KR100494210B1

KR100494210B1 - 용량가변형 압축기의 제어밸브

Info

Publication number: KR100494210B1
Application number: KR10-2001-0047196A
Authority: KR
Inventors: 스이또겐; 오따마사끼; 기무라가즈야; 아다니야다꾸; 마쯔바라료; 우메무라사또시; 시미즈이즈루; 요꼬마찌나오야; 후지이도시로; 하시모또유지; 무라세마사까즈
Original assignee: 가부시키가이샤 도요다 지도숏키
Priority date: 2000-08-07
Filing date: 2001-08-06
Publication date: 2005-06-13
Also published as: BR0103664A; EP1179679A3; EP1179679B1; EP1179679A2; DE60124991T2; US6604912B2; KR20020012507A; US20020037223A1; DE60124991D1; JP2002285956A; CN1157536C; CN1338571A

Abstract

제어밸브(CV)는 차량용 공조기의 냉매회로 내에 설치된 용량가변형 압축기에 사용된다. 제어밸브(CV)는 밸브 하우징(45)을 구비한다. 밸브 하우징(45) 내에는 밸브실(46)이 형성된다. 밸브실(46) 내에는 밸브본체(43)가 수용된다. 밸브 하우징(45) 내에는 압력감지실(48)이 형성된다. 압력감지부재(54)는 압력감지실(48)을 제 1 압력실(55)과 제 2 압력실(56)로 분리시킨다. 냉매회로 내의 제 1 위치에서의 압력은 제 1 압력실(55)에 인가된다. 제 1 위치의 하류인 냉매회로 내의 제 2 위치에서의 압력은 제 2 압력실(56)에 인가된다. 압력감지부재(54)가 제 1 압력실(55)과 제 2 압력실(56)간의 압력차에 따라 밸브본체(43)를 이동시킴으로써, 압축기의 용량은 상기 압력차의 변동을 없애도록 변경된다. 제 1 압력실(55)과 제 2 압력실(56) 중의 하나 이상이 냉매회로의 일부를 형성한다.

Description

용량가변형 압축기의 제어밸브 {CONTROL VALVE OF VARIABLE DISPLACEMENT COMPRESSOR}

본 발명은, 예컨대 차량용 공조기에 사용되는 용량가변형 압축기의 용량을 제어하기 위한 제어밸브에 관한 것이다.

일반적인 차량용 공조기는 응축기, 감압장치로서의 팽창밸브, 증발기 및 압축기를 포함한다. 압축기는 증발기로부터 냉매가스를 흡입하여 이를 압축하고, 이 압축된 가스를 응축기로 토출한다. 증발기는 냉매회로에서 유동하는 냉매와 차량 내의 공기 사이의 열교환을 행한다. 냉방부하에 따라서, 증발기 근방을 흐르는 공기의 열은 증발기 내를 유동하는 냉매로 전달된다. 증발기의 출구 근방의 냉매가스의 압력은 냉방부하를 반영한다.

그러한 공조기용 사판식 용량가변형 압축기는 증발기의 출구 근방의 압력(흡입압(Ps))을 소정의 목표 흡입압으로 조절하기 위한 용량제어기구를 구비한다. 이 용량제어기구는, 냉방부하에 상응하는 유량을 얻기 위하여 흡입압(Ps)을 참조하여 압축기의 토출용량을 제어한다.

그러나, 냉매유량을 제어하기 위해 흡입압(Ps)을 참조하는 압축기에 있어서는, 엔진속도의 변동에 따라 냉매회로의 냉매유량이 변동하는 경우에, 압축기의 용량은 유량의 변동에 반응하여 항상 즉각 변동하는 것은 아니다. 예컨대, 증발기에의 열부하가 큰 경우에 엔진속도가 증가하고 이에 따라서 냉매의 유량이 증가한다고 해도, 실제 흡입압이 목표 흡입압 이하로 떨어지기 전까지는 압축기의 용량이 감소되지 않는다. 엔진속도가 증가하면 압축기를 작동하는데 필요한 동력이 증가하므로, 이는 연비를 악화시킨다.

본 발명의 목적은, 증발기에의 열부하와 상관없이 용량가변형 압축기의 용량을 신속하게 변동시키는 제어밸브를 제공하는 것이다.

상기한 목적을 달성하기 위하여, 본 발명은 차량용 공조기의 냉매회로 내에 설치되는 용량가변형 압축기용의 제어밸브를 제공한다. 압축기는 크랭크실의 압력에 따라 용량을 변경한다. 이 압축기는, 크랭크실의 압력과는 상이한 압력을 갖는 압력영역에 크랭크실을 연결시키는 제어통로를 구비한다. 제어밸브는 밸브 하우징을 포함한다. 이 밸브 하우징 내에 밸브실이 형성된다. 이 밸브실 내에 수용된 밸브본체가 제어통로의 개도를 조절한다. 압력감지실이 상기 밸브 하우징 내에 형성된다. 압력감지부재가 상기 압력감지실을 제 1 압력실과 제 2 압력실로 분리시킨다. 냉매회로 내의 제 1 위치에서의 압력은 제 1 압력실에 인가된다. 제 1 위치의 하류에 위치한 냉매회로 내의 제 2 위치에서의 압력은 제 2 압력실에 인가된다. 압력감지부재는 제 1 압력실과 제 2 압력실간의 압력차에 따라서 밸브본체를 이동시킴으로써, 압축기의 용량은 압력차의 변동을 없애도록 변경된다. 제 1 압력실과 제 2 압력실 중의 적어도 하나는 냉매회로의 일부를 형성한다.

본 발명의 기타 태양 및 이점들은 본 발명의 원리를 예증하는 첨부도면과 관련한 하기의 설명으로부터 명백하여질 것이다.

이하, 차량용 공조기의 냉매회로에 사용되는 사판식 용량가변형 압축기의 제어밸브를 도 1 및 도 2를 참조하여 설명한다.

