의해 증감변경함으로써, 설정흡입력의 변경을 실현하는 것이다.

그런데, 흡입압의 절대치를 지표로 하는 토출용량제어에서는 전기제어에 의해 설정흡입압을 변경한다고 해도 바로 현실의 흡입압이 설정흡입압과 같은 압력에 이르지만은 않는다. 즉, 설정흡입압의 설정변경에 대해서 현실의 흡입압이 응답성 좋게 추종하느냐 마느냐는 증발기에서의 열부하상황에 영향을 받기 쉽기 때문이다. 이 때문에 전기제어에 의해 설정흡입압을 미세하게 조금씩 조절하고 있음에도 불구하고 압축기의 토출용량변화가 늦어지기 십상이 되며 토출용량이 연속적이며, 또한 매끄럽게 변화하지 않고 급변하는 사태가 때에 따라 발생하였다.

본 발명의 목적은 토출용량의 제어성이나 응답성을 향상시킬 수 있는 용량가변형 압축기의 제어밸브를 제공하는 것에 있다.

도 1 은 용량가변형 경사판식 압축기의 단면도.

도 2 는 냉매순환회로의 개요를 나타내는 회로도.

도 3 은 제어밸브의 단면도.

도 4 는 제어밸브의 동작을 설명하는 주요부 확대 단면도.

도 5 는 작동로드에 작용하는 각종 하중을 설명하는 그래프.

도 6 은 제어밸브의 제어를 설명하는 흐름도.

*도면의 주요부분에 대한 부호의 설명*

5 : 크랭크실 21 : 흡입압력영역으로서의 흡입실

22 : 토출압력영역으로서의 토출실 27 : 추기통로

28 : 급기통로

30 : 용량가변형 압축기와 함께 냉매순환회로를 구성하는 외부냉매회로

43 : 밸브체로서의 밸브체부 45 : 밸브하우징

46 : 밸브실 48 : 감압실

49 : 감압부재 규제부

50 : 감압부재 탄성지지 수단으로서의 감압부재 탄성지지 스프링

54 : 감압부재 55 : 제 1 압력실로서의 P1 압력실

56 : 제 2 압력실로서의 P2 압력실

60 : 외부제어수단을 구성하는 솔레노이드부

66 : 밸브체 탄성지지 수단으로서의 밸브체 탄성지지 스프링

68 : 밸브체 규제부 CV : 제어밸브

P1 : 제 1 압력감시점 P2 : 제 2 압력감시점

상기 목적을 달성하기 위해서 청구항 1 의 발명은, 냉매순환회로를 구성하고, 크랭크실의 압력에 근거하여 토출용량을 변경가능한 용량가변형 압축기에 사용되는 제어밸브로서, 상기 크랭크실과 토출압력영역을 접속하는 급기통로 또는 크랭크실과 흡입압력영역을 접속하는 추기통로의 일부를 구성하기 위해서 밸브하우징내에 구획된 밸브실과, 상기 밸브실내에 변위가능하게 수용되어 동 밸브실내에서의 위치에 따라 상기 급기통로 또는 추기통로의 개방 정도를 조절가능한 밸브체와, 상기 밸브체의 변이를 접촉 규제하는 밸브체 규제부와, 상기 밸브체를 밸브체 규제부를 향해서 탄성지지하는 밸브체 탄성지지 수단과, 상기 밸브하우징내에 구획된 감압실과, 상기 감압실내를 제 1 압력실과 제 2 압력실로 구획함과 동시에 제 1 압력실측 및 제 2 압력실측으로 변이가능하게 설치된 감압부재와, 상기 밸브체와 감압부재는 분리 및 접촉 결합 가능하다고 여겨지고 있는 것과, 상기 냉매순환회로에 설정되어 그 차압이 용량가변형 압축기의 토출용량을 반영하는 2 개의 압력감시점 중, 고압측에 위치하는 제 1 압력감시점의 압력은 제 1 압력실에 도입됨과 동시에저압측에 위치하는 제 2 압력감시점의 압력은 제 2 압력실에 도입되는 것과, 상기 제 1 압력실과 제 2 압력실의 압력차의 변동에 근거하는 감압부재의 변위는 동 압력차의 변동을 없애는 쪽으로 압축기의 토출용량이 변경되도록 밸브체의 위치결정에 반영되는 것과, 상기 감압부재의 변위를 접촉 규제하는 감압부재 규제부와, 상기 감압부재를 감압부재 규제부를 향해서 탄성지지하는 감압부재 탄성지지 수단과, 상기 밸브체가 밸브체 규제부에 접촉 규제되며, 또한 감압부재가 감압부재 규제부에 접촉 규제되는 것은 밸브체와 감압부재가 분리된 상태에서 이루어지는 것과, 상기 밸브체 탄성지지 수단의 탄성지지력 및 감압부재 탄성지지 수단의 탄성지지력에 대항하는 힘을 밸브체에 부여함으로써 동 밸브체와 감압부체를 접촉 결합시키며, 또한 이 힘을 외부에서의 제어에 의해 가변가능하기 때문에 감압부재에 의한 밸브체의 위치결정동작의 기준이 되는 설정차압을 가변가능한 외부제어수단을 구비한 것을 특징으로 하고 있다.

이 구성에서는 용량가변형 압축기의 토출용량제어에 영향을 미치는 압력요인으로서 이 용량가변형 압축기의 토출용량을 반영하는 냉매순환회로에서의 2 개의 압력감시점간의 차압 (2 점간차압) 을 이용하고 있다. 따라서, 외부제어수단에 의해 결정된 설정차압에 근거하여, 이 설정차압을 유지하도록 밸브체를 동작시키는 감압구조 (감압실, 감압부재 등) 를 채용함으로써 압축기의 토출용량을 직접적으로 제어하는 것이 가능해져, 종래의 흡입압감응형 제어밸브가 내재하고 있던 결점을 극복할 수 있다. 즉, 증발기에서의 열부하상황에 거의 영향을 받지 않고, 외부제어에 의해 응답성 및 제어성이 높은 토출용량의 증가감소제어를 실시할 수 있다.

그리고, 상기 제어밸브에서는 외부제어수단이 밸브체 탄성지지 수단 및 감압부재 탄성지지 수단의 대항력을 밸브체에 작용시키지 않을 때, 동 밸브체는 밸브체 탄성지지 수단에 의해 밸브체 규제부에 대해서 눌려짐과 동시에 감압부재는 감압부재 탄성지지 수단에 의해 감압부재 규제부에 대해서 눌려진 상태로 되어 있다. 따라서, 제어밸브가 어떤 요인에 의해 진동된 경우에서도 이들 가동부재 (밸브체 및 감압부재) 가 진동하는 것을 방지할 수 있다. 그 결과 동 가동부재가 그 진동에 의해 고정부재 (예를 들어, 밸브하우징 등) 에 충돌하여 파손되는 등의 문제의 발생을 회피할 수 있다.

상기와 같이 가동부재의 내진성을 확보하기 위해서 2 개의 탄성지지 수단 및 2 개의 규제부를 구비하고 있는 것은 외부제어수단이 탄성지지 수단의 대항력을 밸브체에 작용시키지 않을 때, 동 가동부재가 밸브체와 감압부재의 2 개로 분리되는 구성을 채용하였기 때문이다.

즉, 본 발명의 제어밸브에서는 밸브체와 감압부재가 분리된 상태에서는 밸브체 탄성지지 수단만이 밸브체의 위치결정에 관여하며, 밸브체와 감압부재가 접촉 결합된 상태에서는 밸브체 탄성지지 수단 및 감압부재 탄성지지 수단의 양쪽이 밸브체의 위치결정에 관여하게 된다. 따라서, 밸브체 탄성지지 수단의 특성 및 감압부재 탄성지지 수단의 특성의 설정에 따라, 밸브체의 작동특성을 여러 가지로 변경시키는 것이 가능해진다.

또, 밸브체가 감압부재에 접촉 결합될 때까지는 동 감압부재는 감압부재 탄성지지 수단에 의해 감압부재 규제부에 눌려진 상태를 유지하게 된다. 즉, 감압부재는 밸브체의 위치결정에 2 점간차압을 반영시킬 필요가 없는 상황 하에서는 정지상태를 유지하게 된다. 따라서, 밸브체와 감압부재가 상시 연동되는 구성과 비교해서, 불필요하게 감압부재가 움직여지는 일이 없으며, 고정부재와의 슬리이딩 총거리를 삭감하여 동 감압부재 나아가 제어밸브의 내구성을 향상시킬 수 있다.

청구항 2 의 발명은 청구항 1 에서 상기 밸브체 탄성지지 수단 및 감압부재 탄성지지 수단은 각각 스프링재로 이루어져, 밸브체 탄성지지 스프링에는 감압부재 탄성지지 스프링보다도 스프링정수가 낮은 것을 사용하는 것을 특징으로 하고 있다.

