普通的车辆空调系统的制冷回路包括：冷凝器，起减压装置作用的膨胀 阀，蒸发器以及压缩机。压缩机从蒸发器中抽出制冷气体并对气体进行压缩。 接着压缩机将气体排出到冷凝器中。蒸发器在回路中的致冷剂和乘客室中的空 气之间进行热交换。相应于热负载和制冷负载，在蒸发器周围流动的空气中的 热量被传导给流经蒸发器的致冷剂。制冷气体在蒸发器出口处的压力代表热负 载的大小。
车辆的变容量斜盘式压缩机，具有用于将蒸发器的出口附近的压力(吸 入压力Ps)设置为预定目标吸入压力的容量控制机构。该机构通过改变斜盘的 倾角度来调节压缩机的容量，从而使致冷剂的流速与制冷负载一致。为了控制 容量，采用了一种控制阀。该控制阀包括一个压力传感元件，该传感元件是波 纹管或隔膜。该压力传感元件检测吸入压力Ps。随着压力传感元件的位移来调 节阀开口度，这样就会改变曲柄腔中的压力或曲柄压力Pc。
用来控制单一目标吸入压力的简单控制阀不能精确地控制空气调节特 性。因而现在已经引入了一种根据外部电流来改变目标吸入压力的电磁控制 阀。这种电磁阀包括一种象螺线管一样的电磁致动器。这种致动器根据外部电 流来改变作用在压力传感器上的力，从而调节目标吸入压力。
典型的车载压缩机是由引擎驱动的。压缩机是消耗引擎的大部分动力(或 扭矩)的装置之一。因此，当引擎上的负载较大时，例如当车辆正在加速或向 山上爬时，压缩机的容量就会降低到最小以减小引擎的负载。确切地说，就是 控制供应给电磁控制阀的电流值以便将目标吸入压力设定为一个相对较大的 值。因此，为了使实际吸入压力增加到目标吸入压力，控制阀就会运作以使得 压缩机的容量最小化。
图22的曲线图示出了吸入压力Ps和压缩机的容量Vc之间的关系。这种关 系由与蒸发器中的热负载相应的多条曲线来体现。因此，如果将水平值Ps1设 置为目标吸入压力Pset，实际容量就会随着热负载的变化而在某一范围内(图22 中的ΔVc)变化。例如，当向蒸发器施加过量的热负载时，目标吸入压力Pset 的增加不会降低引擎负载。也就是说，即使目标吸入压力Pset上升，压缩机容 量Vc也不会下降到减小引擎负载的水平，除非蒸发器上的热负载相对地小。
吸入压力Ps代表蒸发器上的热负载。根据吸入压力Ps来控制变容量压缩机 的容量的方法适于将车辆乘客室内的温度保持在一令人舒适的水平。然而，为 了快速降低容量，仅仅基于吸入压力Ps的容量控制并不总是恰当的。例如，基 于吸入压力Ps的容量控制并不适于上述限定控制过程的容量，其中，容量必须 迅速地降低以便保证引擎动力。
JP8-109880公开了一种控制变容量压缩机动作的装置。其中有一电磁阀和 一开/闭机构。该电磁阀调节曲柄腔中的压力以控制压缩机的容量。计算机根据 在由温度传感器检测出的蒸发器的温度与预定温度之间作出的比较来激励和去 激励电磁阀的螺线管。当螺线管被去激励，电磁阀打开压力供给通路以增加曲 柄腔中中的压力。这会减小压缩机的容量和制冷剂在外部制冷回路30中的流 率。开/闭机构根据位于制冷回路中两个点之间的压力差打开和关闭吸入通道。 当在外部制冷剂通道中的制冷剂的流率被减小，开/闭机构的阀体闭合阀孔，从 而防止制冷剂在外部制冷剂回路中的循环。因此，电磁阀通过调节曲柄腔中的 压力来控制压缩机容量。但是，该电磁阀是根据来自计算机的指令(该计算机 对由温度传感器测出的蒸发器的温度与预定温度作比较)来控制压缩机容量； 而不是根据位于制冷回路中的两个压力检测点之间的压力差来控制压缩机的容 量。开/闭机构是根据位于制冷剂通道中的两点之间的压力差来促动。但是，该 开/闭机构只开闭吸入通道，以允许和阻止制冷剂在外部制冷回路中的循环，但 并不调节曲柄腔中的压力以便控制压缩机容量。

因此，本发明的目的是提供一种能快速地改变压缩机容量的空调系统， 具体地说，本发明的目的是为了提供一种控制阀、空调系统以及该空调系统的 方法，改控制阀能够稳定车辆乘客室内的温度并迅速地改变压缩容量以保证引 擎动力。
为了实现上述目的，本发明提供一种具有制冷回路的空调系统，该回路 包括冷凝器，膨胀装置，蒸发器和变容量压缩机，该压缩机具有一驱动盘，一 容纳驱动盘的曲柄腔，其中驱动盘的倾角随着曲柄腔中的压力变化而变化从而 改变压缩机的容量；其特征在于，包括用来检测位于制冷回路上的两个压力监 测点之间的压力差的压差检测器；以及，根据压差检测器所检测到的压差来调 节曲柄腔内的压力以便控制压缩机容量的装置。
为了实现上述目的，本发明还提供一种控制车辆空调系统的制冷回路中 变容量压缩机的容量的方法，该压缩机具有一驱动盘，一容纳驱动盘的曲柄腔， 其中驱动盘的倾角随着曲柄腔中的压力变化而变化从而改变压缩机的容量；其 特征在于：从包括普通容量控制模式和特殊容量控制模式的一些模式中选择一 种控制模式；通过调节曲柄腔中的压力来改变压缩机的容量，从而使位于制冷 回路中的两个压力监测点之间的压差达到一目标压差，该目标压差在选择普通 容量控制模式时代表乘客室的温度；以及控制压缩机以使之在选择特殊容量控 制模式时具有一预定的容量。
为了实现上述目的，本发明还提供一种用于变容量压缩机的控制阀，其 中，压缩机是制冷回路的一部分，且其中压缩机包括：曲柄腔，容纳在曲柄腔 中的驱动盘，将排出压力区连接到曲柄腔的供给通道，以及将吸入压力区连接 到曲柄腔的排泄通道；其中，驱动盘的倾角度会随着曲柄腔内的压力而变化， 由此控制压缩机的容量，其特征在于，该控制阀包括：阀壳；限定于阀壳中的 阀腔构成了供给通道或排泄通道的一部分；位于阀腔内的可移动阀体，用来调 节供给通道或排泄通道的开启尺寸；用来检测两个位于制冷回路中的压力监测 点之间的压差的压差检测器，其中阀体的位置受到所检测到的压差所产生的力 的影响；以及用来向压差检测器施力的致动器，其中该致动器根据外部指令来 改变目标压差。
根据下面与附图相结合的以实施例的方式来解释本发明的原理的说明， 本发明的优点和其它方面将会变得更清楚。
具有新颖性的本发明的特征以区别特征的方式列在附后的权利要求书 中。通过参考下面对最佳实施例的说明及附图，可以尽可能地理解本发明及其 目的和优点。

图1是表示根据第一实施例的斜盘式变容量压缩机的横断面视图；
图2是图1中的控制阀的横断面视图；
图3是表示根据第一实施例的制冷回路的示意图；
图4是表示用来控制容量的主程序的流程图；
图5是表示第一子程序的流程图；
图6是表示第二子程序的流程图；
图7是表示第三子程序的流程图；
图8是表示第四子程序的流程图；
图9是表示第五子程序的流程图；
图10是表示两点之间压差变化的曲线图；
图11是表示根据第三实施例的斜盘式变容量压缩机的横断面视图；
图12是图11中的压缩机的局部放大的横断面视图，表示压力导引通道；
图13是沿图12中的线13-13所作的横断面视图；
图14是表示用于图11中的压缩机的控制阀的横断面视图；
图15是表示根据第三实施例的用来确定目标压差的程序的流程图；
图16是表示根据第四实施例的容量控制阀的横断面视图；
图17是表示第五实施例中的阀孔开启时容量控制阀的横断面视图；
图18是表示在阀孔关闭时与图17相同的横断面视图；
图19是表示根据第六实施例的容量控制阀的横断面视图；
图20是说明根据第七实施例的容量控制阀的横断面视图；
图21是说明根据第八实施例的致动器的横断面视图；
图22是表示现有压缩机的吸入压力和容量之间的关系的曲线图；
图23是表示根据第九实施例的制冷回路的原理性示意图；
图24是说明用于图23所示的回路中的容量控制阀的横断面视图；
图25是表示根据第十实施例的压缩机后部壳体的放大的局部横断面视 图；
