空调装置.pdf

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摘要
申请专利号:

CN01116975.3

申请日:

2001.05.17

公开号:

CN1325008A

公开日:

2001.12.05

当前法律状态:

撤回

有效性:

无权

法律详情:

发明专利申请公布后的视为撤回|||公开|||实质审查的生效申请日:2001.5.17

IPC分类号:

F25B49/02; F24F11/02; B60H1/32

主分类号:

F25B49/02; F24F11/02; B60H1/32

申请人:

株式会社丰田自动织机制作所;

发明人:

水藤健; 川口真广; 太田雅树; 木村一哉; 松原亮; 安谷屋拓; 宫川和仁; 土方康种

地址:

日本爱知县

优先权:

2000.05.18 JP 146167/2000

专利代理机构:

中国专利代理(香港)有限公司

代理人:

赵辛

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内容摘要

处于制冷环路中的可变排量压缩机内装有控制阀(CV)。控制阀可使制冷环路中的第一和第二压力监测点(P1,P2)的压力差趋于预定的目标值。第一压力监测点(P1)位于压缩机内的排气室(22)中。第二压力监测点(P2)位于从排气室(22)延伸的供气管(36)中。排气室(22)的制冷剂静压经第一压力监测点(P1)引入控制阀。供气管(36)中包括静压和动压的压力经第二压力监测点(P2)引入控制阀中。压缩机排量避免了蒸发器(33)热负荷的影响,得到可靠的控制。

权利要求书

1: 一种包括制冷环路的空调装置,制冷环路中有一个排量可 变的压缩机。所述空调装置特征在于,第一压力监测点(P1)和第二 压力监测点(P2)位于所述制冷环路中,第二压力监测点(P2)位于 第一压力监测点(P1)的下游,其中,一个排量控制机构根据所述控 制第一压力监测点(P1)第二压力监测点(P2)之间的压力差来控制 压缩机的排量,这样,所述压力差会趋于预定的目标值,所述第一压 力监测点(P1)或所述第二压力监测点(P2)在环路中的位置经安排, 使得包括所述环路中制冷剂动压的压力经由所述第一压力监测点 (P1)或所述第二压力监测点(P2)引入到所述排量控制机构中。
2: 根据权利要求1所述的空调装置,其特征在于,所述环路 包括冷凝器(31)、膨胀阀(32)和蒸发器(33),其中,压缩机有 排气压力区(22)和抽取压力区(21),排气压力区(22)压力为排 气压力,抽取压力区(21)的压力为抽气压力,所述环路还有一个从 排气压力区(22)延伸到所述冷凝器(31)的高压通道(36)和从所 述蒸发器(33)延伸到抽取压力区(21)的低压通道(35),第一压 力监测点(P1)和第二压力监测点(P2)位于所述环路的一部分,所 述环路的一部分包括排气压力区(22)、冷凝器(31)和高压通道(36)。
3: 根据权利要求1所述的空调装置,其特征在于,所述环路 包括冷凝器(31)、膨胀阀(32)和蒸发器(33),其中,所述压缩 机有排气压力区(22)和抽取压力区(21),排气压力区(22)的压 力为排气压力,抽取压力区(21)的压力为抽气压力,所述环路还有 一个从排气压力区(22)延伸到所述冷凝器(31)的高压通道(36) 和从所述蒸发器(33)延伸到抽取压力区(21)的低压通道(35), 第一压力监测点(P1)和第二压力监测点(P2)位于所述环路的一部 分,所述环路的一部分包括蒸发器(33)、抽取压力区(21)和低压 通道(35)。
4: 根据权利要求1所述的空调装置,其特征在于,第一压力 监测点(P1)在制冷环路中被安排在这样的位置,可使所述制冷环路 的制冷剂的静压通过第一压力监测点(P1)引入到所述排量控制机构 中,第二压力监测点(P2)在制冷环路中安排在这样的位置,可使所 述制冷环路的制冷剂的包括静压和动压的压力通过第二压力监测点 (P2)引入到所述排量控制机构中。
5: 根据权利要求1所述的空调装置,其特征在于,第一压力 监测点(P1)在制冷环路中安排在这样的位置,可使所述制冷环路的 制冷剂的包括静压和动压的压力通过第一压力监测点(P1)引入到所 述排量控制机构中,第二压力监测点(P2)在制冷环路中安排在这样 的位置,可使所述制冷环路的制冷剂的静压通过第二压力监测点(P2) 引入到所述排量控制机构中。
6: 根据权利要求2所述的空调装置,其特征在于,第二压力 监测点(P2)置于高压通道(36)中,使得高压通道(36)中的制冷 剂的包括静压的压力通过第二压力监测点(P2)引入到所述排量控制 机构中。
7: 根据权利要求6所述的空调装置,其特征在于,所述高压 通道(36)包括一个弯曲部分(36a),引入通道(38)从所述排量 控制机构中延伸并连接到所述弯曲部分(36a),所述引入通道(38) 包括进口(38a),所述进口(38a)开在高压通道(36)的内部并被 用作第二压力监测点(P2),所述进口(38a)的轴线与从所述高压 通道(36)流向所述进口(38a)的制冷剂流保持充分的平行,因此, 高压通道(36)中的制冷剂的包括静压的压力通过第二压力监测点 (P2)引入到所述排量控制机构中。
8: 根据权利要求6所述的空调装置,其特征在于,第一压力 监测点(P1)在制冷环路中被安排在这样的位置,可使所述制冷环路 的制冷剂的静压通过第一压力监测点(P1)被引入到所述排量控制机 构中。
9: 根据权利要求8所述的空调装置,其特征在于,第一压力 监测点(P1)位于排气压力区(22)中或在所述高压通道(36)中。
10: 根据权利要求2所述的空调装置,其特征在于,第一压力 监测点(P1)在制冷环路中安排在所述高压通道(36)中,使得所述 高压通道(36)的制冷剂的静压通过第一压力监测点(P1)引入到所 述排量控制机构中。
11: 根据权利要求10所述的空调装置,其特征在于,第二压力 监测点(P2)在制冷环路中安排在所述高压通道(36)中,使得所述 高压通道(36)的制冷剂的静压通过第二压力监测点(P2)引入到所 述排量控制机构中。
12: 根据权利要求1到11中的任一条所述的空调装置,其特征 在于,包括装置(72)和控制器(70),所述装置(72)检测所述制 冷环路所需的反映冷却性能的外部信息,所述控制器(70)根据所述 装置(72)检测到的外部信息来确定目标值,并命令所述排量控制机 构相应于所述目标值而工作。
13: 根据权利要求12所述的空调装置,其特征在于,所述压缩 机包括曲柄箱(5),曲柄箱(5)中的倾斜的驱动盘(12)以及由所 述驱动盘(12)驱动的作往复运动的活塞(20),所述驱动盘(12) 的倾角相应于曲柄箱(5)内的压力变化而变化,所述驱动盘(12) 的倾角决定所述活塞(20)的冲程以及压缩机的排量,所述排量控制 机构包括压缩机内的控制阀,所述控制阀相应于压力差而工作,因此 调节了曲柄箱(5)中的压力。
14: 根据权利要求13所述的空调装置,其特征在于,所述控制 阀包括: 阀体(43); 促动器(60),所述促动器(60)用来推动阀体(43),所述控 制器(70)控制输入到所述促动器(60)的电流,从而使得所述促动 器(60)的推动力与所述目标值相应;以及 压力接受体(54),其中,所述压力接受体(54)相应于作用在 其上的压力差而推动所述阀体43,从而所述压力差趋于所述目标值。

