(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
水冷式のエンジン（１）と、このエンジン（１）により駆動されるウォータポンプ（２）とを有し、前記エンジン（１）にて加熱された温水が前記ウォータポンプ（２）により循環する温水回路（１ａ）と、
この温水回路（１ａ）に設置され、この温水回路（１ａ）の温水と空気とを熱交換して空気を加熱する暖房用熱交換器（７）と、
この暖房用熱交換器（７）をバイパスして温水を流すバイパス回路（５）と、
このバイパス回路（５）に設けられ、前記エンジン（１）から供給される温水の圧力上昇に応じて、前記バイパス回路（５）の開口面積を増大する圧力応動弁（６）と、
前記エンジン（１）から前記暖房用熱交換器（７）に供給される温水流量を制御して、前記暖房用熱交換器（７）の吹出空気温度を調整する流量制御弁（４）とを備え、
前記バイパス回路（５）から流出したバイパス側温水と、前記暖房用熱交換器（７）から流出した戻り温水とを合流させる合流部（Ｏ）において、前記バイパス側温水により前記戻り温水に対して堰止め作用が働くようになっており、
前記エンジン（１）の回転数が低回転領域より高回転領域に変化する際に、前記圧力応動弁（６）により増大される前記バイパス回路（５）の開口面積の増加割合が前記エンジン（１）の低回転領域では大となり、前記エンジン（１）の高回転領域では小となる非線形の開口増加特性を有していることを特徴とする温水式暖房装置。
【請求項２】
水冷式のエンジン（１）と、このエンジン（１）により駆動されるウォータポンプ（２）とを有し、前記エンジン（１）にて加熱された温水が前記ウォータポンプ（２）により循環する温水回路（１ａ）と、
この温水回路（１ａ）に設置され、この温水回路（１ａ）の温水と空気とを熱交換して空気を加熱する暖房用熱交換器（７）と、
この暖房用熱交換器（７）をバイパスして温水を流すバイパス回路（５）と、
このバイパス回路（５）に設けられ、前記エンジン（１）から供給される温水の圧力上昇に応じて、前記バイパス回路（５）の開口面積を増大する圧力応動弁（６）と、
前記エンジン（１）から前記暖房用熱交換器（７）に供給される温水流量を制御して、前記暖房用熱交換器（７）の吹出空気温度を調整する流量制御弁（４）とを備え、
この流量制御弁（４）には、前記暖房用熱交換器（７）への温水の流れを絞る第１の絞り（４０ａ′）および第２の絞り（４１ａ′）と、この第１の絞り（４０ａ′）および第２の絞り（４１ａ′）の開口面積を変化させる弁体（４ａ）が備えられており、
前記バイパス回路（５）の一端は前記第１の絞り（４０ａ′）と前記第２の絞り（４１ａ′）との間に接続されており、
前記エンジン（１）の回転数が低回転領域より高回転領域に変化する際に、前記圧力応動弁（６）により増大される前記バイパス回路（５）の開口面積の増加割合が前記エンジン（１）の低回転領域では大となり、前記エンジン（１）の高回転領域では小となる非線形の開口増加特性を有していることを特徴とする温水式暖房装置。
【請求項３】
前記圧力応動弁（６）は、前記バイパス回路（５）の開口面積を調整する弁体（３０）と、この弁体（３０）にばね力を作用させるばね手段（３２）とを有しており、
このばね手段（３２）を、エンジン（１）の低回転領域ではばね定数が小となり、エンジン（１）の高回転領域ではばね定数が大となる非線形ばねで構成したことを特徴とする請求項１または２に記載の温水式暖房装置。
【請求項４】
前記圧力応動弁（６）に、前記エンジン（１）の低回転領域で開弁する第１の弁体（３０ａ）と、前記エンジン（１）の高回転領域で開弁する第２の弁体（３０ｂ）とを備え、
前記エンジン（１）の低回転領域では前記第１の弁体（３０ａ）の開弁により前記バイパス回路（５）の開口面積の増加割合を大とし、前記エンジン（１）の高回転領域では前記第２の弁体（３０ｂ）の開弁により前記バイパス回路（５）の開口面積の増加割合を小としたことを特徴とする請求項１または２に記載の温水式暖房装置。
【請求項５】
前記第１の弁体（３０ａ）にばね力を作用させる第１のばね手段（３２ａ）のばね定数を小とし、前記第２の弁体（３０ｂ）にばね力を作用させる第２のばね手段（３２ｂ）のばね定数を大としたことを特徴とする請求項４に記載の温水式暖房装置。
【請求項６】
前記圧力応動弁（６）は、前記バイパス回路（５）の開口面積を調整する弁体（３０）と、この弁体（３０）にばね力を作用させるばね手段（３２）と、前記弁体（３０）により開放される通路穴（３３ａ）とを有しており、
この通路穴（３３ａ）の形状を、前記非線形の開口増加特性を満足する形状としたことを特徴とする請求項１または２に記載の温水式暖房装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は温水流量を制御する流量制御弁を用いて吹出空気温度を制御する温水式暖房装置に関するもので、水冷式エンジンより駆動されるウォータポンプにて、エンジンで加熱された温水を温水回路に循環するようにした車両用温水式暖房装置に用いて好適である。
【０００２】
【従来の技術】
従来、温水式暖房装置を含む車両用空調装置の吹出空気の温度制御方式として、暖房用熱交換器への温水流量を制御して、吹出空気温度を制御する方式のものが知られている。ところで、車両用空調装置においては、上記暖房用熱交換器を含む温水回路に、温水（エンジン冷却水）を循環させる手段として、走行用エンジンで駆動されるウオータポンプを使用しているので、エンジン回転数の変動とともにウオータポンプの回転数も変動して、暖房用熱交換器への温水圧力が大きく変動する。
【０００３】
この温水圧力の変動は、熱交換器への温水流量を変動させるので、熱交換器吹出空気温度を変動させる要因となる。
そこで、本発明者らは、先に、特開平８−７２５２９号公報等において、熱交換器吹出空気温度の変動を抑制する温水式暖房装置を提案している。この従来の装置は、水冷式の走行用エンジンから供給される温水と空気とを熱交換して空気を加熱する暖房用熱交換器と、エンジンから暖房用熱交換器に供給される温水流量を制御するための流量制御弁と、暖房用熱交換器をバイパスして温水を流すバイパス回路とを備えている。
【０００４】