이 구성에 따르면, 스프링정수가 낮은 밸브체 탄성지지 스프링은 밸브체가 감압부재측으로 변이되었다고 해도 동 밸브체에 부여하는 탄성지지력을 세트하중 (밸브체를 밸브체 규제부에 대해서 눌러 두기 위한 내진력) 에서 그다지 크게 하는 일은 없다. 즉, 외부제어수단은 밸브체 탄성지지 스프링의 세트하중 정도의 약한 힘에 대항하는 힘을 밸브체에 작용시킴만으로 동 밸브체를 밸브체 규제부에 접촉된 상태에서 감압부재에 접촉 결합하는 상태까지 변이시키는 것이 가능해진다. 그 결과, 외부제어수단은 이 약한 힘에서 그것이 발휘할 수 있는 최대력까지의 넓은 범위의 힘을 밸브체 탄성지지 수단 및 감압부재 탄성지지 수단의 양쪽에 대항하는 힘, 나아가 설정차압의 설정에 사용할 수 있고 이 설정차압의 가변폭은 넓은 것이 된다.

청구항 3 의 발명은 청구항 1 또는 청구항 2 에서, 상기 감압부재 탄성지지수단은 감압부재를 제 1 압력실측에서 제 2 압력실을 향해서 탄성지지하는 것을 특징으로 하고 있다.

이 구성에서는 감압부재에 대한 감압부재 탄성지지 수단의 탄성지지력의 작용방향과, 2 점간차압에 근거하는 힘의 작용방향이 동일하다고 여겨지고 있다. 따라서, 2 점간차압에 근거하는 힘도 이용하여 감압부재를 확실하게 감압부재 규제부에 대해서 눌러 둘 수 있다.

청구항 4 의 발명은 토출용량제어의 바람직한 양태를 한정한 것이다. 즉, 상기 밸브실은 급기통로의 일부를 구성하고 있다. 따라서, 예를 들어 추기통로의 개방 정도를 변경하는 소위 출구측제어와 비교해서 고압을 적극적으로 취급하는 분만큼, 크랭크실의 압력변경, 즉 압축기의 토출용량변경을 빠르게 실시할 수 있다.

청구항 5 는 외부제어수단 일예를 구체화한 것이다. 즉, 외부제어수단은 밸브체에 부여하는 힘을 외부로부터의 전기제어에 의해 변경가능한 전자 액추에이터를 포함하여 이루어진다.

청구항 6 은 2 개의 압력감시점의 바람직한 양태를 한정한 것이다. 즉, 상기 제 1 및 제 2 압력감시점은 용량가변형 압축기의 토출압력영역과 냉매순환회로를 구성하는 응축기 사이의 냉매통로에 설정되어 있다. 따라서, 응축기와 증발기 사이에 설치된 감압장치의 작동의 영향이 2 점간차압에 의거하여 압축기의 토출용량을 파악하는 데에 있어서의 외란이 되는 것을 방지할 수 있다.

발명의 실시 형태

이하에 차량용 공조장치의 냉매순환회로를 구성하는 용량가변형 경사판식 압축기의 제어밸브에 관해서 도 1 내지 도 6 을 참조하여 설명한다.

(용량가변형 경사판식 압축기)

도 1 에 나타내는 바와 같이, 용량가변형 경사판식 압축기 (이하 단순히 압축기라 한다) 는, 실린더블록 (1) 과, 그 전단에 접합 고정된 전방 하우징 (2) 과, 실린더블록 (1) 의 후단에 밸브형성체 (3) 를 통해 접합 고정된 후방 하우징 (4) 을 구비하고 있다.

상기 실린더블록 (1) 과 전방 하우징 (2) 으로 감싸인 영역에는 크랭크실 (5) 이 구획되어 있다 크랭크실 (5) 에는 구동축 (6) 이 회전가능하게 지지되고 있다. 크랭크실 (5) 에서 구동축 (6) 상에는 레그 플레이트 (11) 가 일체회전가능하게 고정되어 있다.

상기 구동축 (6) 의 전단부는 동력전달기구 (PT) 를 통해 외부구동원으로서의 차량의 엔진 (E) 에 작동연결되어 있다. 동력전달기구 (PT) 는 외부로부터의 전기제어에 의해 동력의 전달/차단을 선택가능한 클러치기구 (예를 들어 전자클러치) 라도 되고, 또는 그 같은 클러치기구를 갖지 않는 상시 전달형인 클러치기구 (예를 들어 밸트/풀리의 조합) 라도 된다. 또한, 본 건에서는 클러치리스 타입의 동력전달기구 (PT) 가 채용되어 있는 것으로 한다.

상기 크랭크실 (5) 내에는 캠플레이트로서의 경사판 (12) 이 수용되어 있다. 경사판 (12) 은 구동축 (6) 으로 슬라이드이동가능하며, 또한 경사운동가능하게 지지되고 있다. 힌지기구 (13) 는 레그플레이트 (11) 와 경사판 (12) 사이에 개재되어 있다. 따라서, 경사판 (12) 은 힌지기구 (13) 를 통해서 레그플레이트와의 사이에서의 힌지연결 및 구동축 (6) 의 지지에 의해 레그플레이트 (11) 및 구동축 (6) 과 동기회전가능함과 동시에, 구동축 (6) 의 축선방향으로의 슬라이드이동을 수반하면서 구동축 (6) 에 대해서 경사운동가능하게 되어 있다.

복수 (도면에는 하나만 나타낸다) 의 실린더보어 (1a) 는 상기 실린더블록 (1) 에서 구동축 (6) 을 감싸도록 하여 뚫어 설치 형성되어 있다. 편두형의 피스톤 (20) 은 각 실린더보어 (1a) 에 왕복운동가능하게 수용되어 있다. 실린더보어 (1a) 의 전후개구는 밸브형성체 (3) 및 피스톤 (20) 에 의해 폐쇄되어 있으며, 이 실린더보어 (1a) 내에는 피스톤 (20) 의 왕복운동에 따라 체적변화하는 압축실이 구획되어 있다. 각 피스톤 (20) 은 슈 (19) 를 통해 경사판 (12) 의 외주부에 계류되어 있다. 따라서, 구동축 (6) 의 회전에 수반되는 경사판 (12) 의 회전운동이 슈 (19) 를 통해 피스톤 (20) 의 왕복직선운동으로 변환된다.

상기 밸브형성체 (3) 와 후방 하우징 (4) 사이에는 중심영역에 위치하는 흡입실 (21) 과 이것을 감싸는 토출실 (22) 이 구획 형성되어 있다. 밸브형성체 (3) 에는 각 실린더보어 (1a) 에 대응하여 흡입포트 (23) 및 동 포트 (23) 을 개폐하는 흡입밸브 (24) 와, 토출포트 (25) 및 동 포트 (25) 를 개폐하는 토출밸브 (26) 가 형성되어 있다. 흡입포트 (23) 를 통해 흡입실 (21) 과 각 실린더보어 (1a) 가 연통되어 토출포트 (25) 를 통해 각 실린더보어 (1a) 와 토출실 (22) 이 연통된다.

그리고, 상기 흡입실 (21) 의 냉매가스는, 각 피스톤 (20) 의 상사점위치에서 하사점쪽으로의 전진운동에 의해 흡입포트 (23) 및 흡입밸브 (24) 를 통해 실린더보어 (1a) 에 흡입된다. 실린더보어 (1a) 에 흡입된 냉매가스는 피스톤 (20) 의 하사점위치에서 상사점쪽으로의 후진운동에 의해 소정의 압력까지 압축되고, 토출포트 (25) 및 토출밸브 (26) 를 통해 토출실 (22) 에 토출된다.

상기 경사판 (12) 의 경사각도 (구동축 (6) 의 축선에 직교하는 평면과의 사이에서 이루는 각도) 는 이 경사판 (12) 의 회전시의 원심력에 기인하는 회전운동의 모멘트, 피스톤 (20) 의 왕복관성력에 의한 모멘트, 가스압에 의한 모멘트 등의 각종 모멘트의 상호 균형에 근거하여 결정된다. 가스압에 의한 모멘트란 실린더보어 (1a) 의 내압과, 피스톤 (20) 의 배압에 해당하는 제어압으로서의 크랭크실 (5) 의 내압 (크랭크압(Pc)) 의 상호관계에 근거하여 발생하는 모멘트이며, 크랭크압 (Pc) 에 따라 경사각도 감소방향에도 경사각도 증대방향에도 작용한다.

이 압축기에서는 후술하는 제어밸브 (CV) 를 사용하여 크랭크압 (Pc) 을 조절하여 상기 가스압에 의한 모멘트를 적절히 변경함으로써, 경사판 (12) 의 경사각도를 최소경사각도 (도 1 에서 실선으로 나타내는 상태) 와 최대경사각도 (도 1 에서 2 점쇄선으로 나타내는 상태) 사이의 임의의 각도로 설정가능하게 하고 있다.

(크랭크실의 압력제어기구)

경사판 (12) 의 경사각도제어에 관여하는 크랭크압 (Pc) 을 제어하기 위한 크랭크압 제어기구는 도 1 에 나타내는 압축기 하우징내에 설치된 추기통로 (27) 와 급기통로 (28) 및 제어밸브 (CV) 에 의해 구성된다. 추기통로 (27) 은 흡입압력 (Ps) 영역인 흡입실 (21) 과 크랭크실 (5) 을 접속한다. 급기통로 (28)는 토출압력 (Pd) 영역인 토출실 (22) 과 크랭크실 (5) 을 접속하며 그 도중에는 제어밸브 (CV) 가 설치되어 있다.

