(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
容量可変機構に作用する制御圧に基づいて吐出容量を変更可能な容量可変型圧縮機に用いられる制御弁であって、
その制御弁内に設定された弁内通路の一部を構成すべくバルブハウジング内に区画された弁室と、
前記弁室内に移動可能に設けられ該弁室内での位置に応じて前記弁内通路の開度を調節可能な弁体と、
冷媒循環回路に設定された二つの圧力監視点間の差圧に感応すると共に一次圧としての前記差圧に基づいて前記弁体を押圧可能とする第１の感圧構造と、
前記一次圧とは異なる二次圧に感応すると共にその二次圧に基づいて前記弁体を押圧可能とする第２の感圧構造とを備え、
前記一次圧と前記二次圧との複合作用によって前記弁体を弁室内で位置決めし弁内通路の開度を調節することで前記制御圧を制御し、
前記二つの圧力監視点は、前記冷媒循環回路を構成する凝縮器と前記圧縮機の吐出室とを含む両者の間の高圧領域に設けられ、前記弁内通路は、前記二つの圧力監視点の一方と、前記制御圧が作用する制御圧領域とを連通する給気通路の一部を構成し、前記弁内通路は、前記二つの圧力監視点の低圧監視点側と、前記制御圧領域とを連通する給気通路の一部を構成し、前記バルブハウジング内には、前記第１の感圧構造によって区分されるとともに前記二つの圧力監視点からの冷媒が導入される高圧室及び低圧室が備えられ、前記低圧室は前記弁内通路に設けられて、前記制御圧領域には、前記低圧室に導入された冷媒が前記弁内通路を介して導入されることを特徴とする容量可変型圧縮機の制御弁。
【請求項２】
容量可変機構に作用する制御圧に基づいて吐出容量を変更可能な容量可変型圧縮機に用いられる制御弁であって、
その制御弁内に設定された弁内通路の一部を構成すべくバルブハウジング内に区画された弁室と、
前記弁室内に移動可能に設けられ該弁室内での位置に応じて前記弁内通路の開度を調節可能な弁体と、
冷媒循環回路に設定された二つの圧力監視点間の差圧に感応すると共に一次圧としての前記差圧に基づいて前記弁体を押圧可能とする第１の感圧構造と、
前記一次圧とは異なる二次圧に感応すると共にその二次圧に基づいて前記弁体を押圧可能とする第２の感圧構造とを備え、
前記一次圧と前記二次圧との複合作用によって前記弁体を弁室内で位置決めし弁内通路の開度を調節することで前記制御圧を制御し、
前記二つの圧力監視点は、前記冷媒循環回路を構成する凝縮器と前記圧縮機の吐出室とを含む両者の間の高圧領域に設けられ、前記弁内通路は、前記二つの圧力監視点の一方と、前記制御圧が作用する制御圧領域とを連通する給気通路の一部を構成し、前記弁内通路は、前記二つの圧力監視点の高圧監視点側と、前記制御圧領域とを連通する給気通路の一部を構成し、前記バルブハウジング内には、前記第１の感圧構造によって区分されるとともに前記二つの圧力監視点からの冷媒が導入される高圧室及び低圧室が備えられ、前記低圧室と前記弁内通路とは圧力的に隔絶されていることを特徴とする容量可変型圧縮機の制御弁。
【請求項３】
前記第１の感圧構造は、前記冷媒循環回路の冷媒流量の変化に伴い前記一次圧が増大又は減少傾向を示すとき、圧縮機からの冷媒吐出量が一次圧の変化を打ち消すものとなるように一次圧に基づく押圧作用を弁体に及ぼすことを特徴とする請求項１又は２に記載の容量可変型圧縮機の制御弁。
【請求項４】
前記二次圧は、前記冷媒循環回路を構成する凝縮器と前記圧縮機の吐出室とを含む両者の間の高圧領域から採取される圧力を利用したものであることを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項に記載の容量可変型圧縮機の制御弁。
【請求項５】
前記第２の感圧構造は、前記二次圧が弁体を押圧する方向が圧縮機吐出容量を低下させ得る方向となるように構成されていることを特徴とする請求項４に記載の容量可変型圧縮機の制御弁。
【請求項６】
前記二次圧は、前記高圧領域から採取される圧力と、前記冷媒循環回路を構成する蒸発器と前記圧縮機の吸入室とを含む両者の間の低圧領域から採取される圧力または前記制御圧との差圧であることを特徴とする請求項４または５に記載の容量可変型圧縮機の制御弁。
【請求項７】
前記弁体は、前記第２の感圧構造として機能することを特徴とする請求項６に記載の容量可変型圧縮機の制御弁。
【請求項８】
前記弁内通路は、前記冷媒循環回路を構成する凝縮器と前記圧縮機の吐出室とを含む両者の間の高圧領域と、前記制御圧が作用する制御圧領域とを連通する給気通路の一部を構成することを特徴とする請求項１〜７のうちいずれか一項に記載の容量可変型圧縮機の制御弁。
【請求項９】
少なくとも前記第１の感圧構造に対し作動連結可能に設けられた流量設定手段を更に備えてなり、当該流量設定手段は、少なくとも前記一次圧に基づく押圧力と対抗する付勢力を与えその付勢力に応じて前記冷媒循環回路における冷媒流量の目標値を設定することを特徴とする請求項１〜８のうちいずれか一項に記載の容量可変型圧縮機の制御弁。
【請求項１０】
前記流量設定手段は、前記付勢力を外部からの電気制御によって変更可能な電磁アクチュエータを含んでなることを特徴とする請求項９に記載の容量可変型圧縮機の制御弁。
【請求項１１】
前記電磁アクチュエータへの非通電時において、前記制御圧が圧縮機の吐出容量を減少させる方向に前記弁体を位置決めする初期化手段を更に備えてなることを特徴とする請求項１０に記載の容量可変型圧縮機の制御弁。
【請求項１２】
前記圧縮機は、制御圧としてのクランク室内圧を制御することでピストンストロークを変更可能に構成された斜板式又はワッブル式の容量可変型圧縮機であることを特徴とする請求項１〜１１のいずれか一項に記載の容量可変型圧縮機の制御弁。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、容量可変機構に作用する制御圧に基づいて吐出容量を変更可能な容量可変型圧縮機に用いられる制御弁に関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に車輌用空調装置の冷房回路は、凝縮器（コンデンサ）、減圧装置としての膨張弁（エキスパンションバルブ）、蒸発器（エバポレータ）及び圧縮機を備えている。圧縮機は蒸発器からの冷媒ガスを吸入して圧縮し、その圧縮ガスを凝縮器に向けて吐出する。蒸発器は冷房回路を流れる冷媒と車室内空気との熱交換を行う。熱負荷又は冷房負荷の大きさに応じて、蒸発器周辺を通過する空気の熱量が蒸発器内を流れる冷媒に伝達されるため、蒸発器の出口又は下流側での冷媒ガス圧力は冷房負荷の大きさを反映する。車載用の圧縮機として広く採用されている容量可変型斜板式圧縮機には、蒸発器の出口圧力（吸入圧Ｐｓという）を所定の目標値（設定吸入圧という）に維持すべく動作する容量制御機構が組み込まれている。容量制御機構は、冷房負荷の大きさに見合った冷媒流量となるように吸入圧Ｐｓを制御指標として圧縮機の吐出容量つまり斜板角度をフィードバック制御する。かかる容量制御機構の典型例は、内部制御弁と呼ばれる制御弁である。内部制御弁ではベローズやダイヤフラム等の感圧部材で吸入圧Ｐｓを感知し、感圧部材の変位動作を弁体の位置決めに利用して弁開度調節を行うことにより、斜板室（クランク室ともいう）の圧力（クランク圧Ｐｃ）を調節して斜板角度を決めている。
【０００３】
また、単一の設定吸入圧しか持ち得ない単純な内部制御弁では細やかな空調制御要求に対応できないため、外部からの電気制御によって設定吸入圧を変更可能な設定吸入圧可変型制御弁も存在する。設定吸入圧可変型制御弁は例えば、前述の内部制御弁に電磁ソレノイド等の電気的に付勢力調節可能なアクチュエータを付加し、内部制御弁の設定吸入圧を決めている感圧部材に作用する機械的バネ力を外部制御によって増減変更することにより、設定吸入圧の変更を実現するものである。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
車載用圧縮機は一般に車輌エンジンから動力供給を受けて駆動される。圧縮機はエンジン動力（又はトルク）を最も消費する補機の一つであり、エンジンにとって大きな負荷であることは間違いない。それ故、車輌用空調装置は、車輌の加速時や登坂走行時などエンジン動力を車輌の前進駆動に極力振り向けたい非常時には、圧縮機の吐出容量を最小化することで圧縮機に由来するエンジン負荷を低減するような制御（一時的な負荷低減措置としてのカット制御）を行うようにプログラムされている。前述の設定吸入圧可変弁付き容量可変型圧縮機を用いた空調装置では、制御弁の設定吸入圧を通常の設定吸入圧よりも高い値に変更することで現吸入圧を新設定圧に比して低い値とすることにより、圧縮機の吐出容量を最小化する方向に誘導して実質的なカット制御を実現している。
【０００５】
ところが、設定吸入圧可変弁付きの容量可変型圧縮機の動作を詳細に解析したところ、吸入圧Ｐｓを指標としたフィードバック制御を介在させる限り、目論見通りのカット制御（つまりエンジン負荷低減）が常に実現するわけではないということが判明した。図１４のグラフは、吸入圧Ｐｓと圧縮機の吐出容量Ｖｃとの相関関係を概念的に表したものである。このグラフから分かるように、吸入圧Ｐｓと吐出容量Ｖｃとの相関曲線（特性線）は一種類ではなく、蒸発器での熱負荷の大きさに応じて複数の相関曲線が存在する。このため、ある圧力Ｐｓ１をフィードバック制御の目標値たる設定吸入圧Ｐｓｅｔとして与えたとしても、熱負荷の状況によって制御弁の自律動作に基づいて実現される実際の吐出容量Ｖｃには一定幅（グラフではΔＶｃ）のばらつきが生じてしまう。例えば、蒸発器の熱負荷が過大な場合には、設定吸入圧Ｐｓｅｔを十分に高くしたつもりでも、実際の吐出容量Ｖｃはエンジンの負荷を低減するところまで落ちきらないという事態が生じ得る。つまり吸入圧Ｐｓに依拠した制御では、単に設定吸入圧Ｐｓｅｔを高い値に設定変更しても、蒸発器での熱負荷の変化が追従してこなければ、即座に吐出容量を落とせないというジレンマがある。
【０００６】
又、前記カット制御が一時的な負荷低減措置である以上、低吐出容量を所定時間だけ保持した後には圧縮機の吐出容量Ｖｃをカット制御前の吐出容量Ｖｃにまで復帰させる必要がある。その際、容量復帰があまりにも急激だと不快な衝撃や異音を感じさせてしまうため、容量復帰過程における吐出容量Ｖｃの時間変化はある程度緩やかに直線的であることが好ましい。
【０００７】