도 1 에 도시된 압축기는 실린더 블록(1), 이 실린더 블록(1)의 전방단부에 연결된 전방 하우징부재(2), 및 상기 실린더 블록(1)의 후방단부에 연결된 후방 하우징부재(4)를 포함한다. 밸브 플레이트(3)는 후방 하우징부재(4)와 실린더 블록(1) 사이에 위치된다. 전방 하우징부재(2), 실린더 블록(1) 및 후방 하우징부재(4)는 압축기의 하우징 조립체를 형성한다. 도 1 의 좌측과 우측은 각각 전방단부와 후방단부에 해당된다.

크랭크실(5)은 실린더 블록(1)과 전방 하우징부재(2) 사이에 형성된다. 구동축(6)은 베어링에 의해 크랭크실(5) 내에 지지된다. 러그 플레이트(lug plate; 11)가 크랭크실(5) 내에서 구동축(6)에 고정되어 이 구동축(6)과 일체로 회전한다.

구동축(6)의 전방단부는 동력전달기구(PT)를 통해, 본 실시예에서는 엔진(E)인 외부 구동원에 연결된다. 이 실시예에 있어서, 동력전달기구(PT)는, 예컨대 벨트 및 풀리를 포함하는 클러치리스(clutchless) 기구이다. 선택적으로, 동력전달기구(PT)는 외부공급전류의 값에 따라 선택적으로 동력을 전달하는 클러치 기구(예컨대, 전자기 클러치)일 수도 있다.

본 실시예에서는 사판(12)인 구동 플레이트가 크랭크실(5)에 수용된다. 이 사판(12)은 구동축(6)을 따라 미끄러지며 구동축(6)의 축선에 대하여 기울어진다. 힌지기구(13)가 러그 플레이트(11)와 사판(12) 사이에 제공된다. 사판(12)은 힌지기구(13)를 통해 러그 플레이트(11)와 구동축(6)에 연결된다. 사판(12)은 러그 플레이트(11) 및 구동축(6)과 동기 회전한다.

실린더 보어(1a)(도 1 에는 1개만이 도시됨)가 구동축(6)을 중심으로 일정한 각도 간격으로 실린더 블록(1) 내에 형성된다. 단일 헤드식 피스톤(20)은 각각의 실린더 보어(1a)에 왕복운동 가능하게 수용된다. 피스톤(20)의 왕복운동에 따라 체적변화하는 압력실이 각 보어(1a) 내에 형성된다. 각 피스톤(20)의 전방단부는 한 쌍의 슈(shoe; 19)를 통해 사판(12)의 외주부에 연결된다. 그 결과, 사판(12)의 회전운동은 피스톤(20)의 왕복운동으로 변환되며, 피스톤(20)의 행정은 사판(12)의 경사각도에 따라 좌우된다.

밸브 플레이트(3)와 후방 하우징부재(4)의 사이에는, 흡입실(21) 및 이 흡입실(21)을 둘러싼 토출실(22)이 형성된다. 각 실린더 보어(1a)에 대하여 밸브 플레이트(3)에는, 흡입포트(23), 이 흡입포트(23)를 개폐하는 흡입밸브(24), 토출포트(25), 및 이 토출포트(25)를 개폐하는 토출밸브(26)가 형성되어 있다. 흡입실(21)은 대응하는 흡입포트(23)를 통해 각 실린더 보어(1a)와 소통되고, 각 실린더 보어(1a)는 대응하는 토출포트(25)를 통해 토출실(22)과 소통된다.

실린더 보어(1a) 내에서 피스톤(20)이 상사점 위치로부터 하사점 위치로 이동할 때, 흡입실(21) 내의 냉매가스는 대응 흡입포트(23) 및 대응 흡입밸브(24)를 통해 실린더 보어(1a) 내로 흡입된다. 피스톤(20)이 하사점 위치로부터 상사점 위치 쪽으로 이동할 때, 실린더 보어(1a) 내의 냉매가스는 소정의 압력으로 압축되고, 대응 토출밸브(26)를 가압하여 개방시킨다. 그런 후에 이 냉매가스는 대응 토출포트(25) 및 대응 토출밸브(26)를 통해 토출실(22) 내로 토출된다.

사판(12)의 경사각도(구동축(6)의 축선에 직교하는 평면과 사판(12) 사이의 각도)는, 이 사판의 회전시의 원심력에 기인한 회전운동의 모멘트, 피스톤(20)의 왕복에 기초한 관성모멘트, 및 가스압력에 의한 모멘트 등의 각종 모멘트에 기초하여 결정된다. 가스압력에 의한 모멘트는 실린더 보어(1a) 내의 압력과 크랭크압력(Pc)간의 상호관계에 기초한다. 이 가스압력에 의한 모멘트는 크랭크압력(Pc)에 따라서 사판(12)의 경사각도를 증대 또는 감소시킨다.

본 실시예에 있어서, 가스압력에 의한 모멘트는 크랭크압력 제어기구를 이용하여 크랭크압력(Pc)을 제어함으로써 변경된다. 사판(12)의 경사각도는 최소 경사각도(도 1 에 실선으로 도시됨)와 최대 경사각도(도 1 에 이점쇄선으로 도시됨) 사이의 임의의 각도로 변경될 수 있다.

크랭크압력 제어기구는 추기통로(27), 급기통로(28), 및 제어밸브(CV)를 포함하며, 이들 모두는 도 1 에 도시된 압축기의 하우징 내에 제공된다. 추기통로(27)는 흡입압력(Ps) 영역에 있는 흡입실(21)과 크랭크실(5)을 연결한다. 급기통로(28)는 토출압력(Pd) 영역에 있는 토출실(22)과 크랭크실(5)을 연결한다. 제어밸브(CV)는 급기통로(28) 내에 배치된다.

제어밸브(CV)의 개도를 조절함으로써, 급기통로(28)를 통한 크랭크실(5)로의 고압가스의 유입량과 추기통로(27)를 통한 크랭크실(5)로부터의 가스의 유출량 사이의 상호관계가 제어되어 크랭크압력(Pc)이 결정된다. 크랭크압력(Pc)의 변경에 따라서, 각 실린더 보어(1a) 내의 압력과 크랭크압력(Pc)간의 차이가 변경되어, 사판(12)의 경사각도가 변경된다. 그 결과, 각 피스톤(20)의 행정(즉, 토출용량)이 조절된다.