그리고, 상기 제어밸브 (CV) 의 개방 정도를 조절함으로써, 급기통로 (28) 를 통한 크랭크실 (5) 로의 고압의 토출가스의 도입량과, 추기통로 (27) 를 통한 크랭크실 (5) 로부터의 가스도출량의 균형이 제어되어 크랭크압 (Pc) 이 결정된다. 크랭크압 (Pc) 의 변경에 따라 피스톤 (20) 을 통한 크랭크압 (Pc) 과 실린더보어 (1a) 의 내압의 차가 변경되어, 경사판 (12) 의 경사각도가 변경된 결과, 피스톤 (20) 의 스트로크, 즉 토출용량이 조절된다.

(냉매순환회로)

도 1 및 도 2 에 나타내는 바와 같이, 차량용 공조장치의 냉매순환회로 (냉동사이클) 는 상술한 압축기와 외부냉매회로 (30) 로 구성된다. 외부냉매회로 (30) 는, 예를 들어 응축기 (31), 감압장치로서의 온도식팽창밸브 (32) 및 증발기 (33) 를 구비하고 있다. 팽창밸브 (32) 의 개방 정도는 증발기 (33) 의 출구측 또는 하류측에 설치된 감온통 (34) 의 검지온도 및 증발압력 (증발기 (33) 의 출구압력) 에 근거하여 피드백 제어된다. 팽창밸브 (32) 는 열부하에 합당한 액체냉매를 증발기 (33) 에 공급하여 외부냉매회로 (30) 에서의 냉매유량을 조절한다.

외부냉매회로 (30) 의 하류영역에는 증발기 (33) 의 출구와 압축기의 흡입실 (21) 을 연결하는 냉매가스의 유통관 (35) 이 설치되어 있다. 외부냉매회로 (30) 의 상류영역에는 압축기의 토출실 (22) 과 응축기 (31) 의 입구를 연결하는 냉매의 유통관 (36) 이 설치되어 있다. 압축기는 외부냉매회로 (30) 의 하류영역에서 흡입실 (21) 에 유도된 냉매가스를 흡입하여 압축하고, 압축한 가스를 외부냉매회로 (30) 의 상류영역과 연결되는 토출실 (22) 에 토출한다.

그리고, 냉매순환회로를 흐르는 냉매의 유량이 커질수록 회로 또는 배관의 단위길이 당의 압력손실도 커진다. 즉, 냉매순환회로를 따라 설정된 2 개의 압력감시점 (P1, P2) 간의 압력손실 (차압) 은 동 회로에서의 냉매유량과 정(正) 의 상관관계를 나타낸다. 이 때문에 2 개의 압력감시점 (P1, P2) 간의 차압 (ΔPd = PdH - PdL) 을 파악하는 것은 냉매순환회로에서의 냉매유량을 간접적으로 검출하는 것임에 틀림없다. 압축기의 토출용량이 증대하면 냉매순환회로의 냉매유량도 증대하고 반대로 토출용량이 감소하면 냉매유량도 감소한다. 따라서, 냉매순환회로의 냉매유량 즉 2 점간차압 (ΔPd) 에는 압축기의 토출용량이 반영되고 있다.

본 실시 형태에서는 유통관 (36) 의 최상류영역에 해당하는 토출실 (22) 내에 상류측의 제 1 압력감시점 (P1) 을 결정함과 동시에 그 곳에서 소정 거리 만큼 떨어진 유통관 (36) 의 도중에 하류측의 제 2 압력감시점 (P2) 을 정하고 있다. 제 1 압력감시점 (P1) 에서의 가스압 (PdH) 을 제 1 검압통로 (37) 를 통하며, 또 제 2 압력감시점 (P2) 에서의 가스압 (PdL) 을 제 2 검압통로 (38) 를 통해 각각의 제어밸브 (CV) 로 유도하고 있다.

(제어밸브)

도 3 에 나타내는 바와 같이 제어밸브 (CV) 는 그 상반부를 차지하는 입구측 밸브부와, 하반부를 차지하는 솔레노이드부 (60) 를 구비하고 있다. 입구측밸브부는 토출실 (22) 과 크랭크실 (5) 을 연결하는 급기통로 (28) 의 개방 정도 (스로틀량) 을 조절한다. 솔레노이드부 (60) 는 제어밸브 (CV) 내에 설치된 작동 로드 (40) 를 외부에서의 통전제어에 근거하여 탄성지지 제어하기 위한 일종의 전자액츄에이터이다. 작동로드 (40) 는 선단부인 격벽부 (41), 연결부 (42), 대략 중앙의 밸브체부 (43) 및 기단부인 가이드 로드부 (44) 로 이루어진 봉형상부재이다. 밸브체부 (43) 는 가이드 로드부 (44) 의 일부에 해당한다.

상기 제어밸브 (CV) 의 밸브하우징 (45) 은 캡 (45a) 과 입구측 밸브부의 주된 외곽을 구성하는 상반부본체 (45b) 와 솔레노이드부 (60) 의 주된 외곽을 구성하는 하반부본체 (45c) 로 구성되어 있다. 밸브하우징 (45) 의 상반부본체 (45b) 내에는 밸브실 (46) 및 연통로 (47) 가 구획되며 동 상반부본체 (45b) 와 그 상부에 밖에서 끼워 고정된 캡 (45a) 사이에는 감압실 (48) 이 구획되어 있다.

상기 밸브실 (46) 및 연통로 (47) 내에는 작동로드 (40) 가 축방향 (도면에서는 수직방향) 으로 이동가능하게 설치되어 있다. 밸브실 (46) 및 연통로 (47) 는 작동로드 (40) 의 설치에 따라 연통가능해진다. 이에 비해서 연통로 (47) 와 감압실 (48) 은 동 연통로 (47) 에 끼워진 작동로드 (40) 의 격벽부 (41) 에 의해 차단되어 있다.

상기 밸브실 (46) 의 저벽은 후술 고정철심 (62) 의 상단면에 의해 제공된다. 밸브실 (46) 을 둘러싼 밸브하우징 (45) 의 원주벽에는 반경방향으로 뻗은 포트 (51) 가 설치되며 이 포트 (51) 는 급기통로 (28) 의 상류부를 통해 밸브실 (46) 을 토출실 (22) 로 연통시킨다. 연통로 (47) 를 둘러싼 밸브하우징 (45)의 원주벽에도 반경방향으로 뻗은 포트 (52) 가 설치되며, 이 포트 (52) 는 급기통로 (28) 의 하류부를 통해 연통로 (47) 를 크랭크실 (5) 에 연통시킨다. 따라서, 포트 (51), 밸브실 (46), 연통로 (47) 및 포트 (52) 는 제어밸브내 통로로서 토출실 (22) 과 크랭크실 (5) 을 연통시키는 급기통로 (28) 의 일부를 구성한다.

상기 밸브실 (46) 내에는 작동로드 (40) 의 밸브체부 (43) 가 설치된다. 연통로 (47) 의 내경은 작동로드 (40) 의 연결부 (42) 의 직경보다도 크며, 또한 가이드 로드부 (44) 의 직경보다도 작다. 즉, 연통로 (47) 의 구경면적 (격벽부 (41) 의 축직교단면적) (SB) 은 연결부 (42) 의 단면적보다 크고 가이드 로드부 (44) 의 단면적보다 작다. 이로써 밸브실 (46) 과 연통로 (47) 와의 경계에 위치하는 단차는 밸브시트 (53) 로서 기능하며 연통로 (47) 는 일종의 밸브구멍이 된다.

상기 작동로드 (40) 가 도 3 및 도 4 의 (a) 의 위치 (최하운동위치) 에서 밸브체부 (43) 가 밸브시트 (53) 에 착좌하는 도 4 의 (c) 의 위치 (최상운동위치) 로 상방운동하면, 연통로 (47) 가 차단된다. 즉, 작동로드 (40) 의 밸브체부 (43) 는 급기통로 (28) 의 개방 정도를 임의 조절가능한 입구측 밸브체로서 기능한다.

상기 감압실 (48) 내에는 감압부재 (54) 가 축방향으로 이동가능하게 설치되어 있다. 이 감압부재 (54) 는 저면이 있는 원통형상을 이룸과 동시에 그 저벽부에서 감압실 (48) 을 축방향으로 이분하여 동 감압실 (48) 을 P1 압력실 (제 1 압력실) (55) 과 P2 압력실 (제 2 압력실) (56) 로 구획한다 (도 3, 도 4 의 (a)및 도 4 의 (b) 에서 P2 압력실 (56) 은 체적이 거의 제로 상태가 되어 있다). 감압부재 (54) 는 P1 압력실 (55) 과 P2 압력실 (56) 사이의 압력격벽의 역할을 하고, 양압력실 (55, 56) 의 직접 연통을 허용하지 않는다. 또한, 감압부재 (54) 의 축직교단면적을 SA 라 하면 그 단면적 (SA) 은 연통로 (47) 의 구경면적 (SB) 보다도 크다.

