JP2004346880A

JP2004346880A - Displacement control mechanism of variable displacement compressor

Info

Publication number: JP2004346880A
Application number: JP2003146952A
Authority: JP
Inventors: Satoshi Umemura; 聡梅村; Masahiro Kawaguchi; 真広川口; Hiroyuki Yoshida; 寛之吉田; Masaki Ota; 太田　　雅樹; Tatsuya Hirose; 達也廣瀬; Yoshinori Inoue; 井上　　宜典; Shiyuushin Iida; 秀慎飯田
Original assignee: Toyota Industries Corp
Current assignee: Toyota Industries Corp
Priority date: 2003-05-23
Filing date: 2003-05-23
Publication date: 2004-12-09
Anticipated expiration: 2023-05-23
Also published as: JP4100254B2; EP1479908A2; US20050008499A1

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent operational failure of a spool in a second control valve for adjusting opening of an extraction passage. SOLUTION: This variable displacement compressor reduces delivery capacity when crank pressure Pc increases, and increases the delivery capacity when the crank pressure Pc reduces. A first control valve CV1 adjusts opening of an air supply passage 29 for connecting a delivery chamber 22 and a crank chamber 5. The second control valve CV2 internally autonomously adjusts opening of a first extraction passage 27 for connecting the crank chamber 5 and a suction chamber 21, in response to valve opening of the first control valve CV1. The second control valve CV2 is composed of a spool valve, and a second valve part 88 is arranged in the spool 75. The second valve part 88 cuts off communication between a back pressure chamber 80 and a valve chest 71, via clearance 87 existing around a cylindrical surface 77 of the spool 75 in the second control valve CV2, when a first valve part 79 sets the first extraction passage 27 to minimum opening, in response to opening of the air supply passage 29 by the first control valve CV1. COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、空調装置の冷媒循環回路を構成し、クランク室の圧力が上昇すれば吐出容量を減少し前記クランク室の圧力が低下すれば吐出容量を増大する構成の容量可変型圧縮機に用いられ、前記容量可変型圧縮機の吐出容量を制御するための容量制御機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】
この種の容量制御機構としては、例えば図１５に示すような、入れ側制御と呼ばれる手法でクランク室１５３の圧力（クランク圧Ｐｃ）を調節する構成のものが存在する。