도 1 에 도시된 바와 같이, 차량용 공조기의 냉매회로는 압축기 및 외부 냉매회로(30)로 구성된다. 이 외부 냉매회로(30)는 응축기(31), 감압장치로서의 팽창밸브(32), 및 증발기(33)를 포함한다. 팽창밸브(32)의 개도는, 증발기(33)의 출구 근처에 배치된 온도감지튜브(34)에 의해 검출된 온도, 및 증발압력(증발기(33)의 출구 근처의 압력)에 기초하여 피드백 제어된다. 팽창밸브(32)는 열부하에 상응하는 유량의 액체 냉매를 증발기(33)로 공급하고, 외부 냉매회로(30) 내의 냉매유량을 조절한다.

외부 냉매회로(30)에는, 제 1 도관(35)이 증발기(33)의 하류에 배치되어, 후방 하우징부재(4)에 형성된 입구(37)와 증발기(33)의 출구를 연결한다. 상기 외부 냉매회로(30)에는, 제 2 도관(36)이 응축기(31)의 상류에 배치되어, 후방 하우징부재(4)에 위치한 출구(38)와 응축기(31)의 입구를 연결한다. 압축기는 입구(37)를 통해 외부 냉매회로(30)의 하류단으로부터 흡입실(21)로 냉매가스를 흡입하여 압축한다. 그 다음에 압축기는, 출구(38)를 통해 외부 냉매회로(30)의 상류단에 연결되어 있는 토출실(22)로 상기 압축된 가스를 토출한다.

도 2를 참조하면, 제어밸브(CV)는 공급측 밸브부 및 솔레노이드부(60)를 포함한다. 공급측 밸브부는 토출실(22)을 크랭크실(5)에 연결시키는 급기통로(28)의 개도를 제어한다. 솔레노이드부(60)는 제어밸브(CV) 내에 배치된 작동 로드(40)를 외부 공급 전류의 레벨에 기초하여 제어하는 전자기 액츄에이터의 기능을 한다. 작동 로드(40)는 선단부(41), 밸브본체부(43), 상기 선단부(41)를 밸브본체부(43)에 연결시키는 연결부(42), 및 가이드부(44)를 구비한다. 밸브본체부(43)는 가이드부(44)의 일부이다.

제어밸브(CV)의 밸브 하우징(45)은 캡(45a), 상반부 본체(45b) 및 하반부 본체(45c)를 포함한다. 상기 상반부 본체(45b) 내에는 밸브실(46) 및 소통로(47)가 형성된다. 상반부 본체(45b)와 캡(45a) 사이에는 압력감지실(48)이 형성된다.

밸브실(46)과 소통로(47) 내에서, 작동 로드(40)가 축방향으로 이동한다. 밸브실(46)은 작동 로드(40)의 위치에 따라서 선택적으로 소통로(47)와 소통된다. 소통로(47)는 선단부(41)에 의해 압력감지실(48)로부터 격리된다.

고정 철심(62)의 상단면은 밸브실(46)의 바닥벽의 기능을 한다. 밸브실(46)로부터 반경방향으로 연장된 포트(51)는, 급기통로(28)의 상류부를 통해 밸브실(46)과 토출실(22)을 연결한다. 소통로(47)로부터 반경방향으로 연장된 포트(52)는, 급기통로(28)의 하류부를 통해 소통로(47)와 크랭크실(5)을 연결한다. 따라서, 포트(51), 밸브실(46), 소통로(47) 및 포트(52)는 토출실(22)을 크랭크실(5)에 연결하는 급기통로(28)의 일부로서 기능하고, 제어통로의 기능을 한다.

작동 로드(40)의 밸브본체부(43)는 밸브실(46) 내에 배치된다. 소통로(47)의 내경은 작동 로드(40)의 연결부(42)의 직경보다 크고 가이드부(44)의 직경보다 작다. 즉, 소통로(47)의 단면적은 연결부(42)의 단면적보다 크고, 가이드부(44)의 단면적보다 작다. 밸브시트(53)가 소통로(47)의 개구 주위에 형성된다.

작동 로드(40)가 도 2 에 도시된 위치(최하위 위치)로부터 최상위 위치로 이동하면, 밸브본체부(43)가 밸브시트(53)와 접촉하게 되어, 소통로(47)가 폐쇄된다. 작동 로드(40)의 밸브본체부(43)는 급기통로(28)의 개도를 임의적으로 조절하는 공급측 밸브본체의 기능을 한다.

유저 원통형 제 1 압력감지부재(54)가 압력감지실(48) 내에 배치되어 축방향으로 이동할 수 있다. 상기 제 1 압력감지부재(54)는 압력감지실(48)을 제 1 압력실(55) 및 제 2 압력실(56)로 분할한다. 압력감지부재(54) 내에는 소통실(59)이 형성된다. 소통실(59)은 압력감지부재(54)에 형성되어 있는 스로틀 통로(68)를 통해 제 1 압력실(55)에 연결된다. 또한, 소통실(59)은 압력감지부재(54)에 형성되어 있는 관통구멍(69)을 통해 제 2 압력실(56)에 연결된다. 어느 관통구멍(69)도 작동 로드(40)의 선단부(41)와 중첩되지 않는다. 소통실(59)은 제 2 압력실(56)과 동일한 압력에 노출된다. 상기 스로틀 통로(68), 소통실(59) 및 관통구멍(69)은, 제 1 압력실(55)을 제 2 압력실(56)에 연결시키는 제어통로를 형성한다.

제 1 압력실(55)은 코일스프링인 제 1 스프링(50)을 수용한다. 이 제 1 스프링(50)은 제 1 압력감지부재(54)를 제 2 압력실(56) 쪽으로 가압한다.