そして、このバイパス回路に、エンジンから供給される温水の圧力上昇に応じて、バイパス回路の開口面積（開度）を増大する圧力応動弁を設け、この圧力応動弁により暖房用熱交換器前後の差圧の上昇（熱交換器への温水流量の増加）を抑制して、熱交換器吹出空気温度の変動を抑制するようにしている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、本発明者らが上記公報で提案されている流量制御弁と圧力応動弁とを有する弁装置を実際に試作して、実験検討したところ、エンジン回転数の広範な変動（アイドル時から高回転時で、７５０ｒｐｍ〜６０００ｒｐｍ程度の変動）に対して、圧力応動弁を単純に追加設置するだけでは、熱交換器吹出空気温度の変動を十分吸収できないことが分かった。
【０００６】
本発明は上記点に鑑みて、エンジン回転数の変動による熱交換器吹出空気温度の変動を低回転域から高回転域まで良好に吸収できる温水式暖房装置を提供することを目的とする。
上記した吹出空気温度の変動を十分吸収できない原因について、本発明者らは実際に試作品を製作して実験検討して考察したところ、以下の理由であることが判明した。
【０００７】
まず、図１６に基づいて本発明者らによる試作品の概略構成を説明すると、流量制御弁４は円柱状ロータとして構成された弁体４ａをハウジング１４内に回動可能に設け、エンジン１からの温水をハウジング１４の温水入口パイプ１９より弁体４ａに備えられた制御流路１７０を通して、Ｘ印の方向（紙面下向き方向）に流して、暖房用熱交換器７の入口に流入させる。この暖房用熱交換器７の出口から流出した温水を連結配管５０を経て、温水入口パイプ２６からハウジング１４内に導入し、このハウジング１４内を経由した後に、温水出口パイプ２８からウォータポンプ２を経てエンジン１に温水を還流させている。
【０００８】
また、エンジン回転数が上昇して温水圧力が高くなると、バイパス回路５に備えた圧力応動弁６の弁体３０がコイルスプリング３２のばね力に抗して上方へリフトし開弁する。この弁体３０の開弁により、温水入口パイプ１９からの温水の一部を、弁体４ａの制御流路１７０を通してバイパス回路５側へ逃がすことにより、暖房用熱交換器７への温水流量の増加を抑制するようにしている。
【０００９】
ところが、バイパス回路５における温水流れの形態について精査したところ、以下の現象が発生することが分かった。すなわち、流量制御弁４の弁体４ａが所定の中間開度位置に到達したときには、図１６に示すように、温水入口パイプ１９からの温水が弁体４ａの制御流路１７０の入口側開口部１７１およびバイパス側開口部１７２を通って、バイパス回路５の圧力応動弁６の弁体３０に向かって速い流速でもって噴出する。
【００１０】
ここで、図１６の矢印Ｙはこのバイパス回路５側の温水の流れを示すものであり、圧力応動弁６の弁体３０は弁体４ａに近接して配置されている。具体的には、弁体３０の弁座３３と弁体４ａの回転中心との距離は６０ｍｍ以内の短距離である。そのため、上記した噴出温水の動圧（ジェット動圧）が圧力応動弁６の弁体３０に直接的に加わる。しかも、ウォータポンプ２の圧送する温水の圧力はエンジン回転数の上昇に対して、図１７に示すように上昇するので、圧力応動弁６の弁体３０に加わる噴出温水の動圧はエンジン回転数の上昇とともに増大することになる。
【００１１】
その結果、エンジン高回転時には、噴出温水の動圧により弁体３０のリフト量が過大となり、バイパス側温水流量が過度に増加する現象が発生することが分かった。
そして、圧力応動弁６の弁体３０下流側には、上記バイパス側温水と、暖房用熱交換器７出口から流出した戻り温水（温水入口パイプ２６からの温水）とが合流する合流部Ｏが配置されているが、この合流部Ｏにおいて、バイパス側温水が暖房用熱交換器７からの戻り温水に対して直交状に合流することにより、戻り温水の流れに対して堰止め作用を及ぼすので、この堰止め作用は暖房用熱交換器７への温水流量を減少させる方向に作用する。
【００１２】
その結果、エンジン高回転時には、バイパス側温水流量の過度な増大によって、暖房用熱交換器７への温水流量が大幅に減少してしまい、熱交換器吹出空気温度が設定温度よりも低下してしまうことが分かった。
そこで、上記の不具合を解消すべく、本発明者らは、まず圧力応動弁６の弁体３０に対向するコイルスプリング３２のばね定数（Ｎ／ｃｍ）を大きくしたものについて検討したところ、図１８の▲１▼に示すように、ウォータポンプ圧力の上昇に対して、圧力応動弁６の弁体３０のリフト量の増加割合が小さくなり、バイパス回路５の開口面積の増加割合が小さくなる。その結果、図１９の▲１▼に示すように、エンジン高回転時には熱交換器の吹出空気温度を目標温度に近似できる。
【００１３】
しかし、エンジン低回転時には、ばね定数の大きいコイルスプリング３２によって弁体３０のリフト量が必要以上に制限されてしまい、その結果、バイパス回路５の開口面積の不足が発生する。そのため、熱交換器への温水流量が過剰となり、熱交換器の吹出空気温度が目標温度に比してかなり高くなってしまうことが分かった。
【００１４】
これに対して、コイルスプリング３２のばね定数（Ｎ／ｃｍ）を小さくすると、図１８の▲２▼に示すように、ウォータポンプ圧力の上昇に対して、圧力応動弁６の弁体３０のリフト量の増加割合が大きくなり、バイパス回路５の開口面積の増加割合が大きくなる。その結果、図１９の▲２▼に示すように、エンジン低回転時には、熱交換器の吹出空気温度を目標温度に近似できる。
【００１５】
しかし、エンジン高回転時には、コイルスプリング３２のばね定数が小さいため、温水圧力の上昇に伴って弁体３０のリフト量が過剰となり、バイパス回路５の開口面積が過剰となる。そのため、前記した合流部Ｏにおいて、バイパス側温水流量が増大して、暖房用熱交換器７からの戻り温水に対する堰止め作用が増大する。その結果、エンジン高回転時には、暖房用熱交換器７への温水流量が過度に減少して、熱交換器の吹出空気温度が図１９の▲２▼に示すように目標温度に比してかなり低下してしまうことが分かった。
【００１６】
さらに、圧力応動弁６の設計に際して、図１８の▲２▼のように、コイルスプリング３２のばね定数をエンジン回転数の低回転領域で、所要のバイパス開口面積が得られるように低めに設定すると、エンジン回転数の高回転領域ではウオータポンプ吐出圧の増大により、ばね圧縮量が必然的に大きくなり、このばね圧縮量の増大によりスプリングの座屈等の不具合を発生しやすい。