【０００３】
即ち、容量可変型斜板圧縮機（以下、単に圧縮機という）においてクランク室１５３と吸入室１５５とは、抽気通路１５４を介して接続されている。圧縮機の吐出室１５１とクランク室１５３とは給気通路１５２を介して接続されており、給気通路１５２の途中には制御弁１５６が配設されている。そして、制御弁１５６の開度を調節することで、給気通路１５２を介したクランク室１５３への高圧な冷媒ガスの導入量が調節され、抽気通路１５４を介したクランク室１５３からのガス導出量とのバランスからクランク圧Ｐｃが決定される。
【０００４】
前記抽気通路１５４上には固定絞り１５８が配設されており、この固定絞り１５８によって、クランク室１５３から吸入室１５５への冷媒ガスの導出は緩慢となっている。従って、給気通路１５２を介した吐出室１５１からの冷媒ガスの供給量が少なくても、クランク圧Ｐｃを確実に上昇させることができる。よって、制御弁１５６が給気通路１５２の開度を大きくすればクランク圧Ｐｃは速やかに上昇することとなり、圧縮機の吐出容量を減少させる方向については良好な応答性を得ることができる。
【０００５】
また、シリンダボア１５７からクランク室１５３へのブローバイガスが抽気通路１５４を介して吸入室１５５に漏れる量や、一種の内部漏れである、前述した吐出室１５１からクランク室１５３を経由した吸入室１５５への冷媒ガスの移動量を、固定絞り１５８によって極力少なくすることができる。その結果、容量制御機構を備えることに起因した圧縮機の効率低下を防止することができる。
【０００６】
しかし、前記抽気通路１５４上に固定絞り１５８を配設することは、一方で、クランク室１５３の圧力低下を緩慢とすること、つまり圧縮機の吐出容量を増大させる方向については応答性が悪化することにつながる。特に、圧縮機の起動時においては、クランク室１５３に溜まっていた液冷媒の気化と、固定絞り１５８がクランク室１５３からの冷媒ガスの導出を妨げることとにより、クランク圧Ｐｃが過大に上昇しようとする。従って、クールダウンの要求等により、圧縮機の起動直後に該圧縮機の吐出容量を増大すべく制御弁１５６が給気通路１５２を閉じたとしても、実際に圧縮機の吐出容量が増大するまでには時間がかかり、空調装置の起動性が悪化する問題があった。
【０００７】
このような問題を解決するため、例えば、図１６に示すように、制御弁（第１制御弁）１５６に加えて、抽気通路１５４の開度を調節可能な第２制御弁１６１を備えることが提案されている（例えば、特許文献１参照。）。
【０００８】
即ち、前記給気通路１５２において、第１制御弁１５６の配置位置（詳しくは弁開度調節位置）よりも下流側つまりクランク室１５３側でかつ固定絞り１６９よりも第１制御弁１５６側には、領域Ｋが設定されている。第２制御弁１６１はスプール１６２を備えたスプール弁であって、該第２制御弁１６１の背圧室１６６には領域Ｋの圧力が導入されている。第２制御弁１６１の弁室１６７は、抽気通路１５４の一部を構成するとともに吸入室１５５に連通されている。弁室１６７は、抽気通路１５４の上流側部分を構成する弁孔１６８を介してクランク室１５３に連通されている。
【０００９】
前記スプール１６２は、圧縮機ハウジングに形成されたスプール保持凹部１６４内に移動可能に嵌入されている。スプール１６２は、弁室１６７に配置された弁部１６２ａと背圧室１６６に配置された背面１６２ｂとを有している。スプール１６２（弁部１６２ａ）は、背面１６２ｂに作用する背圧室１６６の圧力（領域Ｋの圧力ＰｄＫ）に基づく弁閉方向への付勢力や、付勢バネ１６５の弁開方向への付勢力や、弁開方向に作用するクランク圧Ｐｃに基づく力等によって位置決めされる。
【００１０】
従って、例えば、第１制御弁１５６が給気通路１５２を閉じれば、第２制御弁１６１の背圧室１６６の圧力ＰｄＫはクランク圧Ｐｃとほぼ等しくなり、第２制御弁１６１のスプール１６２は、付勢バネ１６５によって弁孔１６８を最大開度とする。第２制御弁１６１が抽気通路１５４を大きく開けば、クランク室１５３から吸入室１５５への冷媒の導出が促進されることとなる。その結果、例えば圧縮機の起動直後に該圧縮機の吐出容量を増大すべく第１制御弁１５６が給気通路１５２を閉じれば、圧縮機の吐出容量を速やかに増大させることができ、空調装置の起動性を良好とすることができる。
【００１１】
なお、前記付勢バネ１６５にはバネ力が極弱いものが用いられているため、第１制御弁１５６が給気通路１５２を若干でも開いて領域Ｋの圧力ＰｄＫがクランク圧Ｐｃよりも高くなれば、スプール１６２は付勢バネ１６５に抗して移動して弁部１６２ａが弁孔１６８の開度をゼロではない最小とする。従って、ゼロではない最小開度の弁部１６２ａによって、第２制御弁１６１が前述した固定絞り１５８（図１５参照）と同等に機能し、容量制御機構を備えることに起因した圧縮機の効率低下を防止することができる。