図１５のグラフは、カット制御前後における負荷トルク（圧縮機の吐出容量Ｖｃと相関する）の時間変化の各種パターンを示す。このグラフに実線で示すパターンがほぼ理想的な直線的復帰過程である。これに対し、従来の吸入圧Ｐｓに依拠した制御を採用する限り、設定吸入圧Ｐｓｅｔの単調な復帰制御（つまりは電磁ソレノイドの通電量の単調な復帰）では、図１５に実線で示すような緩やかな直線的復帰パターンは実現できず、図１５に二つの二点鎖線で示すような復帰パターン（一方は即座に吐出容量Ｖｃが立ち上がるパターン、他方は相当の遅延を経てから吐出容量Ｖｃが急に立ち上がるパターン）に陥ってしまうことが経験的に確認されている。これもやはり、吸入圧Ｐｓと圧縮機の吐出容量Ｖｃとが一義的な相関性を持たないことに由来する現象である。このようにカット制御モードでの容量低減後の容量復帰をより理想的なパターンに近づけるという技術目標を達成する上でも、従来の吸入圧Ｐｓに依拠した制御には限界があった。
【０００８】
蒸発器での熱負荷を反映する吸入圧Ｐｓに基づいて容量可変型圧縮機の吐出容量Ｖｃを調節する制御手法は、車外の寒暖の変化にかかわらず、人間の快適感を左右する室温の安定維持を図るという空調装置本来の目的を達成する上では極めて妥当な制御手法であった。しかし、上記カット制御にみられるように、空調装置本来の目的を一時的に放棄してでも、駆動源（エンジン）の事情を最優先して緊急避難的に迅速な吐出容量ダウンを実現し、その後に衝撃等を回避できる復帰パターンでもって元の吐出容量Ｖｃまで復帰させるという制御を実現するには、吸入圧Ｐｓに依拠した制御では十分に対応できないというのが実状である。
【０００９】
本発明の目的は、蒸発器での熱負荷状況に影響されることなく、室温の安定維持を図るための圧縮機の吐出容量制御と、緊急避難的な吐出容量の迅速な変更及びその後の復帰とを両立させることが可能な容量可変型圧縮機の制御弁を提供することにある。特に、最低吐出容量付近の低吐出容量域においても容量制御の正確性に優れ、圧縮機の吐出容量を広範囲にわたって直接的に制御することができる制御弁を提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
請求項１及び２の発明は、容量可変機構に作用する制御圧に基づいて吐出容量を変更可能な容量可変型圧縮機に用いられる制御弁であって、その制御弁内に設定された弁内通路の一部を構成すべくバルブハウジング内に区画された弁室と、前記弁室内に移動可能に設けられ該弁室内での位置に応じて前記弁内通路の開度を調節可能な弁体と、冷媒循環回路に設定された二つの圧力監視点間の差圧に感応すると共に一次圧としての前記差圧に基づいて前記弁体を押圧可能とする第１の感圧構造と、前記一次圧とは異なる二次圧に感応すると共にその二次圧に基づいて前記弁体を押圧可能とする第２の感圧構造とを備え、前記一次圧と前記二次圧との複合作用によって前記弁体を弁室内で位置決めし弁内通路の開度を調節することで前記制御圧を制御し、前記二つの圧力監視点は、前記冷媒循環回路を構成する凝縮器と前記圧縮機の吐出室とを含む両者の間の高圧領域に設けられ、前記弁内通路は、前記二つの圧力監視点の一方と、前記制御圧が作用する制御圧領域とを連通する給気通路の一部を構成することを特徴とするものである。
【００１１】
この制御弁は、弁内通路の開度（つまり弁開度）を弁体で調節することにより容量可変型圧縮機の吐出容量制御に関与する制御圧を制御するための弁機構である。本発明の制御弁では、弁室内での弁体の位置決めに影響を及ぼす圧力要因として前記一次圧と二次圧とを利用する。一次圧は冷媒循環回路に設定された二つの圧力監視点間の差圧であり、その差圧はその回路を流れる冷媒流量つまりは圧縮機からの冷媒吐出量を反映し、圧縮機の吐出容量を推定する指標ともなる。従って、この一次圧（二点間差圧）に基づいて弁体を特定方向に押圧するような第１の感圧構造を採用することで、当該一次圧を、圧縮機吐出容量をフィードバック制御する際の弁開度調節のための機械的入力（又は駆動力）として利用することができる。さすれば、圧縮機の負荷トルクと相関性を持つ吐出容量を直接的に制御することが可能となり、従来の吸入圧感応型制御弁が内在していた欠点を克服する道が開ける。但し、前記一次圧の利用のみで圧縮機の容量制御が成功すればよいが、実際には困難な面がある。というのも、実際の冷媒循環回路では、二つの圧力監視点間の差圧と実際の冷媒流量とは必ずしも比例関係にはなく、むしろ一般的には非線形な関係にあり（図５参照）、特に小流量領域では流量変化に対する差圧の変化が極めて小さいのが実状である。このため、圧縮機の吐出容量を小容量に制御する必要がある場合に、一次圧のみに依拠して弁体の位置決めを行ったのでは、精緻且つ安定した制御が困難になる虞れがある。故に本発明の制御弁では、第１の感圧構造に加えて第２の感圧構造を採用し、一次圧とは異なる二次圧に基づいて弁体を押圧可能とすることで、一次圧だけを利用する場合の弱点を補うこととした。
【００１２】
つまり本発明によれば、前記第１及び第２の感圧構造の併用により、一次圧と二次圧との複合作用に基づいて弁体を弁室内で位置決めすることができる。より具体的には、冷媒循環回路の冷媒流量が小さく一次圧も小さい場合には、一次圧よりも二次圧の方が弁体の位置決めに及ぼす影響力が相対的に高まる。他方、冷媒循環回路の冷媒流量が比較的大きい場合には、二次圧よりも一次圧が弁体の位置決めに及ぼす影響力が相対的に高まる。いずれにしても、冷媒循環回路での冷媒流量の多少にさほど影響されることなく、一次圧と二次圧との複合力が弁開度調節のための機械的入力として弁体に作用する。それ故、冷媒循環回路における想定冷媒流量のほぼ全範囲にわたって弁開度調節の制御性が向上し、圧縮機吐出容量の広範囲にわたる直接制御が実現可能となる。そして、かかる制御弁を用いれば、通常時において室温の安定維持を図るための圧縮機の吐出容量制御が可能となるのみならず、非常時において緊急避難的な吐出容量の迅速な変更及びその後の復帰を実現することが可能となる。
また、請求項１及び２の発明の構成によれば、  前記高圧領域は、外的熱負荷の影響を受けにくい。このため、前記冷媒循環回路を流れる冷媒流量、即ち、圧縮機の吐出容量を、より正確に反映することが可能になる。さらに、制御圧領域には、二つの圧力監視点の一方からの冷媒が導入され、この冷媒導入量が弁内通路の開度調節によって変更されるようになる。したがって、制御弁の感圧構造に冷媒を導入する通路を、制御圧を変更するための冷媒を制御圧領域に導入する給気通路の一部として兼用することができる。
とくに請求項１の発明は、前記弁内通路は、前記二つの圧力監視点の低圧監視点側と、前記制御圧領域とを連通する給気通路の一部を構成し、前記バルブハウジング内には、前記第１の感圧構造によって区分されるとともに前記二つの圧力監視点からの冷媒が導入される高圧室及び低圧室が備えられ、前記低圧室は前記弁内通路に設けられて、前記制御圧領域には、前記低圧室に導入された冷媒が前記弁内通路を介して導入されることを特徴とする。一方、請求項２の発明は、前記弁内通路は、前記二つの圧力監視点の高圧監視点側と、前記制御圧領域とを連通する給気通路の一部を構成し、前記バルブハウジング内には、前記第１の感圧構造によって区分されるとともに前記二つの圧力監視点からの冷媒が導入される高圧室及び低圧室が備えられ、前記低圧室と前記弁内通路とは圧力的に隔絶されていることを特徴とする。
これら請求項１及び２の発明の構成によれば、制御圧領域には高圧領域に設けられた高圧監視点側または低圧監視点側の冷媒が導入される。制御圧は、前記冷媒の導入量が変更されることで制御される。この制御圧の変化に伴って圧縮機の吐出容量が変化する。
【００１３】
請求項３の発明は、請求項１又は２に記載の容量可変型圧縮機の制御弁において、前記第１の感圧構造は、前記冷媒循環回路の冷媒流量の変化に伴い前記一次圧（二点間差圧）が増大又は減少傾向を示すとき、圧縮機からの冷媒吐出量が前記一次圧の変化を打ち消すものとなるように前記一次圧に基づく押圧作用を弁体に及ぼすことを特徴とする。
【００１４】
この構成によれば、冷媒循環回路の冷媒流量の変化に伴い前記一次圧（二点間差圧）が増大又は減少傾向を示すときに、圧縮機からの冷媒吐出量が一次圧の変化を打ち消すものとなるように制御弁の弁開度が自律調節される。即ち第１の感圧構造は、冷媒循環回路の冷媒流量をある定められた流量に維持するための定流量弁的性質を当該制御弁に付与するための構造である。この制御弁を用いれば、種々の要因で冷媒循環回路の冷媒流量が変化したとしても、その変化を打ち消す方向で制御圧の調節つまりは吐出容量の調節が達成される。この点で、請求項２の制御弁は自己完結的な内部制御方式の定流量弁と理解することもできる。
【００１５】
請求項４の発明は、請求項１〜３のいずれか一項に記載の容量可変型圧縮機の制御弁において、前記二次圧は、前記冷媒循環回路を構成する凝縮器と前記圧縮機の吐出室とを含む両者の間の高圧領域から採取される圧力を利用したものであることを特徴とする。
【００１６】
この構成によれば、二次圧として利用する圧力が比較的高圧となるため、第２の感圧構造における二次圧の受圧面積を小さくしても、二次圧に基づく押圧作用を弁体の位置決めに影響力を有するものとすることができる。故に、第２の感圧構造を設計する際の自由度が大きくなり、特に小型化が容易となる。
【００１７】
請求項５の発明は、請求項４に記載の容量可変型圧縮機の制御弁において、前記第２の感圧構造は、前記二次圧が弁体を押圧する方向が圧縮機吐出容量を低下させ得る方向となるように構成されていることを特徴とする。
【００１８】
この構成によれば、冷媒循環回路の冷媒流量が小さいために前記一次圧に基づいて弁体を圧縮機吐出容量を低下させる方向に十分押圧し得ない場合でも、前記二次圧が弁体を圧縮機吐出容量を低下させる方向に押圧することができる。従って、小流量時においても圧縮機吐出容量の制御性が十分に確保される。
【００１９】
請求項６の発明は、請求項４または５に記載の容量可変型圧縮機の制御弁において、前記二次圧は、前記高圧領域から採取される圧力と、前記冷媒循環回路を構成する蒸発器と前記圧縮機の吸入室とを含む両者の間の低圧領域から採取される圧力または前記制御圧との差圧であることを特徴とする。
【００２０】
前記低圧領域から採取される圧力及び前記制御圧は前記高圧領域から採取される圧力に比較して低いものであるため、この構成によれば、前記二次圧として利用する差圧としては好適である。
【００２１】