【００１７】
【課題を解決するための手段】
上記した実験検討事項から、熱交換器吹出空気温度の変動を抑制するためには、図１８の破線▲３▼に示すように、圧力応動弁（６）により増大されるバイパス回路（５）の開口面積の増加割合がエンジン（１）の低回転領域では大となり、エンジン（１）の高回転領域では小となる非線形の開口増加特性を設定すれば、よいことが分かった。
【００１８】
すなわち、請求項１〜６記載の発明によると、バイパス回路（５）の圧力応動弁（６）に、上記の非線形の開口増加特性を設定することにより、エンジン（１）の低回転領域では、ウォータポンプ圧力の上昇に対するバイパス回路（５）の開口面積の増加割合を大きくして、バイパス回路（５）の開口面積不足に起因する熱交換器吹出空気温度の過度な上昇を防止できる。一方、エンジン（１）の高回転領域では、ウォータポンプ圧力の上昇に対するバイパス回路（５）の開口面積の増加割合を小さくして、バイパス側温水流量の増大を抑制できるので、暖房用熱交換器（７）からの戻り温水に対する堰止め効果によって暖房用熱交換器（７）への温水流量が過度に減少することを防止でき、その結果、熱交換器吹出空気温度がエンジン高回転時に目標温度よりもかなり低下してしまうという現象を防止できる。
【００１９】
その結果、エンジン回転数の変動による熱交換器吹出空気温度の変動を低回転域から高回転域まで良好に吸収できる。
特に、請求項２記載の発明では、バイパス回路（５）の圧力応動弁（６）に、上記の非線形の開口増加特性を設定することに加えて、
エンジン（１）から暖房用熱交換器（７）に供給される温水流量を制御して、暖房用熱交換器（７）の吹出空気温度を調整する流量制御弁（４）に、
暖房用熱交換器（７）への温水の流れを絞る第１の絞り（４０ａ′）および第２の絞り（４１ａ′）と、この第１の絞り（４０ａ′）および第２の絞り（４１ａ′）の開口面積を変化させる弁体（４ａ）とを備え、
暖房用熱交換器（７）をバイパスして温水を流すバイパス回路（５）の一端を前記第１の絞り（４０ａ′）と前記第２の絞り（４１ａ′）との間に接続することを特徴としている。
【００２０】
これによると、ウォータポンプ圧力に対して、流量制御弁（４）の第１の絞り（４０ａ′）と第２の絞り（４１ａ′）との抵抗比により定まる圧力まで減圧された温水圧力がバイパス回路（５）の圧力応動弁（６）に作用するので、エンジン回転数の変動に対して圧力応動弁（６）に作用する温水圧力の変動が大幅に減少する。
【００２１】
従って、ウォータポンプ圧力が直接作用する圧力応動弁（６）に比較すると、圧力応動弁（６）の設計が非常に容易となる。
また、流量制御弁（４）の開度が変化しても、第１の絞り（４０ａ′）と第２の絞り（４１ａ′）との抵抗比により、圧力応動弁（６）に作用する温水圧力を略同一に維持することが可能となる。従って、流量制御弁（４）の開度変化の影響を受けずに、上記の非線形の開口増加特性による吹出空気温度の変動吸収効果を常に良好に発揮できる。
【００２２】
そして、本発明では、請求項３のように、圧力応動弁（６）に、バイパス回路（５）の開口面積を調整する弁体（３０）と、この弁体（３０）にばね力を作用させるばね手段（３２）とを備えるとともに、このばね手段（３２）を、エンジン（１）の低回転領域ではばね定数が小となり、エンジン（１）の高回転領域ではばね定数が大となる非線形ばねで構成するとよい。
【００２３】
この請求項３記載の発明によると、ばね手段（３２）としてエンジン（１）の高回転領域ではばね定数が大となる非線形ばねを用いることにより、ウオータポンプ吐出圧が増大しても、ばね圧縮量の使用範囲の増加を抑制して、スプリングの自励振動による騒音の発生やスプリングの座屈等の不具合を防止できる。
また、本発明では、請求項４のように、圧力応動弁（６）に、エンジン（１）の低回転領域で開弁する第１の弁体（３０ａ）と、エンジン（１）の高回転領域で開弁する第２の弁体（３０ｂ）とを備え、
エンジン（１）の低回転領域では第１の弁体（３０ａ）の開弁によりバイパス回路（５）の開口面積の増加割合を大とし、エンジン（１）の高回転領域では第２の弁体（３０ｂ）の開弁によりバイパス回路（５）の開口面積の増加割合を小とすることにより実施してもよい。
【００２４】
そして、上記請求項４の発明においては、請求項５のように第１の弁体（３０ａ）にばね力を作用させる第１のばね手段（３２ａ）のばね定数を小とし、第２の弁体（３０ｂ）にばね力を作用させる第２のばね手段（３２ｂ）のばね定数を大とすることにより、実施できる。
また、本発明では、請求項６のように、圧力応動弁（６）に、バイパス回路（５）の開口面積を調整する弁体（３０）と、この弁体（３０）にばね力を作用させるばね手段（３２）と、前記弁体（３０）により開放される通路穴（３３ａ）とを備え、この通路穴（３３ａ）の形状を、前記非線形の開口増加特性を満足する形状とすることにより実施することができる。
【００２５】
請求項６記載の発明によると、圧力応動弁（６）の弁体（３０）やばね手段（３２）として特別のものを使用することなく、通常のものを使用して、上述の作用効果を発揮できる。
なお、上記各手段に付した括弧内の符号は、後述する実施形態に記載する具体的手段との対応関係を示す。
【００２６】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
図１〜図１０は本発明の第１実施形態を示すもので、図１、２は本発明装置の温水回路および温水流量制御装置の具体的構造を示している。１は自動車走行用の水冷式エンジン、２はエンジン１により駆動されるウオータポンプで、エンジン１の冷却水回路（温水回路）１ａにエンジン冷却水（温水）を循環させるものである。
【００２７】
３は本発明による流量制御装置であって、温水出入口を３つ有する三方弁タイプの流量制御弁４と、バイパス回路５と、バイパス回路５に設けられた圧力応動弁（バイパス弁）６とを一体に構成している。
ここで、バイパス回路５は温水回路１ａにおいて暖房用熱交換器（ヒータコア）７と並列に設けられるものである。圧力応動弁６はエンジン１から供給される温水の圧力上昇に応じて、バイパス回路５の開度を増大することより、エンジン１の回転数変動によりウオータポンプ２の回転数が変動しても、暖房用熱交換器７の前後差圧を一定に近づける役割を果たすものである。