【００１２】
【特許文献１】
特開２００２−２１７２１号公報（第７−１０，１２，１３頁、図１、図４、図５、図１１、図１２、図１４）
【００１３】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、前記第２制御弁１６１においては、スプール１６２の外周面とスプール保持凹部１６４の内周面との間のクリアランスを小さく設定することで、該クリアランスを介した背圧室１６６と弁室１６７との連通を遮断して、背圧室１６６側から弁室１６７側への冷媒ガスの漏れによる圧縮機の効率低下を防止するようにしている。このため、スプール１６２の外周面とスプール保持凹部１６４の内周面との間に異物が噛み込まれて、スプール１６２がスムーズに移動できなくなるおそれがあった。
【００１４】
このような問題を解決するには、特許文献１の別の実施形態にて開示されているように、スプール１６２及び付勢バネ１６５に替えてベローズを用いるようにすればよい。つまり、伸縮性及び弾性を有する隔壁であるベローズは、背圧室と弁室との間の遮断を、第２制御弁の可動部分が圧縮機ハウジングと摺動することなしに達成でき、第２制御弁の可動部分と圧縮機ハウジングとの間のクリアランスを広く設定することができる。しかし、ベローズは、バネ定数を小さくしようとすると体格が大きくなり、例えば前述したスプール１６２及び付勢バネ１６５を採用した場合と比較して第２制御弁が大型化する問題があった。
【００１５】
本発明の目的は、抽気通路の開度を調節する第２制御弁におけるスプールの作動不良を防止することができる容量可変型圧縮機の容量制御機構を提供することにある。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために請求項１の容量制御機構では、スプール弁たる第２制御弁のスプールには第２弁部が設けられている。第２弁部は、第１弁部が弁孔（抽気通路）を最小開度とした時に、第２制御弁内においてスプールの円筒面周りに存在するクリアランスを介した、背圧室と弁室との間の連通を遮断する。
【００１７】
前記第２制御弁の第１弁部が弁孔を最小開度とするのは、第１制御弁の弁開度が大きくなり背圧室の圧力が高くなって、該圧力と吸入圧力領域との圧力差が大きくなった時である。従って、背圧室の圧力が高い時に、第２弁部によって背圧室と弁室との間の連通を遮断することは、吐出圧力領域から吸入圧力領域への圧縮済み冷媒ガスの多量な漏れを抑制することにつながり、圧縮機の効率を向上させることができる。
【００１８】
このように、本発明においては、スプールの円筒面周りに存在するクリアランスを介した背圧室と弁室との間の連通を、第２弁部によって遮断するようにしている。従って、スプールの円筒面周りに存在するクリアランスを小さく設定する必要がなく、該クリアランスにおける異物の噛み込みによるスプールの作動不良を防止することができる。
【００１９】
なお、前記第２制御弁の第１弁部が弁孔を最小開度以外とすると、第２弁部は背圧室と弁室との間を開放することとなる。しかし、第２制御弁の第１弁部が弁孔を最小開度以外とするのは、第１制御弁の弁開度が小さくなり背圧室の圧力が低くなって、該圧力と吸入圧力領域との圧力差が小さくなった時である。背圧室の圧力と吸入圧力領域との圧力差が小さければ、背圧室と弁室との間が第２弁部によって開放されていても背圧室から弁室への冷媒ガスの漏れ量は少なく、該漏れに起因した圧縮機の効率低下の問題は実質的には生じない。
【００２０】
つまり、本発明は、前記第２制御弁において背圧室と弁室との間を常時遮断しておく必要がないことに着目してなされ、必要に応じて第２弁部によって背圧室と弁室との間を遮断するようにしている。よって、上述したように、特許文献１よりも信頼性の高い容量制御機構を得ることができる。
【００２１】
請求項２の発明は請求項１において、前記スプールの円筒面には弁孔側に向かう壁面を有する円環状の可動側段差部が設けられている。第２制御弁内には可動側段差部の壁面に対向する壁面を有する円環状の固定側段差部が配設されている。第２弁部を構成する可動側段差部の壁面が、第２弁部の弁座たる固定側段差部の壁面に着座することで、背圧室と弁室との間の連通が遮断される。
【００２２】
このように本発明においては、可動側段差部及び固定側段差部という簡単な構造によって、第２制御弁に対して第２弁部の機能（弁座も含む）を付与している。従って、第２制御弁の構成の簡素化を図り得る。
【００２３】
請求項３の発明は請求項２において、前記第２制御弁の弁室には、前記スプールを弁開度が増大する方向に付勢する付勢バネが配置されている。従って、付勢バネの付勢力はスプールの位置決めに関与する。よって、付勢バネの付勢力を調節することで、第２制御弁の動作特性を簡単に調節することができる。