说明书


空调装置

    本发明涉及到一种车用空调。

    典型的车用空调制冷环路系统包括冷凝器,膨胀阀,蒸发器和压缩机。压缩机由车上引擎驱动,从蒸发器内抽取制冷气体然后将其压缩,再将压缩气体注入到冷凝器中。制冷环路中的制冷剂和乘客车厢中的空气在蒸发器进行热交换。相应于热负荷或冷却负荷,空气热量通过蒸发器传递到流经蒸发器的制冷剂。蒸发器出口处或是下游处的制冷气体压力代表冷却负荷。

    在车辆中广泛地使用可变排量压缩机。这样的压缩机包括一个排量控制阀,该控制阀用来将蒸发器出口处压力或抽取压力保持在一个目标值(目标抽取压力)。控制阀根据抽取压力反馈控制压缩机排量,因而,制冷环路中的制冷剂流速与冷却负荷一致。

    不过,当引擎转速改变,制冷剂流速改变时,压缩机的排量可能没有随其相应地立即改变。比如说,如果引擎转速和制冷剂流速增高,此时,蒸发器的热负荷也变高,压缩机排量不会减小,除非实际的抽取压力变得比目标抽取压力小。因此,当引擎转速增加时,驱动压缩机的机械功也增加,相应地就降低了燃料经济性。

    所以,本发明的一个目标是提供一种空调装置,该空调装置使用一种排量可变压缩机可避免蒸发器热负荷的影响,保持用来控制压缩排量的目标控制值。

    为达到上面所述和其它目标并与本发明目的一致,本发明提供一种包括制冷环路地空调装置。该制冷环路包括一种排量可变压缩机,并设有第一压力监测点和第二压力监测点,第二压力监测点处于第一压力监测点的下游。该空调还包括一种排量控制机构,该排量控制机构利用第一和第二压力监测点之间的压力差来控制压缩机的排量,这样,该压力差就会趋于预定的目标值。调整第一压力监测点或第二压力监测点在制冷环路中的位置,可使包括制冷环路中制冷剂动压的压力经第一压力监测点或第二压力监测点引入到排量控制机构中。

    本发明的其它方面和优势从下面的描述中可以更为清楚地看到,该描述结合附图举例说明了本发明主旨。

    结合附图参考下面本发明目前的一种优选实施例的描述,可以最好地理解本发明及其目标和优点。

    图1是本发明第一种实施例中的斜盘式可变排量压缩机的横截面图;