【００２８】
また、暖房用熱交換器７は図示しない空調ユニットの空気通路（通風ダクト）内に設置されて、エンジン１から供給される温水と送風空気とを熱交換して、送風空気を加熱するものである。この暖房用熱交換器７による加熱量の調整は、流量制御弁４により暖房用熱交換器７への温水量を調整することにより行うことができ、この温水量の調整により吹出空気温度を調整できる。
【００２９】
車両用空調装置では、この温度調整後の空気をフェイス吹出口から車室内の乗員顔部に向けて吹き出したり、フット吹出口から乗員の足元に吹き出したり、デフロスタ吹出口から車両窓ガラスに向けて吹き出すようになっている。
図１、２から理解されるように、流量制御弁４は樹脂材料にて円柱状に成形された弁体４ａを有しており、弁体４ａには温水流量制御用の制御流路１７０が形成されており、この制御流路１７０の詳細は後述する。また、流量制御装置３は、やはり樹脂にて成形された弁ハウジング１４を有している。この弁ハウジング１４のうち、略円筒状に成形された第１収納部１４ａ内に円柱状弁体４ａが回動可能に配置され、収納されている。従って、弁体４ａは回動可能なロータとして構成されている。
【００３０】
また、弁ハウジング１４には、第１収納部１４ａに隣接して、圧力応動弁６を収納する第２収納部１４ｂが一体成形されている。圧力応動弁６は第２収納部１４ｂに対して図１の上下方向にリフト可能に配置され、収納されている。
そして、これら第１、第２収納部１４ａ、１４ｂの上部開口端部には、図２に示す樹脂製の蓋板１４ｃがねじ（図示せず）等により脱着可能に取付られており、この蓋板１４ｃにより第１、第２収納部１４ａ、１４ｂの上部開口端部が密封されている。
【００３１】
上記弁ハウジング１４のうち、第１収納部１４ａには、エンジン１からの温水が流入する第１温水入口パイプ１９、この温水入口パイプ１９から流入した温水を熱交換器７の入口に向けて流出させる第１温水出口パイプ２０、及び熱交換器７のバイパス回路５に向けて温水を流出させるバイパス用開口２１が一体成形されている。
【００３２】
ここで、本例では、第１収納部１４ａの円周面に第１温水入口パイプ１９とバイパス用開口２１とを、略直交する位置関係で配置するとともに、第１温水出口パイプ２０は、第１収納部１４ａの軸方向の一端面（図２の底面側）に配置してある。
さらに、第２収納部１４ｂには、熱交換器７の出口から流出した戻り温水が流入する第２温水入口パイプ２６及びエンジン１に温水を戻す第２温水出口パイプ２８が一体成形されている。従って、熱交換器７のバイパス回路５は第２収納部１４ｂ内に形成されることになる。
【００３３】
圧力応動弁６は、バイパス用開口２１を開閉する弁体３０を有し、この弁体３０は円板部の中心部をバイパス用開口２１側へ突出させた形状になっている。この弁体３０には、コイルスプリング（ばね手段）３２のばね力が閉弁方向（図１の下方）に作用している。ここで、コイルスプリング３２は図１の下方から上方に向かってコイル径が次第に減少する円錐状の形状にしてあり、この円錐状の形状を設定することにより、コイルスプリング３２は図３に示すようにそのばね圧縮量の増加に伴ってばね力が非線形に急増する非線形ばねを構成している。
【００３４】
つまり、本例のコイルスプリング３２のばね定数（Ｎ／ｃｍ）は、ばね圧縮量の小さい領域では小となり、ばね圧縮量の大きい領域では、ばね定数（Ｎ／ｃｍ）が大となる特性を有している。
このコイルスプリング３２の上端部は座板２７により支持されており、この座板２７は、ばね力により第２収納部１４ｂの内壁面に圧着している。この座板２７の中心部には円筒部２７ａが形成されており、この円筒部２７ａには弁体３０と一体の軸部３１の上端部が摺動可能に嵌合して、弁体３０の上下動を案内する。また、第２温水入口パイプ２６からの戻り温水とバイパス回路５からのバイパス側温水は、軸部３１近傍の部位Ｏにて略直交状に合流した後に、第２温水出口パイプ２８側へ流れるようになっている。
【００３５】
そして、弁体３０前後の差圧、すなわち、バイパス用開口２１と第２温水入口パイプ２６との温水差圧が所定値に達すると、コイルスプリング３２のばね力に抗して弁体３０が図１の上方へリフトして弁座３３から開離し、弁体３０が開弁するようになっている。ここで、弁座３３はバイパス用開口２１を形成する内壁面に一体成形されている。
【００３６】
円柱状の弁体４ａの軸方向端部（図２の上端部）には、弁体４ａを回動操作するためのシャフト４ｂが一体に成形されている。このシャフト４ｂは蓋板１４ｃを貫通して弁ハウジング１４の外部に突出している。このシャフト４ｂの外部への突出端部に扇形ギヤ４ｃの回転中心部を一体に連結している。この扇形ギヤ４ｃの駆動機構を図１、２には示していないが、扇形ギヤ４ｃの外周ギヤ面４ｄには、後述の図１１（第２実施形態）に示す減速ギヤ機構１２ａを連結し、さらにこの減速ギヤ機構１２ａをサーボモータからなる電気アクチュエータ１２により駆動することにより、弁体４ａを回転駆動する。なお、電気アクチュエータ１２の回転量は図示しない空調用電子制御装置により制御される。
【００３７】
ここで、シャフト４ｂの外部への突出端部に扇形ギヤ４ｃの代わりに、マニュアル操作用のリンクレバー（操作手段）の回転中心部を一体に連結し、このリンクレバーを周知のレバー、ワイヤ等を用いた操作力伝達機構を介して、図示しない空調操作パネルのマニュアル式の温度調整部材に連結し、これにより、車室内の計器盤近傍に設置される空調操作パネルの温度調整部材（具体的にはレバー部材、ダイヤル部材等）を乗員が手動操作することにより、弁体４ａを回動操作するようにしてもよい。
【００３８】
４０、４１、４２はゴム等の弾性材からなるシール部材で、その全体形状は図４に示すように矩形状に成形されており、その中央部に穴部４０ａ、４１ａ、４２ａを有している。これらのシール部材のうち、シール部材４０、４２は円柱状弁体４ａの外周面と弁ハウジング１４の第１収納部１４ａの内周面との間に配置されており、また、シール部材４１は、弁体４ａと第１収納部１４ａの相互の軸方向の一端面間に配置されている。
【００３９】