图26是表示根据第十一实施例的压缩机后部壳体的放大的局部横断面视 图；
图27是表示根据第二实施例的制冷回路的原理性示意图。
现在参照图1-10对本发明的第一实施例的车辆空调系统进行说明。

图1表示车辆空调系统的制冷回路。该制冷回路具有斜盘式变容量压缩机 和外部制冷回路30。该制冷回路30包括：例如，冷凝器31，膨胀阀32以及蒸发 器33。膨胀阀32的开启根据热敏管34在蒸发器33的出口处所检测到的温度而受 到反馈控制。该膨胀阀32供应致冷剂以调节流速，致冷剂的多少与蒸发器33上 的热负载相应，压缩机从制冷回路30的下游抽取致冷剂气体并将气体压缩。接 着压缩机将压缩后的气体排到回路30的上游部分。
图1所示的压缩机是一种斜盘式变容量压缩机，或是一种往复活塞式压缩 机。该压缩机包括：缸体1，安装到缸体1的前端面上的前部壳体元件2，以及 安装到缸体1的后端面上的后部壳体元件4。阀板3位于缸体1和后部壳体元件4 之间。缸体1，前部壳体元件2，阀板3以及后部壳体元件4一个接一个地通过螺 栓10(仅示出一个)固定起来构成了压缩机壳体。在图1中，压缩机的左端被 定义为前端，压缩机的右端被定义为后端。
曲柄腔5形成于缸体1和前部壳体元件2之间。驱动轴6穿过曲柄腔5并借助 于径向轴承8A，8B支承在壳体上。在缸体1的中心加工有凹槽。弹簧7和后部 推力轴承9B位于该凹槽中。凸轮盘11固定在曲柄腔5内的驱动轴6上，从而与驱 动轴6一起旋转。前部推力轴承9A位于凸轮盘11和前部壳体元件2的内壁之间。 后部推力轴承9B位于邻接于驱动轴6后端的地方。驱动轴6沿轴线方向由前部轴 承9A和由弹簧7向前推压的后部轴承9B支承着。
驱动轴6的前端通过动力传动机构PT与外部驱动源相连，在该实施例中， 该驱动源是引擎E。在该实施例中，动力传动机构PT是一个无离合机构，该机 构包括例如一根皮带和一个皮带轮。要不，该机构PT也可以是一种在供给电流 时有选择地传递动力的离合机构(例如，一种电磁离合器)。
驱动盘(在本实施例中是斜盘12)容纳在曲柄腔5中。该斜盘12具有一个 位于中心的孔。驱动轴6穿过斜盘12内的孔。斜盘12借助于导向机构与结构板11 相连，该导向机构在本实施例中是一个铰接机构13。该铰接机构13包括两个支 撑臂14(图中只示出一个)和两个导向销15(图中只示出一个)。每一个支撑 臂14从凸轮盘11的后侧伸出。每一个导向销15从斜盘12上伸出。斜盘12与凸轮 盘11相互啮合并和驱动轴6一起旋转。斜盘12沿着驱动轴6滑动并相对于驱动轴 6的轴线摆动。斜盘12具有一个位于驱动轴6的与驱动铰接机构13相反的一侧上 的配重12a。
弹簧16位于凸轮盘11和斜盘12之间。弹簧16将斜盘12推向缸体1，或沿着 降低斜盘12的倾角的方向推动斜盘。斜盘12的倾角用斜盘12和垂直于驱动轴6 的平面形成的角度θ来表示。止挡环18从斜盘12后面固定在驱动轴6上。弹簧17 在止挡环18和斜盘12之间绕着驱动轴6安装着。当倾角θ如图1中的虚线所示较 大时，弹簧17就不会对斜盘12施加作用力。当倾角θ如图1中的实线所示较小 时，弹簧17就被压缩在止挡环18和斜盘12之间并沿着远离缸体1的方向或沿增 加倾角θ的方向推动斜盘12。弹簧17的标准长度和止挡环18的位置这样确定， 即，弹簧17在斜盘12倾斜到最小倾角θmin(例如为1-5度)时不会被完全压缩。
缸孔1a(只示出一个)形成于缸体1中。缸孔1a以等角度间隔的方式分布 在驱动轴6的周围。每一个缸孔1a的后端都由阀板3封闭。在每一个缸孔1a中可 往复运动地容纳有单头活塞20。每一个活塞20和相应的缸孔1a都形成有压缩 腔，压缩腔的容积随着活塞20的往复运动而变化。每一个活塞20的前部通过一 副滑靴19与斜盘12相连。因此，斜盘12的旋转使得每一个活塞20以一与角度θ 相应的冲程做往复运动。
吸入腔21和排出腔22位于阀板3和后部壳体4之间。排出腔22包围着吸入 腔21。阀板3具有吸入口23和排出口25，这些吸入口和排出口对应于每一个缸 孔1a。阀板3上还具有吸气阀瓣24和排气阀瓣26，每一个吸气阀瓣24都与吸入 口23之一相对应，而每一个排气阀瓣26都与排出口25之一相对应。吸入口23将 吸入腔21和缸孔1a连接起来。排气孔25将缸孔1a和排出腔22连接起来。
当每一个活塞20从上死点中心位置向到下死点中心位置运动时，在作为 吸入压力区的吸入腔21中的致冷剂气体就会经相应的吸入口23和吸气阀24流进 到相应的缸孔1a中。当每一个活塞20从下死点中心位置向上死点中心位置运动 时，在相应缸孔1a中的致冷剂气体就会被压缩到一定的压力，并经过相应的排 出口25和排气阀26被排出到作为排出压力区的排出腔22中。
引擎E的动力被传递给驱动轴6并使得驱动轴6旋转。从而，倾角度为θ的 斜盘12也旋转。斜盘12的旋转使得每一个活塞以与角度θ相应的冲程作往复运 动。结果，就能在缸孔1a中反复地进行致冷剂气体的吸入、压缩以及排出。
斜盘12的倾角θ是由作用在斜盘12上的各种动量来决定的。这些动量包 括一个基于旋转着的斜盘12的离心力旋转动量，一个基于弹簧16和17的弹性力 的弹性力动量，一个活塞往复运动的惯性动量以及一个气体压力动量。该气体 压力动量是由缸孔1a内的压力和曲柄腔5中的压力(曲柄压力Pc)所产生的。 该气压动量可以由容量控制阀40通过改变曲柄压力Pc来进行调节，这将会在下 面进行说明。因此，斜盘12的倾角θ可以在最大倾角θmax和最小倾角θmin 之间调节。配重12a和凸轮盘11的止挡块11a之间的接触防止了斜盘12从最大倾 角θmax进一步倾斜。当气压动量沿斜盘倾角降低的方向最小化时，最小倾角 θmin主要是由弹簧16和17的力决定的。
用来控制曲柄压力Pc的机构包括：排泄通道27，供给通道28以及如图1和 2所示的控制阀40。通道27，28形成于壳体内。排泄通道27将吸入腔21和曲柄 腔5连接起来。供给通道28将排出腔22和曲柄腔5连接起来。控制阀40位于供给 通道28中。
控制阀40改变供给通道28的开口以调节从排出腔22流向曲柄腔5的致冷剂 气体的流速。曲柄腔压力Pc随着致冷剂气体从排出腔22流向曲柄腔5的流速和 致冷剂气体流出曲柄腔5后经排泄通道27流进吸入腔21中的流速之间的关系而 改变。曲柄腔压力Pc和缸孔1a中的压力之间差值随着曲柄腔压力Pc而改变，这 就会改变斜盘12的倾角θ。由此，会改变每个活塞20的冲程和压缩机的容量。
如图2所示，控制阀40包括进口阀部分41和螺线管部分51。进口阀部分41 的壳体具有进口42，阀腔43，阀孔44和出口45，这就构成了供给通道28的一部 分。阀体46容纳在阀腔43中与阀孔44接触和分离。而且，阀腔43中还有弹簧47 沿着使阀孔44关闭的方向推动阀体46。
螺线管部分51包括固定铁芯52，可移动铁芯53，线圈54和弹簧55。线圈54 径向地位于固定铁芯52和可动铁芯53的外部。连杆48将可动铁芯53和阀体46连 接起来。弹簧55通过可动铁芯53和连杆48沿着关闭阀孔44的方向推动阀体46。
当给螺线管部分51输送电流时，就会在铁芯52和53之间产生吸引力。该 吸引力就起作克服弹簧55的力。因此，阀体46的位置就由包括弹簧17的力和电 磁力的向下的力与作为弹簧55的力的向上的力之间的平衡来确定。供给通道28 的开启尺寸由于与输送给线圈54电流相应的电磁力而被改变。线圈54在本实施 例中采用功率控制。也就是说，电流的占空率是可改变的。线圈54可以通过改 变供应电流的大小来进行控制。或者，线圈54可以通过脉宽调制来进行控制。 由于控制阀40的这种结构，较小的占空率Dt就会增加控制阀40开启尺寸。较大 的占空率Dt就会减小控制阀40的开启尺寸。