    图2是制冷环路示意性的环路图;

    图3是图1中压缩机的控制阀的剖视图。

    图4是制冷剂流速和两个压力监测点间压力差的关系图;

    图5是控制阀控制操作的流程图;

    图6是第二种实施例的部分制冷环路的示意图;

    图7是第三种实施例的部分制冷环路的示意图;

    图8是另一种实施例中压力监测点的横截面局部放大图;

    图9是又一种实施例的部分制冷环路的示意图。

    现在对本发明的第一种到第三种实施例进行解释。在第二种和第三种实施例的解释中,只是讨论那些和第一种实施例的不同之处。如果第二和第三种实施例中指代部件的数字与第一种实施例中的数字相同或相似,则它们指代的是相同或相似的部件。

    图1中的压缩机包括圆柱体1,与圆柱体1前端相接的前盖2,与圆柱体1后端相接的后盖4。阀片3位于后盖4和圆柱体1之间。

    圆柱体1和前盖2之间形成曲柄箱5。驱动轴6在曲柄箱5内通过轴承安装固定。在曲柄箱5内耳板11固定在驱动轴6上并与驱动轴6成整体一起旋转。

    驱动轴6的前端通过动力传输机构PT接外部驱动源,该驱动源在本实施例中是引擎E。在本实施例中,动力传输机构PT是无离合机构,比如说,包括皮带和滑轮。另外,动力传输机构PT也可以是根据外部输入电流值而选择性地传送动力的离合机构(比如说电磁离合器)。

    在本实施例中为斜盘12的驱动盘位于曲柄箱5中。斜盘12沿驱动轴6滑动并倾向于驱动轴6的轴线。在耳板11和斜盘12之间有一铰链机构13。斜盘12通过13与耳板11和驱动轴6连接在一起。斜盘12与耳板11和驱动轴6同步旋转。

    圆柱孔1a(图1中只示出一个)以驱动轴6为中心等角度间隔均匀分布在圆柱体1上。在每个圆柱孔1a中有个单头活塞20,活塞20在圆柱孔1a中作往复运动。在每个圆柱孔1a中有个压缩腔,该压缩腔的排量伴随着活塞20的往复运动而变化。活塞20的前端通过一对轴瓦19连接在斜盘12的外围。斜盘12的旋转带动活塞20作往复运动,斜盘12的倾角决定活塞20的冲程。

    在阀片3和后盖4之间形成吸入腔21和排气室22,排气室22环绕着吸入腔21。对应于每一个圆柱孔1a,在阀片3上形成一个吸气口23,一个用来打开和关闭吸气口23的吸气阀舌24,一个排气口25,一个用来打开和关闭排气口25的放气阀舌26。吸入腔21通过相应的吸气口23与每一个圆柱孔1a相通,每一个圆柱孔1a通过相应的排气口25与排气室22相通。

    当每一个活塞20从其上死点移动到下死点时,制冷气体经由相应的吸气口23和相应的阀舌24流进圆柱孔1a内。当活塞20从其下死点移动到上死点时,圆柱孔1a内的制冷气体被压缩到一个预定的压力值并使得相应的放气阀舌26打开,然后经由相应的排气口25和相应的放气阀舌26排入到排气室22中。

    斜盘12的倾角(斜盘12与垂直于驱动轴6的平面的夹角)由多种力矩或动量决定,比如有斜盘旋转离心力带来的转动力矩,活塞20往复运动的惯量以及气体压力带来的力矩。气体压力带来的力矩取决于圆柱孔1a内压力和曲柄箱压力Pc之间的关系。气体压力带来的力矩与曲柄箱压力Pc相一致地增加或减小斜盘12的倾角。

    在这个实施例中,气体压力带来的力矩是通过排量控制阀CV控制曲柄箱压力Pc而得到改变的。斜盘12的倾角可以在最大倾角(图1中实线所示)和最小倾角(图1中虚线所示)范围内变化为任意角度。

    如图1和图2所示,控制曲柄箱压力Pc的控制机构包括抽气通道27,供气通道28和控制阀CV。抽气通道27连通吸入腔21和曲柄箱5,其中,吸入腔21是吸入压力(Ps)区。供气通道28连通排气室22和曲柄箱5,其中,供气通道28是放气压力(Pd)区。控制阀CV在供气通道28的中间位置。

    控制阀CV通过改变供气通道28的开口大小来控制从排气室22流往曲柄箱5的制冷气体流速。曲柄箱5中的气体压力变化与两种制冷气体流速之间的关系相一致,所述两种流速是从排气室22流往曲柄箱5的制冷气体流速和从曲柄箱5内经抽气通道27流往吸入腔21的制冷气体流速。伴随着曲柄箱压力Pc变化,曲柄箱压力Pc和圆柱孔1a压力之间的差也发生变化并带动斜盘12的倾角发生变化。结果,活塞20的冲程改变了,也就控制了制冷排量。