請求項７の発明は、請求項６に記載の容量可変型圧縮機の制御弁において、前記弁体は、前記第２の感圧構造として機能することを特徴とする。
この構成によれば、前記弁体を前記第２の感圧構造として兼用することで、該第２の感圧構造を特段に設ける必要がなくなるため、制御弁の構造を簡素なものにするとともに該制御弁を小型化することが可能になる。
【００２４】
請求項８の発明は、請求項１〜７のうちいずれか一項に記載の容量可変型圧縮機の制御弁において、前記弁内通路は、前記冷媒循環回路を構成する凝縮器と前記圧縮機の吐出室とを含む両者の間の高圧領域と、前記制御圧が作用する制御圧領域とを連通する給気通路の一部を構成することを特徴とする。
【００２５】
前記高圧領域の内圧は前記制御圧に比較して高圧である。この構成によれば、この高圧領域から前記制御圧領域への冷媒導入量が、前記両領域間に配置された前記弁内通路の開度調節によって直接的に調節されるようになるため、前記制御圧を制御することに対するレスポンスが向上する。
【００３１】
請求項９の発明は、請求項１〜８のいずれか一項に記載の容量可変型圧縮機の制御弁において、少なくとも前記第１の感圧構造に対し作動連結可能に設けられた流量設定手段を更に備えてなり、当該流量設定手段は、少なくとも前記一次圧に基づく押圧力と対抗する付勢力を与えその付勢力に応じて前記冷媒循環回路における冷媒流量の目標値を設定することを特徴とする。
【００３２】
この構成によれば、流量設定手段によって与えられる付勢力が一次圧に基づく押圧力と対抗することから、請求項１２の制御弁では、二次圧によって補正された一次圧と、流量設定手段による付勢力とのバランスに基づいて弁体の位置決め（つまり弁開度調節）が行なわれると理解してもよい。二次圧による補正を受けているとしても、一次圧と二次圧との複合力の変化が冷媒循環回路での冷媒流量の変化を如実に反映することに変わりはない。故に、前記複合力と付勢力とが均衡する位置に向けて弁体がフィードバック的に変位した結果、弁開度がある値にほぼ定まるときには、圧縮機の制御圧が安定して吐出容量も固定化し、冷媒循環回路の冷媒流量もほぼ一定の値に収束傾向となる。かかる観点からすれば、少なくとも一次圧に基づく押圧力と対抗する付勢力を付与することができる機械的又は電気的構成は、その付勢力に応じて冷媒循環回路における冷媒流量の目標値を設定する流量設定手段として機能し得る。
【００３３】
請求項１０の発明は、請求項９に記載の容量可変型圧縮機の制御弁において、前記流量設定手段は、前記付勢力を外部からの電気制御によって変更可能な電磁アクチュエータを含んでなることを特徴とする。
【００３４】
この構成によれば、電磁アクチュエータの電気制御によって付勢力を適宜変更できるため、冷媒循環回路における冷媒流量の目標値を外部からの制御により設定変更することができる。故に請求項１３の制御弁は、電磁アクチュエータの付勢力を変更しない限り定流量弁的に振る舞うが、外部からの電気制御によって冷媒流量の目標値（又は圧縮機吐出容量の目標値）を必要に応じて変えられるという意味で外部制御方式の冷媒流量制御弁（又は吐出容量制御弁）として機能する。又、かかる冷媒流量（又は吐出容量）の外部制御性のために、必要時（又は非常時）には、冷媒循環回路の蒸発器での熱負荷状況にかかわりなく、圧縮機の吐出容量（ひいては負荷トルク）を短時間に急変させるような緊急避難的な容量変更も可能となる。従ってこの制御弁によれば、通常時において室温の安定維持を図るための圧縮機の吐出容量制御と、非常時における緊急避難的な吐出容量の迅速な変更とを両立させることが可能となる。
【００３５】
請求項１１の発明は、請求項１０に記載の容量可変型圧縮機の制御弁において、前記電磁アクチュエータへの非通電時において、前記制御圧が圧縮機の吐出容量を減少させる方向に前記弁体を位置決めする初期化手段を更に備えてなることを特徴とする。
【００３６】
この構成によれば、電力供給の停止等により電磁アクチュエータが非作動状態又は不活性状態に陥った場合でも、初期化手段の自発的な作用によって弁体を位置決めし、圧縮機の吐出容量が減少する方向に制御圧を誘導すること、つまりは圧縮機の負荷トルクをゼロ又は最小にすることができる。従って、容量可変型圧縮機の安全性（非常事態に対する安全化対応能力）が高まる。
【００３７】
また、電磁クラッチ等を介することなくエンジン（駆動源）から直接動力を得る、所謂クラッチレス型圧縮機での本発明の採用は、電力供給の停止がそのまま圧縮機の停止状態又は最小吐出容量状態となるため好適な実施形態といえる。
【００３８】
請求項１２の発明は、請求項１〜１１のいずれか一項に記載の容量可変型圧縮機の制御弁において、前記圧縮機は、制御圧としてのクランク室内圧を制御することでピストンストロークを変更可能に構成された斜板式又はワッブル式の容量可変型圧縮機であることを特徴とする。即ち、本件の制御弁は、斜板式又はワッブル式の容量可変型圧縮機の容量制御に最も適している。
【００３９】
【発明の実施の形態】
（第１の実施形態）
以下に、車輌用空調装置を構成する容量可変型斜板式圧縮機の制御弁に具体化した第１の実施形態について図１〜図１０を参照して説明する。
【００４０】
図１に示すように容量可変型斜板式圧縮機（以下単に圧縮機とする）は、シリンダブロック１と、その前端に接合されたフロントハウジング２と、シリンダブロック１の後端に弁形成体３を介して接合されたリヤハウジング４とを備えている。これら１，２，３及び４は、複数本の通しボルト１０（一本のみ図示）により相互に接合固定されて該圧縮機のハウジングを構成する。シリンダブロック１とフロントハウジング２とに囲まれた領域には制御圧領域としてのクランク室５が区画されている。クランク室５内には駆動軸６が前後一対のラジアル軸受け８Ａ，８Ｂによって回転可能に支持されている。シリンダブロック１の中央に形成された収容凹部内には、前方付勢バネ７及び後側スラスト軸受け９Ｂが配設されている。他方、クランク室５において駆動軸６上にはラグプレート１１が一体回転可能に固定され、ラグプレート１１とフロントハウジング２の内壁面との間には前側スラスト軸受け９Ａが配設されている。一体化された駆動軸６及びラグプレート１１は、バネ７で前方付勢された後側スラスト軸受け９Ｂと前側スラスト軸受け９Ａとによってスラスト方向（駆動軸６の軸線方向）に位置決めされている。
【００４１】
駆動軸６の前端部は、動力伝達機構ＰＴを介して外部駆動源としての車輌のエンジンＥに作動連結されている。動力伝達機構ＰＴは、外部からの電気制御によって動力の伝達／遮断を選択可能なクラッチ機構（例えば電磁クラッチ）であってもよく、又は、そのようなクラッチ機構を持たない常時伝達型のクラッチレス機構（例えばベルト／プーリの組合せ）であってもよい。尚、本件では、クラッチレスタイプの動力伝達機構ＰＴが採用されているものとする。
【００４２】
図１に示すように、クランク室５内にはカムプレートたる斜板１２が収容されている。斜板１２の中央部には挿通孔が貫設され、この挿通孔内に駆動軸６が配置されている。斜板１２は、連結案内機構としてのヒンジ機構１３を介してラグプレート１１及び駆動軸６に作動連結されている。ヒンジ機構１３は、ラグプレート１１のリヤ面から突設された二つの支持アーム１４（一つのみ図示）と、斜板１２のフロント面から突設された二本のガイドピン１５（一本のみ図示）とから構成されている。支持アーム１４とガイドピン１５との連係および斜板１２の中央挿通孔内での駆動軸６との接触により、斜板１２はラグプレート１１及び駆動軸６と同期回転可能であると共に駆動軸６の軸線方向へのスライド移動を伴いながら駆動軸６に対し傾動可能となっている。なお、斜板１２は、駆動軸６を挟んで前記ヒンジ機構１３と反対側にカウンタウェイト部１２ａを有している。
【００４３】
ラグプレート１１と斜板１２との間において駆動軸６の周囲には傾斜角度減少バネ１６が設けられている。このバネ１６は斜板１２をシリンダブロック１に接近する方向（即ち傾斜角度減少方向）に付勢する。又、駆動軸６に固着された規制リング１８と斜板１２との間において駆動軸６の周囲には復帰バネ１７が設けられている。この復帰バネ１７は、斜板１２が大傾斜角度状態（二点鎖線で示す）にあるときには駆動軸６に単に巻装されるのみで斜板１２及びその他の部材に対していかなる付勢作用も及ぼさないが、斜板１２が小傾斜角度状態（実線で示す）に移行すると、前記規制リング１８と斜板１２との間で圧縮されて斜板１２をシリンダブロック１から離間する方向（即ち傾斜角度増大方向）に付勢する。なお、斜板１２が圧縮機運転時に最小傾斜角度θｍｉｎ（例えば１〜５°の範囲の角度）に達したときも、復帰バネ１７が縮みきらないようにバネ１７の自然長及び規制リング１８の位置が設定されている。
【００４４】
シリンダブロック１には、駆動軸６を取り囲んで複数のシリンダボア１ａ（一つのみ図示）が形成され、各シリンダボア１ａのリヤ側端は前記弁形成体３で閉塞されている。各シリンダボア１ａには片頭型のピストン２０が往復動可能に収容されており、各ボア１ａ内にはピストン２０の往復動に応じて体積変化する圧縮室が区画されている。各ピストン２０の前端部は一対のシュー１９を介して斜板１２の外周部に係留され、これらのシュー１９を介して各ピストン２０は斜板１２に作動連結されている。このため、斜板１２が駆動軸６と同期回転することで、斜板１２の回転運動がその傾斜角度θに対応するストロークでのピストン２０の往復直線運動に変換される。
【００４５】
更に弁形成体３とリヤハウジング４との間には、中心域に位置する吸入室２１と、それを取り囲む吐出室２２とが区画形成されている。弁形成体３は、吸入弁形成板、ポート形成板、吐出弁形成板およびリテーナ形成板を重合してなるものである。この弁形成体３には各シリンダボア１ａに対応して、吸入ポート２３及び同ポート２３を開閉する吸入弁２４、並びに、吐出ポート２５及び同ポート２５を開閉する吐出弁２６が形成されている。吸入ポート２３を介して吸入室２１と各シリンダボア１ａとが連通され、吐出ポート２５を介して各シリンダボア１ａと吐出室２２とが連通される。そして、蒸発器３３の出口から吸入室２１（吸入圧Ｐｓの領域）に導かれた冷媒ガスは、各ピストン２０の上死点位置から下死点側への往動により吸入ポート２３及び吸入弁２４を介してシリンダボア１ａに吸入される。シリンダボア１ａに吸入された冷媒ガスは、ピストン２０の下死点位置から上死点側への復動により所定の圧力にまで圧縮され、吐出ポート２５及び吐出弁２６を介して吐出室２２（吐出圧Ｐｄの領域）に吐出される。吐出室２２の高圧冷媒ガスは凝縮器３１に導かれる。