상기 감압부재 (54) 의 P2 압력실 (56) 쪽으로의 이동은 동 P2 압력실 (56) 의 저면에 접촉함으로써 규제된다. 즉, P2 압력실 (56) 의 저면이 감압부재 규제부 (49) 를 이루고 있다. P1 압력실 (55) 내에는 감압부재 탄성지지 수단으로서의 코일스프링으로 이루어진 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 이 수용되어 있다. 이 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 은 감압부재 (54) 를 P1 압력실 (55) 쪽에서 P2 압력실 (56) 을 향해서, 즉 감압부재 규제부 (49) 를 향해서 탄성지지한다.

상기 P1 압력실 (55) 은 캡 (45a) 에 형성된 P1 포트 (57) 및 제 1 검압통로 (37) 을 통해, 제 1 압력감시점 (P1) 인 토출실 (22) 과 연통한다. P2 압력실 (56) 은 밸브하우징 (45) 의 상반부본체 (45a) 에 형성된 P2 포트 (58) 및 제 2 검압통로 (38) 를 통해 제 2 압력감시점 (P2) 과 연통한다. 즉, P1 압력실 (55) 에는 토출압 (Pd) 이 압력 (PdH) 으로서 유도되어 P2 압력실 (56) 에는 배관도중의 압력감시점 (P2) 의 압력 (PbL) 이 유도되고 있다.

상기 솔레노이드부 (60) 는 저면이 있는 원통형상의 수용통 (61) 을 구비하고 있다. 수용통 (61) 의 상부에는 고정철심 (62) 이 끼워 맞추어지고 이 끼워맞춤에 의해 수용통 (61) 내에는 솔레노이드실 (63) 이 구획되고 있다. 솔레노이드실 (63) 에는 가동철심 (64) 이 축방향으로 이동가능하게 수용되어 있다. 고정철심 (62) 의 중심에는 축방향으로 뻗은 가이드 구멍 (65) 이 형성되고 이 가이드 구멍 (65) 내에는 작동로드 (40) 의 가이드 로드부 (44) 가 축방향으로 이동가능하게 설치되어 있다.

상기 솔레노이드실 (63) 은 작동로드 (40) 의 기단부의 수용영역이기도 하다. 즉, 가이드 로드부 (44) 의 하단은 솔레노이드실 (63) 내에서 가동철심 (64) 의 중심에 뚫어 설치된 구멍에 끼워 맞춰짐과 동시에 코킹에 의해 끼워 고정되어 있다. 따라서, 가동철심 (64) 과 작동로드 (40) 는 상시 일체가 되어 상하운동한다.

상기 가이드 로드부 (40) 의 하단부는 가동철심 (64) 의 하면에서 약간 돌출되어 있다. 가동 로드 (40) (밸브체부 (43)) 의 하방운동은 가이드 로드 (44) 의 하단면이 솔레노이드실 (63) 의 저면에 접촉함으로써 규제된다. 즉, 솔레노이드실 (63) 의 저면이 밸브체 규제부 (68) 를 이루고, 동 밸브체 규제부 (68) 는 연통로 (47) 의 개방 정도를 증대시키는 쪽으로 그 이상 작동로드 (40) (밸브체부 (43)) 가 변위하는 것을 접촉 제어한다.

상기 솔레노이드실 (63) 에서 고정철심 (62) 과 가동철심 (64) 사이에는 밸브체 탄성지지 수단으로서의 코일스프링으로 이루어진 밸브체 탄성지지 스프링 (66) 이 수용되어 있다. 이 밸브체 탄성지지 스프링 (66) 은 가동철심 (64) 을 고정철심 (62) 에서 떨어지는 방향으로 작용하여 작동로드 (40) (밸브체부 (43))를 도면 하방으로 즉 밸브체 규제부 (68) 를 향해서 탄성지지한다.

도 3 및 도 4 의 (a) 에 나타내는 바와 같이 작동로드 (40) 가 벨브체 규제부 (68) 에 접촉 규제된 최하운동위치에서는 밸브체부 (43) 가 밸브시트 (53) 로부터 거리 「X1 + X2」 만큼 사이를 떨어뜨려 연통로 (47) 의 개방 정도를 최대로 한다. 또, 이 상태에서 작동로드 (40) 의 격벽부 (41) 는 감압실 (48) 에 대해서 거리 「X1」만큼 연통로 (47) 내로 몰입되고 있다. 따라서, 격벽부 (41) 의 선단면과, 감압부재 규제부 (49) 에 접촉되고 있는 감압부재 (54) 의 하면은 거리「X1」 만큼 떨어뜨려진 상태에 있다.

상기 고정철심 (62) 및 가동철심 (64) 의 주위에는 이들 철심 (62, 64) 을 걸친 범위에 코일 (67) 이 감겨 있다. 이 코일 (67) 에는 제어장치 (70) 의 지령에 근거하여 구동회로 (71) 로부터 구동신호가 공급되며, 코일 (67) 은 그 전력공급량에 대응한 크기의 전자흡인력 (전자탄성지지력) (F) 을 가동철심 (64) 과 고정철심 (62) 사이에 발생시킨다. 또한, 코일 (67) 로의 통전제어는 코일 (67) 로의 인가전압을 조정함으로써 이루어진다. 본 실시 형태에서 인가전압의 조정에는 듀티제어가 채용되고 있다.

(제어밸브의 동작특성)

상기 제어밸브 (CV) 에서는 다음과 같은 방법으로 작동로드 (40) 의 배치 위치, 즉 밸브 개방 정도가 결정된다. 또한, 밸브실 (46), 연통로 (47) 및 솔레노이드실 (63) 의 내압이 작동로드 (40) 의 위치결정에 미치는 영향은 무시하는 것으로 한다.

먼저, 도 3 및 도 4 의 (a) 에 나타내는 바와 같이, 코일 (67) 로의 통전이 없는 경우 (Dt = 0%) 에는 작동로드 (40) 의 배치에는 밸브체 탄성지지 스프링 (66) 의 하방 탄성지지력 (f2) 의 작용이 지배적이 된다. 따라서, 작동로드 (40) 는 최하운동위치에 설치되며, 또한 밸브체 탄성지지 스프링 (66) 의 탄성지지력 (f2) 으로 밸브체 규제부 (68) 에 눌려진 상태가 되고 있다. 이 때의 밸브체 탄성지지 스프링 (66) 의 탄성지지력 (f2) (= 세트하중 (f2')) 은, 예를 들어 차량의 진동 등에 의해 압축기 (제어밸브 (CV)) 가 진동된 경우에서도 작동로드 (40) 및 가동철심 (64) 의 일체물을 밸브체 규제부 (68) 에 대해서 눌러서 진동시키기 않을 만큼의 크기로 설정되어 있다.

이 상태에서 작동로드 (40) 의 밸브체부 (43) 는 밸브시트 (53) 에서 거리 「X1 + X2」 만큼 떨어뜨려져 연통로 (47) 는 전체 개방 상태가 된다. 따라서, 크랭크압 (Pc) 은 이 때 놓인 상황 하에서 취할 수 있는 최대치가 되고, 크랭크압 (Pc) 과 실린더보어 (1a) 의 내압의 피스톤 (20) 을 통한 차이는 크고, 경사판 (12) 은 경사각도를 최소로 하며 압축기의 토출용량은 최소로 되어 있다.

상기와 같은 방법으로 작동로드 (40) 가 최하운동위치에 설치된 상태에서는 동 작동로드 (40) (격벽부 (41)) 와 감압부재 (54) 는 접촉 결합이 해제된 상태에 있다. 따라서, 감압부재 (54) 의 배치에는 2 점간차압 (ΔPd) 에 근거하는 하방의 눌림력 (PdHㆍSA - PdL (SA - SB)) 과, 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 의 하방 탄성지지력 (f1) 의 합계하중이 지배적이 되며, 감압부재 (54) 는 이 합계하중으로 감압부재 규제부 (49) 에 눌려진 상태가 되고 있다. 이 때의 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 의 탄성지지력 (f1) (= 세트하중 (f1')) 은, 예를 들어 차량의 진동 등에 의해 압축기 (제어밸브 (CV)) 가 진동된 경우에서도 감압부재 (54) 를 감압부재 규제부 (49) 에 대해서 눌러서 진동시키기 않을 만큼의 크기로 설정되어 있다.

도 3 및 도 4 의 (a) 에 나타내는 상태에서 코일 (67) 에 대해서 듀티비 가변범위의 최소듀티비 (Dt) (min) (＞0) 의 통전이 이루어지면 상방의 전자탄성지지력 (F) 이 밸브체 탄성지지 스프링 (66) 의 하방 탄성지지력 (f2) (= f2') 을 능가하여 작동로드 (40) 가 상방운동을 개시한다.