    如图1和图2所示,本车用空调的制冷环路包括压缩机和外部制冷环路30。外部制冷环路30包括冷凝器31,在本实施例中为膨胀阀32的减压装置,蒸发器33。膨胀阀32的打开由靠近蒸发器33出口处的温度传感管34检测到的温度进行反馈控制。相应于热负荷,膨胀阀32还提供一定的制冷量来对流速进行控制。

    在外部制冷环路30的下游部分,在本实施例中为供气管35的低压通道连接蒸发器33的出口和吸入腔21。在外部制冷环路30的上游部分,在本实施例中为供气管36的低压通道连接压缩机的排气室22和冷凝器31的进口。为了在车中安放下该制冷环路,供气管36的一段做成直角弯曲部分。压缩机从外部制冷环路30的下游部分抽取气体,然后将压缩过的气体排放到排气室22中,排气室22与外部制冷环路30的上游部分连接。

    流经外部制冷环路30的制冷剂流速越高,环路或管道单位长度的压力损失越大。具体点说,在外部制冷环路30中两个压力监测点P1,P2之间的压力损失与外部制冷环路30的流速有关。压力监测点P1和P2之间的检测到的压力差(压力差ΔPd)代表制冷环路的制冷剂流速。

    在此实施例中,上游或第一压力监测点P1处于排气室22内,排气室22是管36的最上游部分;下游或第二压力监测点P2处于管36的中间位置,与P1保持预定间隔。P1点的气体压力PdH和P2点的气体压力PdL分别通过引入通道37和引入通道38施加在控制阀CV上。

    固定节流阀39位于第一压力监测点P1和第二压力监测点P2之间。节流阀39增大了P1和P2间的压力差ΔPd(ΔPd=PdH-PdL)。节流阀39能减小P1和P2之间的间距并可以让P2相对地靠近压缩机(排气室22)一些。因此,从第二压力监测点P2延伸到压缩机中控制阀CV的引入通道38就被缩短了。

    因为第一压力监测点P1在排气室22之内,排气室22内的制冷气体的静压引入到控制阀CV内并被作为第一压力监测点P1的监测压力PdH。由于排气室22的容积相对较大,制冷气体流速较低,动压与总压力之比也相对较低。另外,从圆柱孔1a来的制冷剂流在排气室22中混合。因此,不管第一压力引入通道37是如何与排气室22相连以及连接到排气室22的哪个部分,排气室22中的动压几乎不会影响到监测压力PdH。第一压力引入通道37按照图1中虚线所示的路线与排气室22相连比较合适,以便减小动压对监测压力PdH的影响。也就是说,排气室22中的第一压力引入通道37的开口应该与排气口25和管36的开口间隔开。

    图2放大的圆中解释了第二压力监测点P2。呈直线的第二压力引入通道38与管36的弯曲部分36a相连,通道38的开口38a的中心点处在管36的一部分即弯曲部分的上面部分的轴线上。因此,流经第二压力监测点P2的制冷剂的总压,也就是被作为第二压力监测点P2处压力PdL的静压与动压之和施加在控制阀CV上。

    当制冷环路制冷剂流速很低时,流经第二压力监测点P2的制冷剂的总压大部分为静压。不过,当流速增高或制冷剂的流动速度增高时,动压就会增长超过静压。从而,动压与总压之比就会增大。就是说,与一个把P2点的静压(P1点监测压力PdH也是静压)当作监测压力PdL的比较例子相比,当流速增高时,加在控制阀CV上的监测压力PdL要高一些。

    图4是制冷环路流速和压力差ΔPd的关系图。在第一种实施例和比较例子中,当流速增高时,压力差ΔPd都增大。不过,第一种实施例中的压力差ΔPd的增长率要大一些。换句话说,对于给定量的压力差ΔPd,第一种实施例的流速要比比较例子的流速高。当压力差ΔPd增大时,比较例子的压力差和第一种实施例的压力差的差别要增大。

    如图3所示,控制阀CV有阀体进口部分和螺线管60。阀体进口部分控制供气通道28的开口大小,其中,供气通道28连通排气室22和曲柄箱5。螺线管60作为一个电磁促动器利用外部输入电流来控制位于控制阀CV内的杆40。杆40有末端部分41、阀体43、连接部分42、导杆44。其中,连接部分42连接末端部分41和阀体43,阀体43是导杆44的一部分。

    控制阀CV的阀盖45上有帽45a、上半体45b和下半体45c。上半体45b决定了阀体进口部分的形状,下半体45c决定了螺线管60的形状。在上半体45b内有阀腔46和连通通道47。上半体45b和帽45a之间形成了压力传感室48。

    杆40在阀腔46和连通通道47内沿控制阀CV的轴向或者插图中的垂直方向运动。阀腔46随着杆40的位置变化与连通通道47连通或隔断。杆40的末端部分41将连通通道47与压力传感室48隔断。

    阀腔46的底壁由固定铁芯62的上端面形成。阀腔46可经第一径向口51,供气通道28的上游部分与排气室22相通;连通通道47可经第二径向口52,供气通道28的下游部分与曲柄箱5相通。因此,第一径向口51,阀腔46,连通通道47,第二径向口52组成了供气通道28的一部分。其中,供气通道28连通排气室22和曲柄箱5。