【００４６】
この圧縮機では、エンジンＥからの動力供給により駆動軸６が回転されると、それに伴い所定傾斜角度θに傾いた斜板１２が回転する。その傾斜角度θは、駆動軸６に直交する仮想平面と斜板１２とがなす角度として把握される。斜板１２の回転に伴って各ピストン２０が傾斜角度θに対応したストロークで往復動され、前述のように各シリンダボア１ａでは、冷媒ガスの吸入、圧縮及び吐出が順次繰り返される。
【００４７】
斜板１２の傾斜角度θは、この斜板１２の回転時の遠心力に起因する回転運動のモーメント、傾斜角度減少バネ１６（及び復帰バネ１７）の付勢作用に起因するバネ力によるモーメント、ピストン２０の往復慣性力によるモーメント、ガス圧によるモーメント等の各種モーメントの相互バランスに基づいて決定される。ガス圧によるモーメントとは、シリンダボア内圧と、ピストン背圧にあたる制御圧としてのクランク室５の内圧（クランク圧Ｐｃ）との相互関係に基づいて発生するモーメントであり、クランク圧Ｐｃに応じて傾斜角度減少方向にも傾斜角度増大方向にも作用する。この圧縮機では、後述する制御弁を用いてクランク圧Ｐｃを調節し前記ガス圧によるモーメントを適宜変更することにより、斜板１２の傾斜角度θを最小傾斜角度θｍｉｎと最大傾斜角度θｍａｘとの間の任意の角度に設定可能としている。なお、最大傾斜角度θｍａｘは、斜板１２のカウンタウェイト部１２ａがラグプレート１１の規制部１１ａに当接することで規制される。他方、最小傾斜角度θｍｉｎは、前記ガス圧によるモーメントが傾斜角度減少方向にほぼ最大化した状態のもとでの傾斜角度減少バネ１６と復帰バネ１７との付勢力バランスを支配的要因として決定される。
【００４８】
斜板１２の傾斜角度制御に関与するクランク圧Ｐｃを制御するためのクランク圧制御機構は、図１に示す圧縮機ハウジング内に設けられた抽気通路２７、及び給気通路２８，３８並びに制御弁によって構成される。抽気通路２７は吸入室２１とクランク室５とを接続する。給気通路２８，３８は高圧領域である後記圧力監視点Ｐ２とクランク室５とを接続し、その途中には制御弁が設けられている。給気通路２８，３８は、圧力監視点Ｐ２と制御弁とを接続する後記第２の検圧通路３８と、制御弁とクランク室５とを接続する連通路２８とを備えている。そして、制御弁の開度を調節することで給気通路２８，３８を介したクランク室５への高圧な吐出ガスの導入量と抽気通路２７を介したクランク室５からのガス導出量とのバランスが制御され、クランク圧Ｐｃが決定される。クランク圧Ｐｃの変更に応じて、ピストン２０を介してのクランク圧Ｐｃとシリンダボア１ａの内圧との差が変更され、斜板１２の傾斜角度θが変更される結果、ピストン２０のストロークすなわち吐出容量が調節される。
【００４９】
（冷媒循環回路）
図１及び図２に示すように、車輌用空調装置の冷房回路（即ち冷媒循環回路）は上述した圧縮機と外部冷媒回路３０とから構成される。外部冷媒回路３０は例えば、凝縮器（コンデンサ）３１、減圧装置としての温度式膨張弁３２及び蒸発器（エバポレータ）３３を備えている。膨張弁３２の開度は、蒸発器３３の出口側又は下流側に設けられた感温筒３４の検知温度および蒸発圧力（蒸発器３３の出口圧力）に基づいてフィードバック制御される。膨張弁３２は、熱負荷に見合った液冷媒を蒸発器３３に供給して外部冷媒回路３０における冷媒流量を調節する。外部冷媒回路３０の下流域には、蒸発器３３の出口と圧縮機の吸入室２１とをつなぐ冷媒ガスの流通管３５が設けられている。外部冷媒回路３０の上流域には、圧縮機の吐出室２２と凝縮器３１の入口とをつなぐ冷媒の流通管３６が設けられている。圧縮機は外部冷媒回路３０の下流域から吸入室２１に導かれた冷媒ガスを吸入して圧縮し、圧縮したガスを外部冷媒回路３０の上流域と繋がる吐出室２２に吐出する。
【００５０】
さて、冷媒循環回路を流れる冷媒の流量（冷媒流量Ｑ）が大きくなるほど、回路又は配管の単位長さ当りの圧力損失も大きくなる。つまり、冷媒循環回路に沿って設定された二つの圧力監視点Ｐ１，Ｐ２間の圧力損失（差圧）は該回路における冷媒流量Ｑと正の相関を示す。故に、二つの圧力監視点Ｐ１，Ｐ２間の差圧（ＰｄＨ−ＰｄＬ＝一次圧ΔＰＸ）を把握することは、冷媒循環回路における冷媒流量Ｑを間接的に検出することに他ならない。本実施形態では、流通管３６の最上流域に当たる吐出室２２内に上流側の高圧監視点としての圧力監視点Ｐ１を定めると共に、そこから所定距離だけ離れた流通管３６の途中に下流側の低圧監視点としての圧力監視点Ｐ２を定めている。圧力監視点Ｐ１でのガス圧ＰｄＨを第１の検圧通路３７を介して、又、圧力監視点Ｐ２でのガス圧ＰｄＬを第２の検圧通路３８を介してそれぞれ制御弁に導いている。
【００５１】
流通管３６において両圧力監視点Ｐ１，Ｐ２間には、二点間圧力差拡大手段としての固定絞り３９が配設されている。固定絞り３９は、両圧力監視点Ｐ１，Ｐ２間の距離をそれ程離して設定しなくとも、両者Ｐ１，Ｐ２間での一次圧ΔＰＸを明確化（拡大）する役目をなしている。このように、固定絞り３９を両圧力監視点Ｐ１，Ｐ２間に備えることで、特に圧力監視点Ｐ２を圧縮機寄りに設定することができ、ひいてはこの圧力監視点Ｐ２と圧縮機に備えられている制御弁との間の第２の検圧通路３８を短くすることができる。なお、圧力監視点Ｐ２における圧力ＰｄＬは、固定絞り３９の作用によりＰｄＨに比較して低下された状態にあっても、クランク圧Ｐｃに比較して充分に高い圧力に設定されている。
【００５２】
図５は固定絞り３９の特性を示すグラフである。このグラフは、固定絞り３９の前後で発生する冷媒ガスの一次圧ΔＰＸと、固定絞り３９を通過する冷媒ガスの単位時間あたりの流量（冷媒流量Ｑ）との関係が非線形であることを示している。さらに詳述すれば、絶対的に大きな領域での一次圧ΔＰＸの変化によっては冷媒流量Ｑの変化量は小さく、逆に絶対的に小さな領域での一次圧ΔＰＸの変化によっては冷媒流量Ｑの変化量は大きくなっている。つまり、仮に固定絞り３９の差圧たる一次圧ΔＰＸだけに依存して、絶対的に小さな領域での冷媒流量Ｑを調節しようとすると、一次圧ΔＰＸを微妙に変化させる必要がある。
【００５３】
（制御弁）
図３に示すように制御弁は、その上半部を占める入れ側弁部と、下半部を占めるソレノイド部１００とを備えている。入れ側弁部は、圧力監視点Ｐ２とクランク室５とを繋ぐ給気通路２８，３８の開度（絞り量）を調節する。ソレノイド部１００は、制御弁内に配設された作動ロッド４０を、外部からの通電制御に基づき付勢制御するための一種の電磁アクチュエータである。作動ロッド４０は、先端部たる連結部４２、略中央の弁体部４３及び基端部たるガイドロッド部４４からなる棒状部材である。弁体部４３はガイドロッド部４４の一部にあたる。連結部４２及びガイドロッド部４４（及び弁体部４３）の直径をそれぞれｄ１及びｄ２とすると、ｄ１＜ｄ２の関係が成立している。そして、円周率をπとすると、連結部４２の軸直交断面積ＳＢはπ（ｄ１／２）2 であり、ガイドロッド部４４（及び弁体部４３）の軸直交断面積ＳＤはπ（ｄ２／２）2 である。
【００５４】
制御弁のバルブハウジング４５は、キャップ４５ａと、入れ側弁部の主な外郭を構成する上半部本体４５ｂと、ソレノイド部１００の主な外郭を構成する下半部本体４５ｃとから構成されている。バルブハウジング４５の上半部本体４５ｂ内には弁室４６及び連通路４７が区画され、該上半部本体４５ｂとその上部に挿入固定されたキャップ４５ａとの間には感圧室４８が区画されている。弁室４６、連通路４７及び感圧室４８内には、作動ロッド４０が軸方向（図では垂直方向）に移動可能に配設されている。弁室４６及び連通路４７は作動ロッド４０の配置次第で連通可能となる。これに対して連通路４７と感圧室４８の一部（後記第２圧力室５６）とは、常時連通されている。
【００５５】
弁室４６の底壁は後記固定鉄心６２の上端面によって提供される。弁室４６を取り囲むバルブハウジング４５の周壁には半径方向に延びるポート５１が設けられ、このポート５１は給気通路２８，３８の下流部である連通路２８を介して弁室４６をクランク室５に連通させる。感圧室４８（第２圧力室５６）を取り囲むバルブハウジング４５の周壁にも半径方向に延びるポート５２が設けられ、このポート５２は感圧室４８（第２圧力室５６）及び給気通路２８，３８の上流部である第２の検圧通路３８を介して、連通路４７を圧力監視点Ｐ２に連通させる。従って、ポート５１、弁室４６、連通路４７、感圧室４８（第２圧力室５６）及びポート５２は制御弁内通路として、圧力監視点Ｐ２とクランク室５とを連通させる給気通路２８，３８の一部を構成する。
【００５６】
弁室４６内には作動ロッド４０の弁体部４３が配置される。連通路４７の内径ｄ３は、作動ロッド４０の連結部４２の径ｄ１よりも大きく且つガイドロッド部４４の径ｄ２よりも小さい。つまり、連通路４７の軸直交断面積（口径面積）ＳＣはπ（ｄ３／２）2 であり、この口径面積ＳＣは連結部４２の断面積ＳＢより大きくガイドロッド部４４の断面積ＳＤより小さい。このため、弁室４６と連通路４７との境界に位置する段差は弁座５３として機能し、連通路４７は一種の弁孔となる。作動ロッド４０が図３の位置（最下動位置）から弁体部４３が弁座５３に着座する最上動位置へ上動されると、連通路４７が遮断される。つまり作動ロッド４０の弁体部４３は、給気通路２８，３８の開度を任意調節可能な入れ側弁体として機能する。
【００５７】
感圧室４８内には、第１の感圧構造としての可動壁５４が軸方向に移動可能に設けられている。この可動壁５４は有底円筒状又は円柱形状をなすと共に、その底壁部で感圧室４８を軸方向に二分し、該感圧室４８を高圧室としてのＰ１圧力室（第１圧力室）５５と低圧室としてのＰ２圧力室（第２圧力室）５６とに区画する。可動壁５４はＰ１圧力室５５とＰ２圧力室５６との間の圧力隔壁の役目を果たし、両圧力室５５，５６の直接連通を許容しない。なお、可動壁５４の軸直交断面積をＳＡとすると、その断面積ＳＡは連通路４７の口径面積ＳＣよりも大きい。
【００５８】
Ｐ１圧力室５５は、キャップ４５ａに形成されたＰ１ポート５５ａ及び第１の検圧通路３７を介して上流側の圧力監視点Ｐ１たる吐出室２２と常時連通する。他方、Ｐ２圧力室５６は、給気通路２８，３８の一部であるポート５２及び第２の検圧通路３８を介して下流側の圧力監視点Ｐ２と常時連通する。即ち、Ｐ１圧力室５５には吐出圧Ｐｄが圧力ＰｄＨとして導かれ、Ｐ２圧力室５６には、配管途中の圧力監視点Ｐ２の圧力ＰｄＬが導かれている。故に、可動壁５４の上面及び下面はそれぞれ圧力ＰｄＨ，ＰｄＬに曝される受圧面となる。Ｐ２圧力室５６内には作動ロッド４０の連結部４２の先端が進入しており、その連結部４２の先端面には可動壁５４が結合している。更にＰ１圧力室５５には、戻しバネ５７が収容されている。この戻しバネ５７は、可動壁５４をＰ１圧力室５５からＰ２圧力室５６に向けて付勢する。