제 1 압력실(55)은, 캡(45a)에 형성되어 있는 제 1 포트(57) 및 후방 하우징부재(4)에 형성되어 있는 제 1 토출통로(75)를 통해 토출실(22)에 연결된다. 제 2 압력실(56)은, 밸브 하우징(45)의 캡(45a)에 형성되어 있는 제 2 포트(58), 후방 하우징부재(4)에 형성되어 있는 제 2 토출통로(76), 출구(38) 및 제 2 도관(36)을 통해 응축기(31)에 연결된다. 토출실(22)을 출구(38)에 연결시키는, 제 1 토출통로(75), 제 1 포트(57), 제 1 압력실(55), 스로틀 통로(68), 소통실(59), 관통구멍(69), 제 2 압력실(56), 제 2 포트(58) 및 제 2 토출통로(76)는 냉매회로의 일부를 형성한다. 제 1 압력실(55)을 제 2 압력실(56)에 연결시키는, 스로틀 통로(68), 소통실(59) 및 관통구멍(69)은 압력통로를 형성한다.

냉매회로를 흐르는 냉매의 유량이 클수록, 회로 또는 배관의 단위길이당 압력손실이 크다. 즉, 냉매회로에 배치된 두 개의 압력실(55 및 56) 사이의 영역에서의 압력손실(압력차)은 상기 냉매회로 내의 냉매유량과 정(正)의 상관관계를 갖는다. 제 1 압력실(55) 내의 압력(PdH)과, 제 2 압력실(56)이 제 1 압력실(55)의 하류에 있기 때문에 상기 압력(PdH)보다 낮은 제 2 압력실(56)의 압력(PdL)간의 차이(PdH-PdL)에 의해, 냉매회로 내의 냉매의 유량이 간접적으로 검출될 수 있다. 이하, 압력차(PdH-PdL)를 압력차(ΔPd)로 기재한다.

솔레노이드부(60)는 유저 원통형 수용튜브(61)를 포함한다. 이 수용튜브(61) 내에는 고정 철심(62)이 삽입된다. 수용튜브(61) 내에는 솔레노이드실(63)이 형성된다. 이 솔레노이드실(63)에는 축방향으로 이동 가능한 가동 철심(64)이 수용된다. 고정 철심(62)의 중심에는 축방향 가이드구멍(65)이 형성된다. 이 가이드구멍(65)에서, 작동 로드(40)의 가이드부(44)가 축방향으로 움직일 수 있다.

솔레노이드실(63) 내에는 작동 로드(40)의 기단부가 수용된다. 가이드부(44)의 하단부는 가동 철심(64)의 중심에 형성되어 있는 관통구멍 내에 삽입되고, 상기 하단부는 크림핑(crimping)에 의해 가동 철심(64)에 고정된다. 따라서, 가동 철심(64)은 작동 로드(40)와 함께 수직으로 이동된다.

솔레노이드실(63) 내에는, 코일스프링인 제 2 스프링(66)이 고정 철심(62)과 가동 철심(64) 사이에 배치된다. 상기 제 2 스프링(66)은 가동 철심(64)을 아래쪽으로, 즉 가동 철심(64)이 고정 철심(62)으로부터 분리되는 방향으로 가압한다.

고정 철심(62)과 가동 철심(64)의 주위에는 코일(67)이 감겨있다. 이 코일(67)에는 제어장치(70)로부터의 지령에 기초하여 구동회로(71)로부터 구동신호가 공급된다. 코일(67)은 공급된 전력에 따른 크기의 전자기력(F)을 고정 철심(62)과 가동 철심(64) 사이에 발생시킨다. 코일(67)에 공급되는 전류는 코일(67)에 인가되는 전압을 조정함으로써 제어된다. 본 실시예에 있어서, 인가 전압의 조정은 듀티 제어(duty control)에 의해 실행된다.

도 2 에 도시된 바와 같이, 차량용 공조기는 전술한 제어장치(70)를 포함한다. 이 제어장치(70)는 CPU, ROM, RAM 및 I/O 인터페이스를 포함한다. 외부정보 검지수단(72)은 I/O 인터페이스의 입력단자에 접속되고, 상기 구동회로(71)는 I/O 인터페이스의 출력단자에 접속된다.

외부정보 검지수단(72)은, 예컨대 A/C 스위치(탑승객이 조작하는 공조기의 ON/OFF 스위치), 차량실내온도를 검출하는 온도센서, 및 차량실내온도를 설정하는 온도설정기 등을 포함한다.

제어장치(70)는 외부정보 검지수단(72)으로부터 제공되는 각종 외부정보에 기초하여 적절한 듀티 비(duty ratio)(Dt)를 연산하고, 구동회로(71)에 상기 듀티 비(Dt)를 갖는 구동신호의 출력을 지령한다. 지령을 받은 구동회로(71)는 제어밸브(CV)의 코일(67)에 구동신호를 출력한다. 제어밸브(CV)의 솔레노이드부(60)의 전자기력(F)은 코일(67)에 공급되는 구동신호의 듀티 비(Dt)에 따라 변동한다.

제어밸브(CV)에 있어서, 작동 로드(40)의 위치는 다음과 같이 결정된다. 여기서, 작동 로드(40)의 위치결정에 대한 밸브실(46)의 압력, 소통로(47)의 압력, 및 솔레노이드실(63)의 압력의 영향은 무시된다.

도 2 에 도시된 바와 같이, 코일(67)에 전류가 공급되지 않는 경우(듀티 비 = 0%)에는, 제 1 스프링(50) 및 제 2 스프링(66)에 의한 하향력(f1 + f2)이 작동 로드(40)에 지배적으로 작용한다. 따라서, 작동 로드(40)는 최하위 위치에 위치되고, 소통로(47)는 완전히 개방된다. 크랭크압력(Pc)은 이 상황하에서 가능한 최대치가 된다. 따라서, 크랭크압력(Pc)과 각 실린더 보어(1a) 내의 압력간의 압력차는 커진다. 그 결과, 사판(12)의 경사각도는 최소가 되고, 또한 압축기의 토출용량도 최소가 된다.

코일(67)에 듀티 비(Dt)의 가변범위 내의 최소 듀티 비 이상을 갖는 전류가 공급되는 경우, 상향 전자기력(F)은 제 1 스프링(50) 및 제 2 스프링(66)의 하향력(f1 + f2)보다 커져서, 작동 로드(40)가 상향 이동한다. 이 상태에서, 제 2 스프링(66)의 하향력(f2)에 의해 감쇄되는 상향 전자기력(F)은 제 1 스프링(50)의 하향력(f1)에 부가되는 압력차(ΔPd)에 기초한 하향력에 대항한다. 즉, 제 2 스프링(66)의 하향력(f2)에 의해 감쇄되는 상향력(F)이 제 1 스프링(50)의 하향력 및 압력차(ΔPd)에 기초한 하향력의 합력과 평형을 이루도록, 밸브시트(53)에 대한 작동 로드(40)의 밸브본체부(43)의 위치가 결정된다.

