KR100448031B1 - 용량가변형 압축기의 제어밸브 - Google Patents

Abstract

본 발명은 가동자와 고정자의 요철대향형상이 더욱 적합하게 설정된 용량가변형 압축기의 제어밸브를 제공하는데 있다.

따라서, 센터포스트 (53) 에서 플런저 (56) 와 대향하는 오목형상부 (83) 의 둘레벽 (82) 은 테이퍼각이 20°이하로 설정되어 있다. 플런저 (56) 에서 센터포스트 (53) 와 대향하는 볼록형상부 (86) 의 경사면 (85) 은, 최소지름부 (85a) 의 지름 (r) 이 최대지름부 (85b) 의 지름 (R) 의 80 % 이상으로 설정되어 있다.

Description

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

본 발명은, 예컨대 공조장치의 냉매순환회로를 구성하는 용량가변형 압축기의 토출용량을 제어하기 위한 제어밸브에 관한 것이다.

이런 종류의 제어밸브로는 감압기구와 전자액추에이터부를 구비한 것이 존재한다. 상기 감압기구는 냉매순환회로에 설정된 압력감시점의 압력을 검지할 수 있고, 상기 압력감시점의 압력변동에 기초하여 감압부재가 변위함으로써 상기 압력변동을 상쇄하는 쪽으로 용량가변형 압축기의 토출용량이 변경되도록 밸브체를 동작시킨다. 전자액추에이터부는 밸브체에 부여하는 전자력을 외부로부터의 전력공급량에 따라 변경함으로써 감압부재에 의한 밸브체의 위치결정동작의 기준이 되는 설정압력의 변경이 가능하다.

상기 전자액추에이터부 (101) 는, 예컨대 도 8 에 나타내는 바와 같은 구성을 갖고 있다. 즉, 원통형상의 수용통 (102) 내에는 고정자 (103) 및 가동자 (104) 가 배치되어 있다. 상기 수용통 (102) 의 바깥둘레측에는 코일 (105) 이 배치되어 있다. 그리고, 상기 코일 (105) 의 통전에 기초하여 고정자 (103) 와 가동자 (104) 사이에 발생하는 전자력에 따라 상기 가동자 (104) 가 이동하고, 이 이동력이 로드 (106) 를 통해 밸브체 (도시생략) 에 전달된다.

그런데, 상기 고정자 (103) 에서 가동자 (104) 를 향하는 하단부에는 평면으로 이루어지는 내단면 (107) 과, 상기 내단면 (107) 을 경사면 (108a) 에 의해 둘러싸듯이 돌출되게 설치된 끝이 날카로운 테이퍼형상의 둘레벽 (108) 으로 이루어지는 오목형상부 (109) 가 형성되어 있다. 상기 가동자 (104) 에서 고정자 (103) 를 향하는 상단부에는 평면으로 이루어지는 선단면 (110) 과, 상기 선단면 (110) 의 바깥둘레 가장자리에서 원환형상으로 형성된 경사면 (111) 으로 이루어지는 볼록형상부 (112) 가 형성되어 있다.

이와 같이 구성함으로써 전자액추에이터부 (101) 가 밸브체에 대하여 부여할 수 있는 최대전자력을 높이는 것과, 특히 밸브체의 위치결정이 불안정해지기 쉬운 (이후의 실시형태에서 상세히 기술함), 코일 (105) 의 저전류 구동시에서의 가동자 (104) 와 고정자 (103) 사이의 거리변화에 따른 전자력의 변동을 억제하는 것을 양립할 수 있다.

즉, 예컨대 도 9 의 (a) 에 모식적으로 나타내는 바와 같이, 고정자 (103) 의 하단면을 절구통형상으로 형성함과 동시에 가동자 (104) 의 상단면을 원추형상으로 하는 양태에서는, 상기 가동자 (104) 의 이동에 의해서도 양자 (103, 104) 의단면 사이의 최단거리의 변동을 억제할 수 있다.

따라서 도 9 의 (b) 의 그래프에서 나타내는 바와 같이, 전자액추에이터부 (101) 가 밸브체에 부여하는 전자력을 가동자 (104) 의 변위에 의해서도 거의 변화시키지 않도록 할 수 있고, 특히 코일 (105) 의 저전류 구동시에서의 밸브체의 위치결정이 안정된다. 이 효과를 얻기 위해 도 8 의 전자액추에이터부 (101) 는 가동자 (104) 와 고정자 (103) 를, 각각 경사면 (108a, 111) 을 가진 볼록형상부 (112) 와 오목형상부 (109) 로 대응시키고 있다.

또한 예컨대, 도 10 의 (a) 에 모식적으로 나타내는 바와 같이, 고정자 (103) 의 하단면 전체 및 가동자 (104) 의 상단면 전체를 각각 평면형상으로 하는 양태에서는, 상기 가동자 (104) 가 고정자 (103) 에 근접하면 양자 (103, 104) 사이를 통과하는 자속이 많아진다.

따라서 도 10 의 (b) 의 그래프에 나타내는 바와 같이, 전자액추에이터부 (101) 가 밸브체에 부여할 수 있는 최대전자력을 높일 수 있고, 감압기구에 의한 내부 자율동작의 기준이 되는 설정압력을, 예컨대 더욱 높은 값으로 설정할 수 있게 된다. 바꿔말하면, 소정 설정압력을 소형 전자액추에이터부 (101) 에 의해서도 설정할 수 있게 되어 제어밸브의 소형화를 달성할 수 있다. 이 효과를 얻기 위해 도 8 의 전자액추에이터부 (101) 는 가동자 (104) 의 볼록형상부 (112) 와 고정자 (103) 의 오목형상부 (109) 가 일부에서 평면 (107, 110) 끼리 대향하도록 구성되어 있다.

그런데, 종래에서는 가동자 (104) 와 고정자 (103) 의 요철대향부분에서의 치수형상의 바람직한 설정, 즉 전술한 효과를 더욱 고차원으로 양립하는 것에 대해서는 추구되지 않았다.

본 발명의 목적은 가동자와 고정자의 대향형상이 더욱 적합하게 설정된 용량가변형 압축기의 제어밸브를 제공하는 데 있다.

도 1 은 용량가변형 사판식 압축기의 단면도이다.

도 2 는 제어밸브의 단면도이다.

도 3 은 제어밸브의 동작을 설명하는 도면이다.

도 4 는 도 2 의 요부 확대도이다.

도 5 는 제어밸브의 동작특성을 설명하는 그래프이다.

도 6 은 제어밸브의 적합한 설정을 유도하기 위해 사용되는 그래프이다.

도 7 은 다른 예의 제어밸브의 요부 확대단면도이다.

도 8 은 종래의 제어밸브의 요부 확대단면도이다.

도 9 는 제어밸브의 특성을 설명하기 위한 도면이다.

도 10 은 제어밸브의 특성을 설명하기 위한 도면이다.