如图3所示，管道35位于外部制冷回路30的下游部分，从而将蒸发器33的 出口连接到压缩机的吸入腔21上。管道35上设有压差检测器36。检测器36包括 第一压力传感器37，第二压力传感器38以及信号处理器39。检测器36起到了一 个检测压力差的电子装置。两个压差监测点P1，P2位于管道35中。监测点P1， P2沿着流动方向间隔一段距离。第一压力传感器37在上游点P1处检测到压力 PsH，而第二压力传感器38在下游点P2检测到压力PsL。信号处理器39从传感器 37，38接收到与PsH，PsL相关的信号并计算出压差ΔP(t)。接着，处理器39将 表示压差ΔP(t)的信号输送到控制器60。
压缩机的容量越大，制冷回路中的致冷剂流速就会越高。致冷剂的流速 越大，回路中单位长度上的压力损失就越大。也就是说，在制冷回路中两点之 间的压力损失与回路中致冷剂的流速是相对应的。通过在两点P1，P2之间检测 压差ΔP(t)(ΔP(t)＝PsH-PsL)能够间接地检测压缩机的容量。也就是说，压差 检测器36检测出制冷回路中的致冷剂流速和压缩机容量并输出一个代表所检测 到的信息的电信号。
控制器60控制车辆的空调系统。如图2所示，控制器60包括一个CPU，一 个ROM，一个RAM，一个计时器以及一个输入一输出电路。ROM储存着各种 控制程序(见图4-9中的流程图)和初始数据。计时器在已经过一定时间段后 根据来自于CPU的指令和信号记录所逝去的时间。输入—输出电路是一个具有 输入—输出端的接口电路。驱动电路61与输入—输出电路的输出端相连。驱动 电路61根据控制器60的指令将采用功率控制的驱动信号输送到控制阀40的线圈 54。控制阀40和控制器60构成了控制压缩机容量的装置。
如图2所示，输入—输出电路的输入端与压差检测器36、空调开关62、温 度调节器63以及电子控制装置(ECU)相连。空调开关62是一个可位于开(ON) 和关(OFF)状态的开关，以便启动空调系统并将与空调系统的开/关(ON/OFF) 状态有关的信息输送到控制器60。温度调节器63将与一目标温度Te(set)有关的 信息输送到控制器60。温度传感器64位于蒸发器33的附近以便检测乘客室的温 度，并将和所检测到的温度Te(t)有关的信息输送到控制器60。压差检测器36将 与制冷回路中的致冷剂流速有关的且和压缩机容量有关的信息ΔP(t)输送到控 制器60。
ECU与车辆的速度传感器65、引擎速度传感器66以及节流传感器67相连。 该节流传感器67检测位于引擎吸入通道中的节流阀的开启尺寸。节流阀的开启 尺寸代表了气体踏板压下的程度。控制器60通过ECU接收到与车辆的运行状态 相关的信息，即，车辆的速度V，引擎速度NE，气体踏板压下的程度Ac(t)。气 体踏板压下程度可以直接检测到。开关61，传感器63、64、65、66、67以及ECU 构成了外部信息检测器M1。
控制器60根据来自于外部信息检测器M1的信息检测出电流状态并计算出 从驱动电路61输送到线圈54上的信号的占空率Dt。接着，控制器60将具有计算 出的占空率Dt的信号输送给驱动电路61。因此，控制阀40连续地调节供给通道 28的开口以改变曲柄压力Pc。
下面，参照图4-9所示的流程图对借助于控制器60所进行的功率控制进 行描述。控制器60为了控制压缩机容量进行这种功率控制。图4中的流程图图 释了一个用来控制该空调系统的程序的主程序。图5-9图释了在满足某种条件 时要执行的子程序。
当车辆的点火开关或启动开关打开时，电流就输送给ECU和控制器60， 使ECU和控制器60开始计算。在图4中的步骤S41中，控制器60根据初始程序执 行初始化设置。例如，控制器60对目标压差TPD和占空率Dt赋予初值。目标压 差TPD在压差(PsH-PsL)反馈控制中是一个目标值。执行完步骤S41后，控制 器60进入步骤S42。
在步骤S42中，控制器60会判断空调开关62的开/关(ON/OFF)状态。如 果开关62开启，控制器就进入步骤S43并判断车辆是否停车(没有移动)且引 擎是否空转。具体而言，就是控制器60判断车辆的速度是否为零且引擎速度NE 是否不为零。如果步骤S43的判断结果为否定，控制器60就会进入特殊条件判 断程序(S44到S47)。如果步骤S43的判断结果为肯定，控制器60就会进入作 为检查调节的第二程序RF6。即使车辆速度大于零，当传动机构和离合器没有 将动力从引擎传递给车轮时，判断结果依然是肯定。
在第一判断步骤(S44)中，控制器60判断电流气体踏板的压下程度是否 超过了第一规定值Ac(D1)。具体而言，就是控制器60判断当前压下程度Ac(t)是 否大于一个与车辆在平坦的公路面上行驶时的恒定速度相应的值。换句话说， 就是控制器60判断引擎负载是否会由于例如车辆的爬山运动而变得较大。第一 规定值Ac(D1)可以设定为例如最大压下程度的百分之八十到九十。如果步骤S44 的判断结果是肯定，也就是说，如果引擎负载较大，控制器60就会进入作为高 负载的第三程序RF7。
在第二判断步骤(S45)中，控制器60判断当前踏板压下程度Ac(t)是否大 于一通过将容许的增加量α加到先前的踏板压下程度Ac(t-1)上所计算出的值。 也就是说，在步骤S45中，控制器60判断踏板压下程度Ac(t)是否已经增加了一 个大于容许增加量α的量。采用这种方式，控制器60检测例如车辆是否为了超 过另一个车辆而加速。利用一个适当的容许值β就能确定踏板压下程度Ac(t)的 变化是否仅仅是一种波动或是一种预计压下。如果步骤S45的判断结果为肯定， 也就是说，当车辆需要加速时，控制器60就进入作为加速的第四程序RF8。如 果步骤S45的判断结果为否定，控制器就将当前压下程度Ac(t)当作在下一个循 环中的步骤S45中所使用的当前压下程度Ac(t-1)储存起来。
在第三判断步骤(S47)中，控制器60会判断当前踏板压下程度Ac(t)是否 小于最小压下程度Ac(min)。最小压下程度Ac(min)是踏板压下程度的最小值。 在司机根本不压下气体踏板时，气体踏板压下程度Ac(t)被定为最小。此时，要 防止引擎失速。在步骤S47中，控制器60会检测例如车辆是否在走下坡路或者 是否在减速。如果判断结果是肯定，也就是说，如果车辆处于惯性或减速运行， 则控制器60就进入作为以惯性或减速方式移动的第五程序RF9。
如果步骤S47的判断结果是否定，则步骤S44、S45、S46的判断结果都是 否定。在这种情况下，车辆处于普通运行状态。如果步骤S47的判断结果是否 定，控制器60就进入第一子程序RF5。在大多数情况下，控制器60在执冲程序 RF5后就返回到步骤S42。
图5图释了第一子程序RF5，执行该程序以便对压缩机容量进行反馈控制。 执行步骤S51到S54以便对目标压差TPD进行复查。在步骤S55到S58中，占空率 Dt受到如下控制，即，试图使由压差检测器36检测到的实际压差ΔP9(t)达到目 标值TPD。
在步骤S51中，控制器60会判断温度传感器64检测到的蒸发器33附近的温 度Te(t)是否高于由温度调节器63所设定的目标温度Te(set)。如果步骤S51的判断 结果是否定，控制器60就会进入步骤S52。在步骤S52中，控制器60会判断温度 Te(t)是否低于目标温度Te(set)。如果步骤S52的判断结果还是否定，所检测到的 温度Te(t)则等于目标温度Te(set)。因此，就没必要对目标压差TPD执行改变制 冷性能的变化。