    杆40的阀体43位于阀腔46内。连通通道47的内径大于杆40的连接部分42的直径,小于导杆44的直径。也就是说,连通通道47的开口面积SB(末端部分41的横截面积)大于连接部分42的横截面积,小于导杆44的横截面积。在连通通道47的开口处形成了阀座53(绕阀孔)。

    当杆40从图3的最低位置移向最高位置时,阀体43接触到阀座53,连通通道47关闭。因此,阀体43相当于一个用来控制供气通道28开闭的内部阀体。

    在压力传感室48中有一个杯状的压力传感部件54,传感部件54在压力传感室48中轴向移动,并将压力传感室48分隔成第一压力室55和第二压力室56。传感部件54相当于一个分隔物,将第一压力室55和第二压力室56分隔开并隔断二者之间的连通。传感部件54的横截面积SA大于连通通道47的开口面积SB。

    螺旋弹簧50位于P1压力室中。螺旋弹簧50将传感部件54压向第二压力室56。

    第一压力室55经由帽45a上的P1口57和引入通道37连通到排气室22和第一压力监测点P1上。第二压力室56经由阀盖45的上半体45b上的P2孔58和引入通道38与第二压力监测点P2相连。因此,第一压力室55内的气压为第一压力监测点P1处的监测压力PdH,第二压力室56内的气压为第二压力监测点P2处的监测压力PdL。

    螺线管60包括一个杯状的圆柱筒61。固定铁芯62配合安装在圆柱筒61的上部。圆柱筒61内形成螺旋管腔63,可移动的铁芯64在螺旋管腔63内轴向移动。铁芯62的中央形成轴向延伸的导孔65。杆40的导杆44在导孔65内轴向移动。

    杆40的另一端位于螺旋管腔63中。具体点说,导杆44的低端配合安装在可动铁芯64的中心孔内,并通过卷边固定。因此,可动铁芯64和杆40整体地作轴向运动。

    螺旋管腔63内固定铁芯62和可动铁芯64中间有一阀体压紧弹簧66。弹簧66使铁芯64远离铁芯62,并将杆40(阀体43)向下压。

    线圈67缠绕在不动芯62和移动芯64周围。线圈67从驱动电路71处接受驱动信号,而驱动电路71是从控制器70中接受命令。线圈67产生一个相应于从驱动电路71处输入的电流值的电磁力F。电磁力F将移动芯64推向固定芯62。输入到线圈67的电流是通过控制输入到线圈67的电压来控制的。这种实施例采用负荷控制方式来控制输入的电压。

    控制阀CV中杆40的位置,也就是控制阀CV的打开和关闭由下面所述内容确定。在下面的描述中,不计阀腔46,连通通道47,螺旋管腔63的压力影响。

    如图3所示,当没有电流输入到线圈67中时(Dt=0%),弹簧50和66的向下的压力(f1+f2)比其它力要大,杆40移向其最低点,带动阀体43,使得连通通道47全部打开。相应地,曲柄箱压力Pc在这种条件下达到最大。因此,曲柄箱压力Pc和圆柱孔1a内压力之间的差别很大,从而就减小了斜盘12的倾角以及压缩机的排量。

    当最小负荷比的电流输入到线圈67时,向上的电磁力F比弹簧50和66的向下的压力f1+f2要大,这会导致杆40向上移动。向上的电磁力F被弹簧66向下的压力f2减弱。向上的净作用力(F-f2)与向下的净作用力的合力使得阀体43处于一个相对于阀座53的位置,当在此位置时,下列等式满足:

    PdH·SA-PdL(SA-SB)=F-f1-f2

    其中,弹簧50的向下压力f1和由压力差ΔPd带来的向下压力组成所述向下的净作用力。

    比如说,如果因为引擎E的转速降低制冷环路中的制冷剂的流速跟着降低,由两点之间的压力差ΔPd带来的向下作用力减小,而此时电磁力F又不能平衡作用在杆40上的其他作用力,杆40就会上移,从而压缩弹簧50和66。杆40的阀体43就会处于这样一个位置使得弹簧50和66的向下作用力f1+f2的增长抵消掉由两点之间的压力差ΔPd带来的向下作用力减小,结果,连通通道47的开口面积减小,曲柄箱压力Pc降低,曲柄箱压力Pc和圆柱孔1a压力之间的差别也会减小,斜盘12的倾角增大,压缩机的排量增大。压缩机的排量增大又会提高制冷环路中制冷剂的流速,从而便导致了两点之间的压力差ΔPd的增大。

    相反,如果因为引擎E的转速升高,制冷环路中的制冷剂的流速跟着升高,由两点之间的压力差ΔPd带来的向下作用力增大,而此时电磁力F又不能平衡作用在杆40上的其他作用力,杆40就会下移,从而放松弹簧50和66。杆40的阀体43就会处于这样一个位置使得弹簧50和66的向下作用力f1+f2的减小抵消掉由两点之间的压力差ΔPd带来的向下作用力增加,结果,连通通道47的开口面积增大,曲柄箱压力Pc增大,曲柄箱压力Pc和圆柱孔1a压力之间的差别也会增大,斜盘12的倾角减小,压缩机的排量减小。压缩机的排量减小又会降低制冷环路中制冷剂的流速,从而便导致了两点之间的压力差ΔPd的减小。