* 도면의 주요부분에 대한 부호의 설명 *

46 : 밸브체로서의 밸브체부 52 : 수용통

53 : 고정자로서의 센터포스트 56 : 가동자로서의 플런저

61 : 코일 81 : 내단면

82 : 둘레벽 82a : 경사면

83 : 오목형상부 84 : 선단면

85 : 경사면 85a : 경사면의 최소지름부

85b : 경사면의 최대지름부 86 : 볼록형상부

θ: 둘레벽의 테이퍼각

R : 볼록형상부에서 경사면의 최대지름부의 지름

r : 최소지름부의 지름 F : 전자력

CV : 제어밸브

상기 목적을 달성하기 위해 청구항 1 의 발명은 원통형상의 수용통과, 상기 수용통내에 배치된 고정자 및 가동자와, 상기 수용통의 바깥둘레측에 배치된 코일과, 상기 가동자에 작동 연결된 밸브체로 이루어지며, 상기 코일의 통전에 의하여 고정자와 가동자 사이에 발생하는 전자력에 따라 수용통내를 가동자가 고정자에 대하여 접속과 이간하며 이동함으로써 밸브체가 동작하게 되고, 용량가변형 압축기의 토출용량 변경으로 이어지는 밸브개방도 조절이 이루어지는 구성의 제어밸브에서, 상기 가동자 또는 고정자의 한쪽에서 다른쪽으로 향하는 단부에는 평면으로 이루어지는 내단면과, 상기 내단면을 경사면에 의해 둘러싸듯이 돌출되게 설치된 테이퍼형상의 둘레벽으로 이루어지는 오목형상부가 설치되고, 상기 가동자 또는 고정자의 다른쪽에서 한쪽으로 향하는 단부에는 평면으로 이루어지는 선단면과, 상기 선단면의 바깥둘레 가장자리에 있어서 고리형상으로 형성된 경사면으로 이루어지는 볼록형상부가 형성되어 있으며, 상기 오목형상부에서 둘레벽의 테이퍼각을 20°이하로 설정함과 동시에, 상기 볼록형상부에서 경사면의 최소지름부의 지름을 상기 경사면의 최대 지름부의 지름의 80 % 이상으로 설정한 것을 특징으로 하는 제어밸브이다.

이 구성에서는, 가동자와 고정자의 요철대향형상이 종래기술 (도 8) 과 비교하여 더욱 바람직하게 설정되게 된다. 따라서 밸브체에 대하여 부여할 수 있는 최대전자력을 높이는 것과, 코일의 저전류 구동시에서의 가동자와 고정자 사이의 거리변화에 따른 전자력의 변동을 억제하는 것을 고차원으로 양립할 수 있게 된다.

청구항 2 의 발명은 청구항 1 에서, 상기 오목형상부의 내단면과 볼록형상부의 선단면은 동일한 지름으로 설정되어 있으며, 상기 오목형상부에서 둘레벽의 테이퍼각과, 볼록형상부의 경사면이 수용통의 안쪽 둘레면 사이에서 이루는 각도와는 동일한 각도로 설정되어 있는 것을 특징으로 하고 있다.

이 구성에서는, 오목형상부와 볼록형상부의 요철형상이 합치되어 발생할 수 있는 최대전자력을 더욱 높일 수 있게 된다.

청구항 3 의 발명은 청구항 1 또는 청구항 2 에서, 용량가변형 압축기의 바람직한 용량제어 양태에 대해 한정하는 것이다. 즉, 상기 용량가변형 압축기는 공조장치의 냉매순환회로를 구성함과 동시에, 제어실의 내압을 조절함으로써 토출용량의 변경이 가능하고, 상기 제어실과 냉매순환회로의 흡입압력영역과는 추기통로를 통하여 연통되어 있음과 동시에, 냉매순환회로의 토출압력영역과 제어실과는 급기통로를 통하여 연통되어 있으며, 상기 밸브체는 추기통로 및/또는 급기통로의 개방도를 조절함으로써 제어실의 내압을 조절하는 구성임을 특징으로 하고 있다.

청구항 4 의 발명은 청구항 3 에서, 상기 밸브체는 급기통로의 개방도를 조절하고, 상기 밸브체를 수용하는 밸브실은 상기 밸브실내에서 밸브체가 개폐하는 밸브구멍, 및 급기통로의 상류측을 통하여 토출압력영역에 접속되어 있으며, 상기밸브체에는 연통로내의 압력에 기초하는 밸브개방 방향의 힘이 전자력과 대항하여 작용되는 구성임을 특징으로 하고 있다.

이 구성에서는, 밸브체에 대하여 밸브구멍내의 고압 (토출압력) 이 밸브개방 방향으로 작용된다. 따라서 이 고압에 대항하여 밸브체를 확실하게 완전 폐쇄상태로 이행시키기 위해서는 발생할 수 있는 최대전자력을 높이는 것이 중요하고, 이와 같은 구성에서 본 발명을 구체화하는 것은 그 효과를 얻는 데 특히 유효해진다.

청구항 5 의 발명은 청구항 3 또는 청구항 4 에서, 상기 냉매순환회로에 설정된 압력감시점의 압력을 검지할 수 있고, 상기 압력감시점의 압력변동에 기초하여 감압부재가 변위함으로써 상기 압력변동을 상쇄하는 쪽으로 용량가변형 압축기의 토출용량이 변경되도록 밸브체를 동작시키는 감압기구를 구비하고, 상기 밸브체에 부여하는 전자력을 코일에 대한 전력공급량에 맞추어 변경함으로써 감압부재에 의한 밸브체의 위치결정동작의 기준이 되는 설정압력의 변경이 가능함을 특징으로 하고 있다.

이 구성에서는, 감압기구가 전자력에 따라 결정된 설정압력을 유지하도록 압력감시점의 압력변동에 따라 내부 자율적으로 밸브체를 동작시킨다.

청구항 6 의 발명은 청구항 5 에서, 감압기구의 바람직한 양태를 한정하는 것이다. 즉, 상기 압력감시점은 냉매순환회로를 따라 2 개소에 설정되고, 상기 감압부재는 2 개의 압력감시점 간의 압력차의 변동에 기초하여 변위되고, 상기 감압부재에 의한 밸브체의 위치결정동작의 기준이 되는 설정차압을 코일에 대한 전력공급량에 맞추어 변경이 가능한 구성이다.

이하, 본 발명을 차량용 공조장치의 냉매순환회로를 구성하는 용량가변형 경사판식 압축기의 제어밸브에 있어서 구체화한 일 실시형태에 대하여 설명한다.

(용량가변형 경사판식 압축기)

도 1 에 나타내는 바와 같이, 용량가변형 경사판식 압축기 (이하 간단히 압축기라고 함) 의 하우징 (11) 내에는 제어실로서의 크랭크실 (12) 이 구획되어 있다. 상기 크랭크실 (12) 내에는 구동축 (13) 이 회전가능하게 배치되어 있다. 상기 구동축 (13) 은 차량의 주행구동원인 엔진 (E) 에 작동 연결되고, 상기 엔진 (E) 으로부터의 동력공급에 의해 회전구동된다.

상기 크랭크실 (12) 에서 구동축 (13) 상에는 래그플레이트 (14) 가 일체회전가능하게 고정되어 있다. 상기 크랭크실 (12) 내에는 캠플레이트로서의 경사판 (15) 이 수용되어 있다. 상기 경사판 (15) 은 구동축 (13) 에 슬라이드이동이 가능하게 또한 경사이동이 가능하게 지지되어 있다. 힌지기구 (16) 는 래그플레이트 (14) 와 경사판 (15) 사이에 끼워져 있다. 따라서 경사판 (15) 은 힌지기구 (16) 를 통함으로써 래그플레이트 (14) 및 구동축 (13) 과 동기회전이 가능함과 동시에, 구동축 (13) 에 대하여 경사이동이 가능하게 되어 있다.