如果步骤S51的判断结果是肯定，蒸发器33上的热负载就比较大。因此， 控制器60就会在步骤S53中使得目标压差TPD增加一个量dp。该增加后的目标 压差TPD称之为新的TPD。且先前的目标压差称之为老的TPD。目标压差TPD 的增加提高了制冷性能。如果步骤S52的判断结果是肯定，蒸发器33的热负载 就较小。在这种情况下，控制器60就会在步骤S54中使得目标压差TPD减少一 个量dp，这能够降低制冷性能。
在步骤S55中，控制器60会判断由检测器36检测到的压差ΔP(t)是否大于 目标压差TPD和容许余量W之和。如果步骤S55的判断结果为否定，控制器60 就判断压差ΔP(t)是否小于目标压差TPD和容许余量W之差。压差控制(摆动 幅度)的精度可以通过改变容许余量w来进行调节。如果步骤S55和S56的判断 结果是否定，则当前压差ΔP(t)在值(TPD-W)和(TPD+W)之间。在这种情况下， 控制器60就不改变占空率Dt而结束程序RF5。
如果步骤S55是肯定，控制器60就会在步骤S57中使得占空率Dt减小一个 量ΔD并将计算值(Dt-ΔD)输送到驱动电路61。这会减小螺线管部分51的电磁 力并因此而增大供给通道28的开启尺寸。结果，曲柄压力Pc和缸孔1a内的压力 之间的差值就会增加，且斜盘12的倾角度就会减小。相应地，压缩机容量就会 减小且力矩也会下降。
如果步骤S56的判断结果为肯定，控制器60就会在步骤S58中使得占空率Dt 增加一个量ΔD，并将值(Dt+ΔD)输送到驱动电路61。这会增加螺线管部分51 的电磁力并因此而减小供给通道28的开启尺寸。结果，曲柄压力Pc和缸孔1a内 的压力之间的差值就会减小，且斜盘12的倾角度就会增大。因此，压缩机容量 就会增大且力矩也会上升。如果所检测到的压差ΔP(t)与目标压差TPD相差极 大，控制器60就会在步骤S57和/或S58中对占空率进行反馈控制，以便使得压 差ΔP(t)达到目标压差TPD。
图10中的曲线说明了在步骤S53中增大目标压差TPD后压差ΔP(t)在步骤 S55至S58中随时间的变化。在目标压差TPD从老TPD改变为新TPD后，压差Δ P(t)迅速地达到新TPD的水平。具体而言，就是压差ΔP(t)的波动在时间段T1或 T2之内在(TPD-W)和(TPD+W)之间的范围内衰减，该时间段极大地缩短了。这 是因为压差ΔP(t)被用作反馈控制的对象。压差ΔP(t)代表了循环致冷剂的流 速。致冷剂的流速迅速地反映在采取功率控制的控制阀40的开启尺寸上。因此， 压差ΔP(t)能在一相对较短的时间内达到目标压差TPD。接着，控制器60结束 第一子程序RF5。如果将一绝对压力值，例如受到热负载影响的吸入压力Ps， 用作反馈的参数，压差ΔP(t)将不会象图10中所示的那样迅速地达到目标值 TPD。
如果图4中的步骤S43的判断结果是肯定，控制器60会执行图6中所示的第 二子程序RF6。在步骤S61中，控制器60判断由ECU传送来的引擎速度NE是否 小于最小空转速度IDmin。如果步骤S61的判断结果是否定，控制器60就会进入 步骤S62并判断引速度NE是否大于一最大空转速度IDmax。如果步骤S61和S62 的判断结果是否定，则引擎速度NE就在最大空转速度IDmax和最小空转速度 IDmin之间。在这种情况下，控制器60就不会该变占空率Dt并且返回到主程序。
如果步骤S61的判断结果是肯定，则空转的引擎速度NE就处于低的非正 常状态且引擎的运行状态就不稳定。因此，控制器60就会在步骤S63中将占空 率Dt变为最小值Dt(min)从而使得压缩机力矩最小化。这就会减小施加在引擎上 的力矩并因此提高引擎的速度。
如果步骤S62的判断结果是肯定，在引擎的空转速度NE就处于高的非正 常的状态。在步骤S64中，控制器60就会使得占空率Dt增加一个量ΔD从而使 得压缩机的容量或力矩有一点增加。这会增加引擎的负载，且因此降低引擎速 度NE。因此，引擎速度NE得到稳定。也就是说，在程序RF6中，压缩机负载 力矩可以得到调节以稳定引擎的空转速NE。在步骤S64中得到调节的占空率 Dt的值不会超过最大占空率Dt(max)。
如果图4中的步骤S44的判断结果是肯定，控制器60则执行图7中所示的第 三子程序RF7。在步骤S71中，控制器60将当前占空率Dt作为恢复目标值DtR储 存起来。恢复目标值DtR被用于步骤S74的占空率恢复控制程序中。在步骤S72 中，控制器60将占空率Dt变为最小值Dt(min)并指令驱动电路61利用最小值 Dt(min)进行功率控制。在步骤S73中，控制器60会判断当前踏板压下程度Ac(t) 是否小于第二规定值Ac(D2)，该第二规定值小于第一规定值Ac(D1)。执行步骤 S73以判断压下程度Ac(t)是否降低，也就是判断引擎负载是否降低。这两个不 同的规定值Ac(D1)和Ac(D2)被用来产生一个滞后。这种滞后防止了激振，这种 激振在仅仅使用一个规定值的情况下会出现。只要步骤S73的判断结果为否定， 占空率Dt就会保持在最小值Dt(min)。因此，供给通道28的开启尺寸就会最大化 且曲柄压力Pc得到提高。因此，只要引擎负载较大，压缩机容量和负载就会最 小化，这会降低引擎负载。
在步骤S74中，控制器60逐渐将占空率Dt从最小值Dt(min)提高到恢复目标 值DtR。步骤S74中的图表图释了占空率Dt的变化。在时间点t1处，步骤S73的 判断结果是肯定。在时间段(t2-t1)期间，占空率Dt是线性变化，直到其达到恢 复目标值DtR为止。如果占空率Dt的改变太快的话，斜盘12的倾斜也会变化的 很快，这就会产生振动。因此，步骤S74的图表中的直线的坡度可以这样确 定，即，使得占孔率Dt逐渐改变。当占空率Dt达到恢复目标值DtR时，控制器60 就结束子程序RF7并返回到主程序。
如果图4中的步骤S45的判断结果是肯定，控制器60就会进入图8中所示的 第四子程序RF8。在步骤S81中，控制器60将当前占空率Dt作为恢复目标值DtR 储存起来。在步骤S82中，控制器60将当前温度Te(t)作为初始温度Te(INI)储存 起来。在步骤S83中，控制器60启动计时器。在步骤S84中，控制器60将占空率 Dt改变为最小值Dt(min)并指令驱动电路61利用最小值Dt(min)进行功率控制。 因此，控制阀40的开启尺寸，或供给通道28的开启尺寸被最大化，这就会增大 曲柄压力Pc。在步骤S85中，控制器60就会判断计时器所记录的流逝的时间是 否大于一预定时间ST。如果步骤S85判断结果是否定，则占空率Dt就被保持在 最小值Dt(min)。换句话说，就是供给通道28保持完全开启状态至少直到预定时 间ST消逝完为止。因此，压缩机的容量和负载力矩被最小化。在引擎加速的同 时引擎负载在时间段ST内降低。由于车辆加速持续时间通常较短，时间段ST 不必要太长。
当时间ST流逝时，控制器60会判断当前温度Te(t)是否高于将值β与初始 温度Te(INI)相加所计算出的一个值。也就是控制器60判断温度Te(t)在至少经过 时间段ST后是否会增加一个大于值β的量。也就是控制器会判断在步骤S86中 制冷性能是否有必要立即恢复起来。