예컨대, 엔진(E)의 속도가 감소하여 냉매회로 내의 냉매의 유량이 감소하면, 압력차(ΔPd)가 감소하고, 이 때의 전자기력(F)은 작동 로드(40)에 작용하는 힘들의 균형을 유지할 수 없다. 그 결과, 작동 로드(40)가 상향 이동하여, 제 1 스프링(50) 및 제 2 스프링(66)의 하향력(f1 + f2)을 증가시킨다. 그러면, 힘(f1 + f2)의 증가분이 압력차(ΔPd)의 감소분을 보상하도록, 작동 로드(40)의 밸브본체부(43)가 위치결정된다.

그 결과, 소통로(47)의 개도가 감소하고, 크랭크압력(Pc)이 감소한다. 그러므로, 크랭크압력(Pc)과 각 실린더 보어(1a) 내의 압력간의 압력차는 감소한다. 따라서, 사판(12)의 경사각도가 증가하여, 압축기의 토출용량이 증가한다. 압축기의 토출용량이 증가하면, 냉매회로 내의 냉매의 유량 또한 증가하여, 압력차(ΔPd)가 증가한다.

역으로, 엔진(E)의 속도가 증가하여 냉매회로 내의 냉매의 유량이 증가하면, 압력차(ΔPd)가 증가하고 이 때의 전자기력(F)은 작동 로드(40)에 작용하는 힘들간의 균형을 유지할 수 없다. 그 결과, 작동 로드(40)가 하향 이동하고, 또 제 1 스프링(50) 및 제 2 스프링(66)에 의한 하향력(f1 + f2)의 감소분이 압력차(ΔPd)의 증가분을 보상하도록 작동 로드(40)의 밸브본체부(43)가 위치결정된다.

그러므로, 소통로(47)의 개도가 증가하고, 크랭크압력(Pc)과 각 실린더 보어(1a) 내의 압력간의 압력차는 증가한다. 따라서, 사판(12)의 경사각도가 감소하여, 압축기의 토출용량은 감소한다. 압축기의 토출용량이 감소하면, 냉매회로 내의 냉매의 유량 또한 감소하여, 압력차(ΔPd)가 감소한다.

예컨대, 코일(67)에 공급되는 전류의 듀티 비(Dt)가 증가하여 전자기력(F)이 증가하면, 이 때의 압력차(ΔPd)는 상향력과 하향력간의 균형을 유지할 수 없다. 그 결과, 작동 로드(40)가 상향 이동하고, 제 1 스프링(50) 및 제 2 스프링(66)에 의한 하향력(f1 + f2)의 증가분이 상향 전자기력(F)의 증가분을 보상하도록 작동 로드(40)의 밸브본체부(43)가 위치결정된다. 그러므로, 소통로(47)의 개도가 감소하고, 압축기의 토출용량은 증가한다. 따라서, 냉매회로 내의 냉매의 유량이 증가하여, 압력차(ΔPd)가 증가한다.

반면에, 코일(67)에 공급되는 전류의 듀티 비(Dt)가 감소하여 전자기력(F)이 감소하면, 이 때의 압력차(ΔPd)는 상향력과 하향력간의 균형을 유지할 수 없다. 그 결과, 작동 로드(40)가 하향 이동하고, 제 1 스프링(50) 및 제 2 스프링(66)에 의한 하향력(f1 + f2)의 감소분이 상향 전자기력(F)의 감소분을 보상하도록 작동 로드(40)의 밸브본체부(43)가 위치결정된다. 그러므로, 소통로(47)의 개도가 증가하고, 압축기의 토출용량은 감소한다. 따라서, 냉매회로 내의 냉매의 유량이 감소하여, 압력차(ΔPd)가 감소한다.

전술한 바와 같이, 제어밸브(CV)는, 제어장치(70)의 듀티 비에 의해 설정되는 압력차(ΔPd)의 목표값을 유지하도록 실제 압력차(ΔPd)의 변동에 따라서 작동 로드(40)의 위치를 결정한다. 제어장치(70)는 듀티 비의 변경에 의해 목표 압력차를 변경한다.

상기 제 1 실시예는 다음의 이점들을 갖는다.

압축기의 용량은 냉매회로의 제어밸브(CV)에 형성되어 있는 압력실(55 및 56)간의 압력차(ΔPd)에 기초하여 피드백 제어된다. 따라서, 압축기 용량은 증발기(33)에의 열부하에 영향을 받지 않고, 엔진 속도의 변동 및 제어장치(70)에 의해 신속하고 신뢰성 있게 제어된다. 특히, 엔진속도가 증가하는 경우에는, 압축기 용량이 신속하게 감소되어 연비를 향상시킨다.

목표 토출압력은 제어밸브(CV)의 코일(67)로의 전류를 제어하는 듀티 비(Dt)를 변경함으로써 변경될 수 있다. 따라서, 제어밸브(CV)는, 전자기장치(솔레노이드부(60) 또는 제어장치(70))를 구비하지 않고 단일의 목표 토출압력만을 갖는 제어밸브에 비해, 보다 세밀한 제어를 수행할 수 있다.

냉매회로의 냉매 유량 또는 상류부와 하류부간의 압력손실(압력차)과 관련하여 제어밸브(CV)의 개도를 제어하기 위한 방법은 도 1 및 도 2 에 도시된 실시예로 제한되지 않는다. 예컨대, 제어밸브(CV)의 개도는 비교예로서 도시된 도 8 의 장치에 의해 제어될 수도 있다.