    当输入到线圈67的电流的负荷比Dt增加,相应地电磁力F也增加时,两点之间的压力差ΔPd不能平衡杆40上的作用力。因此,杆40上移,从而压缩弹簧50和66。杆40的阀体43就会处于这样一个位置使得弹簧50和66的向下作用力f1+f2的增长抵消掉向上的电磁力F的增长。结果,控制阀CV的开口,或者说是连通通道47的开口面积减小,并且压缩机的排量也减小了。相应地,制冷环路中制冷剂的流速增加了,从而也增加了压力差ΔPd

    当输入到线圈67的电流的负荷比Dt降低,相应地电磁力F也减小时,两点之间的压力差ΔPd不能平衡杆40上的作用力。因此,杆40下移,这将降低弹簧50和66的向下的作用力f1+f2。杆40的阀体43就会处于这样的位置,可使弹簧50和66的向下作用力f1+f2的增加抵消掉向上的电磁力F的减小。结果连通通道47的开口面积变大,并且压缩机的排量也减小了。相应地,制冷环路中制冷剂的流速降低了,从而也减小了压力差ΔPd

    综上所述,压力差ΔPd的目标值取决于电磁力F。控制阀CV根据压力差ΔPd的变化自动地确定杆40的位置,从而保证压力差ΔPd为目标值。压力差ΔPd的目标值在最大值和最小值之间变化,最大值相应于最大负荷比Dt(最大),比如说为100%;最小值相应于最小负荷比Dt(最小)。

    如图2和图3所示,车用空调装有控制器70。控制器70是计算机控制装置,包括一个中央处理器,一个只读存储器,一个随机读写存储器以及一个输入/输出接口单元。外部信息检测器连在输入/输出接口单元的输入端子上。驱动电路71连在输入/输出接口单元的输出端子上。

    控制器70根据各种外部信息来进行数学计算并确定一个合适的负荷比,然后使驱动电路71输出一个相应于该负荷比的驱动信号。其中,所述外部信息由外部信息检测器72检测得到。驱动电路71向线圈67输出该驱动信号。控制阀CV的螺线管60产生的电磁力F相应于线圈67上的驱动信号的负荷比而变化。

    信息检测器72是一组用来检测外部信息的器件,其中,所述反映性能的外部信息为制冷环路制冷操作所需。比如说,信息检测器72的传感器包括A/C开关(由乘客等操作的空调上的通/断开关)73,用来检测车内温度Te(t)的温度传感器74以及用来设置车内温度的所需目标值Te(设置)的温度设置装置75。

    下面将参考图5中的流程图来说明控制器70控制阀CV的负荷控制的使用。

    当车辆的点火开关(或启动开关)打开时,控制器70被输入开始工作的电流。在S101步骤中,控制器70进行各项初始化。比如说,控制器70设置负荷比Dt为0。然后,条件监测和对负荷比Dt的内部处理开始进行了。

    在S102步骤中,控制器70监测开关73的开/关状态直到开关73被打开。在开关73被打开后,在S103步骤中,控制器70将控制阀CV的负荷比Dt设置成最小负荷比Dt(最小)并且开始了控制阀CV的内部自控工作(保持目标压力差)。

    在S104步骤中,控制器70判断由温度传感器74检测来的温度是否高于目标温度Te(设置)。如果S104步骤中的判断结果为否,则在S105步骤中,控制器70进一步判断检测的温度Te(t)是否低于目标温度Te(设置)。如果S104步骤中的判断结果为否,则检测的温度Te(t)等于目标温度Te(设置)。因此,负荷比Dt不需要改变。进而,控制器70不会让驱动电路71改变负荷比Dt,直接执行S108步骤。

    如果S104步骤中的判断结果为是,则车内的温度高并且热负载高。进而,在S106步骤中,控制器70将负荷比Dt增加一个单位Δd并使驱动电路71将负荷比Dt增加到一个新值(Dt+Δd)。结果,控制阀CV的开口面积减小,蒸发器33传热能力增加,温度Te(t)也就降下来了。

    如果S105步骤中的判断结果为是,则车内的温度低并且热负载低。进而,在S107步骤中,控制器70将负荷比Dt减小一个单位Δd并使驱动电路71将负荷比Dt减小到一个新值(Dt+Δd)。结果,控制阀CV的开口面积增加,压缩机排量减小,蒸发器33传热能力降低,温度Te(t)也就上升。

    在S108步骤中,判断开关73是否关闭。如果S108步骤的判断结果为否,执行S104步骤;如果S108步骤的判断结果为是,执行S101步骤,在S101步骤中,往控制阀CV的电流停止输送。