【００２４】
前記可動側段差部の壁面は、第２弁部を構成する円環状領域よりも内側の領域が、付勢バネのバネ座をなしている。つまり、本発明においては、第２弁部を構成する可動側段差部の壁面を、付勢バネのバネ座としても利用している。従って、例えば、専用のバネ座（段差）を可動側段差部とは別個に設ける場合と比較して、第２制御弁の構成の簡素化を図り得る。
【００２５】
請求項４の発明は請求項１〜３のいずれか一項において、前記クリアランスの好適な設定について言及するものである。即ち、給気通路において吐出圧力領域と第１制御弁の弁開度調節位置との間には、冷媒中に含まれる異物を除去するためのフィルタが配設されている。第２制御弁内においてスプールの円筒面周りに存在するクリアランスは、フィルタを通過可能な異物よりも大きく設定されている。従って、スプールの円筒面周りに存在するクリアランスに異物が噛み込まれることを、確実に防止することができる。
【００２６】
請求項５の発明は、請求項１〜４のいずれか一項において、前記第２制御弁において、前記第１弁部による前記弁孔の最小開度は、ゼロではない開度に設定されている。従って、スプールにおいて第１弁部及び第２弁部を高精度で加工する必要がなく、スプールの製作が容易となる。つまり、例えば、一つのスプールに備えられた二つの弁部が同時に弁開度をゼロとする構成では、両弁部が同時に弁座へ着座する高精度な加工が必要とされ、スプールや弁座の製作が面倒となるのである。
【００２７】
請求項６の発明は請求項１〜４のいずれか一項において、前記第２制御弁において、前記第１弁部による前記弁孔の最小開度はゼロに設定されている。前記第１弁部、該第１弁部の弁座、前記第２弁部及び該第２弁部の弁座の少なくとも一つには弾性が付与されている。そして、前記抽気通路を第１抽気通路とすると、クランク室と冷媒循環回路の吸入圧力領域とは、固定絞りを備えた第２抽気通路によっても接続されている。
【００２８】
この発明では、第１弁部、該第１弁部の弁座、前記第２弁部及び該第２弁部の弁座のうち、弾性が付与されたものが弾性変形することによって、一つのスプールに備えられた二つの弁部が同時に弁開度をゼロとすることを、スプールや弁座の高精度加工なしに達成することができる。また、第１弁部が弁孔を最小開度（ゼロ）とした状態でのクランク室と吸入圧力領域との連通は、第２抽気通路により確保される。
【００２９】
上記目的を達成するために請求項７の容量制御機構では、スプール弁たる第２制御弁は、弁孔に吸入圧力領域が連通されているとともに弁室にクランク室が連通されている。スプールの弁部によって前記弁孔が閉塞されると、前記第２制御弁内においてスプールの円筒面周りに存在するクリアランス及び前記弁室を介した、背圧室と前記弁孔との間の連通も、前記弁部によって同時に遮断される。
【００３０】
前記第２制御弁の弁部が弁孔を最小開度とするのは、第１制御弁の弁開度が大きくなり背圧室の圧力が高くなって、該圧力と吸入圧力領域との圧力差が大きくなった時である。従って、背圧室の圧力が高い時に、弁部によって背圧室と弁孔との間の連通も同時に遮断することは、吐出圧力領域から吸入圧力領域への圧縮済み冷媒ガスの多量な漏れを抑制することにつながり、圧縮機の効率を向上させることができる。なお、第２制御弁の弁部が弁孔を閉塞した状態、即ち第１抽気通路が閉塞された状態では、クランク室と吸入圧力領域との連通は、第２抽気通路により確保される。
【００３１】
このように、本発明においては、スプールの円筒面周りに存在するクリアランスを介した背圧室と弁孔との間の連通を、弁部によって遮断するようにしている。従って、スプールの円筒面周りに存在するクリアランスを小さく設定する必要がなく、該クリアランスにおける異物の噛み込みによるスプールの作動不良を防止することができる。
【００３２】
なお、前記第２制御弁の弁部が弁孔を最小開度以外とすると、背圧室と弁孔との間は開放されることとなる。しかし、第２制御弁の弁部が弁孔を最小開度以外とするのは、第１制御弁の弁開度が小さくなり背圧室の圧力が低くなって、該圧力と吸入圧力領域との圧力差が小さくなった時である。背圧室の圧力と吸入圧力領域との圧力差が小さければ、背圧室と弁孔との間が弁部によって開放されていても背圧室から弁孔への冷媒ガスの漏れ量は少なく、該漏れに起因した圧縮機の効率低下の問題は実質的には生じない。
【００３３】
つまり、本発明は、前記第２制御弁において背圧室と弁室との間を常時遮断しておく必要がないことに着目してなされ、必要に応じて第２弁部によって背圧室と弁室との間を遮断するようにしている。よって、上述したように、特許文献１よりも信頼性の高い容量制御機構を得ることができる。
【００３４】