【００５９】
制御弁のソレノイド部１００は、有底円筒状の収容筒６１を備えている。収容筒６１の上部には固定鉄心６２が嵌合され、この嵌合により収容筒６１内にはソレノイド室６３が区画されている。ソレノイド室６３には、プランジャとしての可動鉄心６４が軸方向に移動可能に収容されている。固定鉄心６２の中心には軸方向に延びるガイド孔６５が形成され、そのガイド孔６５内には、作動ロッド４０のガイドロッド部４４が軸方向に移動可能に配置されている。なお、ガイド孔６５の内壁面と前記ガイドロッド部４４との間には若干の隙間（図示略）が確保されており、この隙間を介して弁室４６とソレノイド室６３とが連通している。つまり、ソレノイド室６３には弁室４６と同じクランク圧Ｐｃが及んでいる。
【００６０】
ソレノイド室６３は作動ロッド４０の基端部の収容領域でもある。即ち、ガイドロッド部４４の下端は、ソレノイド室６３内にあって可動鉄心６４の中心に貫設された孔に嵌合されると共にかしめにより嵌着固定されている。従って、可動鉄心６４と作動ロッド４０とは一体となって上下動する。ソレノイド室６３には緩衝バネ６６が収容され、該緩衝バネ６６は可動鉄心６４を固定鉄心６２に近接させる方向に作用して可動鉄心６４及び作動ロッド４０を上方に付勢する。この緩衝バネ６６は戻しバネ５７よりもバネ力が弱いものが用いられ、このため戻しバネ５７は、可動鉄心６４及び作動ロッド４０を最下動位置（非通電時における初期位置）に戻すための初期化手段として機能する。
【００６１】
固定鉄心６２及び可動鉄心６４の周囲には、これら鉄心６２，６４を跨ぐ範囲にコイル６７が巻回されている。このコイル６７には制御装置７０の指令に基づき駆動回路７２から駆動信号が供給され、コイル６７は、その電力供給量に応じた大きさの電磁力Ｆを発生する。そして、その電磁力Ｆによって可動鉄心６４が固定鉄心６２に向かって吸引され作動ロッド４０が上動する。なお、コイル６７への通電制御は、コイル６７への印加電圧を調整することでなされる。印加電圧の調整は、電圧値そのものを変更する手段と、ＰＷＭ（一定周期のパルス状電圧を印加し、そのパルスの時間的な幅を変更することで平均電圧を調整する方法。印加電圧はパルスの電圧値×パルス幅／パルス周期となる。パルス幅／パルス周期はデューティ比と呼ばれ、ＰＷＭを応用した電圧制御をデューティ制御と呼ぶこともある）による手段が一般的に採用されている。ＰＷＭとした場合、電流が脈動的に変化しこれがディザとなって電磁石のヒステリシスを軽減する効果も期待できる。また、コイル電流を測定し、印加電圧調整にフィードバックすることで電流制御とすることも一般的に行われている。本実施形態ではデューティ制御を採用する。制御弁の構造上、デューティ比Ｄｔを小さくすると弁開度が大きくなり、デューティ比Ｄｔを大きくすると弁開度が小さくなる傾向にある。
【００６２】
（制御弁の動作条件及び特性に関する考察）
図３の制御弁の弁開度は、入れ側弁体たる弁体部４３を含む作動ロッド４０の配置如何によって決まる。作動ロッド４０の各部に作用する種々の力を総合的に考察することで、この制御弁の動作条件や特性が明らかとなる。
【００６３】
図４に示すように、作動ロッド４０の連結部４２の上端面には、戻しバネ５７の下向き付勢力ｆ１によって加勢された可動壁５４の上下の一次圧ΔＰＸ（＝ＰｄＨ−ＰｄＬ）に基づく下向き押圧力が作用する。但し、可動壁５４の上面の受圧面積はＳＡであるが、可動壁５４の下面の受圧面積は（ＳＡ−ＳＢ）である。下向き方向を正方向として連結部４２に作用する全ての力ΣＦ１を整理すると、ΣＦ１は次の数１式のように表される。
【００６４】
（数１式）
ΣＦ１＝ＰｄＨ・ＳＡ−ＰｄＬ（ＳＡ−ＳＢ）＋ｆ１
他方、作動ロッド４０のガイドロッド部４４（弁体部４３を含む）には、緩衝バネ６６の上向き付勢力ｆ２によって加勢された上向きの電磁付勢力Ｆが作用する。ここで、弁体部４３、ガイドロッド部４４及び可動鉄心６４の全露出面に作用する圧力を単純化して考察すると、まず弁体部４３の上端面４３ａは、連通路４７の内周面から垂下させた仮想円筒面（二本の垂直破線で示す）によって内側部分と外側部分とに分けられ、前記内側部分（面積：ＳＣ−ＳＢ）には吐出圧ＰｄＬが下向きに作用し、前記外側部分（面積：ＳＤ−ＳＣ）にはクランク圧Ｐｃが下向きに作用するものとみなすことができる。他方、ソレノイド室６３に及んでいるクランク圧Ｐｃは、可動鉄心６４の上下面での圧力相殺を考慮すれば、ガイドロッド部４４の軸直交断面積ＳＤに相当する面積でもってガイドロッド部４４の下端面４４ａを上向きに押している。上向き方向を正方向として弁体部４３及びガイドロッド部４４に作用する全ての力ΣＦ２を整理すると、ΣＦ２は次の数２式のように表される。
【００６５】
（数２式）
ΣＦ２＝Ｆ＋ｆ２−ＰｄＬ（ＳＣ−ＳＢ）−Ｐｃ（ＳＤ−ＳＣ）＋Ｐｃ・ＳＤ＝Ｆ＋ｆ２＋Ｐｃ・ＳＣ−ＰｄＬ（ＳＣ−ＳＢ）
尚、上記数２式を整理する過程で、−Ｐｃ・ＳＤと、＋Ｐｃ・ＳＤとが相殺されてＰｃ・ＳＣ項のみが残った。つまりこの計算過程は、ガイドロッド部４４（弁体部４３を含む）の上下面４３ａ，４４ａに作用しているクランク圧Ｐｃの影響を、該Ｐｃがガイドロッド部４４の一面（下面４４ａ）にのみ集約的に作用するものと仮定して考察するときに、弁体部４３を含むガイドロッド部４４のクランク圧Ｐｃに関する有効受圧面積がＳＤ−（ＳＤ−ＳＣ）＝ＳＣと表現できることを意味している。つまりクランク圧Ｐｃに関する限り、ガイドロッド部４４の有効受圧面積は、ガイドロッド部４４の軸直交断面積ＳＤにかかわらず連通路４７の口径面積ＳＣに一致する。このように本明細書では、ロッド等の部材の両端に同種の圧力が作用している場合に、その圧力が部材の一方の端部にのみ集約的に作用するものと仮定して考察することを許容するような実質的な受圧面積のことを特に、その圧力に関する「有効受圧面積」と呼ぶことにする。
【００６６】
さて、作動ロッド４０は連結部４２とガイドロッド部４４とを連結してなる一体物であるから、その配置はΣＦ１＝ΣＦ２の力学的均衡を充足する位置に決まる。次の数３式は、ΣＦ１＝ΣＦ２を整理した後の形を示す。
【００６７】
（数３式）
Ｆ−ｆ１＋ｆ２＝（ＰｄＨ−ＰｄＬ）ＳＡ＋（ＰｄＬ−Ｐｃ）ＳＣ
数３式において、ｆ１，ｆ２，ＳＡ，ＳＣは機械設計の段階で一義的に決まる確定的なパラメータであり、電磁付勢力Ｆはコイル６７への電力供給量に応じて変化する可変パラメータであり、吐出圧ＰｄＬ及びクランク圧Ｐｃは圧縮機の運転状況に応じて変化する可変パラメータである。この数３式から明らかなように、図３の制御弁は一次圧ΔＰＸ（＝ＰｄＨ−ＰｄＬ）と二次圧ΔＰＹ（＝ＰｄＬ−Ｐｃ）にそれぞれの受圧面積を乗じたガス圧荷重と電磁付勢力Ｆ及びバネ５７，６６の付勢力ｆ１，ｆ２の合計荷重との釣り合いを充足するように弁開度調節が行われる。そして、この圧力ＰｄＬ，Ｐｃに感応する作動ロッド４０（上下端面４３ａ，４４ａ）が第２の感圧構造をなしている。
【００６８】
図６は上記数３式の力学関係式を充足する制御弁の特性を示すグラフであり、吸入圧Ｐｓ、クランク圧Ｐｃを一定として一次圧ΔＰＸと二次圧ΔＰＹとの関係をコンピュータにてシミュレーションした結果である。パラメータはデューティ比Ｄｔである。
【００６９】
ここで、デューティ比Ｄｔが一定ならばコイル６７に流れる平均電流は一定値となり、電磁付勢力Ｆもほぼ一定値となる。つまり、図６に示した特性線は、数３式の右辺がほぼ一定であるとして計算したものと言える。数３式の右辺は先程も述べたように、一次圧ΔＰＸと二次圧ΔＰＹに基づくガス圧荷重の和であり、これが一定の荷重となるためには、二次圧ΔＰＹが増加すると一次圧ΔＰＸは減少しなければならず、結果的に特性線は右下がりのものとなる。このバランスが崩れると、弁の開度が減少或いは増大してクランク圧Ｐｃが変化され、圧縮機の吐出容量の調節動作が行われることになる。
【００７０】
このような動作特性を有する本実施形態の制御弁によれば、個々の状況下でおよそ次のようにして弁開度が決まる。まず、コイル６７への通電がない場合（Ｄｔ＝０％）には、戻しバネ５７の作用（具体的にはｆ１−ｆ２の付勢力）が支配的となり、作動ロッド４０は図３に示す最下動位置に配置される。このとき、作動ロッド４０の弁体部４３が弁座５３から最も離れて入れ側弁部は全開状態となる。他方、コイル６７に対しデューティ比可変範囲の最小デューティ比Ｄｔ（ｍｉｎ）の通電があれば、少なくとも上向きの電磁付勢力Ｆが戻しバネ５７の下向き付勢力ｆ２を凌駕する。そして、ソレノイド部１００によって生み出された上向き付勢力Ｆ及び緩衝バネ６６の上向きの付勢力ｆ２が、戻しバネ５７の下向き付勢力ｆ１及び二次圧ΔＰＹによって加勢された一次圧ΔＰＸに基づく下向き押圧力に対抗し、その結果、前記数３式を満たすように作動ロッド４０の弁体部４３が弁座５３に対して位置決めされ、制御弁の弁開度が決定される。こうして決まった弁開度に応じて、給気通路２８，３８を介してのクランク室５へのガス供給量が決まり、前記抽気通路２７を介してのクランク室５からのガス放出量との関係でクランク圧Ｐｃが調節される。
【００７１】
ここで、図６に示す「二次圧ΔＰＹ−一次圧ΔＰＸ」特性を有する制御弁と、図５に示す「一次圧ΔＰＸ−冷媒流量Ｑ」特性を有する固定絞り３９とを備えた冷媒循環回路の「二次圧ΔＰＹ−冷媒流量Ｑ」特性を、コンピュータにてシミュレーションした結果を図７のグラフに示す。なお、デューティ比ＤｔはＤｔ（ｍｉｎ）からＤｔ（ｍａｘ）の間で任意の値に変更されるものではあるが、図６及び図７のグラフにおいては「Ｄｔ（ｍｉｎ），Ｄｔ（１）…Ｄｔ（４），Ｄｔ（ｍａｘ）」の限られた場合の特性線のみを示している。
【００７２】
図７のグラフから、制御弁のコイル６７への通電が或るデューティ比Ｄｔの時、二次圧ΔＰＹが大きくなれば冷媒流量Ｑが小さくなることが分かる。特に、或る特性線において二次圧ΔＰＹが相対的に小さな領域では、この二次圧ΔＰＹの変化に対する冷媒流量Ｑの変化量は小さい。つまり、数３式の均衡を充足するのに、一次圧ΔＰＸ要素の力学的比重は大きく、かつ二次圧ΔＰＹ要素の力学的比重は小さくなる。ところが、二次圧ΔＰＹが大きくなるに連れて、この二次圧ΔＰＹの変化に対する冷媒流量Ｑの変化量は大きくなってゆく。つまり、数３式の均衡を充足するのに、一次圧ΔＰＸ要素の力学的比重は小さくなり、かつ二次圧ΔＰＹ要素の力学的比重は大きくなる。