如果步骤S86的判断结果是肯定，乘客室温度可能会上升。在这种情况下， 控制器60在步骤S87中将占空率储存起来。因此，斜盘12的倾斜度就不会快速 改变，这就会防止振动。步骤S87的图表图释了占空率Dt的变化。步骤S86的结 果被确定为肯定的时刻为时间点t4。在该时间点处，占空率Dt被恢复到恢复目 标值DtR的时刻是时间点t5。在时间段(t5-t4)期间，占空率Dt线性变化直到其达 到恢复目标值DtR为止。该时间段(t5-t4)等于时间段ST与在步骤S86中重复否定 结果的时间段之和。当占空率Dt达到目标值DtR时，控制器60结束第四子程序 RF8并返回主程序。
如果图4中的步骤S47的判断结果是肯定，控制器60就会执行图9所示的第 五子程序RF9。在步骤S91中，控制器60将当前占空率Dt作为恢复目标值DtR储 存起来。在步骤S92中，控制器60将占空率Dt改变为最大值Dt(max)并指令驱动 电路61利用最大值Dt(max)执行功率控制。在步骤S93中，控制器60会判断蒸发 器33附近的当前温度Te(t)是否高于目标温度Te(set)。如果步骤S93的判断结果是 肯定，控制器60会判断当前踏板压下程度Ac(t)是否为最小值Ac(min)。如果步 骤S93和S94的判断结果都是肯定，则控制器60就会将占空率Dt保持在最大值 Dt(max)，这就会将供给通道28关闭并降低曲柄压力Pc。因此，压缩机容量和 力矩被最大化。在车辆以惯性或减速方式移动时，车辆的动能被用来驱动压缩 机。步骤S93、S94以及S92的循环是一个类似于电车的再生制动的一种能量再 生程序。在第五子程序RF9中，在引擎E上的力矩不大时，车辆的过剩的动能 可用来驱动空调系统对乘客室制冷。
主程序RF5与正常的容量控制相应。第三子程序RF7到第五子程序RF9与 特殊容量控制相应。
如果步骤S93的判断结果是否定，也就是如果所检测到的温度Te(t)低于目 标温度Te(set)，就没有必要制冷。如果步骤S94的判断结果是否定，也就是当 气体踏板压下程度Ac(t)较大时，车辆则既没有减速也没有利用惯性移动。在这 种情况下，占空率Dt则在步骤S95中象在图7、8中的流程图那样以减小振动的 方式得到恢复。步骤S95的图表图释了占空率Dt的变化。步骤S93或S94的判断 结果被确定为否定的时刻是时间点t6。占空率Dt达到目标值DtR的时刻被确定 为时间点t7。在经过一段时间(t7-t6)后，占空率Dt就从最大值Dt(max)改变为恢 复目标值DtR。当占空率Dt达到目标值DtR时，控制器60就结束第五子程序RF9 并返回到主程序。
该实施例具有如下优点。
压差监测点P1、P2位于制冷回路中，且两监测点P1、P2之间的压差ΔP(t) 受到控制以便采用反馈控制方式控制压缩机容量。因此，不管蒸发器上的热负 载怎样，容量都可以根据电流的供给而迅速地降低或增加。这样，当车辆加速 时，车辆的响应在不降低车辆的稳定性的情况下得到提高。
容量可以根据压差ΔP(t)进行反馈控制。在反馈控制中，目标压差TPD可 以根据所检测到的温度Te(t)和目标温度Te(set)在如图5所示的步骤S51至S54中 进行自动调节。因此，压缩机容量不但在正常条件下为了保持乘客室的温度而 得到控制，而且在特殊条件下也可以得到改变。
利用压差ΔP(t)的反馈控制使得占空率可以在步骤S74、S87以及S95中以 理想的方式(在该本实施例中为线性途径)得到恢复。也就是说，容量是从最 小值线性地逐步增加的。
图27示出了第二实施例。在第二实施例中，两个压力监测点P1、P2位于 管道56中，它们将排出腔22和冷凝器31连接起来。压差检测器36沿管道56布置， 以便检测压差ΔP(t)。在这种情况下，致冷剂的流速根据压差ΔP(t)进行控制。 因此能够执行如图27所示的反馈控制。
如图27所示，可以在监测点P1、P2之间安装一个象节流阀一样的流阻器 57。流阻器57增加了两监测点P1、P2之间的压差。因此，致冷剂的流速就会更 容易检测到。
下面即将参照图11至15对第三实施例进行描述。该实施例涉及到一个使 用了容量控制阀CV2的容量控制机构。该控制阀CV2机械地控制制冷回路中的 两监测点之间的压差ΔP(t)。与第一实施例中相应元件相同或相似的元件用同 一符号表示。
图11中所示的压缩机具有一容量控制阀CV2，它与图1中所示的压缩机的 控制阀40不同。如图12所示，压力导引通道72形成于壳体内。通道72独立于排 泄通道27和供给通道28。
如图13所示，大致成环形的侧壁71形成于后部壳体元件4中以便将吸入腔 21和排出腔22分开。压力导引通道72(图中只示出一个)形成于侧壁71和阀板 3中。每一个通道72都对应于缸孔1a之一。每一通道72的一端都与控制阀CV2 相连，且其另一端开口于缸孔1a。
当每一个活塞20从上死点中心位置向到下死点中心位置运动时，相应的 压力导引通道72就在缸孔1a通过吸入口23与吸入腔21相连的同时与缸孔1a相 通。当每一个活塞20从下死点中心位置向上死点中心位置运动时，吸气阀24就 关闭压力导引通道72。也就是说，压力导引通道72有选择地将缸孔1a和控制阀 CV2连接起来和使它们断开。最起码总是有一个活塞20在相关的缸孔1a中从上 死点中心位置向到下死点中心位置运动，因此，最起码总是有一个缸孔1a与相 应的压力导引通道72相通。
图14图释了用于图11中的压缩机中的容量控制阀CV2。
控制阀CV2包括入口阀部分和螺线管部分。该入口阀部分可调节供给通 道28的开启尺寸，该通道将排出腔22同驱动腔5连接起来。该螺线管部分起到 电磁致动器M2的作用，该致动器能够根据供给的电流来控制位于控制阀CV2 中的杆件80。杆件80具有远端的小直径部分81，中间的阀件部分82以及近端的 大直径部分83。
阀壳85具有上部元件85a和下部元件85b。上部元件85a构成了入口阀部分 而下部元件85b构成了螺线管部分。
阀腔86，连通通道87以及压力传感腔88形成于上部元件85a中。杆件80在 阀腔86、连通通道87以及压力传感腔88内延伸并轴向地移动。连通通道87与阀 腔86相通。杆件80有选择地使通道87和阀腔86断开连通。连通通道87通过一作 为阀壳的一部分的侧壁与压力传感腔88分隔开。
阀腔86的底部是由固定铁芯75的上表面形成的。Pd接口89径向地穿过阀 腔86。阀腔86通过Pd接口89以及供给通道28的上游部分与排出腔22相连。Pc接 口90径向地穿过连通通道87。连通通道87通过供给通道28的下游部分以及Pc接 口90与曲柄腔5相连。因此，形成于控制阀CV2中的Pd接口89、阀腔86、连通 通道87以及Pc接口90就构成了供给通道28的一部分，该通道将排出腔22同曲柄 腔5连接起来。
杆件80的阀体82位于阀腔86中。连通通道87的直径大于小直径部分81的 直径且小于大直径部分83的直径。阀座91形成于连通通道87的开口上，该通道 起到了阀孔的作用。如果杆件80从图14所示的位置，或者说从最下面的位置， 移动到阀体82接触到阀座91的最高位置，连通通道87就被关闭了。也就是说， 杆件80的阀体82起到入口阀体的作用，该阀体能够控制供给通道28的开启尺 寸。
小直径部分81的末端位于压力传感腔88中。一分隔元件安装在末端上， 分隔元件是一个可移动的壁92。该移动壁92轴向地将压力传感腔88分成P1压力 腔93和P2压力腔94。可移动壁92可以在压力传感腔88内轴向地移动。可移动壁 92可阻止流体在P1压力腔93和P2压力腔94之间移动。