請求項８の発明は請求項７において、前記クリアランスの好適な設定について言及するものである。即ち、前記給気通路において前記吐出圧力領域と前記第１制御弁の弁開度調節位置との間には、冷媒中に含まれる異物を除去するためのフィルタが配設されている。前記第２制御弁内において前記スプールの円筒面周りに存在するクリアランスは、前記フィルタを通過可能な異物よりも大きく設定されている。従って、スプールの円筒面周りに存在するクリアランスに異物が噛み込まれることを確実に防止することができる。
【００３５】
【発明の実施の形態】
○第１実施形態
以下、請求項１の発明を、車両用空調装置に用いられて冷媒ガスの圧縮を行う容量可変型斜板式圧縮機（以下、単に圧縮機とする）に具体化した第１実施形態について説明する。
【００３６】
（圧縮機）
図１に示すように圧縮機は、シリンダブロック１と、該シリンダブロック１の前端に接合固定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を介して接合固定されたリヤハウジング４とを備えている。シリンダブロック１、フロントハウジング２及びリヤハウジング４が、圧縮機ハウジングを構成している。
【００３７】
前記シリンダブロック１とフロントハウジング２とで囲まれた領域にはクランク室５が区画されている。クランク室５内には駆動軸６が回転可能に支持されている。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ている。
【００３８】
前記駆動軸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両のエンジン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。本実施形態では、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。
【００３９】
前記クランク室５内にはカムプレートとしての斜板１２が収容されている。斜板１２は、駆動軸６にスライド移動可能でかつ傾動可能に支持されている。ヒンジ機構１３は、ラグプレート１１と斜板１２との間に介在されている。従って、斜板１２は、ヒンジ機構１３を介したラグプレート１１との間でのヒンジ連結、及び駆動軸６の支持により、ラグプレート１１及び駆動軸６と同期回転可能であるとともに、駆動軸６の軸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。
【００４０】
複数（図面には一つのみ示す）のシリンダボア１ａは、前記シリンダブロック１において駆動軸６を取り囲むようにして貫設形成されている。片頭型のピストン２０は、各シリンダボア１ａに往復動可能に収容されている。シリンダボア１ａの前後開口は、弁形成体３及びピストン２０によって閉塞されており、このシリンダボア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は、シュー１９を介して斜板１２の外周部に係留されている。従って、駆動軸６の回転にともなう斜板１２の回転運動が、シュー１９を介してピストン２０の往復直線運動に変換される。
【００４１】
前記弁形成体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には各シリンダボア１ａに対応して、吸入ポート２３及び該ポート２３を開閉する吸入弁２４、並びに、吐出ポート２５及び該ポート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とが連通されている。
【００４２】
そして、前記吸入室２１の冷媒ガスは、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に吐出される。
【００４３】
前記斜板１２の傾斜角度（駆動軸６の軸線に直交する平面との間でなす角度）は、クランク室５の圧力（クランク圧Ｐｃ）の変更に応じて変更され、最小傾斜角度（図１で実線で示す状態）と最大傾斜角度（図１で二点鎖線で示す状態）との間の任意の角度に設定される。
【００４４】
（容量制御機構）
前記斜板１２の傾斜角度制御に関与するクランク圧Ｐｃを制御するための容量制御機構は、圧縮機ハウジング内に設けられた第１抽気通路２７、第２抽気通路２８、給気通路２９、第１制御弁ＣＶ１及び第２制御弁ＣＶ２によって構成されている。
【００４５】
第１及び第２抽気通路２７，２８は、クランク室５と吸入圧力（Ｐｓ）領域である吸入室２１とをそれぞれ接続している。第１抽気通路２７の途中には第２制御弁ＣＶ２が配設されている。第２抽気通路２８は固定絞り２８ａを備えている。固定絞り２８ａは、シリンダブロック１及び弁形成体３を貫通する第２抽気通路２８の弁形成体３に対応する部分を、シリンダブロック１に対応する部分より狭くすることにより形成されている。