【００７３】
図７において単純増大直線１０３は、例えば、車輌のエンジンＥがアイドリング状態（回転数が極低回転で安定されている状態）でなおかつ、冷房負荷が中負荷程度で安定された状態の時の冷媒循環回路の特性を示している。エンジンＥがアイドリング状態の場合には、吐出容量が最大となったとしても圧縮機の仕事量（外部冷媒回路３０への冷媒ガスの吐出量）は少なく、冷媒循環回路の冷媒流量ＱはＱ１程度の少流量にしかならない。従って、直線１０３で示される冷媒循環回路特性を維持すべく、冷媒流量Ｑを圧縮機が最小吐出容量時のゼロ付近から最大吐出容量時のＱ１までの間の絶対的に小さくかつ狭い範囲で調節しようとすると、図５に示す固定絞り３９の非線形特性から、狭い範囲での一次圧ΔＰＸの調節が必要となる。
【００７４】
しかし、図７から明らかなように直線１０３は、制御弁のコイル６７に対する通電がデューティ比Ｄｔ（２）からＤｔ（ｍａｘ）の範囲で行われた時の各特性線に対して、それぞれ略直角に交差されている。このことは、狭い範囲での一次圧ΔＰＸの調節に、Ｄｔ（２）からＤｔ（ｍａｘ）の幅広い範囲のデューティ比Ｄｔを使用できることを意味している。従って、狭い範囲での一次圧ΔＰＸを高精度で調節することができ、これは絶対的に小さくかつ狭い範囲での冷媒流量Ｑの高精度な調節を行い得ることを意味する。つまり、冷媒循環回路における想定冷媒流量のほぼ全範囲にわたって弁開度調節の制御性が向上するのである。
【００７５】
（制御体系）
図２及び図３に示すように、車輌用空調装置は該空調装置の制御全般を司る制御装置７０を備えている。制御装置７０は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ及びＩ／Ｏインターフェイスを備えたコンピュータ類似の制御ユニットであり、Ｉ／Ｏの入力端子には外部情報検知手段７１が接続され、Ｉ／Ｏの出力端子には駆動回路７２が接続されている。少なくとも制御装置７０は、外部情報検知手段７１から提供される各種の外部情報に基づいて適切なデューティ比Ｄｔを演算し、駆動回路７２に対しそのデューティ比Ｄｔでの駆動信号の出力を指令する。駆動回路７２は、命じられたデューティ比Ｄｔの駆動信号を制御弁のコイル６７に出力する。コイル６７に提供される駆動信号のデューティ比Ｄｔに応じて、制御弁のソレノイド部１００の電磁付勢力Ｆが変化する。
【００７６】
前記外部情報検知手段７１は各種センサ類を包括する機能実現手段である。外部情報検知手段７１を構成するセンサ類としては、例えば、Ａ／Ｃスイッチ（乗員が操作する空調装置のＯＮ／ＯＦＦスイッチ）、車室内温度Ｔｅ（ｔ）を検出するための温度センサ、車室内温度の好ましい設定温度Ｔｅ（ｓｅｔ）を設定するための温度設定器、エンジンＥの吸気管路に設けられたスロットル弁の角度又は開度を検知するためのアクセル開度センサがあげられる。なお、スロットル弁角度又は開度は、車輌の操縦者によるアクセルペダルの踏込量を反映した情報としても利用される。
【００７７】
次に、図８〜図１０のフローチャートを参照して制御装置７０による制御弁へのデューティ制御の概要を簡単に説明する。
図８のフローチャートは、空調制御プログラムの幹となるメインルーチンを示す。車輌のイグニションスイッチ（又はスタートスイッチ）がＯＮされると、制御装置７０は電力を供給され演算処理を開始する。制御装置７０は、図８のステップＳ４１（以下単に「Ｓ４１」という、他のステップも以下同様）において初導プログラムに従い各種の初期設定を行う。例えば、制御弁のデューティ比Ｄｔに初期値又は暫定値を与える。その後、処理はＳ４２以下に示された状態監視及びデューティ比の内部演算処理へと進む。
【００７８】
Ｓ４２では、Ａ／ＣスイッチがＯＮされるまで該スイッチのＯＮ／ＯＦＦ状況が監視される。Ａ／ＣスイッチがＯＮされると、処理は非常時判定ルーチン（Ｓ４３）へ進む。Ｓ４３では、車輌が非定常的な状態つまり非常時運転モードにあるか否かを外部情報に基づいて判断する。ここで言う「非常時運転モード」とは、例えば、登坂走行のようなエンジンＥが高負荷状態にある場合とか、追い越し加速のような車輌の加速時（少なくとも操縦者が急加速を欲している場合）を指す。例示したいずれの場合も、外部情報検知手段７１から提供される検出アクセル開度を所定の判定値と比較することで、そのような高負荷状態又は車輌加速状態にあることを合理的に推定することができる。本実施形態においては車輌の加速時についてのみ後に詳述することとする。
【００７９】
非常時判定ルーチンでの監視項目のいずれにも該当しない場合には、Ｓ４３判定がＮＯとなる。その場合には、車輌が定常的な状態つまり通常運転モードにあるとみなされる。ここで言う「通常運転モード」とは、プログラム的には非常時判定ルーチンの監視項目に該当しない排他的な条件充足状態を意味し、つまるところ、車輌が平均的な運転状況で使用されていると合理的に推定できる状態を指す。
【００８０】
図９の通常制御ルーチンＲＦ５は、通常運転モードでの空調能力に関する手順を示す。Ｓ５１において制御装置７０は、温度センサの検出温度Ｔｅ（ｔ）が温度設定器による設定温度Ｔｅ（ｓｅｔ）より大であるか否かを判定する。Ｓ５１判定がＮＯの場合、Ｓ５２において前記検出温度Ｔｅ（ｔ）が設定温度Ｔｅ（ｓｅｔ）より小であるか否かを判定する。Ｓ５２判定もＮＯの場合には、検出温度Ｔｅ（ｔ）が設定温度Ｔｅ（ｓｅｔ）に一致していることになるため、冷房能力の変化につながるデューティ比Ｄｔの変更の必要はない。それ故、制御装置７０は駆動回路７２にデューティ比Ｄｔの変更指令を発することなく、該ルーチンＲＦ５を離脱する。
【００８１】
Ｓ５１判定がＹＥＳの場合、車室内は暑く熱負荷が大きいと予測されるため、Ｓ５３において制御装置７０はデューティ比Ｄｔを単位量ΔＤだけ増大させ、その修正値（Ｄｔ＋ΔＤ）へのデューティ比Ｄｔの変更を駆動回路７２に指令する。すると、ソレノイド部１００の電磁力Ｆが若干強まり、その時点での一次圧ΔＰＸ及び二次圧ΔＰＹでは上下付勢力の均衡が図れないため、作動ロッド４０が上動して戻しバネ５７が蓄力され、この戻しバネ５７の下向き付勢力ｆ１の増加分が上向きの電磁付勢力Ｆの増加分を補償して再び数３式が成立する位置に作動ロッド４０の弁体部４３が位置決めされる。その結果、制御弁の開度（つまり給気通路２８，３８の開度）が若干減少し、クランク圧Ｐｃが低下傾向となり、クランク圧Ｐｃとシリンダボア内圧とのピストン２０を介した差も小さくなって斜板１２が傾斜角度増大方向に傾動し、圧縮機の状態は吐出容量が増大し負荷トルクも増大する方向に移行する。圧縮機の吐出容量が増大すれば、蒸発器３３での除熱能力も高まり温度Ｔｅ（ｔ）も低下傾向に向かうはずであり、又、圧力監視点Ｐ１，Ｐ２間の差圧は増加する。
【００８２】
他方、Ｓ５２判定がＹＥＳの場合、車室内は寒く熱負荷が小さいと予測されるため、Ｓ５４において制御装置７０はデューティ比Ｄｔを単位量ΔＤだけ減少させ、その修正値（Ｄｔ−ΔＤ）へのデューティ比Ｄｔの変更を駆動回路７２に指令する。すると、ソレノイド部１００の電磁力Ｆが若干弱まり、その時点での一次圧ΔＰＸ及び二次圧ΔＰＹでは上下付勢力の均衡が図れないため、作動ロッド４０が下動して戻しバネ５７の蓄力も減り、この戻しバネ５７の下向き付勢力ｆ１の減少分が上向きの電磁付勢力Ｆの減少分を補償して再び数３式が成立する位置に作動ロッド４０の弁体部４３が位置決めされる。その結果、制御弁の開度（つまり給気通路２８，３８の開度）が若干増加し、クランク圧Ｐｃが増大傾向となり、クランク圧Ｐｃとシリンダボア内圧とのピストン２０を介した差も大きくなって斜板１２が傾斜角度減少方向に傾動し、圧縮機の状態は吐出容量が減少し負荷トルクも減少する方向に移行する。圧縮機の吐出容量が減少すれば、蒸発器３３での除熱能力も低まり温度Ｔｅ（ｔ）も増加傾向に向かうはずであり、又、圧力監視点Ｐ１，Ｐ２間の差圧は減少する。
【００８３】
このようにＳ５３及び／又はＳ５４でのデューティ比Ｄｔの修正処理を経ることで、検出温度Ｔｅ（ｔ）が設定温度Ｔｅ（ｓｅｔ）からずれていてもデューティ比Ｄｔが次第に最適化され、更に制御弁での内部自律的な弁開度調節も相俟って温度Ｔｅ（ｔ）が設定温度Ｔｅ（ｓｅｔ）付近に収束する。
【００８４】
図８のメインルーチンのＳ４３判定でＹＥＳの場合、制御装置７０は図１０の加速時制御ルーチンＲＦ８に示す一連の処理を実行する。まずＳ８１（準備ステップ）において、現在のデューティ比Ｄｔを復帰目標値ＤｔＲとして記憶する。ＤｔＲは、後述するＳ８７でのデューティ比Ｄｔの戻し制御における目標値である。Ｓ８２において、その時の検出温度Ｔｅ（ｔ）を加速カット開始時の温度Ｔｅ（ＩＮＩ）として記憶する。そして制御装置７０は、Ｓ８３で内蔵タイマの計測動作をスタートさせ、Ｓ８４でデューティ比Ｄｔを０％に設定変更してコイル６７への通電停止を駆動回路７２に指令する。これにより、制御弁の開度は戻しバネ５７の作用で一義的に最大（全開）となり、クランク圧Ｐｃが増大する。Ｓ８５において、タイマによって計測された経過時間が予め定められた設定時間ＳＴを超えたか否かを判定する。Ｓ８５判定がＮＯである限り、デューティ比Ｄｔは０％に維持される。換言すれば、タイマースタートからの経過時間が少なくとも設定時間ＳＴを超えるまで制御弁の開度は全開に保たれ、圧縮機の吐出容量及び負荷トルクが確実に最小化される。そして、加速時におけるエンジン負荷の低減（極小化）を少なくとも時間ＳＴだけは確実に達成する。一般に車輌の加速は一時的なものであるため設定時間ＳＴは短くてよい。
【００８５】
時間ＳＴの経過後、Ｓ８６において、そのときの検出温度Ｔｅ（ｔ）が、前記加速カット開始時温度Ｔｅ（ＩＮＩ）に許容増加温度βを加えた温度値よりも大きいか否かを判定する。この判定は、少なくとも時間ＳＴの経過により許容増加温度βを超えて温度Ｔｅ（ｔ）が増大したか否かを調べるものであり、冷房能力の復帰が直ちに必要であるか否かを判断することを目的とする。Ｓ８６判定がＹＥＳの場合には室温上昇の兆候がみられることを意味するので、その場合には、Ｓ８７においてデューティ比Ｄｔの戻し制御が行われる。この戻し制御の趣旨は、デューティ比Ｄｔを徐々に復帰目標値ＤｔＲに戻すことで斜板１２の傾斜角度の急変による衝撃を回避することにある。Ｓ８７の枠内に示したグラフによれば、Ｓ８６の判定がＹＥＳになったときが時点ｔ４であり、デューティ比Ｄｔが復帰目標値ＤｔＲに到達したときが時点ｔ５である。所定時間（ｔ５−ｔ４）をかけて直線的パターンのＤｔ復帰が実施される。尚、時間隔（ｔ４−ｔ３）は、前記設定時間ＳＴとＳ８６判定でＮＯを繰り返す時間との和に相当する。デューテイ比Ｄｔが目標値ＤｔＲに到達すると、サブルーチンＲＦ８の処理が終了し、処理がメインルーチンに戻される。