このシール部材４０、４１、４２は弁体４ａの制御流路１７０を介することなく、直接パイプ１９、２０、バイパス用開口２１間で温水が流通してしまうことを防ぐとともに、上記穴部４０ａ、４１ａ、４２ａと弁体４ａの制御流路１７０との連通形状により温水流路の絞りを構成するものである。
本実施形態では、上記弁体４ａの開度（弁体回転角）に応じて、制御流路１７０により図５に示す所定の相関関係を持って各パイプ１９、２０、バイパス用開口２１の開口面積Ａ１、Ａ２、Ａ３を制御するように構成してある。ここで、Ａ１は第１温水入口パイプ１９の開口面積であり、Ａ２は第１温水出口パイプ２０の開口面積であり、Ａ３はバイパス用開口２１の開口面積である。
【００４０】
この図５に示す相関関係を実現するために、上記弁体４ａの制御流路１７０とシール部材４０、４１、４２の穴部４０ａ、４１ａ、４２ａの具体的形状は図６に示すごとく設定されている。
図６（ａ）は図２の矢印Ｂ方向からみたシール部材４１の穴部４１ａと制御流路１７０の開口形状を示し、図６（ｂ）は弁体４ａの円周面の展開形状を示し、図６（ｃ）は弁体４ａの軸方向中央位置における断面形状を示している。そして、図６では、弁体開度を０°から９５°（最大開度）までの９段階に変化させた場合における、制御流路１７０と各穴部４０ａ、４１ａ、４２ａとの連通状態の変化を示している。
【００４１】
図６（ｂ）、（ｃ）および図１に示すように、弁体４ａの円周面には、制御流路１７０の入口側開口部１７１、１７１ａおよびバイパス側開口部１７２を配置し、この入口側開口部１７１、１７１ａおよびバイパス側開口部１７２により温水入口パイプ１９及びバイパス用開口２１の開口面積Ａ１、Ａ３を調整する。
この入口側開口部１７１、１７１ａは、シール部材４０の円形の穴部４０ａ（図４参照）との連通形状を変化させるものであって、入口側開口部１７１は図示のごとき嘴状の細長開口部分１７１′を有する形状であり、弁体開度が３０°を超えると嘴状の細長開口部分１７１′の先端部分から穴部４０ａに連通するようになっている。また、入口側開口部１７１ａはφ２相当の微小の円形穴形状であり、弁体開度が０の時（暖房停止時）にも穴部４０ａに連通するようになっている。この入口側開口部１７１ａは弁体開度が４０°を超えると、穴部４０ａとの連通を遮断する。
【００４２】
また、バイパス側開口部１７２は長方形の一辺を円弧状にした形状であり、一方、このバイパス側開口部１７２が連通するシール部材４２の穴部４２ａは円形の一部に凹部を形成した形状になっており、この穴部４２ａの凹部は、弁体開度が最大暖房能力位置の開度（９５°）およびその近傍になったとき、入口側開口部１７１ａと穴部４２ａとの連通を防止するためのものである。
【００４３】
また、弁体４ａの軸方向の一端面には、制御流路１７０の出口側開口部として２個の開口部１７３、１７３ａ（図６（ａ）、図１参照）を配置し、この出口側開口部１７３、１７３ａにより温水出口パイプ２０の開口面積Ａ２を調整する。
この出口側開口部１７３、１７３ａはシール部材４１の穴部４１ａとの連通形状を変化させるものであって、この穴部４１ａは、図４、図６（ａ）に示すように、弁体４ａの回動中心を通過する細長形状であり、弁体４ａの回動中心部位は一段と細くした形状にしてある。
【００４４】
一方、弁体４ａの出口側開口部１７３、１７３ａは、弁体４ａの最大冷房位置（弁体開度＝０°）において、前記穴部４１ａを中間に挟むように配置されている。そして、この２個の出口側開口部１７３、１７３ａのうち、１つの開口部１７３のみに、弁体４ａが所定開度以下の小流量制御域の回動位置（例えば弁体開度＝４０°以下の開度位置）にあるとき、穴部４１ａと連通する微小開口部１７３′を形成している。
【００４５】
以上の説明から理解されるように、弁体４ａの入口側開口部１７１、１７１ａとシール部材４０の穴部４０ａとにより、温水入口パイプ１９からの温水の絞り（第１の絞り）を形成し、弁体４ａの出口側開口部１７３、１７３ａとシール部材４１の穴部４１ａとにより、温水出口パイプ２０への温水の絞り（第２の絞り）を形成し、弁体４ａのバイパス側開口部１７２とシール部材４２の穴部４２ａとにより、バイパス用開口２１への絞り（第３の絞り）を形成している。図４、５において、符号Ａ１〜Ａ３はこの各絞りの開口面積を示す。
【００４６】
また、バイパス回路５のバイパス用開口２１は、上記第３の絞りを経て、弁体４ａの制御流路１７０に連通しているので、上記第１の絞りと上記第２の絞りとの中間の部位に連通することになる。
なお、図１、２において、暖房用熱交換器７は、その下方部に温水の入口側タンク７ａを有し、その上方部に温水の出口側タンク７ｂを有しており、そしてこの上下の両タンク７ａ、７ｂの間に、多数の並列配置された偏平チューブとコルゲートフィンとからなるコアー部７ｃが形成されている。ここで、コアー部７ｃは入口側タンク７ａから出口側タンク７ｂへの一方向のみに温水が流れる一方向流れ（全パス）タイプとして構成されている。
【００４７】
なお、図１、２には図示しないが、本発明による流量制御弁４および圧力応動弁６を有する流量制御装置３を、前述の図１６に示すごとく熱交換器７に予め一体化しておいて、その後にこれらの一体構造物を空調装置の空気通路（通風ダクト）に対して組み付けることにより、組付性の向上、熱交換器部分の形状の小型化を図ることができる。
【００４８】
次に、上記構成において作動を説明する。いま、流量制御弁４の弁体４ａが最大暖房位置（最大開度の位置）に回動操作されると、本例では弁体４ａが図５、６に示す弁開度：９５°の位置まで回動される。
これにより、弁体４ａの制御流路１７０の入口側開口部１７１が温水入口パイプ１９のシール部材４０の穴部４０ａと最大面積で重畳するとともに、制御流路１７０の出口側開口部１７３、１７３ａが温水出口パイプ２０のシール部材４１の穴部４１ａと最大面積で重畳し、この両パイプ１９、２０を全開する。一方、制御流路１７０のバイパス側側開口部１７２はバイパス用開口２１のシール部材４２の穴部４２ａと連通しないので、バイパス用開口２１は全閉状態となる。
【００４９】
その結果、エンジン１からの温水は最大流量で熱交換器７側に流入して、バイパス回路５には温水が流れない。これにより、熱交換器７は最大暖房能力を発揮できる。