도 8 에 도시된 장치에는, 두 개의 압력감시점(P1, P2)이 냉매회로를 따라 배치된다. 제 2 압력감시점(P2)은 제 1 압력감시점(P1)의 하류에 배치된다. 도 1 및 도 2 의 실시예와는 달리, 도 8 의 압력감지부재(54)는 스로틀통로(68), 소통실(59) 및 관통구멍(69)을 구비하지 않는다. 그러므로, 제 1 압력실(55)은 압력감지부재(54)에 의해 제 2 압력실(56)로부터 격리된다. 제 1 압력실(55)은 제 1 압력도입통로(91)를 통해 제 1 압력감시점(P1)의 압력(PdH)에 노출된다. 제 2 압력실(56)은 제 2 압력도입통로(92)를 통해 제 2 압력감시점(P2)의 압력(PdL)에 노출된다.

그러나, 도 8 의 실시예에서는, 압력실(55, 56)이 압력도입통로(91, 92)에 의해 대응 압력감시점(P1, P2)에 각각 연결되어야 한다. 그러므로, 흡입실(21)과 토출실(22)이 형성되어 있는 후방 하우징부재(4)의 크기가 압력도입통로(91, 92)를 위한 공간을 제공하도록 증가되어야 하므로, 압축기의 크기가 증가된다.

그러나, 도 1 및 도 2 의 실시예에서는, 각각의 압력실(55, 56)이 냉매회로의 일부를 형성한다. 따라서, 도 8 의 실시예와 달리, 도 1 및 도 2 의 실시예에는 압력감시점(P1, P2)을 압력실(55, 56)에 연결하기 위한 압력도입통로(91, 92)가 필요하지 않다. 따라서, 후방 하우징부재(4)의 크기가 감소되어, 압축기의 크기가 감소된다.

압축기의 작동시, 냉매는 냉매회로 내에 배치되어 있는 압력감지실(48) 내로 항상 흐른다. 그러므로, 압력감지부재(54)의 표면(54a)과 압력감지실(48)의 표면(48a) 사이에 이물질이 쌓이기 어렵다. 압력감지부재(54)와 압력감지실(48) 사이에 이물질이 쌓이는 경우에는, 냉매가스의 유동에 의해 상기 이물질이 제거된다. 따라서, 압력감지부재(54)의 수명이 연장된다. 즉, 제어밸브(CV)의 내구성이 향상된다.

압력실(55, 56)에 연결되는, 스로틀 통로(68), 소통실(59) 및 관통구멍(69)은 압력감지부재(54) 내에 형성된다. 그러므로, 압력실(55, 56)은 제어밸브(CV)의 외부에 형성되어 있는 통로를 통해 각각에 연결될 필요가 없다. 즉, 별도의 통로를 형성하기 위해 후방 하우징부재(4)를 가공하거나 제어밸브(CV)의 위치를 변경할 필요가 없다.

스로틀 통로(68)는 제 1 압력실(55)로부터 제 2 압력실(56)로의 냉매가스의 유동을 제한한다. 따라서, 압력실(55, 56)이 비교적 가까운 경우에도 압력차(ΔPd)는 충분하다. 즉, 압력감지부재(54)는 스로틀 통로(68), 소통실(59) 및 관통구멍(69)을 연장하기 위해 축방향으로 연장될 필요가 없다. 따라서, 압력감지부재(54)를 수용하는 압력감지실(48)의 크기가 감소된다.

도 8 의 비교예에 있어서, 압력차(ΔPd)를 증가시키기 위해 스로틀이 압력감시점(P1, P2) 사이에서 냉매회로에 형성될 수도 있다. 그러나, 냉매회로의 배관 또는 통로에 스로틀을 형성하기 위해서는, 비교적 좁은 배관 또는 통로 내에 공구를 삽입해야 한다. 이것은 제조를 복잡하게 만들고 정밀도를 저하시킨다. 그러나, 도 1 및 도 2 의 실시예에서는, 제어밸브(CV)의 압력감지부재(54) 내에 스로틀 통로(68)가 형성되어 있다. 압력감지부재(54)가 밸브 하우징(45) 내에 설치되기 전에 스로틀 통로(68)가 형성된다면, 공구가 압축기의 다른 부재들을 간섭하지 않는다. 그러므로, 스로틀 통로(68)는 용이하고 정밀하게 형성된다.

본 발명이 속한 기술분야에서 통상의 지식을 가진 자라면, 본 발명의 요지로부터 벗어나지 않는 범위에서 본 발명이 다양한 다른 형태로 실시될 수 있음을 이해할 것이다. 특히, 본 발명은 이하의 형태로 실시될 수 있다.

도 3 에 도시된 제 2 실시예에서는, 도 1 및 도 2 의 실시예의 스로틀 통로(68), 소통실(59) 및 관통구멍(69)이 없다. 도 3 의 실시예에서는, 제 1 토출통로(75)와 제 2 토출통로(76)가 제 1 압력실(55)에 연결되고, 오직 제 1 압력실(55)만이 냉매회로의 일부를 형성한다.

도 4 에 도시된 제 3 실시예에서는, 도 1 및 도 2 의 실시예의 스로틀 통로(68), 소통실(59) 및 관통구멍(69)이 없다. 도 4 의 실시예에서는, 제 1 토출통로(75)와 제 2 토출통로(76)가 제 2 압력실(56)에 연결되고, 오직 제 2 압력실(56)만이 냉매회로의 일부를 형성한다.

도 3 및 도 4 의 실시예에 있어서는, 냉매회로의 일부를 형성하지 않는 압력실(55, 56) 중의 한 압력실만이 대응 압력도입통로(91, 92)를 통해 대응 압력감시점(P1, P2)의 압력(PdH, PdL)에 노출된다. 그러므로, 도 8 의 비교예에 비해서, 압력도입통로의 수가 감소된다.

도 3 및 도 4 의 실시예에 있어서, 압력실(55, 56)과 대응 압력감시점(P1, P2) 사이에 스로틀(93)이 배치될 수도 있다. 이 경우, 도 4 의 압력감시점(P1)과 도 3 의 압력감시점(P2)이 제어밸브(CV)에 비교적 가까운 경우라도 압력차(ΔPd)는 충분하다. 따라서, 압력도입통로(91, 92)가 짧아질 수 있다.