여기에서, 도 5 의 그래프는 작동로드 (40) (밸브체부 (43)) 의 배치위치와 동 작동로드 (40) 에 작용하는 각종 하중의 관계를 나타내고 있다. 동 그래프로부터는 코일 (67) 로의 통전 듀티비 (Dt) 가 증대하면, 작동로드 (40) 에 작용하는 전자탄성지지력 (F) 이 높아지는 것을 알 수 있다. 또, 동 그래프로부터는 작동로드 (40) 가 밸브폐쇄측으로 상방운동하면 가동철심 (64) 이 고정철심 (62) 에 근접하는 효과로 코일 (67) 로의 통전듀티비 (Dt) 는 그대로도 작동로드 (40) 에 작용하는 전자탄성지지력 (F) 이 높아지는 것을 알 수 있다.

또한, 코일 (67) 로의 통전듀티비 (Dt) 는 실제로는 듀티비 가변범위의 최소듀티비 (Dt) (min) 에서 최대듀티비 (Dt) (max) (예를 들어 100%) 까지의 사이에서 연속적으로 변경가능하기는 하지만, 도 5 의 그래프에서는 이해를 용이하게 하기 위해 (Dt) (min), (Dt) (1) 내지 (Dt) (4) 및 (Dt) (max) 의 경우만을 나타내고 있다.

또, 도 5 의 그래프에서 특성선 「f1 + f2」 및 「f2」의 경사에서도 확실한 바와 같이 밸브체 탄성지지 스프링 (66) 에는 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 보다도 스프링정수가 아주 낮은 것이 사용되고 있다. 이 밸브체 탄성지지 스프링 (66) 의 스프링정수는 작동로드 (40) 에 작용시키는 탄성지지력 (f2) 을 고정철심 (62) 과 가동철심 (64) 사이의 거리 (즉, 밸브체 탄성지지 스프링 (66) 의 압착상태) 에 관계없이, 세트 하중 (f2') 과 거의 같다고 간주할 수 있을 정도로 낮은 것이다.

따라서, 코일 (67) 에 최소듀티비 (Dt) (min) 이상의 통전이 이루어지면, 작동로드 (40) 는 최하운동위치로부터 거리 (X1) 이상을 밸브폐쇄측으로 상방운동하여, 격벽부 (41) (작동로드 (40)) 가 감압부재 (54) 에 접촉 결합되게 된다.

상기 작동로드 (40) 와 감압부재 (54) 가 접촉 결합한 상태에서는 밸브체 탄성지지 스프링 (66) 의 하방의 탄성지지력 (f2) 에 의해 감세된 상방 전자탄성지지력 (F) 이 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 의 하방 탄성지지력 (f1) 에 의해 가세된 2 점간차압 (ΔPd) 에 근거하는 하방 눌림력에 대항한다. 따라서,

PdHㆍSA - PdL (SA - SB) = F - f1 - f2

를 만족하도록 작동로드 (40) 의 밸브체부 (43) 가 밸브시트 (53) 에 대해서, 도 4 의 (b) 에 나타내는 상태와 도 4 의 (c) 에 나타내는 상태 사이에서 위치결정되며, 제어밸브 (CV) 의 밸브 개방 정도가 중간 개방 정도 (도 4 의 (b)) 와 전체 폐쇄 (도 4 의 (c)) 사이에서 결정된다. 따라서, 압축기의 토출용량이 최소와 최대 사이에서 변경된다.

예를 들어, 엔진 (E) 의 회전속도가 감소하고 냉매순환회로의 냉매유량이 감소하면 하방의 2 점간차압 (ΔPd) 이 감소하여 그 시점에서의 전자탄성지지력 (F) 에서는 작동로드 (40) 에 작용하는 상하 탄성지지력의 균형을 유지할 수 없게 된다. 따라서, 작동로드 (40) 가 상방운동하여 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 이 축력 (蓄力) 되어 이 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 의 하방 탄성지지력 (f1) 의 증가분이 하방의 2 점간차압 (ΔPd) 의 감소분을 보상하는 위치로 작동로드 (40) 의 밸브체부 (43) 가 위치결정된다. 그 결과, 연통로 (47) 의 개방 정도가 감소하여 크랭크압 (Pc) 이 저하 경향이 되어 이 크랭크압 (Pc) 과 실린더보어 (1a) 의 내압의 피스톤 (20) 을 통한 차이도 작어져 경사판 (12) 이 경사각도 증대방향으로 경사운동하고 압축기의 토출용량은 증대된다. 압축기의 토출용량이 증대하면 냉매순환회로에서의 냉매유량도 증대하여 2 점간차압 (ΔPd) 은 증가한다.

반대로, 엔진 (E) 의 회전속도가 증대하고 냉매순환회로의 냉매유량이 증대하면 하방의 2 점간차압 (ΔPd) 이 증대해서 그 시점에서의 전자탄성지지력 (F) 에서는 작동로드 (40) 에 작용하는 상하 탄성지지력의 균형을 유지할 수 없게 된다. 따라서, 작동로드 (40) 가 하방운동하여 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 의 축력도 줄어 이 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 의 하방 탄성지지력 (f1) 의 감소분이 하방의 2 점간차압 (ΔPd) 의 증대분을 보상하는 위치로 작동로드 (40) 의 밸브체부 (43) 가 위치결정된다. 그 결과, 연통로 (47) 의 개방 정도가 증가해서 크랭크압 (Pc) 이 증대 경향이 되어 크랭크압 (Pc) 과 실린더보어 (1a) 의 내압의 피스톤 (20) 을 통한 차이도 커져 경사판 (12) 이 경사각도 감소방향으로 경사운동하고 압축기의 토출용량은 감소된다. 압축기의 토출용량이 감소하면 냉매순환회로에서의 냉매유량도 감소하여 2 점간차압 (ΔPd) 은 감소한다.

또, 예를 들어 코일 (67) 로의 통전듀티비 (Dt) 를 크게 해서 전자탄성지지력 (F) 을 크게 하면 그 시점에서의 2 점간차압 (ΔPd) 으로는 상하 탄성지지력의 균형을 유지할 수 없기 때문에, 작동로드 (40) 가 상방운동하여 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 이 축력되어, 이 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 의 하방 탄성지지력 (f1) 의 증가분이 상방의 전자탄성지지력 (F) 의 증가분을 보상하는 위치로 작동로드 (40) 의 밸브체부 (43) 가 위치결정된다. 따라서, 제어밸브 (CV) 의 개방 정도, 즉 연통로 (47) 의 개방 정도가 감소하여, 압축기의 토출용량이 증대된다. 그 결과, 냉매순환회로에서의 냉매유량이 증대하여 2 점간차압 (ΔPd) 도 증대한다.

반대로, 코일 (67) 로의 통전듀티비 (Dt) 를 작게 해서 전자탄성지지력 (F) 을 작게 하면 그 시점에서의 2 점간차압 (ΔPd) 으로는 상하 탄성지지력의 균형을 유지할 수 없기 때문에, 작동로드 (40) 가 하방운동하여 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 의 축력도 줄어, 이 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 의 하방 탄성지지력 (f1) 의 감소분이 상방의 전자탄성지지력 (F) 의 감소분을 보상하는 위치로 작동로드 (40) 의 밸브체부 (43) 가 위치결정된다. 따라서, 연통로 (47) 의 개방 정도가 증가하여, 압축기의 토출용량이 감소된다. 그 결과, 냉매순환회로에서의 냉매유량이 감소하여 2 점간차압 (ΔPd) 도 감소한다.

이상과 같이 제어밸브 (CV) 는, 코일 (67) 에 대해서 최소듀티비 (Dt) (min) 이상의 통전이 이루어지고 있는 조건 하에서는 전자탄성지지력 (F) 에 의해 결정된 2 점간차압 (ΔPd) 의 제어목표 (설정차압) 를 유지하도록 이 2 점간차압 (ΔPd) 의 변동에 대응하여 내부자율적으로 작동로드 (40) 를 위치 결정하는 구성으로 되어 있다. 또, 이 설정차압은 전자탄성지지력 (F) 을 변경함으로써, 최소듀티비 (Dt) (min) 때의 최소치와 최대듀티비 (Dt) (max) 때의 최대치 사이에서 변경된다.

(제어체계)

도 2 및 도 3 에 나타내는 바와 같이, 차량용 공조장치는 동 공조장치의 제어전반을 관리하는 제어장치 (70) 를 구비하고 있다. 제어장치 (70) 는 CPU, ROM, RAM 및 I/O 인터페이스를 구비한 컴퓨터와 유사한 제어 유니트로 I/O 의 입력단자에는 외부정보검지수단 (72) 이 접속되며, I/O 의 출력단자에는 구동회로 (71) 가 접속되어 있다.

상기 제어장치 (70) 는 외부정보 검지수단 (72) 에서 제공된 각종 외부정보에 근거하여 적절한 듀티비 (Dt) 를 연산하여, 구동회로 (71) 에 대해서 그 듀티비 (Dt) 에서의 구동신호의 출력을 지령한다. 구동신호 (71) 는 명령받은 듀티비 (Dt) 의 구동신호를 제어밸브 (CV) 의 코일 (67) 에 출력한다. 코일 (67) 에 공급되는 구동신호의 듀티비 (Dt) 에 대응하여, 제어밸브 (CV) 의 솔레노이드부 (60) 의 전자탄성지지력 (F) 이 변화한다.