次に、最大冷房時（自動車用空調装置に冷房機能が装備されていないときは、送風のみの暖房停止時となる）には、流量制御弁４の弁体４ａが開度零の位置（具体的には図５、６の弁体開度：０°の位置）まで回動される。この開度零の位置では、弁体４ａの制御流路１７０のバイパス側側開口部１７２の大部分がバイパス用開口２１のシール部材４２の穴部４２ａと重畳してこのバイパス用開口２１を開口する。また、制御流路１７０の出口側開口部１７３、１７３ａが温水出口パイプ２０のシール部材４１の穴部４１ａと連通せず，温水出口パイプ２０を全閉する。
【００５０】
一方、制御流路１７０の入口側開口部１７１、１７１ａにおいては、図６（ｂ）の最上部に示すように、入口側開口部１７１ａのみが温水入口パイプ１９のシール部材４０の穴部４０ａと重畳して連通する。これにより、温水入口パイプ１９を全閉とせず、入口側開口部１７１ａによりφ２丸穴相当の最小開口面積を設定する。
【００５１】
上記の弁体位置により、温水入口パイプ１９からバイパス用開口２１への温水の流れを継続できるので、温水の流れの急遮断によるウオータハンマ現象の音の発生を防止できるとともに、φ２丸穴相当以上の開口面積の確保により流水音の発生も防止できる。
また、温水回路中の鋳砂は通常、φ１以下の微小物であるので、上記大きさの最小開口を設定することにより、鋳砂等の異物による流量制御弁流路の閉塞を十分防止できる。
【００５２】
次に、微少能力時には、弁体４ａが図５の弁体開度３０°以下の位置に回動されるので、制御流路１７０の入口側開口部１７１ａと出口側開口部１７３の微小開口部１７３′が温水入口パイプ１９及び温水出口パイプ２０の双方の穴部４０ａ、４１ａに対して小面積で重畳し、温水入口パイプ１９の開口面積Ａ１及び温水出口パイプ２０の開口面積Ａ２を双方とも絞っている２段絞りの状態となる。しかも、温水入口パイプ１９と温水出口パイプ２０の絞り部の中間部（図１の中間流路１７４部）は全開状態にあるバイパス用開口２１によって十分大きな開口面積Ａ３でバイパス回路５に連通しているので、この中間流路１７４の圧力を下げることができる。
【００５３】
その結果、暖房用熱交換器７前後の差圧を十分小さくできるので、弁開度（弁体回転角）の変化に対する温水流量の変化（最終的には車室内への吹出空気温度の変化）を、特別小さな開口面積を必要とせずに、緩やかすることができる。すなわち、吹出空気温度の制御ゲインを低減できる。
この制御ゲインの低減により、車室内への吹出空気温度をきめ細かく制御できるとともに、温水入口パイプ１９及び温水出口パイプ２０の開口面積を特別小さな開口面積に設定する必要がなくなるため、鋳砂等の異物による流量制御弁流路の閉塞を十分防止できる。
【００５４】
次に、中間能力時においては、弁体４ａが図５の弁体開度３０°〜６０°の回動範囲にわたって、回動され、この弁体回動範囲では、温水入口側絞り部開口面積Ａ１および温水出口側絞り部開口面積Ａ２がほぼ同等の大きさで増加するとともに、バイパス側絞り部開口面積Ａ３が次第に減少する。これにより、暖房用熱交換器７への温水流量を増加させて、吹出空気温度を次第に高める。
【００５５】
このような弁体回動位置においても、上記２段絞りにより、同様に制御ゲインを低減して、車室内への吹出空気温度をきめ細かく制御できる。また、絞り部開口面積の増加により、鋳砂等の異物による流路閉塞の恐れがなくなるので、この状態では、温水入口側の絞り部開口面積Ａ１と温水出口側の絞り部開口面積Ａ２を同等に設定してある。
【００５６】
次に、中間能力時〜大能力時においては、弁体４ａが図５の弁開度６０°を越える回動位置から９５°未満の回動位置にわたって、回動されることにより、上記両開口面積Ａ１、Ａ２がさらに増加するとともに、バイパス側絞り部開口面積Ａ３が減少する。これにより、暖房用熱交換器７への温水流量をさらに増加させて、吹出空気温度を高める。
【００５７】
ところで、車両用空調装置の温水供給源をなすエンジン１とウオータポンプ２は、自動車の走行条件の変化に伴って回転数が大幅に変化するので、エンジン１からの温水供給圧は走行条件の変化により図１７に示すごとく大幅に変化し、これが流量制御弁４による温水流量制御、ひいては吹出空気温度調整に対する大きな外乱要素となる。
【００５８】
そこで、暖房用熱交換器７のバイパス回路５に圧力応動弁６を設けている。この圧力応動弁６においては、エンジン１からの温水供給圧が上昇して、弁体３０前後の差圧がスプリング３２により定まる所定圧より高くなると、弁体３０が図１の上方へ移動して開弁し、弁体３０と弁座３３との間の隙間（開口面積）が上記差圧に応じて変動することより、圧力応動弁６はその弁体３０前後の圧力差を一定値に維持するように作用する。
【００５９】
このような圧力応動弁６の作用により、エンジン１からの温水供給圧の変化による暖房用熱交換器７への温水流量の変動をある程度、抑制することができるが、本実施形態ては、特に、圧力応動弁６の弁体３０に対向するばね手段としてのコイルスプリング３２として、図３に示す非線形はね特性を有するものを用いている。それにより、エンジン回転数の低い領域（すなわち、圧力応動弁６前後の差圧が小さい領域）では、コイルスプリング３２のばね圧縮量が小となり、ばね定数（Ｎ／ｃｍ）が小となる。一方、エンジン回転数の高い領域（すなわち、圧力応動弁６前後の差圧が大きい領域）では、ばね圧縮量が大となり、ばね定数（Ｎ／ｃｍ）が大となる。
その結果、圧力応動弁６の弁体３０のリフトにより増大されるバイパス回路５の開口面積の増加割合が図１８の破線▲３▼に示すように、エンジン１の低回転領域では大となり、エンジン１の高回転領域では小となる非線形の開口増加特性を設定することができる。
【００６０】
このように、エンジン１の低回転領域では、ウォータポンプ圧力の上昇に対するバイパス回路５の開口面積の増加割合を大きくすることにより、バイパス回路５の開口面積不足に起因する熱交換器吹出空気温度の過度な上昇を防止できる。
一方、エンジン１の高回転領域では、ウォータポンプ圧力の上昇に伴って、弁体４ａのバイパス側開口部１７２およびシール部材４２の穴部４２ａを通して噴出する温水の動圧が大となり、この温水の動圧が圧力応動弁６の弁体３０に直接的に加わるので、弁体３０のリフト量（開度）が過大になろうとする。しかし、エンジン１の高回転領域では、コイルスプリング３２のばね定数（Ｎ／ｃｍ）が大となり、弁体３０のリフト量を制約するので、ウォータポンプ圧力の上昇に対するバイパス回路５の開口面積の増加割合を小さくすることができる。