【００８６】
（効果）本実施形態によれば、以下のような効果を得ることができる。
○本実施形態では、蒸発器３３での熱負荷の大きさに影響される吸入圧Ｐｓそのものを制御弁の開度制御における直接の指標とすることなく、冷媒循環回路における二つの圧力監視点Ｐ１，Ｐ２間の一次圧ΔＰＸ、及び吸入圧Ｐｓ以外の圧力ＰｄＬ，Ｐｃ間の二次圧ΔＰＹを直接の制御対象として圧縮機の吐出容量のフィードバック制御を実現している。このため、蒸発器３３での熱負荷状況にほとんど影響されることなく、エンジンＥ側の事情を優先すべき非常時には外部制御によって即座に吐出容量を減少させることができる。それ故に、加速時等におけるカット制御の応答性やカット制御の信頼性及び安定性に優れている。
【００８７】
○通常時においても、検出温度Ｔｅ（ｔ）及び設定温度Ｔｅ（ｓｅｔ）に基づいてデューティ比Ｄｔを自動修正（図９のＳ５１〜Ｓ５４）すると共に、一次圧ΔＰＸ及び二次圧ΔＰＹを指標とした制御弁の内部自律的な弁開度調節に基づいて圧縮機の吐出容量を制御することにより、前記検出温度と設定温度との差が小さくなる方向に吐出容量を誘導して人間の快適感を満足させるという空調装置本来の目的を十分に達成することができる。つまり本実施形態によれば、通常時における室温の安定維持を図るための圧縮機の吐出容量制御と、非常時における緊急避難的な吐出容量の迅速な変更とを両立させることができる。
【００８８】
○可動壁５４は、冷媒循環回路の冷媒流量Ｑの変化に伴い一次圧ΔＰＸが増大又は減少傾向を示すとき、圧縮機からの冷媒ガスの吐出量が一次圧ΔＰＸの変化を打ち消すものとなるように、一次圧ΔＰＸに基づく押圧作用を作動ロッド４０に及ぼす。従って、種々の要因で冷媒循環回路の冷媒流量が変化したとしても、その変化を打ち消す方向でクランク圧Ｐｃの調節つまりは吐出容量の調節を達成することができる。
【００８９】
○二次圧ΔＰＹの高圧ＰｄＬは、冷媒循環回路を構成する凝縮器３１と圧縮機の吐出室２２とを含む両者の間の高圧領域の中の監視点Ｐ２から採取される圧力を利用したものである。この構成によれば、二次圧ΔＰＹを比較的高圧とすることができ、作動ロッド４０における二次圧ΔＰＹの受圧面４３ａ，４４ａの面積を小さくしても、二次圧ΔＰＹに基づく押圧作用を作動ロッド４０（弁体部４３）の位置決めに影響力を有するものとすることができる。故に、作動ロッド４０（弁体部４３）を設計する際の自由度が大きくなり、特に小型化が容易となる。更に、冷媒循環回路の冷媒循環量Ｑが小さい場合、図５に示した非線形な差圧流量特性のため、一次圧ΔＰＸは非常に小さくなり、作動ロッド４０（弁体部４３）の位置決めに影響を与えることが出来なくなる。このような場合でも、二次圧ΔＰＹの影響が作動ロッド４０（弁体部４３）に及ぶことが保証される。従って、一次圧ΔＰＸと二次圧ΔＰＹとの複合作用による作動ロッド４０（弁体部４３）の位置決めが安定し、弁開度調節の安定性や制御性が向上する。
【００９０】
○作動ロッド４０における二次圧ΔＰＹの感圧構造は、この二次圧ΔＰＹが作動ロッド４０を押圧する方向が圧縮機の吐出容量を低下させ得る（クランク圧Ｐｃを上昇させ得る）方向となるように構成されている。従って、冷媒循環回路の冷媒流量Ｑが小さいために前記一次圧ΔＰＸに基づいて作動ロッド４０を圧縮機の吐出容量を低下させる方向に十分押圧し得ない場合でも、前述のように一次圧ΔＰＸの低下に相反して高まった二次圧ΔＰＹでもって、作動ロッド４０を圧縮機の吐出容量を低下させる方向に押圧することができる。その結果、冷媒流量Ｑが小流量時においても、圧縮機の吐出容量の制御性が十分に確保される。
【００９１】
○二次圧ΔＰＹを、冷媒循環回路を構成する凝縮器３１と圧縮機の吐出室２２とを含む両者の間の高圧領域から採取される圧力（本実施形態ではＰｄＬ）と、クランク圧Ｐｃとの差圧とした。クランク圧Ｐｃは前記高圧領域から採取される圧力に比較して十分に低いものであるため、二次圧ΔＰＹを更に大きくすることが可能になる。
【００９２】
○作動ロッド４０（弁体部４３）を、圧力ＰｄＬ，Ｐｃに感応する第２の感圧構造とした。これによれば、第２の感圧構造を特段に設ける必要がなくなるため、制御弁の構造を簡素なものにするとともに該制御弁を小型化することが可能になる。
【００９３】
○二つの圧力監視点Ｐ１，Ｐ２を、凝縮器３１と吐出室２２とを含む両者の間の高圧領域に設けた。前記高圧領域は、外的熱負荷の影響を受けにくい。このため、前記冷媒循環回路を流れる冷媒流量、即ち、圧縮機の吐出容量を、より正確に反映することが可能になる。
【００９４】
○ポート５１、弁室４６、連通路４７、感圧室４８（第２圧力室５６）及びポート５２を、制御弁内通路として、圧力監視点Ｐ２とクランク室５とを連通させる給気通路２８，３８の一部を構成するものとした。圧力監視点Ｐ２における圧力はクランク圧Ｐｃに比較して高圧である。そのため、圧力監視点Ｐ２側からクランク室５への冷媒導入量が、これら圧力監視点Ｐ２とクランク室５との間に配置された前記制御弁内通路の開度調節によって直接的に調節されるようになるため、クランク圧Ｐｃを制御することに対するレスポンスが向上する。
【００９５】
○Ｐ２圧力室５６に冷媒を導入する検圧通路３８を、クランク圧Ｐｃを変更するための冷媒をクランク室５に導入する給気通路２８，３８の上流部分として兼用し、同給気通路２８，３８の一部とした。そのため、吐出室２２から弁室４６に冷媒を導入する経路を検圧通路３８とは別個に設けた場合に比較して、該経路や、該経路を弁室４６に接続する制御弁のポートを設ける必要がなくなるため、加工を減らすことができるとともに、前記制御弁の小型化が可能になる。
【００９６】
○ソレノイド部１００は、一次圧ΔＰＸに基づく押圧力と対抗する電磁力Ｆを与え、その電磁力Ｆに応じて冷媒循環回路における冷媒流量の目標値（設定差圧ＴＰＤ）を設定する。このように、ソレノイド部１００によって与えられる電磁力Ｆが一次圧ΔＰＸに基づく押圧力と対抗することから、本実施形態の制御弁では、二次圧ΔＰＹによって補正された一次圧ΔＰＸと、ソレノイド部１００による電磁力Ｆとのバランスに基づいて作動ロッド４０の位置決め（つまり弁開度調節）が行なわれると理解してもよい。二次圧ΔＰＹによる補正を受けているとしても、一次圧ΔＰＸと二次圧ΔＰＹとの複合力の変化が冷媒循環回路での冷媒流量Ｑの変化を如実に反映することに変わりはない。故に、前記複合力と電磁力Ｆとが均衡する位置に向けて作動ロッド４０がフィードバック的に変位した結果、弁開度がある値にほぼ定まるときには、圧縮機のクランク圧Ｐｃが安定して吐出容量も固定化し、冷媒循環回路の冷媒流量Ｑもほぼ一定の値に収束傾向となる。かかる観点からすれば、少なくとも一次圧ΔＰＸに基づく押圧力と対抗する電磁力Ｆを付与することができるソレノイド部１００は、その電磁力Ｆに応じて冷媒循環回路における冷媒流量Ｑの目標値（設定差圧ＴＰＤ）を設定する流量設定手段として機能し得る。
【００９７】
○制御弁はソレノイド部１００のコイル６７の通電制御によって、一次圧ΔＰＸに基づく押圧力と対抗する電磁力Ｆを適宜変更できるため、冷媒循環回路における冷媒流量Ｑの目標値（設定差圧ＴＰＤ）を外部からの制御により設定変更することができる。故に本実施形態の制御弁は、ソレノイド部１００の電磁力Ｆを変更しない限り定流量弁的に振る舞うが、外部からのコイル６７の通電制御によって冷媒流量Ｑの目標値（設定差圧ＴＰＤ）を必要に応じて変えられるという意味で外部制御方式の冷媒流量制御弁（又は吐出容量制御弁）として機能する。又、かかる冷媒流量（又は吐出容量）の外部制御性のために、必要時（又は非常時）には、冷媒循環回路の蒸発器３３での熱負荷状況にかかわりなく、圧縮機の吐出容量（ひいては負荷トルク）を短時間に急変させるような緊急避難的な容量変更も可能となる。従ってこの制御弁によれば、通常時において室温の安定維持を図るための圧縮機の吐出容量制御と、非常時における緊急避難的な吐出容量の迅速な変更とを両立させることが可能となる。
【００９８】
○圧縮機を含めた冷媒循環回路全体の「二次圧ΔＰＹ−冷媒流量Ｑ」特性が、例えば図７に一点鎖線１０４で示すものであれば（多くのばあい、１０４のような特性を示す）、デューティ比Ｄｔを外部制御することで、その１０４に沿って冷媒流量Ｑ（ひいては圧縮機の吐出容量Ｖｃ）をほぼ一義的に変化させることができる。このため、特に、加速時制御時における吐出容量Ｖｃの復帰パターンを図１５に実線で示すようなある程度緩やかな直線的パターンとすることが容易となり、加速時制御による衝撃や異音の発生を効果的に防止又は抑制することが可能となる。
【００９９】
○戻しバネ５７は、ソレノイド部１００のコイル６７への非通電時において、圧縮機の吐出容量を減少させる方向（弁開方向）に作動ロッド４０（弁体部４３）を位置決めする構成である。従って、コイル６７への通電停止等によりソレノイド部１００が非作動状態又は不活性状態に陥った場合でも、戻しバネ５７の自発的な作用によって作動ロッド４０を位置決めし、圧縮機の吐出容量が減少する方向にクランク圧Ｐｃを誘導すること、つまりは圧縮機の負荷トルクをゼロ又は最小にすることができる。従って、圧縮機の安全性（非常事態に対する安全化対応能力）が高まる。また、コイル６７への非通電状態を維持することで圧縮機の吐出容量を最小とすることができるため、クラッチレス型圧縮機に好適なものとなる。
【０１００】
○圧縮機は、制御圧としてのクランク室内圧Ｐｃを制御することで、ピストン２０のストロークを変更可能に構成された斜板式の容量可変型圧縮機であり、本実施形態の制御弁はこの斜板式の容量可変型圧縮機の容量制御に最も適している。
【０１０１】
（第２の実施形態）
この第２の実施形態は、前記第１の実施形態において主に制御弁及び給気通路の構成を変更したものであり、その他の点では第１の実施形態と同一の構成になっている。従って、第１の実施形態と共通する構成部分については図面上に同一符号を付して重複した説明を省略する。
【０１０２】