상기 하우징 (11) 내에는 복수 (도면에는 1 개만 도시함) 의 실린더보어 (11a) 가 형성되어 있고, 각 실린더보어 (11a) 내에는 편두형 피스톤 (17) 이 왕복동작가능하게 수용되어 있다. 각 피스톤 (17) 은 슈 (18) 를 통하여 경사판 (15) 의 바깥둘레에 계류되어 있다. 따라서 구동축 (13) 의 회전에 동반되는경사판 (15) 의 회전운동이 슈 (18) 를 통하여 피스톤 (17) 의 왕복운동으로 변환된다.

상기 실린더보어 (11a) 내의 후방측 (도면 우측) 에는 피스톤 (17) 과, 하우징 (11) 에 내장된 밸브ㆍ포트형성체 (19) 로 둘러싸여 압축실 (20) 이 구획되어 있다. 하우징 (11) 의 후방측의 내부에는 흡입압력영역으로서의 흡입실 (21) 및 토출압력영역으로서의 토출실 (22) 이 각각 구획되어 있다.

그리고, 흡입실 (21) 의 냉매가스는 각 피스톤 (17) 의 상사점 위치에서 하사점측으로의 이동에 의해, 밸브ㆍ포트형성체 (19) 에 형성된 흡입포트 (23) 및 흡입밸브 (24) 를 통하여 압축실 (20) 로 흡입된다. 압축실 (20) 로 흡입된 냉매가스는 피스톤 (17) 의 하사점 위치에서 상사점측으로의 이동에 의해 소정 압력까지 압축되고, 밸브ㆍ포트형성체 (19) 에 형성된 토출포트 (25) 및 토출밸브 (26) 를 통하여 토출실 (22) 로 토출된다.

(압축기의 용량제어구조)

상기 하우징 (11) 내에는 추기통로 (27) 및 급기통로 (28) 가 설치되어 있다. 추기통로 (27) 는 크랭크실 (12) 과 흡입실 (21) 을 연통한다. 급기통로 (28) 는 토출실 (22) 과 크랭크실 (12) 을 연통한다. 하우징 (11) 에서 급기통로 (28) 의 중간에는 제어밸브 (CV) 가 배치되어 있다.

그리고, 상기 제어밸브 (CV) 의 개방도를 조절함으로써 급기통로 (28) 를 통한 크랭크실 (12) 로의 고압 토출가스의 도입량과 추기통로 (27) 를 통한 크랭크실 (12) 로부터의 가스 도출량과의 밸런스가 제어되고 상기 크랭크실 (12) 의 내압이결정된다. 크랭크실 (12) 의 내압변경에 따라 피스톤 (17) 을 통한 크랭크실 (12) 의 내압과 압축실 (20) 의 내압과의 차가 변경되어 경사판 (15) 의 경사각도가 변경되는 결과, 피스톤 (17) 의 스트로크, 즉 압축기의 토출용량이 조절된다.

예컨대, 크랭크실 (12) 의 내압이 저하되면 경사판 (15) 의 경사각도가 증대되어 압축기의 토출용량이 증대된다. 도 1 에서 이점쇄선은, 경사판 (15) 의 그 이상의 경사각도의 증대가 래그플레이트 (14) 에 의해 맞닿아 규제된 최대경사각도 상태를 나타내고 있다. 반대로, 크랭크실 (12) 의 내압이 상승되면 경사판 (15) 의 경사각도가 감소되어 압축기의 토출용량이 감소된다. 도 1 에서 실선은 경사판 (15) 의 최소경사각도 상태를 나타내고 있다.

(냉매순환회로)

도 1 에 나타내는 바와 같이, 차량용 공조장치의 냉매순환회로 (냉동 사이클) 는 전술한 압축기와 외부 냉매회로 (30) 로 구성되어 있다. 외부 냉매회로 (30) 는 응축기 (31), 팽창밸브 (32) 및 증발기 (33) 를 구비하고 있다. 냉매로는 이산화탄소가 사용되고 있다.

제 1 압력감시점 (P1) 은 토출실 (22) 내에 설정되어 있다. 제 2 압력감시점 (P2) 은 제 1 압력감시점 (P1) 에서 응축기 (31) 측 (하류측) 으로 소정 거리 만큼 떨어진 냉매통로의 중간에 설정되어 있다. 제 1 압력감시점 (P1) 과 제어밸브 (CV) 는 제 1 검압통로 (35) 를 통하여 연통되어 있다. 제 2 압력감시점 (P2) 과 제어밸브 (CV) 는 제 2 검압통로 (36: 도 2 참조) 를 통하여 연통되어 있다.

(제어밸브)

도 2 에 나타내는 바와 같이, 상기 제어밸브 (CV) 의 밸브하우징 (41) 내에는 밸브실 (42), 연통로 (43) 및 감압실 (44) 이 구획되어 있다. 밸브실 (42) 및 연통로 (43) 내에는 작동로드 (45) 가 밸브하우징 (41) 의 축 방향 (도면에서는 수직 방향) 으로 이동이 가능하게 배치되어 있다. 연통로 (43) 와 감압실 (44) 은 상기 연통로 (43) 에 삽입된 작동로드 (45) 의 상단부에 의해 차단되어 있다. 밸브실 (42) 은 급기통로 (28) 의 하류부를 통하여 크랭크실 (12) 과 연통되어 있다. 연통로 (43) 는 급기통로 (28) 의 상류부를 통하여 토출실 (22) 과 연통되어 있다. 밸브실 (42) 및 연통로 (43) 는 급기통로 (28) 의 일부를 구성한다.

상기 밸브실 (42) 내에는 작동로드 (45) 의 중간부에 형성된 밸브체부 (46) 가 배치되어 있다. 밸브실 (42) 과 연통로 (43) 의 경계에 위치하는 단차는 밸브시트 (47) 를 이루고 있으며, 연통로 (43) 는 일종의 밸브구멍을 이루고 있다. 그리고, 작동로드 (45) 가 도 2 및 도 3 의 (a) 의 위치 (최하 이동위치) 에서 밸브체부 (46) 가 밸브시트 (47) 에 착좌하는 도 3 의 (c) 의 위치 (최상 이동위치) 로 상방 이동하면 연통로 (43) 가 차단된다. 즉, 작동로드 (45) 의 밸브체부 (46) 는 급기통로 (28) 의 개방도를 조절할 수 있는 밸브체로서 기능한다.

상기 감압실 (44) 내에는 벨로우즈로 이루어지는 감압부재 (48) 가 수용되어 배치되어 있다. 상기 감압부재 (48) 의 상단부는 밸브하우징 (41) 에 고정되어 있다. 감압부재 (48) 의 하단부 (48a) 에는 로드받이부 (59) 가 오목하게 설치되고, 상기 로드받이부 (59) 내에는 작동로드 (45) 의 상단부가 헐겁게 끼워져 있다. 감압실 (44) 이나 감압부재 (48) 등에 의해 감압기구가 구성되어 있다.

상기 감압실 (44) 내에는 바닥이 있는 원통형상을 이루는 감압부재 (48) 에 의해 상기 감압부재 (48) 의 내공간인 제 1 압력실 (49) 과, 상기 감압부재 (48) 의 외공간인 제 2 압력실 (50) 로 구획되어 있다. 제 1 압력실 (49) 에는 제 1 검압통로 (35) 를 통하여 제 1 압력감시점 (P1) 의 압력 (PdH) 이 유도되고, 제 2 압력실 (50) 에는 제 2 검압통로 (36) 를 통하여 제 2 압력감시점 (P2) 의 압력 (PdL) 이 유도되어 있다.