【００６１】
従って、エンジン１の高回転領域におけるバイパス側温水流量の増大を抑制できるため、バイパス側温水と暖房用熱交換器７からの戻り温水との合流部Ｏにおいて、戻り温水に対する堰止め作用によって暖房用熱交換器７への温水流量が過度に減少することを防止でき、その結果、熱交換器吹出空気温度がエンジン高回転時に目標温度よりもかなり低下してしまうという現象を防止できる。
【００６２】
以上の作用を圧力応動弁６が果たすことにより、エンジン回転数の変動による熱交換器吹出空気温度の変動を低回転域から高回転域まで良好に吸収できる。
さらに、本実施形態によると、圧力応動弁６を有するバイパス回路５と、流量制御弁４との組み合わせについて、次のごとき特徴を持つことにより、圧力応動弁６による、熱交換器吹出空気温度の変動吸収効果を一層向上できる。
【００６３】
すなわち、図７は本実施形態による温水回路１ａを模式的に示すものであり、流量制御弁４に、暖房用熱交換器７への温水の流れを絞る第１、第２の絞り４０ａ′、４１ａ′からなる２段絞りを設けるとともに、この２段絞りの中間点に、バイパス回路５の一端（入口）を接続している。なお、第１の絞り４０ａ′は前述した通り、シール部材４０の穴部４０ａと弁体４ａの入口側開口部１７１、１７１ａとにより形成されるもので、第２の絞り４１ａ′はシール部材４１の穴部４１ａと弁体４ａの出口側開口部１７３、１７３ａとにより形成されるものである。
【００６４】
これに対し、図８は比較例であり、流量制御弁４′として、暖房用熱交換器７への温水の流れを１つの絞りのみで絞る、通常の１段絞りタイプのものを用いている。
図８の比較例によると、エンジン１のウォータポンプ２の温水吐出圧力が直接圧力応動弁６に加わるので、圧力応動弁６の前後差圧ΔＰは図９に示すようにエンジン回転数の変動（アイドル→６０００ｒｐｍ）に対して、ΔＰ1 という大きな変動を起こす。
【００６５】
一方、本実施形態によると、ウォータポンプ圧力に対して、流量制御弁４の第１の絞り４０ａ′と第２の絞り４１ａ′との抵抗比により定まる圧力まで減圧された温水圧力がバイパス回路５の圧力応動弁６に作用するので、エンジン回転数の変動（アイドル→６０００ｒｐｍ）に対して圧力応動弁６の前後差圧ΔＰの変動は、上記ΔＰ1 より大幅に小さいΔＰ2 となる。
【００６６】
従って、ウォータポンプ圧力が直接作用する比較例の圧力応動弁６に比較すると、本実施形態の圧力応動弁６はその前後差圧ΔＰの変動が小さいので、その分だけ、設計が非常に容易となる。
また、流量制御弁４が上記のごとき２段絞り構造であるため、前述の図５に示すように、流量制御弁４の開度が変化しても、温水入口開口面積Ａ１と熱交換器入口開口面積Ａ２との比、換言すると、第１の絞り４０ａ′と第２の絞り４１ａ′との抵抗比の変化が僅少となるように設定することができる。そのため、流量制御弁４の開度が変化しても、圧力応動弁６の前後差圧ΔＰを略一定値に維持することが可能となる。
【００６７】
図１０の実線ａは、本実施形態によるエンジンアイドル時の圧力応動弁前後差圧ΔＰを示し、破線ｂは本実施形態によるエンジン回転数：６０００ｒｐｍ時の圧力応動弁前後差圧ΔＰを示しており、いずれも、流量制御弁４の開度θの変化に対して前後差圧ΔＰが略一定値に維持されることを示している。
従って、圧力応動弁６のコイルスプリング３２の初期ばね力（ばねセット値）を、実線ａで示される前後差圧ΔＰに対応する値に設定すると、エンジンアイドル時には圧力応動弁６は閉弁状態となる。そして、エンジン回転数の上昇により前後差圧ΔＰが実線ａから破線ｂに向かって上昇すると、前後差圧ΔＰがコイルスプリング３２の初期ばね力に打ち勝つので、圧力応動弁６が開弁する。この圧力応動弁６の開度は前後差圧ΔＰとコイルスプリング３２のばね力との差に応じた値となり、流量制御弁４の開度変化の影響を受けない。
【００６８】
これに対し、比較例による１段絞りの流量制御弁４′を用いる場合は、エンジンアイドル時の圧力応動弁前後差圧ΔＰが実線ｃ、エンジン回転数：６０００ｒｐｍ時の圧力応動弁前後差圧ΔＰが破線ｄのごとく変化し、流量制御弁開度θが減少するに伴って前後差圧ΔＰが著しく増大する。
従って、いま、仮に、圧力応動弁６のコイルスプリング３２の初期ばね力を、流量制御弁開度θ＝θ1 における圧力応動弁前後差圧ΔＰに対応する値に設定すると、流量制御弁開度θ＝θ1 〜θ2 の範囲では、前後差圧ΔＰの変化があるにもかかわらず、圧力応動弁６は閉弁したままとなる。また、流量制御弁開度θ＝θ1 〜θ0 の範囲では、前後差圧ΔＰの上昇に応じて圧力応動弁６の開度が増加する。
【００６９】
このように、比較例によると、同じアイドル時であっても、流量制御弁４の開度変化の影響を受けて、圧力応動弁６の開度が大きく変化することになる。特に、コイルスプリング３２を構成する非線形ばねは、図３の特性から理解されるように、アイドル時のような低圧力域でのばね圧縮量の変化が大きいので、圧力応動弁６の開度変化をより一層助長させる。
【００７０】
以上の結果、比較例によると、エンジン回転数が同一であっても、流量制御弁４の開度変化の影響を受けて、圧力応動弁６の開度が大きく変化してしまうので、圧力応動弁６による、熱交換器吹出空気温度の変動吸収効果をうまく発揮できない。
（第２実施形態）
上述した第１実施形態では、圧力応動弁６として、１つの弁体３０と１つの非線形ばねからなるコイルスプリング３２とを組み合わせたものを用いて、非線形のバイパス開口特性を設定しているが、第２実施形態では図１１に示すように圧力応動弁６として、２つの弁体３０ａ、３０ｂと２つのコイルスプリング（ばね手段）３２ａ、３２ｂとを組み合わせたものを用いている。
【００７１】
すなわち、図１１の第２実施形態において、第１の弁体３０ａは略円錐台の形状であり、軸部３１と一体に成形されている。第２の弁体３０ｂは略円筒状の形状に成形され、その中央通路穴３０ｃに対して第１の弁体３０ａが軸方向に相対変位可能に配置されている。図１１の状態では、第１の弁体３０ａの外周面が第２の弁体３０ｂの中央通路穴３０ｃの内壁面に圧着して中央通路穴３０ｃを閉塞している状態を示しており、また、第２の弁体３０ｂの外周面が弁座３３の内壁面に圧着している状態を示している。
【００７２】