상기 외부정보 검지수단 (72) 은 각종 센서류를 포괄하는 기능실현수단이다.외부정보 검지수단 (72) 을 구성하는 센서류로서는, 예를 들어 A/C 스위치 (탑승원이 조작하는 공조장치의 온/오프 (ON/OFF) 스위치) (73), 차실내온도 (Te) (t) 를 검출하기 위한 온도센서 (74), 차실내온도의 바람직한 설정온도 (Te) (set) 를 설정하기 위한 온도설정기 (75) 를 들 수 있다.

이어서, 도 6 의 흐름도를 참조하여 제어장치 (70) 에 의한 제어밸브 (CV) 로의 듀티제어의 개요를 간단하게 설명한다.

차량의 이그니션 스위치 (또는 스타트 스위치) 가 "온" 이 되면 제어장치 (70) 는 전력을 공급받아 연산처리를 개시한다. 제어장치 (70) 는 스텝 101 (이하, 간단하게 S101 이라 한다, 다른 스텝도 이하 동일) 에서 초도 프로그램에 따라 각종 초기설정을 실시한다. 예를 들어, 제어밸브 (CV) 의 듀티비 (Dt) 에 초기치로서 「0」 을 부여한다 (무통전상태). 그 후, 처리는 S102 이하에 나타난 상태감시 및 듀티비의 내부연산처리로 진행된다.

S102 에서는 A/C 스위치 (73) 가 "온" 이 될 때까지 동 스위치 (73) 의 온/오프 상황이 감시된다. A/C 스위치 (73) 가 "온" 이 되면 S103 에서 제어밸브 (CV) 의 듀티비 (Dt) 를 최소듀티비 (Dt) (min) 로 하여 동 제어밸브 (CV) 의 내부자율제어기능 (설정차압유지기능) 을 기동한다.

S104 에서 제어장치 (70) 는 온도센서 (74) 의 검출온도 (Te) (t) 가 온도설정기 (75) 에 의한 설정온도 (Te) (set) 보다 큰가 아닌가를 판정한다. S104 판정이 "아니오" 인 경우, S105 에서 상기 검출온도 (Te) (t) 가 설정온도보다 작은가 아닌가를 판정한다. S105 판정도 "아니오" 인 경우에는 검출온도 (Te)(t) 가 설정온도 (Te) (set) 에 일치하고 있게 되기 때문에, 냉방능력의 변화로 연결되는 듀티비 (Dt) 변경의 필요는 없다. 그 때문에, 제어장치 (70) 는 구동회로 (71) 에 듀티비 (Dt) 변경지령을 발하지 않고, 처리는 S108 로 이행된다.

S104 판정이 "예" 인 경우, 차실내는 덥고 열부하가 크다고 예측되기 때문에 S106 에서 제어장치 (70) 는 듀티비 (Dt) 를 단위량 (ΔD) 만큼 증대시켜, 그 수정치 (Dt + ΔD) 로의 듀티비 (Dt) 의 변경을 구동회로 (71) 에 지령한다. 따라서, 제어밸브 (CV) 의 밸브 개방 정도가 약간 감소하여, 압축기의 토출용량이 증대해서 증발기 (33) 에서의 제열능력이 높아져, 온도 (Te) (t) 는 저하 경향이 된다.

S105 판정이 "예" 인 경우, 차실내는 춥고 열부하가 작다고 예측되기 때문에 S107 에서 제어장치 (70) 는 듀티비 (Dt) 를 단위량 (ΔD) 만큼 감소시켜, 그 수정치 (Dt - ΔD) 로의 듀티비 (Dt) 의 변경을 구동회로 (71) 에 지령한다. 따라서, 제어밸브 (CV) 의 밸브 개방 정도가 약간 증가하여, 압축기의 토출용량이 감소하여 증발기 (33) 에서의 제열능력이 낮아져, 온도 (Te) (t) 는 상승 경향이 된다.

S108 에서는 A/C 스위치 (73) 가 "오프" 가 되는가 아닌가가 판정된다. S108 판정이 "아니오" 라면 처리는 S104 로 이행된다. 반대로, S108 판정이 "예" 라면 처리는 S101 로 이행되어, 제어밸브 (CV) 는 무통전상태로 된다. 따라서, 제어밸브 (CV) 는 밸브 개방 정도를 완전 개방으로 하여, 굳이 말하자면 중간 개방 정도 때보다도 급기통로 (28) 를 크게 열어서, 크랭크실 (5) 의 압력을 될 수 있는 한 신속하게 상승시킨다. 그 결과, A/C 스위치 (73) 의 "오프" 에 대응하여 신속하게 압축기의 토출을 최소로 할 수 있고, 불필요한 양의 냉매가 냉매순환회로를 흐르는 기간, 즉 불필요한 냉방이 실시되는 기간을 짧게 할 수 있다.

특히, 클러치리스 타입의 동력전달기구 (PT) 를 채용한 압축기에서는 엔진 (E) 이 기동상태 때에는 상시 구동되게 된다. 이 때문에 냉방이 필요없을 때 (A/C 스위치 (73) 가 "오프" 상태일 때) 에서는 토출용량을 확실하게 최소로 하여 엔진 (E) 의 동력손실을 경감하는 것이 요구된다. 이 요구를 만족시키는 의미로도 토출용량을 최소로 할 수 있는 중간 개방 정도보다도 더 밸브 개방 정도를 크게 할 수 있는 상기 제어밸브 (CV) 를 채용하는 것은 중요하다.

이상과 같이, S106 및/또는 S107 에서의 듀티비 (Dt) 의 수정처리를 거침으로써, 검출온도 (Te) (t) 가 설정온도 (Te) (set) 로부터 벗어나도 듀티비 (Dt) 가 점차 최적화되며, 또한 제어밸브 (CV) 에서의 내부자율적인 밸브 개방 정도 조절도 더불어 온도 (Te) (t) 가 설정온도 (Te) (set) 부근에 수렴된다.

상기 구성의 본 실시 형태에 따르면, 이하와 같은 효과를 얻을 수 있다.

(1) 본 실시 형태에서는 증발기 (33) 에서의 열부하의 크기에 영향을 받는 흡입압 (Ps) 자체를 제어밸브 (CV) 의 밸브 개방 정도 제어에서의 직접 지표로 하지 않고 냉매순환회로에서의 2 개의 압력감시점 (P1, P2) 간의 차압 (ΔPd) 을 직접 제어대상으로서 압축기의 토출용량의 피드백제어를 실현하고 있다. 이로써, 증발기 (33) 에서의 열부하상황에 거의 영향받지 않고 외부제어에 의해 응답성 및 제어성이 높은 토출용량의 증가감소제어를 실시할 수 있다.

(2) 제어밸브 (CV) 는 스프링 (50, 66) 및 규제부 (49, 68) 에 의해, 코일 (67) 의 무통전시에서의 작동로드 (40), 가동철심 (64) 및 감압부재 (54) 의 내진성을 확보하고 있다. 따라서, 이들 가동부재 (40, 54, 60) 가 차량의 진동 등에 의해 고정부재 (예를 들어, 밸브하우징 (45) 등) 에 충돌하여 파손되는 등의 문제의 발생을 회피할 수 있다.

(3) 제어밸브 (CV) 에서 작동로드 (40) (밸브체부 (43)) 가 밸브체 규제부 (68) 에 접촉 규제되며, 또한 감압부재 (54) 가 감압부재 규제부 (49) 에 접촉 규제되는 것은 작동로드 (40) 와 감압부재 (54) 가 분리된 상태에서 이루어진다. 다른 견지에서 보면, 상기 (2) 에서 말한 바와 같이, 가동부재 (40, 54, 60) 의 내진성을 확보하기 위해서 2 개의 스프링 (50, 66) 및 2 개의 규제부 (49, 68) 를 구비하고 있는 것은 코일 (67) 의 무통전시에서 동 가동부재 (40, 54, 60) 가 2 개로 분리하는 구성을 채용했기 때문이다.

여기에서, 상기 작동로드 (40) 와 감압부재 (54) 가 일체 형성된 제어밸브를 비교예로서 생각해 본다. 이 비교예의 제어밸브에서는 작동로드 (40) 및 감압부재 (54) 의 일방을 스프링에 의해 규제부에 대해서 누르는 것은 타방도 간접적으로 동 규제부에 대해서 누르는 것이 된다. 따라서, 스프링 및 규제부는 하나만 구비하면 된다.

그런데, 도 5 의 그래프에서 2 점쇄선으로 나타내는 바와 같이, 상기 비교예의 제어밸브에 사용되는 하나의 스프링에는 상술한 내진성 확보를 위해서 가동부재 (40, 54, 60) 의 모든 중량분을 규제부에 대해서 눌러둘 수 있는 만큼의 큰 세트하중 (f')(= f1' + f2') 이 필요해진다. 또, 이 스프링으로서는 후술 수학식 2 로부터도 확실한 바와 같이, 작동로드 (40) 를 중간 개방 정도와 전체 폐쇄 사이의임의의 위치로 위치결정가능하게 하기 때문에, 그 특성선 「f」 이 전자탄성지지력 (F) 의 특성선보다도 크고 하강경사하는 큰 스프링정수의 것을 사용할 필요가 있다. 즉, 스프링의 특성선 「f」 이 전자탄성지지력 (F) 의 특성선보다도 크며, 하강경사하고 있지 않다면, 동 스프링은 작동로드 (40) 의 변위 (바꾸어 말하면 동 스프링의 압축상태의 변경) 에 따라서도 전자탄성지지력 (F) 의 변경분을 등가로 보상할 수 없게 된다는 것이다. 이것은 본 실시 형태의 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 에 관해서도 동일하다.