図１２に示すように制御弁ＣＶの入れ側弁部は、圧力監視点Ｐ１とクランク室５とを繋ぐ給気通路２８の開度（絞り量）を調節する。
ソレノイド部１００の作動ロッド４０は、先端部たる差圧受承部４１、連結部４２、略中央の弁体部４３及び基端部たるガイドロッド部４４からなる棒状部材である。差圧受承部４１、連結部４２並びにガイドロッド部４４（及び弁体部４３）の軸直交断面積（直径）をそれぞれＳＣ（ｄ３），ＳＢ（ｄ１）及びＳＤ（ｄ２）とすると、ＳＢ（ｄ１）＜ＳＣ（ｄ３）＜ＳＤ（ｄ２）の関係が成立している。
【０１０３】
連通路４７と感圧室４８とは、それらの境界に存在する隔壁（バルブハウジング４５の一部）によって圧力的に隔絶されている。つまり、その隔壁に形成された作動ロッド４０用のガイド孔４９の内径は作動ロッドの差圧受承部４１の径ｄ３に一致する。なお、連通路４７とガイド孔４９とは相互延長の関係にあり、連通路４７の内径ｄ４も作動ロッドの差圧受承部４１の径ｄ３に一致する。つまり連通路４７の口径面積ＳＥとガイド孔４９の口径面積（差圧受承部４１の軸直交断面積）ＳＣとが等しくなるように設定されている。なお、感圧室４８内の可動壁５４の軸直交断面積ＳＡはガイド孔４９の口径面積ＳＣよりも大きい（ＳＣ＜ＳＡ）。
【０１０４】
バルブハウジング４５の連通路４７の周壁部分には半径方向に延びるポート５０が設けられ、このポート５０は給気通路２８の上流部を介して連通路４７を圧力監視点Ｐ１（吐出室２２）に連通させる（図１１参照）。バルブハウジング４５の弁室４６の周壁部分に設けられたポート５１は給気通路２８の下流部を介して弁室４６をクランク室５に連通させる。従って、ポート５０、連通路４７、弁室４６及びポート５１は、制御弁内において圧力監視点Ｐ１（吐出室２２）とクランク室５とを連通させる給気通路２８の一部を構成する。
【０１０５】
Ｐ１圧力室５５は、キャップ４５ａに形成されたＰ１ポート５５ａ及び第１の検圧通路３７を介して上流側の圧力監視点Ｐ１（吐出室２２）と常時連通する。他方、Ｐ２圧力室５６は、バルブハウジング４５の感圧室４８の周壁部分に設けられたＰ２ポート５５ｂ及び第２の検圧通路３８を介して下流側の圧力監視点Ｐ２と常時連通する。
【０１０６】
固定鉄心６２と可動鉄心６４との間にはバネ６９が配設されている。バネ６９は、可動鉄心６４を固定鉄心６２から離間させる方向に作用して可動鉄心６４及び作動ロッド４０を下方に付勢する。なお、このバネ６９及び緩衝バネ５７は、可動鉄心６４及び作動ロッド４０を最下動位置（非通電時における初期位置）に戻すための初期化手段として機能する。
【０１０７】
図１２に示すように、作動ロッドの差圧受承部４１の上端面には、緩衝バネ５７の下向き付勢力ｆ１によって加勢された可動壁５４の上下差圧に基づく下向き押圧力が作用する。但し可動壁５４の上面の受圧面積はＳＡであるが、可動壁５４の下面の受圧面積は（ＳＡ−ＳＣ）である。差圧受承部４１の下端面（受圧面積：ＳＣ−ＳＢ）には、ガス圧ＰｄＨによる上向き押圧力が作用する。ここで、図１３を参照して、弁体部４３、ガイドロッド部４４及び可動鉄心６４の全露出面に作用する圧力を単純化して考察する。まず弁体部４３の上端面の、連通路４７の内周面から垂下させた仮想円筒面（二本の垂直破線で示す）の内側部分（面積：ＳＥ−ＳＢ）にはガス圧ＰｄＨが下向きに作用し、外側部分（面積：ＳＤ−ＳＥ）にはクランク圧Ｐｃが下向きに作用するものとみなすことができる。また、ガイドロッド部４４（弁体部４３を含む）には、バネ６９の下向き付勢力ｆ２によって減殺された上向きの電磁付勢力Ｆが作用する。下向き方向を正方向として作動ロッド４０及び可動壁５４に作用する力を整理すると数４式のように表される。
【０１０８】
0003991556.tif 000002
上記の数４式を整理すると下記の数５式のようになる。
【０１０９】
（数５式）
（ＰｄＨ−ＰｄＬ）（ＳＡ−ＳＣ）＋（ＰｄＨ−Ｐｃ）ＳＥ＝  Ｆ−ｆ１−ｆ２
数５式から明らかなように、図１２の制御弁ＣＶは、一次圧ΔＰＸ（＝ＰｄＨ−ＰｄＬ）と二次圧ΔＰＹ（＝ＰｄＨ−Ｐｃ）にそれぞれの受圧面積を乗じたガス圧荷重と電磁付勢力Ｆ及びバネ５７，６９の付勢力ｆ１，ｆ２の合計荷重との釣り合いを充足するように弁開度調節が行われる。そして、この圧力ＰｄＨ，Ｐｃに感応する作動ロッド４０（弁体部４３）が第２の感圧構造をなしている。
【０１１０】
コイル６７への通電がない場合（Ｄｔがゼロ）には、バネ６９の作用が支配的となり作動ロッド４０は図１２に示す最下動位置に配置される。このとき、給気通路２８は全開状態となる。他方、コイル６７に対しデューティ比可変範囲の最小デューティの通電があれば、少なくとも上向きの電磁付勢力Ｆがバネ５７，６９の下向き付勢力（ｆ１＋ｆ２）を凌駕する。
【０１１１】
制御弁ＣＶでは、数５式を満たすように作動ロッド４０が位置決めされ、給気通路２８の開度が決定される。
この実施形態の制御弁ＣＶでは、一次圧ΔＰＸ（＝ＰｄＨ−ＰｄＬ）が増大し、給気通路２８の開度が大きくなったとき、圧力監視点Ｐ１側の冷媒のクランク室５への導入量が増加する。この冷媒導入により、圧力監視点Ｐ１の圧力は低下傾向を示すことになり、前記一次圧ΔＰＸ（＝ＰｄＨ−ＰｄＬ）は拡大方向に推移しにくくなる。つまり、冷媒流量を一定に保とうとする制御を行う上では、その一定流量への制御収束を阻むハンチングが発生しにくくなる。従って、このハンチングによるクランク圧Ｐｃの変動に基づく斜板１２などの振動や騒音が発生しにくくなる。
【０１１２】
（その他の変更例）
○Ｐ１圧力室５５及びＰ２圧力室５６に導かれる圧力をそれぞれ、図２において別例として示す上流側の圧力監視点Ｐ１（蒸発器３３と吸入室２１との間の流通管３５の途中）でのＰｓＨ及び圧力監視点Ｐ２（吸入室２１）でのＰｓＬとしても良い。
【０１１３】
○制御弁を、給気通路２８，３８ではなく抽気通路２７の開度調節によりクランク圧Ｐｃを調節する、所謂抜き側制御弁としても良い。
○制御弁を、給気通路２８，３８及び抽気通路２７の両方の開度調節によりクランク圧Ｐｃを調節する三方弁構成としても良い。
【０１１４】
○ワッブル式の容量可変型圧縮機に適用すること。
○前記両実施形態の制御弁では、ソレノイド室６３にクランク圧Ｐｃが及ぶようにし、二次圧ΔＰＹをＰｄＬ（またはＰｄＨ）とクランク圧Ｐｃとの差圧とした。これに対して、例えば、ソレノイド室６３に、蒸発器３３と吸入室２１とを含む両者の間の低圧領域から採取される圧力（例えば、Ｐｓ）が及ぶように構成して、二次圧ΔＰＹをＰｄＬ（またはＰｄＨ）と該低圧領域から採取される圧力との差圧としてもよい。
【０１１５】
○第２の実施形態において、Ｐ１圧力室５５の冷媒をポート５０に導入するようにしてもよい。この場合、Ｐ１圧力室５５とポート５０とをバルブハウジング４５の外部または内部に設けた通路で連通させることによって、前記給気通路２８の上流部分を省略することが可能になる。
【０１１６】
○第２の実施形態において、連通路４７の口径面積ＳＥとガイド孔４９の口径面積ＳＣとを異なる値に設定してもよい。
（前記各請求項に記載した以外の技術的思想のポイント）
（１）制御弁において、前記第１の感圧構造は、バルブハウジング内に移動可能に設けられた可動壁を含み、その可動壁は、バルブハウジング内を冷媒循環回路に設定された第１の圧力監視点の圧力が導かれる第１圧力室と同回路に設定された第２の圧力監視点の圧力が導かれる第２圧力室とに区画するものであること。
【０１１７】
（２）制御弁は、前記弁体と第１の感圧構造とを作動連結するための作動ロッドを更に備えており、前記第２の感圧構造は、その作動ロッドに形成された前記二次圧を受圧可能な受圧面を含むものであること。
【０１１８】
【発明の効果】
以上詳述したように、請求項１〜１２に記載の制御弁によれば、冷媒循環回路の蒸発器での熱負荷状況に影響されることなく、室温の安定維持を図るための圧縮機の吐出容量制御と、緊急避難的な吐出容量の迅速な変更及びその後の復帰とを両立させることが可能となる。特に、最低吐出容量付近の低吐出容量域においても容量制御の正確性に優れ、圧縮機の吐出容量を広範囲にわたって直接的に制御することが可能となる。
【０１１９】
特に請求項１０及び１１に記載の制御弁によれば、必要時には外部制御によって圧縮機の吐出容量を迅速に変更することが可能となるのみならず、吐出容量を一旦低下させた後に元の吐出容量まで、衝撃や異音等をあまり感じさせることなく円滑に復帰させることが容易となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１の実施形態の容量可変型斜板式圧縮機の断面図。
【図２】同じく冷媒循環回路の概要を示す回路図。
【図３】同じく制御弁の断面図。
【図４】同じく作動ロッドの位置決めを説明するための断面図。
【図５】同じく固定絞りの特性を示すグラフ。
【図６】同じく制御弁の特性を示すグラフ。
【図７】同じく固定絞り及び制御弁を備えた冷媒循環回路の特性を示すグラフ。
【図８】同じく容量制御のメインルーチンのフローチャート。
【図９】同じく通常制御ルーチンのフローチャート。
【図１０】同じく加速時制御ルーチンのフローチャート。
【図１１】第２の実施形態の冷媒循環回路の概要を示す回路図。
【図１２】同じく制御弁の断面図。
【図１３】同じく作動ロッドの位置決めを説明するための断面図。
【図１４】従来技術での吸入圧と吐出容量との相関関係を示すグラフ。
【図１５】カット制御前後における吐出容量の時間変化を示すグラフ。
【符号の説明】
５…制御圧領域としてのクランク室、１２…容量可変機構を構成する斜板、１９…同じくシュー、２０…同じくピストン、２８，３８…給気通路、３０…圧縮機とで冷媒循環回路を構成する外部冷媒回路、４３…弁体及び第２の感圧構造としての弁体部、４５…バルブハウジング、４６…弁内通路を構成する弁室、４７…同じく連通路、５１…同じくポート、５２…同じくポート、５４…第１の感圧構造を構成する可動壁、５５…高圧室としての第１圧力室、５６…弁内通路を構成する低圧室としての第２圧力室、５７…流量設定手段及び初期化手段としての戻しバネ、６６…流量設定手段としての緩衝バネ、１００…流量設定手段としての電磁アクチュエータであるソレノイド部、Ｐｃ…制御圧としてのクランク室内圧、Ｐ１…高圧監視点としての圧力監視点、Ｐ２…低圧監視点としての圧力監視点。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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