P1压力腔93始终通过一形成于阀壳内的P1接口93a和吸入腔21相通。另一 方面，P2压力腔94通过P2接口94a以及压力导引通道72始终与至少一个缸孔1a 相通。P1压力腔93的内部受到吸入腔21中压力Ps的影响。P1压力腔93中的压力 Ps为压力PsH。P2压力腔94的内部受到缸孔1a中的压力影响，活塞20在该缸孔 中从下死点中心位置移动到下死点中心位置。P2压力腔94内的压力为压力PsL。 可移动壁92的上下表面承受着吸入压力PsH和来自于缸孔1a的压力PsL。由于上 表面和下表面具有基本上相同的面积S，所以，可移动壁92对杆件80施加有一 个向下的力F1，且力F1的数量可以由方程式F1＝(PsH-PsL)*S来表示。压力传 感腔88，可移动壁92，P1压力腔93以及P2压力腔94构成一机械的压差检测器。
螺线管部分包括杯形缸体74。缸体74与固定铁芯75相适配。螺线管腔76 位于缸体74内。一柱塞，也就是可动铁芯77，容装在螺线管腔76中。铁芯77可 轴向地移动。杆件80的大直径部分83位于固定铁芯75中以轴向地移动。大直径 部分83的下端位于螺线管腔76内并与一形成于可动铁芯77的中心的孔相配合。 可动铁芯77就被束缚在大直径部分83上。因此，可动铁芯77与杆件80成为一体 地移动。
弹簧78安装在固定铁芯75和可动铁芯77之间。弹簧78推动可动铁芯77和 杆件80以使得可动铁芯77远离固定铁芯75。弹簧78使得可动铁芯77和杆件80返 回到最低位置或初始位置。线圈79绕固定铁芯75和可动铁芯77缠绕。线圈79接 收来自于驱动电路61的驱动信号。驱动信号具有一基于控制器60的指令的预定 占空率Dt。线圈79产生一电磁力F2，该电磁力的数量与占空率Dt相应，或与电 流的值相应。电磁力F2使得可动铁芯向固定铁芯75移动，这就使得杆件80向上 移动。
当没有电流供应给线圈79时(Dt＝0％)，弹簧78使杆件80移动到如图14 所示的最低位置。在这种情况下，杆件80的阀体82离开阀座91，这样就将入口 阀部分完全打开。
当在占空率的范围内的最小电流被供应给线圈79时，向上的力F2大于弹 簧78的向下的力f2。因此，力(F2-f2)就反作用于力F1。当电流被供应给线圈79 时，阀体82相对于阀座91的位置是由力(F2-f2)和力F1的合力来决定的。相应地 确定控制阀CV2的开启尺寸。通过供给通道28流向曲柄腔5的气体的流速根据 控制阀CV2的开启尺寸来确定。流出曲柄腔5经排泄通道27并流进曲柄腔5的气 体的流速可以调节曲柄压力Pc。
电磁力F2电动地控制力F1的目标值。力F1代表吸入压力PsH和缸孔1a内的 压力PsL的差值ΔP(t)。电磁力F2可以通过改变流向线圈79的电流得到调节并限 定所需的目标压差TPD。因此，螺线管部分，驱动电路61以及控制器60起到了 用来从外部改变压差的目标值的变更装置的作用。因此，图14中所示的控制阀 CV2是一个根据输送给线圈79的电流值来改变目标压差TPD的入口控制阀。
图14的检测器M1包括传感器62、63、64、65、66、67以及ECU。外部信 息检测器M1输送给控制器60的外部信息与图1至10所示的实施例中的信息相 同。在本实施例中，控制器60和容量控制阀CV2构成了容量控制装置。在第二 实施例中，控制器60基本上是根据图4中所示的主程序进行运行的。
图15中所示的子程序RF15表示压缩机在普通容量控制模式下运行时压缩 机容量的反馈控制过程。控制阀CV2利用可移动壁92来检测压差。控制阀CV2 机械和自动地对与压差ΔP(t)(ΔP(t)＝PsH-PsL)相关的阀开启尺寸进行反馈 控制。在子程序RF15中，目标压差TPD可以随着蒸发器33上的热负载进行修正。 图15中的步骤S151至S153与当引擎速度较高时用来防止在压缩机中卡住的一种 避险控制。步骤S154至S157体现了一种用于通过调节占空率Dt来改变目标压差 TPD的控制步骤。
在步骤S151中，控制器60确定引擎速度NE是否大于或等于预定值K。该 预定值K是判断压缩机不正常工作的可能性的临界点，并被设定为例如5000转/ 分(rpm)或6000转/分(rpm)。如果引擎速度NE保持在值K之上，则不正常 工作状态就可能发生。如果步骤S151的判断结果是肯定，则控制器60就会判断 占空率Dt是否大于一预定的安全值DtS。该安全值DtS是占空率Dt的上限值。如 果在步骤S152中占空率Dt大于安全值DtS，则目标压差TPD和压缩机容量将会 变得过大。具体而言，例如安全值DtS为40％或50％。如果步骤S151和所52的 判断结果是肯定，则占空率Dt为一个迫使压缩机在过大容量状态下运转的值。 在这种情况下，控制器60就会指令驱动电路61在步骤S153中将占空率Dt降低到 安全值DtS。采用这种方式，当引擎速度NE高于临界值K时，可以防止压缩机 在过大容量条件下运转。如果步骤S151或S152的判断结果为否定，或在占空率 Dt于步骤S153中得到调节后，控制器60会进入步骤S154。
在步骤S154中，控制器60会判断蒸发器33的温度Te(t)是否大于目标温度 Te(set)。如果步骤S154的判断结果为否定，控制器60则进入步骤S155并判断温 度Te(t)是否低于目标温度Te(set)。如果步骤S155的判断结果为否定，温度Te(t) 则等于目标温度Te(set)。因此，控制器60不会指令驱动电路61去改变占空率Dt 并终止程序RF15。
如果步骤S154的判断结果为肯定，则表示蒸发器33上的热负载比较大。 在这种情况下，控制器60进入步骤S156并使得占空率Dt增加一个单位ΔD。控 制器60指令驱动电路61将占空率Dt增加到(Dt+ΔD)。因此，螺线管部分的电磁 力F2被增大，这就会增大控制阀CV2的目标压差TPD。此时，压差ΔP(t)不能 使得向上的力和向下的力相等。所以，杆件80就会被向上移动以压缩弹簧78。 阀体82的位置是由力(F2-f2)和力F1的合力来确定的。也就是说，阀体82位于满 足方程F1＝(F2-f2)的位置。结果，供给通道28的开启尺寸就减小了并且曲柄压 力也降低了。
因此，压力Pc和缸孔1a内的压力之间的压差就会变小，这就会使斜盘12 的倾斜度增大。从而，压缩机的容量和负载也增加。增加后的压缩机容量使得 温度Te(t)降低。而且，监测点P1、P2之间的压差也会增大。
如果步骤S155的判断结果是肯定，则表示蒸发器22的热负载较小。在这 种情况下，控制器60会进入步骤S157并使得占空率Dt减小一个量ΔD。控制器 60会指令驱动电路61将占空率Dt减小到(Dt-ΔD)。这就会降低螺线管部分的电 磁力F2，从而降低控制阀CV2的目标压差TPD。接着，杆件80就被向下移动 一减小弹簧78的向下的力。阀体82则被移动到满足方程F1＝(F2-f2)的位置。结 果供给通道28的开启尺寸就增大且曲柄压力Pc也得到提升。
曲柄压力Pc和缸孔1a内的压力之间的压差相对较大。这就会使斜盘12的 倾角度减小。从而，压缩机的容量和负载也减小。减小后的压缩机容量降低了 蒸发器的热还原性能并使得温度Te(t)上升。而且，监测点P1和P2之间的压差也 会减小。
采用这种方式，如果温度Te(t)不等于目标温度Te(set)，则使得目标压差TPD 最佳化，且控制阀CV2自动地改变其阀开启尺寸以使得温度Te(t)接近目标温度 Te(set)。控制阀CV2就起到了一个能保持监测点P1和P2之间的压差或气体流速 的入口控制阀的作用。
第三个实施例具有图1至10中所示实施例相同的优点。
图16示出了根据第四实施例的控制阀。图16的控制阀与图14中的控制阀 在杆件和阀体的结构上有所不同。球形阀体96位于阀腔86中以便接触阀座91。 阀体96与可移动壁92通过小直径杆97相连。可移动壁92、杆97以及阀体96可沿 轴线方向一体地移动。杆件80的上端位于固定铁芯75中可轴向移动。杆件80的 上端与阀腔86内的阀体96接触。