PdHㆍSA - PdL (SA - SB) = F - f

이 같이, 비교예의 제어밸브에서는, 예를 들어 본 실시 형태에서 말하는 바의 최소듀티비 (Dt) (min) 를 넘어서 전자탄성지지력 (F) 이 스프링의 초기하중 (f') 을 상회한다고 해도, 작동로드 (40) 가 상방운동됨에 따라 (바꾸어 말하면, 압축됨에 따라) 증대하는 스프링 탄성지지력 (f) 을 극복하고 밸브 개방 정도를 중간 개방 정도에 도달시키며, 또한 내부자율제어기능을 기동하기 위해서는 듀티비 (Dt) 를 Dt (1) 까지 증대시키지 않으면 안된다. 따라서, 최대 (Dt) (max) 까지 사용가능한 듀티비 (Dt) 중, Dt (1) 까지가 내부자율제어기능을 기동시키기 위한 영역으로서 사용된다. 따라서, 좁은 범위 Dt (1) 내지 Dt (max) 의 듀티비 (Dt) 를 사용해서밖에 내부자율제어의 동작의 기준이 되는 설정차압의 변경을 실시할 수 없고 이 설정차압의 가변폭이 좁아지게 되었다.

또한, 상세히 설명하면, 비교예의 제어밸브에서는, 가동부재 (40, 54, 60)의 내진성의 확보와, 2 점간차압 (ΔPd) 에 근거하는 내부자율제어를 가능하게 하는 것이 1 개의 스프링에 의해 달성되고 있다. 따라서, 동 스프링이 작동로드 (40) 에 작용시키는 탄성지지력 (f) 은 본 실시 형태의 스프링 탄성지지력 (f1 + f2) 과 비교해서 높아지지 않을 수 없는 것이다. 그 결과, 듀티비 (Dt) 가 최대 (Dt) (max) 때에 상기 수학식 2 를 만족시키는 2 점간차압 (ΔPd) 이 작아지고, 최대설정차압, 즉 제어가능한 냉매순환회로의 최대유량이 낮아지게 되었다.

타방 상기 비교예의 제어밸브에서 최대설정차압을 끌어올리기 위해서 2 점간차압 (ΔPd) 의 감압구성을 동 차압 (ΔPd) 에 근거하여 작동로드 (40) 에 작용시키는 눌림력을 감소측으로 설정 변경하였다고 한다. 예를 들어, 격벽부 (41) 의 축직교단면적 (SB) 을 작게 하는 등에 의해 상기 수학식 2 의 좌변 「PdHㆍSA - PdL (SA - SB)」 을 작게 하는 것이다. 그런데, 이번에는 듀티비 (Dt) 가 최소 (Dt) (1) 때에 상기 수학식 2 를 만족시키는 2 점간차압 (ΔPd) 이 커지고, 최대설정차압, 즉 제어가능한 냉매순환회로의 최소유량이 높아지게 되는 것이다.

그러나, 본 실시 형태의 제어밸브 (CV) 에서는 코일 (67) 의 무통전시에서 가동부재 (40, 54, 60) 가 2 개로 분리되는 구성을 채용하며, 또한 이 분리된 가동부재 (40, 54, 60) 마다 그 내진성을 확보하기 위한 스프링 (50, 66) 및 규제부 (49, 68) 가 구비되어 있다. 따라서, 내부자율제어를 달성하기 위해 필요해진 큰 스프링정수의 스프링 수단의 역할은 중간 개방 정도와 전체 폐쇄 사이의 좁은 범위에서 (바꾸어 말하면, 내부자율제어에 필요한 범위에서만) 신축하는 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 에 맡겨, 전체 개방과 전체 폐쇄 사이의 넓은 범위에서 (바꾸어 말하면, 내부자율제어에 불필요한 범위에서도) 신축하지 않으면 안되는 밸브체 탄성지지 스프링 (60) 에서는 그 스프링정수를 될 수 있는 한 낮게 하는 구성을 채용할 수 있었다.

그 결과, 가동부재 (40, 54, 60) 의 내진성을 확보하면서, 작동로드 (40) 에 작용하는 스프링 탄성지지력 (f1 + f2) 을 비교예 (f) 보다도 작게 설정할 수 있으며, 상기 수학식 1 을 비교예보다도 작은 전자탄성지지력 (F) (최소듀티비 (Dt) (min)) 에 의해 성립시키는 것이 가능해졌다. 따라서, 넓은 범위의 듀티비 Dt (min) 내지 Dt (max) 를 사용하여 가변폭이 큰 설정차압의 변경, 즉 냉매순환회로의 냉매유량제어를 실시할 수 있다.

(4) 작동로드 (40) (밸브체부 (43)) 가 감압부재 (54) 에 접촉 결합될 때까지는 동 감압부재 (54) 는 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 에 의해 감압부재 규제부 (49) 에 눌려진 상태를 유지하게 된다. 즉, 감압부재 (54) 는 작동로드 (40) 의 위치결정에 2 점간차압 (ΔPd) 을 반영시킬 필요가 없는 상황 하에서는 정지상태를 유지하게 된다. 따라서, 비교예와 같이 불필요하게 감압부재 (54) 가 움직이는 일이 없고 (전체 개방 ←→중간 개방 정도), 고정부재 (감압실 (48) 의 내벽면) 와의 슬라이딩 총거리를 삭감하여, 동 감압부재 (54) 나아가 제어밸브 (CV) 의 내구성을 향상시킬 수 있다.

(5) 차량용 공조장치의 압축기는 일반적으로 차량의 좁은 엔진룸에 설치되기 때문에 그 체격이 제한되고 있다. 따라서, 제어밸브 (CV) 의 체격 나아가 솔레노이드부 (60) (코일 (67)) 의 체격도 제한되게 된다. 또, 일반적으로 솔레노이드부 (60) 의 작동전원으로서는 엔진제어 등을 위해서 차량에 장비되어 있는 배터리가 사용되고 있으며 이 차량 배터리의 전압은, 예를 들어 12 내지 24V 로 규정되어 있다.

즉, 상기 비교예에서 설정차압의 가변폭을 넓히기 위해서 솔레노이드부 (60) 가 발생할 수 있는 최대 전자탄성지지력 (F) 을 크게 하고자 해도 코일 (67) 의 대형화 및 작동전원의 고전압화 중 어느 하나의 쪽으로부터의 어프로치도, 기존 주변구성의 큰 변경을 초래하기 때문에 거의 불가능하다. 바꾸어 말하면, 차량용 공조장치에 사용되는 압축기의 제어밸브 (CV) 에서 외부제어수단으로서 전자액추에이터구성을 채용한 경우, 설정차압의 가변폭을 넓히는 수법으로서 가장 적합한 것은 코일 (67) (제어밸브 (CV)) 의 대형화 및 작동전원의 고전압화를 수반하지 않는 본 실시 형태에 의한 것이다.

(6) 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 은 감압부재 (54) 를 P1 압력실 (55) 측에서 P2 압력실 (56) 을 향해서 탄성지지한다. 즉, 감압부재 (54) 에 대한 감압부재 탄성지지 스프링 (50) 의 탄성지지력의 작용방향과 2 점간차압 (ΔPd) 에 근거하는 눌림력의 작용방향이 동일하다고 여겨지고 있다. 따라서, 코일 (67) 의 무통전시에서는 2 점간차압 (ΔPd) 에 근거하는 눌림력도 이용하여, 감압부재 (54) 를 확실하게 감압부재 규제부 (49) 에 대해서 눌러둘 수 있다.

(7) 제어밸브 (CV) 는 급기통로 (28) 의 개방 정도를 변경하는 소위 입구측제어에 의해 크랭크실 (5) 의 압력변경을 실시한다. 따라서, 예를 들어 추기통로 (27) 의 개방 정도를 변경하는 소위 출구측제어와 비교해서 고압을 적극적으로취급하는 분만큼 크랭크실 (5) 의 압력변경 즉 압축기의 토출용량변경을 빠르게 실시할 수 있다. 이것은 공조필링의 향상으로 이어진다.

(8) 제 1 및 제 2 압력감시점 (P1, P2) 은 압축기의 토출실 (22) 과 응축기 (31) 사이의 냉매통로에 설정되어 있다. 따라서, 팽창밸브 (32) 의 작동영향이 2 점간차압 (ΔPd) 에 의거하여 압축기의 토출용량을 파악하는 데에서의 외란이 되는 것을 방지할 수 있다.

또한, 본 발명의 취지로부터 일탈하지 않는 범위에서 이하의 양태로도 실시할 수 있다.