상기 감압부재 (48) 에서 가동단인 하단부 (48a) 의 작동로드 (45) 측으로의 변위는 상기 제 2 압력실 (50) 의 바닥면에 맞닿음으로써 규제된다. 상기 하단부 (48a) 는 감압부재 (48) 자체가 갖는 스프링성 (이하 벨로우즈 스프링 (48) 이라고 함) 에 의하여 제 2 압력실 (50) 의 바닥면측을 향하여 탄성지지되어 있다. 또한 이 벨로우즈 스프링 (48) 의 탄성지지력을 「f2」라고 한다.

상기 밸브하우징 (41) 의 하방측에는 전자액추에이터부 (51) 가 설치되어 있다. 상기 전자액추에이터부 (51) 는 밸브하우징 (41) 내의 중심부에 바닥이 있는 원통형상의 수용통 (52) 을 구비하고 있다. 상기 수용통 (52) 에서 상방측 개구에는 자성재 (예컨대, 철계 재료) 로 이루어지는 원주형상의 센터포스트 (고정자: 53) 가 끼워넣어져 고정되어 있다. 이 센터포스트 (53) 의 끼워넣기에 의해 수용통 (52) 내의 최하부에는 플런저실 (54) 이 구획되어 있다.

상기 밸브하우징 (41) 에서 하방측의 개구단부에는 자성재로 이루어지는 도너츠형상의 플레이트 (55) 가 장착되어 있다. 상기 플레이트 (55) 는 중앙 통과구멍의 안쪽 둘레부가 위쪽을 향해 통형상으로 기립되어 있다 (통형상부 (55a)). 상기 플레이트 (55) 는 수용통 (52) 의 하단부에 통형상부 (55a) 에 의해 밖에서 끼워져 있고, 상기 수용통 (52) 의 하단부와 밸브하우징 (41) 의 고리형상의 틈을 폐색하고 있다.

상기 플런저실 (54) 내에는 자성재로 이루어지는 덮개가 있는 원통형상의 플런저 (가동자: 56) 가 축 방향으로 이동이 가능하게 수용되어 있다. 상기 플런저 (56) 의 이동은 수용통 (52) 의 안쪽 둘레면 (52a) 에 의해 슬라이딩 안내된다. 센터포스트 (53) 의 중심에는 축 방향으로 연장되는 가이드구멍 (57) 이 관통되어 형성되고, 상기 가이드구멍 (57) 내에는 작동로드 (45) 의 하단측이 축 방향으로 이동이 가능하게 배치되어 있다.

상기 작동로드 (45) 의 하단부는 플런저실 (54) 내에서 플런저 (56) 에 끼워져 고정되어 있다. 따라서 플런저 (56) 와 작동로드 (45) 는 항상 일체화되어 있어 상하로 이동한다. 작동로드 (45) 및 플런저 (56) 의 상방 이동은 상기 작동로드 (45) 의 밸브체부 (46) 가 밸브시트 (47) 에 맞닿음으로써 규제되고, 이 상태에서 밸브체부 (46) 는 연통로 (43) 를 완전 폐쇄상태로 한다 (도 3 의 (c) 참조).

상기 밸브실 (42) 에서 작동로드 (45) 에는 스프링시트 (58) 가 설치되어 있다. 상기 스프링시트 (58) 와, 밸브하우징 (41) 에서 밸브시트 (47) 부근 사이에는 코일스프링으로 이루어지는 로드 탄성지지 스프링 (60) 이 사이에 끼워져 있다. 이 로드 탄성지지 스프링 (60) 은 작동로드 (45) 를 밸브체부 (46) 가 밸브시트 (47) 로부터 이간하는 방향으로 탄성지지한다. 이 로드 탄성지지 스프링 (60) 에는 벨로우즈 스프링 (48) 보다 스프링 정수가 훨씬 낮은 것이 사용되고 있다. 상기 로드 탄성지지 스프링 (60) 이 작동로드 (45) 에 작용시키는 탄성지지력 (f1) 은 밸브체부 (46) 와 밸브시트 (47) 사이의 거리, 즉 상기 스프링 (60) 의 압축상태에 상관없이 거의 일정하다.

도 2 및 도 3 의 (a) 에 나타내는 바와 같이, 상기 작동로드 (45) 및 플런저 (56) 의 하방 이동은 상기 플런저 (56) 의 하단면이 플런저실 (54) 의 안쪽 바닥면에 맞닿음으로써 규제된다. 이 상태에서 밸브체부 (46) 는 밸브시트 (47) 로부터 거리 「X1 + X2」만큼 이간되어 연통로 (43) 를 완전 개방상태로 한다. 또한 이 상태에서 작동로드 (45) 의 상단면 (45a) 은 제 2 압력실 (50) 의 바닥면에 맞닿은 상태에 있는 감압부재 (48) 의 로드받이부 (59) 의 안쪽 천정면 (59a) 에 대하여 거리 「X1」만큼 이간되어 있다.

상기 수용통 (52) 의 바깥둘레측에는 센터포스트 (53) 및 플런저 (56) 에 걸친 범위에 코일 (61) 이 감겨져 배치되어 있다. 이 코일 (61) 에는 외부정보검지수단 (72) 에서 나온 외부정보 (에어콘 스위치의 온ㆍ오프정보, 차량실내온도정보 및 설정온도정보 등) 에 따른 제어장치 (컴퓨터: 70) 의 지령에 기초하여 구동회로 (71) 에서 전력이 공급된다.

상기 구동회로 (71) 에서 나온 전력공급에 의해 코일 (61) 에 자속이 발생하고, 이 자속은 플레이트 (55) 에서 수용통 (52) 을 통하여 플런저 (56) 로 흘러들어가고, 상기 플런저 (56) 에서 센터포스트 (53) 를 통하여 코일 (61) 측으로 흘러가게 된다. 따라서 코일 (61) 로의 전력공급량에 상응하는 크기의 전자력 (전자흡인력: F) 이 플런저 (56) 와 센터포스트 (53) 사이에 발생하고, 이 전자력 (F) 은 플런저 (56) 를 통하여 작동로드 (45) 에 전달된다. 또한, 상기 코일 (61) 에 대한 통전제어는 인가전압을 조정함으로써 이루어지고, 이 인가전압의 조정에는 PWM (펄스폭 변조) 제어가 채용되어 있다.

(제어밸브의 동작특성)

상기 제어밸브 (CV) 에서는, 다음과 같이 하여 작동로드 (45: 밸브체부 (46)) 의 배치위치, 즉 밸브개방도가 결정된다.

우선, 도 2 및 도 3 의 (a) 에 나타내는 바와 같이, 코일 (61) 에 대한 통전이 없는 경우 (듀티비 = 0 %) 는, 작동로드 (45) 의 배치에는 로드 탄성지지 스프링 (60) 의 하향 탄성지지력 (f1) 의 작용이 지배적이 된다. 따라서 작동로드 (45) 는 로드 탄성지지 스프링 (60) 의 탄성지지력 (f1) 에 의해 최하 이동위치로 밀려서 배치되고, 밸브체부 (46) 는 밸브시트 (47) 에서 거리 「X1 + X2」만큼 이간되어 연통로 (43) 를 완전 개방상태로 한다.

이로써, 크랭크실 (12) 의 내압은 그 때 놓여진 상황하에서 얻을 수 있는 최대값이 되고, 이 크랭크실 (12) 의 내압과 압축실 (20) 의 내압과의 피스톤 (17) 을 통한 차이는 커서, 경사판 (15) 은 경사각도를 최소로 하여 압축기의 토출용량은 최소가 되어 있다.