스로틀 통로(68), 소통실(59) 및 관통구멍(69)은 도 1 의 실시예로부터 생략될 수도 있으며, 압력실(55, 56)은 압력감지부재(54) 외부에 위치한 통로에 의해 서로 연결될 수도 있다. 예컨대, 도 5a 및 도 5b 에 도시된 제 4 실시예에서와 같이, 압력감지부재(54)의 외측면(54a)과 압력감지실(48)의 내측면(48a) 사이에 공간을 형성할 수도 있다. 이 공간은 압력감지부재(54)와 압력감지실(48)간의 마찰을 감소시킨다. 도 5a에서, 상기 공간은 설명의 목적으로 과장되어 도시되었다. 상기 통로는 밸브 하우징(45) 내 또는 제어밸브(CV)의 외부에서 후방 하우징부재(4) 내부에 형성될 수도 있다.

도 5a 의 실시예에 있어서, 압력감지부재(54)의 외측면(54a)과 압력감지실(48)의 내측면(48a) 사이에 비교적 큰공간이 형성될 수 있다. 따라서, 압력감지부재(54)와 압력감지실(48) 사이에 이물질이 쌓이기 어렵다. 또한, 외측면(54a)은 제 1 압력실(55)을 향해 테이퍼링되어 되어 있다. 즉, 압력감지부재(54)의 직경은 제 1 압력실(55) 쪽으로 감소한다. 그러므로, 표면(54a 및 48a) 사이의 공간은 제 2 압력실(56)로부터 제 1 압력실(55) 쪽으로 증가한다. 따라서, 냉매가 제 1 압력실(55)로부터 제 2 압력실(56) 쪽으로 흐를 때, 냉매의 유동은 압력감지부재(54)를 적절하게 정렬되도록 이동시킨다.

압력감지부재(54)의 축선(K)이 예컨대 도 5b 에 선도로서 도시된 바와 같이 밸브 하우징(45)의 축선(M)으로부터 이탈하거나 오프셋되는 경우에는, 압력감지부재(54)와 압력감지실(48)의 벽 사이의 공간은 도면에 도시된 바와 같이 좌측보다 우측에서 작아지게 된다. 이 경우, 우측에서의 압력은 외측면(54a)의 소직경부로부터 대직경부 쪽으로 감소한다. 특히, 우측에서의 압력은 대직경부의 근방에서 가파르게 하강한다. 도면에 도시된 바와 같이 좌측에서 압력은 외측면(54a)의 소직경부로부터 대직경부 쪽으로 점진적으로 감소한다. 그러므로, 오프셋 방향에 대향하는 방향의 힘이 압력감지부재(54)에 작용하고, 밸브 하우징(45)의 축선(M)에 대한 압력감지부재(54)의 이탈이 자동적으로 수정된다.

도 6 에 도시된 제 5 실시예에서는, 볼(54)을 압력감지부재로서 이용한다. 볼(54)은 특정 방향으로 설정될 필요가 없기 때문에, 제어밸브(CV)의 조립시에 볼(54)의 설치가 용이하다. 볼(54)과 제 1 스프링(50)의 사이에는 제 1 시트(101)가 배치된다. 작동 로드(40)의 선단부(41)와 볼(54)의 사이에는 제 2 시트(103)가 배치된다. 볼(54)과 각각 접촉하는 제 1 시트(101) 및 제 2 시트(103)의 표면에는 원뿔형 오목부(101a 및 103a)가 형성된다.

따라서, 볼(54)은 오목부(101a, 103a)의 사이에 확실하게 유지된다. 볼(54)에 편하중이 작용하는 경우라도, 작동 로드(40)를 경사지게 하는 힘은 발생하지 않는다. 이것은, 제어밸브(CV)가 히스테리시스(hysteresis)에 의해 영향받는 것을 방지한다. 도 6 에 있어서, 제 1 압력실(55)을 제 2 압력실(56)에 연결하는 공간(102)은 설명을 위해 과장되어 도시되었다.

도 7 에 도시된 제 6 실시예에서는, 압력감지부재(54)가 작동 로드(40)와 일체식이다. 이에 따라 제어밸브(CV)의 부품수가 감소된다. 또한, 압력감지부재(54)는 압력감지실(48) 내에서 작동 로드(40)에 의해 지지되기 때문에, 압력감지부재(54)가 압력감지실(48)의 내측면(48a)에 충돌하지 않아 제어밸브(CV)의 소음 및 진동이 방지된다. 또한, 압력감지부재(54)와 압력감지실(48)간의 마찰이 없어, 제어밸브(CV)는 히스테리시스에 의한 영향을 받지 않는다.

제 1 압력실(55)과 제 2 압력실(56)을 연결하는 공간(102)은 설명을 위해 과장되어 도시되었다. 압력감지부재(54)의 외측면(54a)은 제 2 압력실(56)로부터 제 1 압력실(55) 쪽으로 테이퍼링되어 직경이 제 1 압력실(55) 쪽으로 감소된다. 도 7 의 실시예는 도 5 의 실시예와 동일한 이점을 갖는다.

포트(52) 및 급기통로(28)의 상류부를 통해 소통로(47)가 토출실(22)에 연결될 수도 있으며, 포트(51) 및 급기통로(28)의 하류부를 통해 밸브실(46)이 크랭크실(5)에 연결될 수도 있다. 이러한 구조는 소통로(47) 내의 압력과 이 소통로(47)에 인접한 제 2 압력실(56) 내의 압력간의 차이를 감소시킨다. 이에 따라, 소통로(47)와 제 2 압력실(56) 사이에서 냉매가 누출되는 것이 방지되어, 압축기의 용량을 정밀하게 제어할 수 있다.

제 1 압력실(55) 및 제 2 압력실(56)은 냉매회로의 흡입압력영역의 압력에 노출될 수도 있으며, 압력실(55, 56) 중의 적어도 하나가 냉매회로의 일부를 구성할 수도 있다.

제 1 압력실(55)은 냉매회로의 토출압력영역의 압력에 노출될 수도 있고, 제 2 압력실(56)은 냉매회로의 흡입압력영역의 압력에 노출될 수도 있으며, 또 압력실(55, 56) 중의 적어도 하나가 냉매회로의 일부를 구성할 수도 있다.

제어밸브(CV)는 추기통로(27)의 개도를 제어하기 위한 추기측(bleed side) 제어밸브이다.