ㆍ제 1 압력감시점 (P1) 을 증발기 (33) 와 흡입실 (21) 사이의 흡입압력영역에 설정함과 동시에, 제 2 압력감시점 (P2) 을 같은 흡입압력영역에서 제 1 압력감시점 (P1) 의 하류측에 설정하는 것. 이 구성에서도 상기 실시 형태의 효과 (7) 와 동일한 효과를 얻을 수 있다.

ㆍ제 1 압력감시점 (P1) 을 토출실 (22) 과 응축기 (31) 사이의 토출압력역영역에 설정함과 동시에 제 2 압력감시점 (P2) 을 증발기 (33) 와 흡입실 (21) 사이의 흡입압력영역을 설정하는 것.

ㆍ제 1 압력감시점 (P1) 을 토출실 (22) 과 응축기 (31) 사이의 토출압역영역에 설정함과 동시에 제 2 압력감시점 (P2) 을 크랭크실 (5) 에 설정하는 것. 또는, 제 1 압력감시점 (P1) 을 크랭크실 (5) 에 설정함과 동시에 제 2 압력감시점 (P2) 을 증발기 (33) 와 흡입실 (21) 사이의 흡입압역영역에 설정하는 것. 즉, 압력감시점 (P1, P2) 은 상기 실시 형태와 같이, 냉매순환회로의 주회로인 냉동사이클 (외부냉매회로 (30) (증발기 (33)) →흡입실 (21) →실린더보어 (1a) →토출실 (22) →외부냉매회로 (30) (응축기 (31)) 로 설정하는 것, 또한 상세히 설명하면 냉동사이클의 고압영역 및/또는 저압영역에 설정한 것에 제한되는 것은 아니며, 냉매순환회로의 부회로로서 자리매김되는 용량제어용의 냉매회로 (급기통로 (28) →크랭크실 (5) →추기통로 (27)) 를 구성하는 중간압영역으로서의 크랭크실 (5) 에 설정하여도 된다.

ㆍ제어밸브 (CV) 를 급기통로 (28) 가 아니라 추기통로 (27) 의 개방 정도조절에 의해 크랭크압 (Pc) 을 조절하는 소위 출구측제어밸브로서도 된다.

ㆍ제어밸브 (CV) 를 솔레노이드부 (60) 가 전자탄성지지력 (F) 을 크게 해가면, 밸브 개방 정도가 커지는, 즉 설정차압이 작아지는 구성으로 하는 것.

ㆍ밸브체 탄성지지 스프링 (66) 을 솔레노이드실 (63) 이 아니라 밸브실 (46) 에 수용 배치하는 것.

ㆍ와블식의 용량가변형 압축기의 제어장치에서 구체화하는 것.

동력전달기구 (PT) 로서, 자기클러치 등의 클러치기구를 구비한 것을 채용하는 것. 여기에서 예를 들어, 차량의 급가속시 등에서 엔진 (E) 의 동력손실을 경감하기 위해서, 압축기의 토출용량을 최소로 하는 제어가 실시되는 일이 있다 (소위 가속컷). 이 가속컷을 압축기의 최소토출용량으로 달성하는 것은 자기클러치의 "오프" 에서 달성하는 경우와 비교해서 동 자기클러치의 온/오프 쇼크를 수반하지 않기 때문에 탑승원에게 불쾌감을 주는 일이 없다. 즉, 이 클러치 부착압축기에서도, 신속하며 또한 확실하게 토출용량을 최소로 하여 가속컷을 달성하는것이 요구되며, 이 요구를 만족시키는 의미에서도 토출용량을 최소로 하여 얻은 중간 개방 정도보다도 더 밸브 개방 정도를 크게 할 수 있는 본 실시 형태의 제어밸브 (CV) 를 채용하는 일은 충요하다.

상기 실시 형태에서 파악할 수 있는 기술적 사상에 관해서 기재한다.

(1) 상기 밸브체 탄성지지 스프링은 밸브체의 변위위치에 관계없이 거의 일정한 탄성지지력을 밸브체에 작용시키는 것이 가능한 정도로 스프링정수가 낮게 설정되어 있는 청구항 2 에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브.

(2) 상기 밸브체 규제부는 밸브체가 압축기의 토출밸브를 감소시키는 방향으로 그 이상으로 변이하는 것을 접촉 규제하는 청구항 1 내지 6, 상기 (1) 중 어느 하나에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브.

(3) 상기 2 개의 압력감시점의 차압에는 냉매순환회로 (냉동사이클) 의 냉매유량이 반영되고 있는 청구항 1 내지 6, 상기 (1), (2) 중 어느 하나에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브.

(4) 상기 냉매순환회로는 차량용 공조장치에 사용되는 청구항 1 내지 6, 상기 (1) 내지 (3) 중 어느 하나에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브.

(5) 상기 용량가변형 압축기와 동 압축기를 구동하는 차량 엔진 사이의 동력전달기구는 클러치리스 타입인 상기 (4) 에 기재된 용량가변형 압축기의 제어밸브.

이상 상세히 설명한 바와 같이 본 발명에 따르면, 토출용량의 제어성이나 응답성을 향상시킬 수 있다. 또는, 밸브체의 작동특성을 여러 가지로 변경하는것이 가능해져, 예를 들어 밸브체 및 감압부재의 내진성의 확보와 설정차압의 가변폭을 넓히는 것을 제어밸브의 대형화 등을 수반하는 외부제어수단의 성능향상 없이 달성할 수 있다.

Claims (6)

1. 냉매순환회로를 구성하고, 크랭크실의 압력에 근거하여 토출용량을 변경가능한 용량가변형 압축기에 사용되는 제어밸브에 있어서,

   상기 크랭크실과 토출압력영역을 접속하는 급기통로 또는 크랭크실과 흡입압력영역을 접속하는 추기통로의 일부를 구성하기 위해서 밸브하우징내에 구획된 밸브실과,

   상기 밸브실내에 변위가능하게 수용되며, 동 밸브실내에서의 위치에 따라 상기 급기통로 또는 추기통로의 개방 정도를 조절가능한 밸브체와,

   상기 밸브체의 변위를 접촉 규제하는 밸브체 규제부와,

   상기 밸브체를 밸브체 규제부를 향해서 탄성 지지하는 밸브체 탄성지지 수단과,

   상기 밸브하우징내에 구획된 감압실과,

   상기 감압실내를 제 1 압력실과 제 2 압력실로 구획함과 동시에 제 1 압력실측 및 제 2 압력실측으로 변위가능하게 설치된 감압부재와,

   상기 감압부재의 변위를 접촉 규제하는 감압부재 규제부와,

   상기 감압부재를 감압부재 규제부를 향해서 탄성지지하는 감압부재 탄성지지 수단과,

   상기 밸브체 탄성지지 수단의 탄성 지지력 및 감압부재 탄성지지 수단의 탄성력에 대항하는 힘을 밸브체에 부여함으로써 동 밸브체와 감압부재를 접촉 결합시키며, 또한 이 힘을 외부에서의 제어에 의해 변경가능하기 때문에, 감압부재에 의한 밸브체의 위치결정동작의 기준이 되는 설정차압을 변경가능한 외부제어수단을 구비하며,

   상기 밸브체와 감압부재는 분리 및 접촉 결합 가능하다고 여겨지고,

   상기 냉매순환회로에 설치되고 그 차압이 용량가변형 압축기의 토출용량을 반영하는 2 개의 압력감시점 중, 고압측에 위치하는 제 1 압력감시점의 압력은 제 1 압력실에 도입됨과 동시에, 저압측에 위치하는 제 2 압력감시점의 압력은 제 2 압력실에 도입되고,

   상기 제 1 압력실과 제 2 압력실의 압력차의 변동에 근거하는 감압부재의 변위는 동 압력차의 변동을 없애는 쪽으로 압축기의 토출용량이 변경되도록 밸브체의 위치결정에 반영되고,

   상기 밸브체가 밸브체 규제부에 접촉 규제되며, 또한 감압부재가 감압부재 규제부에 접촉 규제되는 것은, 밸브체와 감압부제가 분리된 상태에서도 이루어지는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
2. 제 1 항에 있어서, 상기 밸브체 탄성지지 수단 및 감압부재 탄성지지 수단은 각각 스프링재로 이루어지며, 밸브체 탄성지지 스프링에는 감압부재 탄성지지 스프링보다도 스프링정수가 낮은 것이 사용되는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
3. 제 1 항 또는 제 2 항에 있어서, 상기 감압부재 탄성지지 수단은 감압부재를 제 1 압력실측에서 제 2 압력실을 향해서 탄성지지하는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
4. 제 1 항 또는 제 2 항에 있어서, 상기 밸브실은 급기통로의 일부를 구성하는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
5. 제 1 항 또는 제 2 항에 있어서, 상기 외부제어수단은 밸브체에 부여하는 힘을 외부에서의 전기제어에 의해 변경가능한 전자액추에이터를 포함하여 이루어지는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.
6. 제 1 항 또는 제 2 항에 있어서, 상기 제 1 및 제 2 압력감시점은 용량가변형 압축기의 토출압력영역과 냉매순환회로를 구성하는 응축기 사이의 냉매통로에 설정되어 있는 것을 특징으로 하는 용량가변형 압축기의 제어밸브.