상기 작동로드 (45) 가 최하 이동위치에 배치된 상태에서는, 상기 작동로드 (45) 의 상단면 (45a) 과 감압부재 (48) 의 로드받이부 (59) 의 안쪽 천정면 (59a)과는 적어도 거리 「X1」만큼 떨어져서 맞닿음 결합이 해제된 상태에 있다. 따라서 감압부재 (48) 의 하단부 (48a) 의 배치에는 2 점간 차압 ΔPd (= PdH - PdL) 에 기초하는 하향 압압력과, 벨로우즈 스프링 (48) 의 하향 탄성지지력 (f2) 과의 합계 하중이 지배적이 된다. 따라서 감압부재 (48) 의 하단부 (48a) 는 이 합계 하중에 기초하는 압압력에 의해 제 2 압력실 (50) 의 바닥면으로 밀어붙혀진 상태가 되어 있다. 또한 감압부재 (48) 의 하단부 (48a) 가 제 2 압력실 (50) 의 바닥면에 맞닿은 상태에서 상기 하단부 (48a) 에 작용하는 벨로우즈 스프링 (48) 의 탄성지지력 (f1) 은 거의 0 이 된다.

다음으로, 상기 제어밸브 (CV) 에서, 코일 (61) 에 대하여 듀티비 가변범위의 최소 듀티비 (> 0 %) 이상의 통전이 이루어지면, 상향 전자력 (F) 이 로드 탄성지지 스프링 (60) 의 하향 탄성지지력 (f1) 을 능가한다. 따라서 도 3 의 (b) 에 나타내는 바와 같이, 최하 이동위치에 있는 작동로드 (45) 는 적어도 거리 「X1」을 상방 이동하고, 로드받이부 (59) 의 안쪽 천정면 (59a) 에 맞닿아져 감압부재 (48) 와 결합된다.

상기 작동로드 (45) 와 감압부재 (48) 가 맞닿음 결합 상태에서는, 로드 탄성지지 스프링 (60) 의 하향 탄성지지력 (f1) 에 의해 탄성력이 감소된 상향 전자력 (F) 이, 벨로우즈 스프링 (48) 의 하향 탄성지지력 (f2) 에 의해 가세된 2 점간 차압 (ΔPd) 에 기초하는 하향 압압력에 대항한다. 그리고 이들 상하 탄성지지력이 균형을 이루는 위치에 작동로드 (45) 의 밸브체부 (46) 가 밸브시트 (47) 에 대하여 위치결정되고, 제어밸브 (CV) 의 밸브개방도가 중간개방도 (도 3 의 (b))와 완전폐쇄 (도 3 의 (c)) 사이에서 결정된다. 따라서 압축기의 토출용량이 최소와 최대 사이에서 변경되게 된다.

예컨대, 엔진 (E) 의 회전속도가 감소하여 냉매순환회로의 냉매유량이 감소하면, 하향 2 점간 차압 (ΔPd) 에 기초하는 힘이 감소하고, 그 시점에서의 전자력 (F) 에서는 작동로드 (45) 에 작용하는 상하 탄성지지력의 균형이 이루어지게 된다. 따라서 작동로드 (45) (밸브체부 (46)) 가 상방 이동하여 연통로 (43) 의 개방도가 감소하여 크랭크실 (12) 의 내압이 저하되는 경향이 된다. 이로써 경사판 (15) 이 경사각도 증대 방향으로 경사이동하여 압축기의 토출용량은 증대된다. 압축기의 토출용량이 증대하면 냉매순환회로에서의 냉매유량도 증대하여 2 점간 차압 (ΔPd) 은 증가한다.

반대로, 엔진 (E) 의 회전속도가 증대하여 냉매순환회로의 냉매유량이 증대하면, 하향의 2 점간 차압 (ΔPd) 에 기초하는 힘이 증대하고 그 시점에서의 전자력 (F) 에서는 작동로드 (45) 에 작용하는 상하 탄성지지력의 균형이 이루어지게 된다. 따라서 작동로드 (45) (밸브체부 (46)) 가 하방 이동하여 연통로 (43) 의 개방도가 증대하여 크랭크실 (12) 의 내압이 증대되는 경향이 있다. 이로써 경사판 (15) 이 경사각도 감소 방향으로 경사이동하여 압축기의 토출용량은 감소된다. 압축기의 토출용량이 감소하면 냉매순환회로에서의 냉매유량도 감소하여 2 점간 차압 (ΔPd) 은 감소한다.

또한, 예컨대 코일 (61) 에 대한 통전 듀티비를 크게 하여 상향 전자력 (F) 을 크게 하면, 그 시점에서의 2 점간 차압 (ΔPd) 에 기초하는 힘으로는 상하 탄성지지력의 균형을 도모할 수 없게 된다. 이로써 작동로드 (45) (밸브체부 (46)) 가 상방 이동하고 연통로 (43) 의 개방도가 감소하고 압축기의 토출용량이 증대된다. 그 결과, 냉매순환회로에서의 냉매유량도 증대하여 2 점간 차압 (ΔPd) 도 증대한다.

반대로, 코일 (61) 에 대한 통전 듀티비를 작게 하여 상향 전자력 (F) 을 작게 하면, 그 시점에서의 2 점간 차압 (ΔPd) 에 기초하는 힘으로는 상하 탄성지지력의 균형을 도모할 수 없게 된다. 이로써 작동로드 (45) (밸브체부 (46)) 가 하방 이동하고 연통로 (43) 의 개방도가 증가하고 압축기의 토출용량이 감소한다. 그 결과, 냉매순환회로에서의 냉매유량이 감소하여 2 점간 차압 (ΔPd) 도 감소한다.

즉, 상기 제어밸브 (CV) 는 코일 (61) 로의 통전듀티비에 의해 결정된 2 점간 차압 (ΔPd) 의 제어목표 (설정차압) 를 유지하도록, 이 2 점간 차압 (ΔPd) 의 변동에 따라 내부 자율적으로 작동로드 (45) (밸브체부 (46)) 를 위치결정하는 구성으로 되어 있다. 또한, 이 설정차압은 코일 (61) 로의 통전듀티비를 조절함으로써 외부로부터 변경이 가능하게 되어 있다.

(본 실시형태의 특징점)

상기 제어밸브 (CV) 의 전자액추에이터부 (51) 는 다음과 같은 특징적인 구성을 갖고 있다.

도 4 에 나타내는 바와 같이, 상기 센터포스트 (53) 에서 플런저 (56) 를 향하는 하단부에는 밸브하우징 (41) 의 축선과 직교하는 평면으로 이루어지는 원환형상의 내단면 (81) 과, 상기 내단면 (81) 을 경사면 (82a) 에 의해 둘러싸듯이 돌출되어 설치된 끝이 뾰족한 테이퍼 형상의 둘레벽 (82) 으로 이루어지는 오목형상부 (83) 가 형성되어 있다. 상기 플런저 (56) 에서 센터포스트 (53) 를 향하는 상단부에는 밸브하우징 (41) 의 축선과 직교하는 평면으로 이루어지는 원환형상의 선단면 (84) 과, 상기 선단면 (84) 의 바깥둘레부에 형성된 원환형상의 경사면 (85) 으로 이루어지는 볼록형상부 (86) 가 형성되어 있다.