압축기의 하우징이 제어밸브(CV)의 밸브 하우징(45)을 형성할 수도 있다. 즉, 제어밸브(CV)를 형성하는, 작동 로드(40) 및 압력감지부재(54)는 압축기 하우징 내에 직접적으로 장착될 수도 있다.

본 발명은 워블식(wobble type) 용량가변형 압축기의 제어밸브에 있어서도 구현될 수 있다.

전자기 클러치와 같은 클러치기구를 갖춘 동력전달기구(PT)가 이용될 수도 있다.

그러므로, 상기 예 및 실시예들은 예로서 이해하여야 하며 이들로 제한되지 않고, 본 발명은 본 명세서의 상세한 설명의 기재로 국한되지 않고 첨부 특허청구범위의 범위 및 등가물 내에서 변형될 수도 있다.

본 발명에 따라서, 증발기에의 열부하와 상관없이 용량가변형 압축기의 용량을 신속하게 변동시키는 제어밸브가 제공된다.

도 1 은 제 1 실시예에 따른 용량가변형 압축기를 도시하는 단면도.

도 2 는 도 1 에 도시된 압축기의 제어밸브를 도시하는 단면도.

도 3 은 제 2 실시예에 따른 제어밸브를 도시하는 확대 단면도.

도 4 는 제 3 실시예에 따른 제어밸브를 도시하는 확대 단면도.

도 5a 는 제 4 실시예에 따른 제어밸브를 도시하는 확대 단면도.

도 5b 는 도 5a 에 도시된 제어밸브의 압력감지수단에 작용하는 힘을 도시하는 선도.

도 6 은 제 5 실시예에 따른 제어밸브를 도시하는 확대 단면도.

도 7 은 제 6 실시예에 따른 제어밸브를 도시하는 확대 단면도.

도 8 은 도 1 에 도시된 실시예의 비교예를 도시하는 선도.

* 도면의 주요 부분에 대한 부호의 설명 *

5 : 크랭크실 21 : 흡입실

22 : 토출실 28 : 급기통로

30 : 외부 냉매회로 31 : 응축기

36 : 제 2 도관 41 : 선단부

42 : 연결부 43 : 밸브본체부

44 : 가이드부 45 : 밸브 하우징

46 : 밸브실 47 : 소통로

48 : 압력감지실 50 : 제 1 스프링

51, 52 : 포트 53 : 밸브시트

55 : 제 1 압력실 56 : 제 2 압력실

57 : 제 1 포트 58 : 제 2 포트

59 : 소통실 60 : 솔레노이드부

61 : 수용튜브 62 : 고정 철심

63 : 솔레노이드실 64 : 가동 철심

65 : 가이드 구멍 66 : 제 2 스프링

67 : 코일 70 : 제어장치

71 : 구동회로 72 : 외부정보 검지수단

75 : 제 1 토출통로 76 : 제 2 토출통로

CV : 제어밸브

Claims

차량용 공조기의 냉매회로 내에 설치되는 용량가변형 압축기용 제어밸브로서, 압축기의 용량은 크랭크실(5)의 압력에 따라서 변동하고, 상기 압축기는 크랭크실(5)의 압력과는 상이한 압력을 갖는 압력영역에 크랭크실(5)을 연결시키는 제어통로(27, 28)를 구비하며,

밸브 하우징(45);

상기 밸브 하우징(45) 내에 형성되는 밸브실(46);

상기 제어통로(27, 28)의 개도를 조절하기 위해 상기 밸브실(46) 내에 수용되는 밸브본체(43);

상기 밸브 하우징(45) 내에 형성되는 압력감지실(48); 및

상기 압력감지실(48)을 제 1 압력실(55)과 제 2 압력실(56)로 분리시키는 압력감지부재(54)를 포함하는 제어밸브에 있어서,

냉매회로 내의 제 1 위치에서의 압력은 제 1 압력실(55)에 인가되고,

상기 제 1 위치의 하류인 냉매회로 내의 제 2 위치에서의 압력은 제 2 압력실(56)에 인가되고,

상기 압력감지부재(54)가 제 1 압력실(55)과 제 2 압력실(56)간의 압력차에 따라 밸브본체(43)를 이동시킴으로써, 압축기의 용량은 상기 압력차의 변동을 없애도록 변경되고, 그리고

제 1 압력실(55)과 제 2 압력실(56) 중의 하나 이상이 냉매회로의 일부를 형성하는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
제 1 항에 있어서, 상기 제 1 압력실(55) 및 제 2 압력실(56)은 냉매회로의 일부를 형성하는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
제 2 항에 있어서, 상기 냉매회로는 제 1 압력실(55)을 제 2 압력실(56)에 연결시키는 압력통로(68, 59, 69, 102)를 구비하는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
제 3 항에 있어서, 상기 압력통로(68, 59, 69, 102)는 제 1 압력실(55)로부터 제 2 압력실(56)로의 냉매의 유동을 제한하는 스로틀(68)을 포함하는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
제 3 항에 있어서, 상기 압력통로(68, 59, 69)는 압력감지부재(54) 내에 형성되는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
제 3 항에 있어서, 상기 압력통로는 압력감지부재(54)의 외측면과 압력감지실(48)의 내측면 사이의 간극에 의해 형성되는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
제 6 항에 있어서, 상기 압력감지부재(54)의 외측면은 테이퍼 표면의 직경이 제 2 압력실(56)로부터 제 1 압력실(55) 쪽으로 감소되도록 테이퍼링되는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
제 1 항 내지 제 7 항 중의 어느 한 항에 있어서, 외부 지령에 따라 압력감지부재(54)에 힘을 인가하는 액츄에이터(60)를 더 포함하며, 상기 액츄에이터(60)에 의해 인가된 가압력은 압력차의 목표값에 해당되고, 압력감지부재(54)는 상기 압력차가 목표값을 향하도록 밸브본체(43)를 이동시키는 것을 특징으로 하는 제어밸브.
제 8 항에 있어서, 상기 액츄에이터(60)는 공급전류에 따라 힘을 인가하는 솔레노이드인 것을 특징으로 하는 제어밸브.