    如上所述,通过在S106和S107步骤中对负荷比Dt的改变,在检测温度Te(t)偏离目标温度Te(设置)时,负荷比Dt会逐渐地得到优化并且检测温度Te(t)向目标温度Te(设置)的附近值靠拢。

    上面说明的实施例有如下优点。

    (1)在第一种实施例中,为了控制控制阀CV的开口大小,并不直接依靠抽取压力Ps,而是直接控制制冷环路中的压力监测点P1和P2之间的压力差来反馈控制压缩机的排量。其中,抽取压力Ps受蒸发器33中热负荷影响。换句话说,控制器70的外部控制系统相应于引擎E的转速对压缩机排量进行快速和精确的控制。尤其是,当引擎转速增加时,压缩机排量很快就被减小,从而提高了引擎E的燃油经济性。

    (2)通过改变负荷比Dt来改变目标压力差。其中,控制阀CV的开口大小受所述压力差控制。因此,和一种没有这种电磁结构的控制阀相比或和固定目标压力差的控制阀相比,如图5的流程图所示,控制阀CV适合于对空调进行精确的控制。

    (3)在比较例子的控制阀中,在压力监测点P1,P2处的监测压力PdH,PdL为静压,P1,P2之间的间距或节流阀39的节流量必须被改变以便改变流速和压力差ΔPd。但是,在第一种实施例中,一个动压元素加入流经第二压力监测点P2的制冷剂的静压中,并且结果反馈到控制阀CV中并作为监测压力PdL。因此,流速和压力差ΔPd的关系与比较例子中的不同。也就是说,在第一种实施例中,监测压力PdL反映动压并使得流速和压力差ΔPd的关系能出现变化,也给设计带来了灵活性。

    (4)当负荷比处于最大值时,满足前面所述等式的压力差ΔPd为控制阀CV的最大目标压力差,它也是制冷环路的最大可控流速。如上所述,对于一个给定值的压力差ΔPd,第一种实施例中的制冷剂的流速要大于比较例子中的流速,其最大可控流速也大于比较例子中的最大可控流速。

    在比较例子中,可减小节流阀39的节流量来增大其最大可控流速,这样,当流速增高时,压力差ΔPd不会有很大的增大。不过,当流速较小时,如果减小节流阀39的节流量,压力差ΔPd几乎不会因流速的变化而变化。因此,在控制较低流速的区域内的流速时,必须在很小范围内调节负荷比Dt,因而精确地调节流速就变得很困难。

    综上所述,在第一种实施例中,在增大最大可控流速时还能在低流速区域保证流速的可控性。

    (5)车用空调的压缩机通常都装在一个小引擎舱,这就限制了压缩机的尺寸。所以,控制阀CV和螺线管60(线圈67)的尺寸也受到限制。另外,螺线管60通常由控制引擎的电池来驱动。该电池的电压可在12到24伏之间。

    为了增大比较例子中的最大可控流速,可以增大代表最大压力差的螺线管60的电磁力F的最大值。为增大螺线管60的电磁力F的最大值,必须加大线圈67的尺寸或者增高电源的电压。不过,这就需要对周边设备的现有设计作出很大的更改,这有点不太可能。换句话说,为增大用于车用空调的控制阀CV的最大可控流速,第一种实施例不增大线圈67(控制阀CV)的尺寸和电源的电压,所以是最合适的。

    (6)第二压力监测点P2的总压力作为P2处的监测压力并被引入到控制阀CV中,所以,当流速在高流速区域增高时,压力差ΔPd被有效地防止显著增大,这一点对于获得优点(4)很有效。

    (7)控制阀CV中的压力差ΔPd是用机械方式检测,并直接影响杆40(阀体43)的位置。因此,控制阀CV不需要一个昂贵的压力传感器来电子检测压力差ΔPd。这就减少了用来计算负荷比Dt的部件数目,因而也就减少了控制器70的计算工作量。

    (8)管36的36a部分做成弯曲的以便于制冷环路安装在车内。第二压力监测点P2位于36a中。引入通道38的开口38a开在弯曲部分36a中。开口38a的轴线与流入开口38a的制冷气体的流向保持充分平行。因此,第二压力监测点P2的总压力就用一种简单的结构引入到了控制阀CV中。

    图6显示了第二种实施例。在第二种实施例中,第一压力监测点P1位于排气室22和节流阀39之间的管36中。第一压力引入通道37以直角连接在管36上,因此引入通道37的开口37a垂直于制冷剂的流向。因此流经第一压力监测点P1的制冷气体的静压被作为第一压力监测点P1的监测压力PdH被引入到控制阀CV(第一压力室55)中。

    在第二种实施例中,第一压力监测点P1位于管36中,管36中的制冷剂流速高于排气室22中的制冷剂流速。第一压力监测点P1处的总压与排气室22中的压力大致相等。不过,在第一压力监测点P1处,动压与总压之比要大些。因此,与第一种实施例相比,低一些的监测压力PdH(静压)被引入到控制阀CV中。所以,如图4中标有第二种实施例的特性曲线所示,高流速区域的流速增高使压力差ΔPd增大了一个相对小的量,也增加了最大可控流速。