상기 오목형상부 (83) 의 내단면 (81) 과 볼록형상부 (86) 의 선단면 (84) 과는 동일한 지름 (r) 으로 형성되어 있다. 오목형상부 (83) 의 둘레벽 (82) 의 테이퍼각과, 볼록형상부 (86) 의 경사면 (85) 이 수용통 (52) 의 안쪽 둘레면 (52a) 사이에서 이루는 각도는 동일한 각도 (θ) 로 설정되어 있다.

그리고 상기 오목형상부 (83) 에서 둘레벽 (82) 의 테이퍼각 (θ) 은 20°이하 (본 실시형태에서는 16°) 로 설정되어 있다. 상기 볼록형상부 (86) 에서 경사면 (85) 의 최소지름부 (85a) 의 지름 (r) 은 상기 경사면 (85) 의 최대지름부 (85b) 의 지름 (수용통 (52) 의 안쪽 지름: R) 의 80 % 이상 (본 실시형태에서는 r/R ×100 = 84 %) 으로 설정되어 있다.

이와 같이 구성함으로써, 도 5 의 그래프에 나타내는 바와 같이, 듀티비 가변범위의 최대 듀티비에 의한 코일 (61) 의 구동시에서, 전자액추에이터부 (51) 가 발생할 수 있는 최대전자력 (Fmax) 을 2 점 쇄선으로 나타내는 비교예 (테이퍼각 θ= 25°이며 또한 r/R ×100 = 77 %) 보다 크게 할 수 있다. 따라서 전자액추에이터부 (51) 의 대형화없이 보다 높은 2 점간 차압 (ΔPd: 냉매유량) 의 설정이가능해진다.

또한, 도 5 에 나타내는 바와 같이, 코일 (61) 의 최소 듀티비 (최소전류) 구동시에서, 플런저 (56) 와 센터포스트 (53) 사이의 거리변화에 따른 전자력 (F) 의 변동, 즉 전자력 (F) 의 기울기를 2 점 쇄선으로 나타내는 비교예보다 낮게 억제할 수 있다. 따라서 상기 도면에 나타내는 바와 같이, 전자력 (F: 최소듀티비) 을 나타내는 특성선과 스프링력의 합계 하중 (f1 + f2) 을 나타내는 특성선을 완전폐쇄와 중간개방 사이에서 교차시킬 수 있다. 이것은 예컨데 2 점간 차압 (ΔPd) 이 0 인 경우에서 코일 (61) 을 최소 듀티비로 구동해도 밸브체부 (46) 를 완전폐쇄와 중간개방 사이에서 위치결정이 가능함을 의미하고 있다.

이에 비해 비교예는 완전폐쇄와 중간개방도 사이에서, 전자력 (F: 최소 듀티비) 이 스프링력 (f1 + f2) 을 항상 상회하고 있음을 알 수 있다. 따라서 예컨대 2 점간 차압 (ΔPd) 이 0 인 경우에서, 코일 (61) 을 최소 듀티비 이상에서 구동하면 밸브체부 (46) 는 완전 개방상태가 되는 것이다. 이로써, 냉매순환회로내의 압력이 거의 균등한 압력상태 (ΔPd ≒ 0) 에서 압축기의 토출용량을 서서히 증대하면, 상기 코일 (61) 의 통전을 최소 듀티비에서 서서히 증대해도, 그와는 반대로 밸브체부 (46) 가 급격하게 완전폐쇄되어 압축기의 토출용량이 급격하고 과대하게 상승한다. 그 결과, 엔진 (E) 이 부담하는 압축기 토크 (압축기를 구동하기 위해 필요한 토크) 가 급격하고 과대하게 상승하여 차량의 드라이버빌리티가 악화되는 문제가 발생하는 것이다.

그런데, 전술한 (0°<) 테이퍼각 θ≤20°이고 또한 80 % ≤r/R ×100(< 100%) 의 적합한 범위는 다음과 같이 하여 도출되고 있다.

도 6 의 (a) 는 테이퍼각 (θ)(14 ∼ 25°의 범위에서 1°간격) 과 r/R ×100 (76 ∼ 86 % 의 범위에서 2 % 간격) 의 각 조합에서, 전자액추에이터부 (51) 가 발생할 수 있는 최대전자력 (Fmax) 이 소정값 이상인지의 여부의 실험결과를 나타내는 그래프이다. 상기 그래프에서 「Ｏ」는 소정값 이상의 최대전자력 (Fmax) 을 발생시킬 수 있었던 조합을 나타내고, 「X」는 그것이 불가능하였던 조합을 나타내고 있다. 이 그래프에서 알 수 있듯이, r/R ×100 을 높게 하면, 바꿔말하면 오목형상부 (83) 의 내단면 (81) 의 면적 및 볼록형상부 (86) 의 선단면 (84) 의 면적을 넓게 하면, 최대전자력 (Fmax) 이 커지는 경향이 있고, 특히 80 % 이상인 조합의 전체에서는 「Ｏ」로 판정되어 있다.

도 6 의 (b) 는 도 6 의 (a) 와 동일한 테이퍼각 (θ) 과 r/R ×100 과의 조합에서, 코일 (61) 의 최소 듀티비 구동시에서의 전자력 (F) 의 기울기가 소정값 이하인지의 여부의 실험결과를 나타내는 그래프이다. 상기 그래프에서 「Ｏ」는 전자력 (F) 의 기울기가 소정값 이하 (완만) 인 조합을 나타내고, 「X」는 그 기울기가 소정값을 초과한 조합을 나타내고 있다. 이 그래프에서도 알 수 있듯이, 테이퍼각 (θ) 을 작게 하면 전자력 (F) 의 기울기가 완만해지는 경향이 있고, 특히 20°이하인 조합의 전체에서는 「Ｏ」로 판정되어 있다.

따라서, 도 6 의 (c) 의 최종판정에 나타내는 바와 같이, 도 6 의 (a) 의 적합한 범위와 도 6 의 (b) 의 적합한 범위의 양쪽을 충족하는 범위가 상술한 본 실시형태의 설정범위 「θ≤20°이고 또한 80 % ≤r/R ×100」이다.

또한, 도 6 의 (c) 의 그래프에 기재되어 있지 않은 범위 (0°< θ<14° 이고 또한 80 % ≤r/R ×100 ≤86 %, 또는 14°≤θ≤20°이고 또한 86 % < r/R ×100 < 100 %, 혹은 0°< θ< 14°이고 또한 86 % < r/R ×100 < 100 %) 에서도, 상술한 경향으로부터 「Ｏ」로 판정됨은 용이하게 추측할 수 있다. 그러나, 이들 범위에서는 둘레벽 (82) 이 너무 길어져서 혹은 너무 얇아져서 강도가 저하되거나, 반대로 둘레벽 (82) 이 너무 짧아져서 가공의 곤란 등의 문제가 발생한다. 따라서 보다 이상적인 범위는 14°≤θ≤20°이고 또한 80 % < r/R ×100 < 86 % 이라고 할 수 있다.

상기 구성의 본 실시형태에서는 다음과 같은 효과를 나타낸다.

(1) 전술한 바와 같이, 전자액추에이터부 (51), 결국은 제어밸브 (CV) 의 대형화하지 않고 더욱 높은 2 점간 차압 (ΔPd)(냉매유량) 의 설정이 가능하게 됨과, 코일 (61) 의 저듀티비 구동시에서의 제어밸브 (CV) 의 동작안정성의 확보를 고차원적으로 양립하는 것이 가능해진다.