従って、この状態では、第１、第２の２つの弁体３０ａ、３０ｂによりパイパス開口２１、すなわちパイパス回路５の入口部が全閉されている。
そして、第１、第２の２つのコイルスプリング３２ａ、３２ｂのばね特性は図１２に示すように設定され、それぞれ、ばね力とばね圧縮量とが線形に変化する線形ばねから構成されているが、第１コイルスプリング３２ａのばね定数（Ｎ／ｃｍ）が小で、第２コイルスプリング３２ｂのばね定数（Ｎ／ｃｍ）が大になっている。
【００７３】
このように、２つのコイルスプリング３２ａ、３２ｂのばね特性を設定しているため、図１３に示すように、ウォータポンプ圧力（エンジン回転数）の低い領域では、ばね定数の小さい第１コイルスプリング３２ａを圧縮しながら第１の弁体３０ａが前後差圧の増加により図１１の上方へリフトして、第２の弁体３０ｂの中央通路穴３０ｃが開放される。このとき、第１コイルスプリング３２ａのばね定数の小さいため、前後差圧の増加に対する第１弁体３０ａのリフト量の増加割合が大となる。そのため、エンジン１の低回転領域では、バイパス開口面積の増加割合を大きくすることができる。
【００７４】
ウォータポンプ圧力の上昇により圧力応動弁６の前後差圧がばね定数の大きい第２コイルスプリング３２ｂの初期ばね力を上回ると、第２の弁体３０ｂが図１１の上方へリフトし、弁座３３の内側通路をも開放する。このときには、第１の弁体３０ａによるバイパス開口面積の増加が飽和してくるので、これ以後の、バイパス開口面積の増加は第２の弁体３０ｂに支配される。
【００７５】
そして、第２の弁体３０ｂに作用する第２コイルスプリング３２ｂのばね定数が大きいため、前後差圧の増加に対する第１弁体３０ａのリフト量の増加割合が小となる。そのため、エンジン１の高回転領域では、バイパス開口面積の増加割合を小さくすることができる。
これにより、第２実施形態においても、第１実施形態と同様の作用効果を発揮できる。
【００７６】
（第３実施形態）
上述した第１、第２実施形態では、圧力応動弁６におけるばね手段（３２、３２ａ、３２ｂ）のばね定数をエンジン１の低回転領域と高回転領域とで変化させているが、第３実施形態では、図１４に示すように、ばね定数が変化しない通常の１つの線形ばねからなるコイルスプリング３２を用いて、第１、第２実施形態と同様の作用効果を発揮しようとするものである。
【００７７】
このため、第３実施形態では、圧力応動弁６の弁体３０とともにバイパス回路５のパイパス開口面積を決定する弁座３３の通路穴３３ａの形状を工夫している。すなわち、弁座３３の通路穴３３ａを弁体３０のリフト方向（図１４の上方）に対して湾曲状に凹んだ形状に成形している。これにより、圧力応動弁６の弁体３０が線形ばねからなるコイルスプリング３２によって、前後差圧の上昇に対して線形にリフトしても、弁座３３の湾曲状に凹んだ通路穴３３ａの形状により、パイパス開口面積の変化を図１５に示すように、非線形の開口増加特性とすることができ、この結果、第１、第２実施形態と同様の作用効果を発揮できる。
【００７８】
（他の実施形態）
なお、上記実施形態では、圧力応動弁６のばね手段としてコイルスプリング３２、３２ａ、３２ｂを使用しているが、コイルスプリング３２の代わりにゴムのような弾性部材を用い、この弾性部材をその厚み方向に弾性変形させることにより、圧力応動弁６によるバイパス開口面積を温水圧力変化に対応して調整するようにしてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態を示す温水回路図で、流量制御弁と圧力応動弁とを一体化した流量制御装置の断面構造図を含む。
【図２】図１のＡ−Ａ矢視断面図を含む温水回路図である。
【図３】本発明の第１実施形態の圧力応動弁のコイルスプリングのばね特性図である。
【図４】本発明の第１実施形態における流量制御弁の弁体部分の分解斜視図である。
【図５】本発明の第１実施形態における流量制御弁の開度特性を示すグラフである。
【図６】（ａ）は第１実施形態の流量制御弁の弁体とシール部材の開口形状を示す底面図、（ｂ）は流量制御弁の弁体の円周面展開図、（ｃ）は流量制御弁の弁体とシール部材の断面図である。
【図７】本発明の第１実施形態の温水回路を模式的に示す回路図である。
【図８】本発明の比較例の温水回路を模式的に示す回路図である。
【図９】圧力応動弁の前後差圧とエンジン回転数との関係を示すグラフである。
【図１０】圧力応動弁の前後差圧と流量制御弁の弁体開度との関係を示すグラフである。
【図１１】本発明の第２実施形態を示す温水回路図で、流量制御弁と圧力応動弁とを一体化した流量制御装置の断面構造図を含む。
【図１２】本発明の第２実施形態における圧力応動弁のコイルスプリングのばね特性図である。
【図１３】本発明の第２実施形態におけるバイパス開口面積とウォータポンプ圧力との関係を示すグラフである。
【図１４】本発明の第３実施形態を示す温水回路図で、流量制御弁と圧力応動弁とを一体化した流量制御装置の断面構造図を含む。
【図１５】本発明の第３実施形態におけるバイパス開口面積とウォータポンプ圧力との関係を示すグラフである。
【図１６】本発明者が試作検討した試作品を示す温水回路図で、流量制御弁と圧力応動弁とを一体化した流量制御装置の断面構造図を含む。
【図１７】エンジンのウォータポンプ圧力とエンジン回転数との関係を示すグラフである。
【図１８】図１６の試作品におけるバイパス開口面積とウォータポンプ圧力との関係を示すグラフである。
【図１９】図１６の試作品における吹出空気温度とエンジン回転数との関係を示すグラフである。
【符号の説明】
１…エンジン、１ａ…温水回路、２…ウォータポンプ、４…流量制御弁、
４ａ…弁体、５…バイパス回路、６…圧力応動弁、７…暖房用熱交換器、
３０、３０ａ、３０ｂ…弁体、３２、３２ａ、３２ｂ…コイルスプリング、
４０ａ′…第１の絞り、４１ａ′…第２の絞り。
【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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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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