    图7显示了第三种实施例。第三种实施例对提高制冷剂流速比增加最大可控流速的设计成分要多一些。

    在第三种实施例中,第一压力监测点P1位于排气室22和节流阀39之间的管36中。引入通道37的末端位于管36中并弯成一个直角。引入通道37的开口37a面朝沿管36轴线流动的制冷剂流。因此,流经第一压力监测点P1的制冷剂的总压作为监测压力PdH被引入到控制阀CV(第一压力室55)中。所以,与将静压当作监测压力PdH的情况相比,在制冷剂流速提高时,第三种实施例的监测压力PdH的增长大一些。

    引入通道38与管36成直角连接。引入通道38的开口38a垂直于管36中的制冷剂流。因此,和比较例子一样,流经第二压力监测点P2的制冷气体的静压作为监测压力PdL被引入到控制阀CV(第二压力室56)中。

    如图4中标有第三种实施例的特性曲线所示,在中高流速区域,流速的变化会使压力差ΔPd产生很大的变化。因此,通过在一个相对宽的范围内调整负荷比Dt,流速可以得到很精确的控制。

    为提高比较例子中的流速可控性,可以增大节流阀39的节流量使得压力差ΔPd相应于流速的变化产生很大的变化。不过,当节流阀39的节流量增大时,节流阀39的压力损失也相应增加,这会降低空调的效率和引擎E的燃油经济性。

    对于那些专业技术人员来说,有一点很清楚,就是在不脱离本发明的主旨和范围的情况下,本发明可以以许多其他的具体形式来体现。尤其要指出的是,本发明可由以下形式来体现。

    为使监测压力PdH和PdL能反映动压,可以使用皮托管向控制阀CV中只引入动压。还可以采用另外一种方式,如图8所示,可以将压力引入通道37(38)在压力监测点P1(P2)处向管36倾斜并与其成θ角。在这种情况下,静压和被角度θ减弱的动压被一起引入到控制阀CV中。

    监测压力PdH和PdL都能反映相应压力监测点P1和P2处的动压。在这种情况下,可以采用图8所示的结构。另外,可以通过改变角度θ来调节压力监测点P1和P2处动压的影响大小。同比较例子相比,这就允许流速和压力差ΔPd的关系可被转换到要么增大最大流速要么提高流速的可控性。

    如图9所示,第一和第二压力监测点P1和P2在管36中可以安排得相互靠近,皮托管80可被置于压力监测点P1和P2处。皮托管80有总压管80a和静压管80b。总压管80a有一朝向制冷剂流的开孔37a。总压管80a通向上面所述实施例中的引入通道37并与控制阀CV的第一压力室55相通。静压管80b有一垂直于制冷剂流的开口38a。静压管80b通向上面所述实施例中的引入通道38并与控制阀CV的第二压力室56相通。在这种结构中,压力差ΔPd表示第一压力监测点P1处的监测压力PdH和第二压力监测点P2处的监测压力PdL的差值。换句话说,压力差ΔPd表示流经第一压力监测点P1和第二压力监测点P2的制冷剂的动压,其中,所述动压是由总压减去静压的结果值。既然动压与制冷剂的流速成正向关联,控制阀CV对流速的控制方式就和上面所述实施例和没有使用节流阀39的比较例子中的控制方式一样。也就是说,和一种将工作压力当成静压的例子相比,图9中的实施例为空调的设计增添了灵活性。

    可以省掉控制阀CV的自动功能使得控制阀CV只包括电磁阀。在这种情况下,每一个压力传感点P1和P2都装有一个压力传感器。控制器70根据信息检测器72的信号和压力传感器的信号来计算负荷比Dt,并且根据压力差ΔPd来电子控制控制阀CV。这些简化了控制阀CV的结构,减小了控制阀CV的尺寸。

    如图2中显示的另一种实施例的特性曲线所示,第一压力监测点P1可被置于蒸发器33和吸入腔21(在插图中管35中)之间,第二压力监测点P2可被置于抽取压力区和第一压力监测点P1(在插图中吸入腔21中)的下游。

    控制阀可以是一种称为出口控制阀的阀,该阀通过控制抽气通道27的开口来控制曲柄箱内压力Pc。

    本发明也可以用一种摆动型可变排量压缩机的控制阀来实现。

    可以采用如电磁离合器的离合机构来作为动力输送机构PT。

    因此,这些示例和实施例应该被认为是说明性的,非限制性的,并且本发明并不局限于此处给出的细节,可在不脱离附加的权利说明书中的范围和等效性内进行修改。

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处于制冷环路中的可变排量压缩机内装有控制阀(CV)。控制阀可使制冷环路中的第一和第二压力监测点(P1,P2)的压力差趋于预定的目标值。第一压力监测点(P1)位于压缩机内的排气室(22)中。第二压力监测点(P2)位于从排气室(22)延伸的供气管(36)中。排气室(22)的制冷剂静压经第一压力监测点(P1)引入控制阀。供气管(36)中包括静压和动压的压力经第二压力监测点(P2)引入控制阀中。压缩机排量。

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