(2) 오목형상부 (83) 의 내단면 (81) 과 볼록형상부 (86) 의 선단면 (84) 은는 동일한 지름 (r) 으로 설정되어 있다. 또한, 오목형상부 (83) 의 둘레벽 (82) 의 테이퍼각과, 볼록형상부 (86) 의 경사면 (85) 과 수용통 (52) 의 안쪽 둘레면 (52a) 이 이루는 각도는 동일한 각도 (θ) 로 설정되어 있다. 따라서, 오목형상부 (83) 와 볼록형상부 (86) 의 요철형상이 합치되어 발생할 수 있는 최대전자력 (Fmax) 을 더욱 높일 수 있게 된다. 또한, 오목형상부 (83) 의 둘레벽 (82) 의 테이퍼각을 볼록형상부 (86) 의 경사면 (85) 과 수용통 (52) 의 안쪽 둘레면 (52a) 이 이루는 각도에 대하여 ±1°정도의 범위내에서 다르게 해도 상기 (1) 의 효과를 충분히 나타낼 수 있다.

(3) 제어밸브 (CV) 는 급기통로 (28) 의 개방도를 조절함으로써 압축기의 토출용량을 조절한다. 또한, 상기 제어밸브 (CV) 의 밸브실 (42) 은 상기 밸브실 (42) 내에서 밸브체부 (46) 가 개폐하는 연통로 (43) 및 급기통로 (28) 의 상류측을 통하여 토출실 (22) 에 접속되어 있다. 따라서 연통로 (43) 와 상기 연통로 (43) 에 인접하는 제 2 압력실 (50) 사이의 압력차를 작게 할 수 있고, 나아가서는 양자 (43, 50) 사이에서의 압력누설을 억제할 수 있어 정밀도가 높은 토출용량제어를 할 수 있다.

그런데, 상기 밸브체부 (46) 에는 연통로 (43) 내의 고압 (토출압력) 이 밸브개방 방향, 즉 전자력 (F) 과 대항하는 방향으로 작용하게 되어 전자액추에이터부 (51) 가 감압부재 (48) 에 부여하는 하중이 감소하게 된다. 특히 본 실시형태의 공조장치에서는 냉매로서 이산화탄소가 사용되고 있고, 프레온냉매를 사용한 경우보다 토출압력, 즉 연통로 (43) 내의 압력이 높아지는 경향이 있다. 이와 같은 구성에서 보다 높은 2 점간 차압 (ΔPd: 냉매유량) 의 설정을 가능하게 하기 위해서는 대형화하지 않고 최대전자력 (Fmax) 을 높일 수 있는 본 실시형태의 제어밸브 (CV) 의 채용이 특히 유효하다.

(4) 작동로드 (45) 에 대하여, 전자력 (F) 과 대항하는 탄성지지력 (f1) 을 작용시키는 스프링 (로드 탄성지지 스프링 (60)) 은 플런저실 (54) 이외 (본 실시형태에서는 밸브실 (42) 내) 에 수용되어 배치되어 있다. 따라서 상기 스프링(60) 을 플런저실 (54) 에 수용하여 배치하는 양태 (예컨대 후술하는 도 7 의 다른 예) 와 비교하여 플런저 (56) 형상의 설정자유도가 증대하고 상기 플런저 (56) 와 센터포스트 (53) 와의 대향평면 (81, 84) 의 면적을 넓게 확보할 수 있다. 따라서 최대전자력 (Fmax) 을 보다 크게 할 수 있어 상기 (1) 이 보다 효과적으로 이루어진다.

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

ㆍ도 7 에 나타내는 바와 같이, 상기 실시형태의 제어밸브 (CV) 에서 로드 탄성지지 스프링 (60) 을 삭제함과 동시에, 플런저실 (54) 내에서 센터포스트 (53) 와 플런저 (56) 사이에 상기 플런저 (56) 를 밸브개방 방향 (전자력 (F) 과 대항하는 방향) 으로 탄성지지하는 플런저 탄성지지 스프링 (60: 탄성지지력 (f1)) 을 사이에 끼우는 것. 또한 플런저 (56) 는 바닥이 있는 원통형상으로 되며, 이 원통내공간에 플런저 탄성지지 스프링 (60) 이 수용된다. 이와 같이 구성해도 상기 실시형태의 (1) ∼ (3) 과 동일한 효과를 나타낸다.

ㆍ오목형상부 (83) 를 플런저 (56) 에 설치하고, 볼록형상부 (86) 를 센터포스트 (53) 에 설치하는 것. 즉, 플런저 (56) 과 센터포스트 (53) 의 대향형상에서의 요철관계를 상기 실시형태와 역전시키는 것.

ㆍ제 1 압력감시점 (P1) 을 증발기 (33) 와 흡입실 (21) 을 포함하는 양자 사이의 흡입압력영역에 설정함과 동시에, 제 2 압력감시점 (P2) 을 동일한 흡입압력영역에서 제 1 압력감시점 (P1) 의 하류측에 설정하는 것.

ㆍ제 1 압력감시점 (P1) 을 토출실 (22) 과 응축기 (31) 를 포함하는 양자 사이의 토출압력영역에 설정함과 동시에, 제 2 압력감시점 (P2) 을 증발기 (33) 와 흡입실 (21) 을 포함하는 양자 사이의 흡입압력영역에 설정하는 것.

ㆍ제 1 압력감시점 (P1) 을 토출실 (22) 과 응축기 (31) 를 포함하는 양자 사이의 토출압력영역에 설정함과 동시에, 제 2 압력감시점 (P2) 을 크랭크실 (12) 에 설정하는 것. 혹은 감압실 (44) 에서 감압부재 (48) 의 내공간을 제 2 압력실 (50) 로 하고, 감압부재 (48) 의 외공간을 제 1 압력실 (49) 로 한다. 그리고, 제 1 압력감시점 (P1) 을 크랭크실 (12) 에 설정함과 동시에, 제 2 압력감시점 (P2) 을 증발기 (33) 와 흡입실 (21) 을 포함하는 양자 사이의 흡입압력영역에 설정하는 것.

즉, 압력감시점 (P1, P2) 은 상기 실시형태와 같이, 냉매순환회로의 주회로인 냉매사이클 (외부 냉매회로 (30: 증발기 (33))→흡입실 (21) →실린더보어 (11a) →토출실 (22) →외부 냉매회로 (30: 응축기 (31)) 로 설정하는 것, 바꿔말하면, 냉매사이클의 고압영역 또는 저압영역에 설정하는 것으로 한정되는 것은 아니고, 냉매순환회로의 부회로로서 위치결정되는, 용량제어용 냉매회로 (급기통로 (28) →크랭크실 (12) →추기통로 (27)) 를 구성하는, 중간압영역으로서의 크랭크실 (12) 에 설정해도 된다.

ㆍ제어밸브 (CV) 의 감압기구를 흡입압력 또는 토출압력의 절대값에 의해 동작되는 소위 설정흡입압력 가변밸브 또는 설정토출압력 가변밸브로 하는 것. 즉, 예컨대 설정토출압력 가변밸브에서는, 상기 실시형태에서 압력감시점을 P1 만으로 하고, 제 2 압력실 (50) 을 진공으로 하거나 혹은 대기에 개방하는 것.

ㆍ감압기구를 갖지 않는 간단한 전자밸브 타입의 제어밸브에서 구체화하는 것.

ㆍ급기통로 (28) 가 아니고, 추기통로 (27) 의 개방도 조절에 의해 크랭크실 (12) 의 내압을 조절하는, 소위 빼냄측 제어밸브에서 구체화하는 것.