当具有最小占空率Dt的电流被输送给线圈79时，杆件80就与阀体96接触。 阀体96通过杆97与可移动壁92相连。正如在图14中所示的控制阀的情况一样， 阀体96的位置是由基于压差ΔP(t)(ΔP(t)＝(PsH-PsL)的力F1、电磁力F2以及 弹簧78的力f2之间的合力所确定的。从而供给通道28的开启尺寸可以得到控制。 图16所示的控制阀具有如图14中的控制阀相同的优点。
图17和18示出了根据第五实施例的容量控制阀CV3。控制阀CV3具有入口 控制阀和出口控制阀的功能。和图14中所示的控制阀的区别将在下面进行主要 描述。
当控制阀CV3作为入口控制阀时，排泄通道27总是一直起到一个将致冷 气体从曲柄腔中释放的出口通道的作用，控制阀CV3则调节供给通道28或一个 入口通道。控制阀CV3控制从排出腔22流向曲柄腔5的气体的流速以便将曲柄 压力Pc设定为一理想值。
当控制阀CV3作为出口控制阀时，控制阀CV3就位于排泄通道27或出口通 道上，当每一个活塞20在相对应的缸孔1a中压缩气体时，缸孔1a中的致冷气体 就会在活塞20的表面和缸孔1a的内壁之间泄漏到曲柄腔5中。泄漏吸气称之为 渗漏气体。渗漏气体会增加曲柄腔5中的压力。控制阀CV3把从曲柄腔5流到吸 入腔21的致冷气体的流速调节到一理想值。
控制阀CV3具有一位于其上半部分中的进一出口阀部分和一位于其下半 部分中的螺线管部分。
图11的排泄通道27将曲柄腔5和吸入腔21连接起来。在图17、18所示的实 施例中，排泄通道27的一部分将曲柄腔5和控制阀CV3连接起来。压力导引通 道72与控制阀CV3中的排泄通道27相连。压力导引通道72构成了排泄通道27 的一部分。进—出口阀部分有选择地控制供给通道28的开启尺寸和排泄通道 27、72的开启尺寸。螺线管部分包括备有杆件80的电磁致动器M2。致动器M2 根据输送给螺线管的电流值来移动杆件80。杆件80的近端固定在可动铁芯77 上。螺线管部分的其它结构基本上与图14中所示的控制阀CV2的螺线管部分的 那些结构相同。
配合部分80a形成于杆件80的远端部分。该配合部分80a位于连通通道87 中。配合部分80a的直径大于杆件80的剩余部分的直径。第一配合表面80b位于 配合部分80a和杆件80的剩余部分之间。第二配合表面80c形成于配合部分80a上 端面。入口阀体98和出口阀体100有选择地将连通通道87和阀腔86或压力传感 腔88连通起来。
象在图14的控制阀CV2一样，Pd接口，阀腔86，连通通道87以及Pc接口 构成了供给通道28的一部分。
环状入口阀体98位于阀腔86中。该入口阀体98有间隙地安装在杆件80上 从而其可以滑动。入口阀体98的外径小于阀腔86的直径并大于起到阀孔作用的 连通通道87的直径。阀腔86和通道87之间台阶起到了阀座91的作用。入口阀体 98与阀座91接触。弹簧99位于阀腔86的底部和入口阀体98之间。弹簧99始终向 上或沿着使阀体98接触阀座91的方向推动阀体98。连通通道87被阀体98关闭。 弹簧99的向上的力f3小于弹簧78的向下的力f2。
可移动壁92位于压力传感腔88中可轴向地移动。可移动壁92将压力传感 腔88分成P1压力腔93和P2压力腔94。可移动壁92可阻止流体在P1压力腔93和P2 压力腔94之间移动。P1压力腔93始终通过一形成于阀壳内的P1接口93a与吸入 腔21相通。P2压力腔94通过压力导引通道72以及一形成于阀壳中的P2接口94a 与缸孔1a相通。
P1压力腔93的内部受到吸入腔21中压力Ps的影响。P1压力腔93中的压力Ps 为压力PsH。P2压力腔94的内部受到缸孔1a中的压力影响。P2压力腔94内的压 力为压力PsL。压力PsL小于压力PsH。Pc接口90、连通通道87、P2压力腔94、 以及P2接口94a将排泄通道27连接到压力导引通道72上。当相关的活塞20处于 吸气冲程时每一缸孔1a中的压力都接近于Ps。供给通道28的下游部分还能起到 排泄通道27的上游部分的功能。压力传感腔88、可移动壁92、P1压力腔93以及 P2压力腔94起到了控制阀CV3的压差检测器的作用。
出口阀体100与可移动壁92构成一体，并位于P2压力腔94中。出口阀体100 随着可移动壁92的运动而移动以靠近或远离连通通道87。出口阀体100的直径 大于连通通道87的直径。因此，连通通道87和P2压力腔94之间的台阶起到了阀 座101的作用。如图17所示，出口阀体100接触阀座101。当杆件80向下移动时， 可移动壁92和出口阀体100一起向下移动，且出口阀体100被一力F1压靠在阀座 101，该力F1反映了压力腔93、94之间的压力差(F1＝PsH-PsL)。这样就将连 通通道87关闭。
配合部分80a的轴向长度比连通通道87的轴向长度要短。因此，根据螺线 管部分的电磁力F2的大小，配合部分80a可以同时和两个阀体98和100分开。在 这种情况下，阀体98、100分别与阀座91、101接触。也就是说，排泄通道27和 供给通道28同时被关闭。换句话说，就是控制阀CV3根据螺线管部分的占空率 或者作为入口控制阀或者作为出口控制阀。
下面将描述容量控制阀CV3的操作过程
当没有电流供应给线圈79时(Dt＝0％)，弹簧78使杆件80移动到如图17 所示的最低位置。在这种情况下，第一配合部分80b克服弹簧99的力而接触入 口阀体98。结果入口阀体98与阀座91分离且供给通道28的开启尺寸被最大化。 另一方面，可移动壁92和出口阀体100位于压力传感腔88中的最低位置。这就 使得出口阀体100将连通通道87关闭。此时，控制阀CV3起到了入口控制阀的 作用。
当向线圈79输送一个在某一占空率DT范围内的最小电流时，向上的力F2 就大于弹簧78的向下的力f2。杆件80会一直向上移动直到第二配合表面80c接触 到出口阀体100的底部为止。当杆件80向上移动时，第一配合表面80b与入口阀 体98分开。因此，入口阀体98就被弹簧99的力压靠在阀座91上。结果供给通道 28被入口阀体98关闭。
当向上的电磁力F2较大时，配合部分80a就向上推动阀体100使得压力导 引通道72与排泄通道27连通其来。此时，控制阀CV3就起到了一个出口控制阀 的作用。出口控制阀体100通过杆件80与螺线管部分相连。
当控制阀CV3起到出口控制阀作用时，弹簧78的力f2反作用于电磁力F2。 合力(F2-f2)反作用于基于压差产生的力F1。因此，当向线圈79输送电流时，出 口阀体100相对于阀座101的位置这样确定，即，使得合力(F2-f2)等于力F1。 也就是说，出口阀体100可改变排泄通道27和压力导引通道72的开启尺寸。因 此，经排泄通道27从曲柄腔5中泄放出的致冷气体的流速被改变。曲柄压力Pc 可以根据从曲柄腔5中流出的气体的流速和渗漏气体的流速的关系来进行调 节。
控制阀CV3的开启尺寸是由力F1和螺线管部分的向上的力(F2-f2)的合力来 确定的。电磁力F2以电动方式调节。因此，力F1的目标值可以得到调节。力F1 代表压力PsH和PsL之间的压差。电磁力F2确定一个与供应给线圈79的电流值相 应的理想压差TPD。螺线管部分、驱动电路61以及控制器60起到了一个用来改 变目标压差TPD的改变装置的作用。控制阀CV3起到了根据一从另一位置输送 给线圈79的电流来改变目标压差TPD的出口控制阀的作用。