ㆍ추기통로 (27) 및 급기통로 (28) 의 양쪽의 개방도를 조절함으로써, 크랭크실 (12) 의 내압조절을 하는 제어밸브에서 구체화하는 것. 이 경우, 추기통로 (27) 와 급기통로 (28) 는 각각 독립적인 통로이어도 되고 (상기 실시형태와 동일함), 제어밸브와 크랭크실 (12) 사이를 공통 통로로 해도 된다. 후자의 경우, 밸브체를 하나로 하는 것이 가능해지고, 제어밸브는 3 방향 밸브양태를 이루게 된다.

상기 실시형태에서 파악할 수 있는 기술적 사상에 대하여 기재한다.

(1) 상기 2 개의 압력감시점은 냉매순환회로의 토출압력영역에 각각 설정되어 있는 청구항 6 에 기재된 제어밸브.

(2) 상기 밸브체의 변위를 맞닿아 규제하는 밸브체 규제부 (상기 실시형태에서는 플런저실 (54) 의 바닥면) 와, 상기 밸브체를 밸브체 규제부를 향하여 탄성지지하는 밸브체 탄성지지수단 (마찬가지로 로드 탄성지지 스프링 (60)) 과, 상기 밸브체와 감압부재는 분리가 가능하게 맞닿음 결합되는 것과, 상기 감압부재의 변위를 맞닿아 규제하는 감압부재 규제부 (마찬가지로 제 2 압력실 (50) 의 바닥면) 와, 상기 감압부재를 감압부재 규제부를 향하여 탄성지지하는 감압부재 탄성지지수단 (마찬가지로 벨로우즈 스프링 (48)) 과, 상기 밸브체가 밸브체 규제부에 맞닿아 규제되어 있고 또한 감압부재가 감압부재 규제부에 맞닿아 규제되는 것은, 밸브체와 감압부재가 분리된 상태에서 초래되는 것과, 상기 전자력은 밸브체에 대하여 밸브체 탄성지지수단 및 감압부재 탄성지지수단의 탄성지지력과 대항하는 방향으로 작용되는 것으로 이루어지는 청구항 5 또는 청구항 6 혹은 상기 (1) 에 기재된 제어밸브.

이상 자세히 기술한 바와 같이 본 발명에 의하면, 가동자와 고정자의 요철대향형상이 더욱 바람직하게 설정되게 된다.

Claims (8)

1. 원통형상의 수용통과, 상기 수용통내에 배치된 고정자 및 가동자와, 상기 수용통의 바깥둘레측에 배치된 코일과, 상기 가동자에 작동 연결된 밸브체로 이루어지며, 상기 코일의 통전에 기초하여 고정자와 가동자 사이에 발생하는 전자력에 따라, 수용통내를 가동자가 고정자에 대하여 접속과 이간하며 이동함으로써 밸브체가 동작하게 되어 용량가변형 압축기의 토출용량 변경으로 이어지는 밸브개방도 조절이 이루어지는 구성의 제어밸브에 있어서,

   상기 가동자 또는 고정자의 한쪽에서 다른쪽으로 향하는 단부에는 평면으로 이루어지는 내단면과, 상기 내단면을 경사면에 의해 둘러싸듯이 돌출되게 설치된 테이퍼형상의 둘레벽으로 이루어지는 오목형상부가 설치되고,

   상기 가동자 또는 고정자의 다른쪽에서 한쪽으로 향하는 단부에는 평면으로 이루어지는 선단면과, 상기 선단면의 바깥둘레 가장자리부에 있어서 고리형상으로 형성된 경사면으로 이루어지는 볼록형상부가 설치되어 있고,

   상기 오목형상부에서 둘레벽의 테이퍼각을 20°이하로 설정함과 동시에, 상기 볼록형상부에서 경사면의 최소지름부의 지름을 상기 경사면의 최대지름부의 지름의 80 % 이상으로 설정한 것을 특징으로 하는 제어밸브.
2. 제 1 항에 있어서, 상기 오목형상부의 내단면과 볼록형상부의 선단면은 동일한 지름으로 설정되어 있고, 상기 오목형상부에서 둘레벽의 테이퍼각과, 볼록형상부의 경사면이 수용통의 안쪽 둘레면 사이에서 이루는 각도와는 동일한 각도로 설정되어 있는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
3. 제 1 항 또는 제 2 항에 있어서, 상기 용량가변형 압축기는 공조장치의 냉매순환회로를 구성함과 동시에, 제어실의 내압을 조절함으로써 토출용량의 변경이 가능하고, 상기 제어실과 냉매순환회로의 흡입압력영역과는 추기통로를 통하여 연통되어 있음과 동시에, 냉매순환회로의 토출압력영역과 제어실과는 급기통로를 통하여 연통되어 있고, 상기 밸브체는 추기통로 및/또는 급기통로의 개방도를 조절함으로써 제어실의 내압을 조절하는 구성인 것을 특징으로 하는 제어밸브.
4. 제 3 항에 있어서, 상기 밸브체는 급기통로의 개방도를 조절하고, 상기 밸브체를 수용하는 밸브실은 상기 밸브실내에서 밸브체가 개폐하는 밸브구멍, 및 급기통로의 상류측을 통하여 토출압력영역에 접속되어 있으며, 상기 밸브체에는 연통로내의 압력에 기초하는 밸브개방 방향의 힘이 전자력과 대항하여 작용되는 구성인 것을 특징으로 하는 제어밸브.
5. 제 3 항에 있어서, 상기 냉매순환회로에 설정된 압력감시점의 압력을 검지할 수 있고, 상기 압력감시점의 압력변동에 기초하여 감압부재가 변위함으로써 상기 압력변동을 상쇄하는 쪽으로 용량가변형 압축기의 토출용량이 변경되도록 밸브체를 동작시키는 감압기구를 구비하고, 상기 밸브체에 부여하는 전자력을 코일에 대한전력공급량에 맞추어 변경함으로써, 감압부재에 의한 밸브체의 위치결정동작의 기준이 되는 설정압력의 변경이 가능한 것을 특징으로 하는 제어밸브.
6. 제 5 항에 있어서, 상기 압력감시점은 냉매순환회로를 따라 2 개소로 설정되고, 상기 감압부재는 2 개의 압력감시점 간의 압력차의 변동에 기초하여 변위되고, 상기 감압부재에 의한 밸브체의 위치결정동작의 기준이 되는 설정차압을 코일에 대한 전력공급량에 맞추어 변경이 가능한 구성인 것을 특징으로 하는 제어밸브.
7. 제 4 항에 있어서, 상기 냉매순환회로에 설정된 압력감시점의 압력을 검지할 수 있고, 상기 압력감시점의 압력변동에 기초하여 감압부재가 변위함으로써 상기 압력변동을 상쇄하는 쪽으로 용량가변형 압축기의 토출용량이 변경되도록 밸브체를 동작시키는 감압기구를 구비하고, 상기 밸브체에 부여하는 전자력을 코일에 대한 전력공급량에 맞추어 변경함으로써, 감압부재에 의한 밸브체의 위치결정동작의 기준이 되는 설정압력의 변경이 가능한 것을 특징으로 하는 제어밸브.
8. 제 7 항에 있어서, 상기 압력감시점은 냉매순환회로를 따라 2 개소로 설정되고, 상기 감압부재는 2 개의 압력감시점 간의 압력차의 변동에 기초하여 변위되고, 상기 감압부재에 의한 밸브체의 위치결정동작의 기준이 되는 설정차압을 코일에 대한 전력공급량에 맞추어 변경이 가능한 구성인 것을 특징으로 하는 제어밸브.