在图17和18的实施例中，容量控制装置至少包括控制器60和控制阀CV3。 控制器60以基本上等同于图14的实施例的方式控制着控制阀CV3。
控制阀CV3具有图11至14中所示的控制阀CV2相同的优点。
下面将参照图19对第六实施例的出口控制阀CV4进行描述。控制阀CV4包 括形成于阀壳85内的阀腔86，连通通道87和压力传感腔88。阀腔86通过排泄通 道27与曲柄腔5连通。连通通道87通过排泄通道27与吸入腔21连通。阀体96位 于阀腔86中可以和阀座91接触。阀体96有选择性地将阀腔86和连通通道87连接 起来。因此，阀腔86和连通通道87构成了排泄通道27的一部分。
阀体96通过小直径的杆97与可移动壁92相连。阀体96、杆97以及可移动 壁92可沿着轴线方向(沿着图19中的水平方向)一体地移动。可移动壁92将压 力传感腔88分成P1压力腔93和P2压力腔94。P1压力腔93比P2压力腔94离阀腔86 近。基于监测点P1和P2之间的压差产生的力F1使得可移动壁92远离阀腔86移动 (即向图19中所示的右方移动)。压力传感腔88、可移动壁92、P1压力腔93以 及P2压力腔94构成了一个机械压差检测器。
阀体96通过弹簧弹性地与致动器M2相连。致动器M2向阀体96施加一个与 力F1相反的力F2。该致动器M2例如是一种象图14中所示的螺线管式致动器， 且力F2可以由控制器60来改变。致动器M2、驱动电路61以及控制器60构成了 从另一个位置来改变目标压差TPD的变化装置。
图19中所示的控制阀CV4在正常条件下控制压缩机容量以保持乘客室温 度。而且，图19的控制阀CV4能在特殊条件下快速地改变压缩机容量。
下面参照图20对第七实施例的控制阀CV5进行描述。连通通道87始终与P1 压力腔93连通。阀腔86，连通通道87以及P1压力腔93构成了排泄通道27的一部 分。图20的控制阀CV5具有与图19的控制阀CV4相同的优点。形成于控制阀CV5 的阀壳中的接口的数量比控制阀CV4的接口少一个。
对于本领域的技术人员来说显而易见的是，在不脱离本发明的精神或范 围内，本发明可以采用许多其它特定的形式来实施。更据体而言，可以理解， 本发明可以采用下述方式实施。
在图14、16、17、19以及20所示的控制阀中，压力监测点P1、P2可以位 于图3所示的管道35中或位于图27所示的管道56中。在每一监测点P1、P2处的 压力分别施加给P1压力腔93和P2压力腔94。
图21示出了根据第八实施例的致动器M2。图14至20所示的采用电驱动的 致动器M2可以由图21中的致动器M2代替。图21中的致动器M2具有阀芯111且 由压力驱动。图21中的致动器M2具有一位于阀壳85内的致动腔110。阀芯111 位于致动腔110内。阀芯与杆件80相连并随杆件80轴向移动。阀芯111将致动腔 110分成高压腔112和低压腔113。
高压腔112通过通道114与具有排出压力Pd的区域(例如，排出腔22)连 通。阀115位于通道114中。阀115由控制器60控制。低压腔113始终借助于接口 116与曲柄腔5(具有曲柄压力Pc的区域)相连。弹簧78位于低压腔113中从而 将阀芯111推向高压腔112。节流通道117形成于阀芯111中将高压腔112与低压 腔113连接起来。
当杆件80需要向图21中的右边移动时，控制器60就指令驱动电路61将阀 115开启一段时间。这就使得气体从排出压力Pd区流进高压腔112。接着气体经 节流通道117从高压腔112流进低压腔113。因此，高压腔112内的压力与低压腔 113中的压力不同。一个由压差产生的力大于弹簧78的力，因而使得阀芯111和 杆件80向图21中所示的左边移动。当阀115被关闭时，高压腔112中的气体经节 流通道117和低压腔113流到曲柄腔5中。当气体从高压腔112流到低压腔113中 时，阀芯111就会由于弹簧78的力的作用而返回到其初始位置。阀芯111和杆件 80的位置是这样确定的，即，作用在杆件80上的力、基于压力腔112和113之间 的压差产生的力以及弹簧78的力的合力为零。
图23示出了根据第九实施例的制冷回路。在该实施例中，第一压力监测 点P1位于变容量压缩机CM的排出腔22中，且第二监测点P2位于管道56中。监 测点P2和监测点P1间隔有预定的距离。节流阀120位于监测点P1和P2之间。节 流阀120使得监测点P1和P2之间压差增加并根据压差ΔP(t)进行实施控制。
图24图释了图23回路中控制阀。图24的控制阀具有基本上和图14的控制 阀CV2相同的结构。P1压力腔93受到监测点P1处压力的影响，该压力被称之为 压力PdH。P2压力腔94受监测点P2处压力的影响，该压力被称之为压力PdL。 可移动壁92以与图14中所示的控制阀CV2的可移动壁92一样的方式相应于压差 ΔP(t)(ΔP(t)＝PdH-PdL)移动。
图25示出了根据第十个实施例的压缩机。图25中的压缩机具有位于后部 壳体元件4的外壁上的消音腔122，且该消音腔与管道56相连。第一压力监测点 P1位于排出腔22中而第二压力监测点P2位于管道56中。监测点P1和P2间隔一定 的距离。节流阀121位于后部壳体元件4中将消音腔122和排出腔22连接起来。 节流阀121降低了从缸孔1a中流进排出腔22的致冷气体的脉动。因此，管道56 中的气流的脉动被消除或得到降低。
图26示出了根据第十一个实施例的压缩机。压力监测点P1和P2的位置与 图25中的实施例的监测点的位置相同。在本实施例中，单向阀机构130位于压 缩机和管道56之间。具体而言，单向阀机构130位于冷凝器31和后部壳体元件4 之间。单向阀机构130包括阀座132和圆筒形壳体，阀体135以及弹簧136。阀座 132具有阀孔131。壳体134具有连通孔133。阀体135可与阀座132接触和分离。 弹簧136沿着关闭阀孔133的方向推动阀体135。
阀孔131，壳体134的内部以及连通孔133构成了将排出腔22和管道56连接 起来的通道。阀孔131起到了一个位于将排出腔22和管道56连接起来的通道中 的节流阀的作用。阀孔131与图25中的节流阀121相对应。阀体135相对于阀座132 的位置由基于两监测点P1和P2之间的压差产生的力和弹簧136的力的合力来决 定。当排出压力Pd足够高时，阀孔131就开启。当排出压力Pd较低时，阀孔131 就被关闭。
单向阀机构130可以防止气体从管道56向排出腔22回流。在一种无离合器 的压缩机中，只要引擎E运转，包括驱动轴6和斜盘12的内部机构就不停地转动。 因此一些致冷气体必定一直在压缩机中循环从而气体中的润滑油就会对运动部 件进行润滑。单向阀机构130不会容许气体从排出腔22中流到管道56中直到排 出压力Pd和管道56中的压力之间的差值超过预定的临界值。因此，如果弹簧136 的力选择适当，当容量为最小且排出压力Pd较低时气体就会在压缩机中循环。 具体而言，就是气体从排出腔22经控制阀流进曲柄腔5中。接着，气体从曲柄 腔5流出经排泄通道27、吸入腔21以及缸孔1a后流到排出腔22中。因此，移动 部件都得到了润滑。
如果阀孔131的直径较大，那么当单向阀机构130的开启尺寸较小时或者 当阀体135和阀座132之间的距离较短时，阀体135和阀座132之间的间距则可以 起到一个节流阀的作用。
对于本领域的技术人员来说应该清楚的是，可以在不脱离本发明的构思 和范围的情况下采用其它具体的形式进行实施。因此，现有的例子和实施例都 将被看作是说明性和非限制性的，且本发明不应受到在此所给出详细说明的描 述，而是可以在附后的权利要求的范围内和等同的方式进行改变。