【００４６】
前記給気通路２９は、吐出圧力（Ｐｄ）領域である吐出室２２とクランク室５とを接続している。給気通路２９の途中には、該給気通路２９の開度を調節可能な第１制御弁ＣＶ１が配設されている。給気通路２９は、第１制御弁ＣＶ１よりも下流側（クランク室５側）において弁形成体３を経由されている。
【００４７】
そして、前記第１制御弁ＣＶ１及び第２制御弁ＣＶ２の開度を調節することで、給気通路２９を介したクランク室５への高圧な吐出ガスの導入量と第１，第２抽気通路２７，２８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。このクランク圧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の傾斜角度が変更される結果、ピストン２０のストローク即ち吐出容量が調節される。
【００４８】
例えば、前記第１制御弁ＣＶ１の開度が小さくされてクランク圧Ｐｃが低下すると、斜板１２の傾斜角度が増大し、圧縮機の吐出容量が増大される。逆に、第１制御弁ＣＶ１の開度が大きくされてクランク圧Ｐｃが上昇すると、斜板１２の傾斜角度が減少し、圧縮機の吐出容量が減少される。
【００４９】
（冷媒循環回路）
車両用空調装置の冷媒循環回路（冷凍サイクル）は、上述した圧縮機と外部冷媒回路３０とを備えている。外部冷媒回路３０は例えば、ガスクーラ３１、膨張弁３２及び蒸発器３３を備えている。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とガスクーラ３１の入口とをつなぐ冷媒の流通管３６が設けられている。
【００５０】
（第１制御弁）
図２に示すように第１制御弁ＣＶ１は、該図面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６０とを備えている。入れ側弁部は、吐出室２２とクランク室５とを接続する給気通路２９の開度（絞り量）を調節する。ソレノイド部６０は、第１制御弁ＣＶ１内に配設されたバルブロッド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。バルブロッド４０は、先端部たる隔壁部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を備える棒状部材である。弁体部４３はガイドロッド部４４の一部にあたる。
【００５１】
前記第１制御弁ＣＶ１のバルブハウジング４５は、上半部のバルブボディ４５ａと下半部のアクチュエータハウジング４５ｂとからなっている。バルブボディ４５ａ内には、図面下側から順に、弁収容室４６、連通路４７及び感圧室４８が区画されている。弁収容室４６及び連通路４７内には、バルブロッド４０がバルブハウジング４５の軸方向（図面上下方向）に移動可能に配設されている。連通路４７と感圧室４８とは、該連通路４７に挿入されたバルブロッド４０の隔壁部４１によって遮断されている。
【００５２】
前記バルブボディ４５ａの周壁には、弁収容室４６に連通するポート５１と、連通路４７に連通するポート５２とが形成されている。弁収容室４６は、ポート５１、給気通路２９の上流部を介して圧縮機の吐出室２２と連通されている。前記連通路４７は、ポート５２及び給気通路２９の下流部を介して圧縮機のクランク室５と連通されている。弁収容室４６及び連通路４７は給気通路２９の一部を構成している。
【００５３】
前記弁収容室４６内には、バルブロッド４０の弁体部４３が配置されている。バルブボディ４５ａにおいて、弁収容室４６と連通路４７との境界に位置する段差部は弁座部５３をなしており、連通路４７は弁孔をなしている。そして、バルブロッド４０が、図２の位置つまり連通路４７（給気通路２９）の開放状態から、弁体部４３が弁座部５３に着座する位置へ上動すると、該弁体部４３が有する平面状の開閉面４３ａと、弁座部５３が有する平面状の座面５３ａとが当接して連通路４７（給気通路２９）が遮断される。
【００５４】
前記感圧室４８内にはベローズ５０が収容配置されている。ベローズ５０の上端部はバルブハウジング４５に固定されている。ベローズ５０の下端部には、バルブロッド４０の隔壁部４１が嵌合されている。感圧室４８内は、有底円筒状をなすベローズ５０によって、該ベローズ５０の内部空間である第１圧力室５４と、外部空間である第２圧力室５５とに区画されている。
【００５５】
図１に示すように、前記吐出室２２から外部冷媒回路３０への流通管３６上には、絞り３６ａが配設されている。図２に示すように、第１圧力室５４は、第１導圧通路３７を介して、絞り３６ａよりも上流側の第１圧力監視点Ｐ１で吐出室２２に接続されている。第２圧力室５５は、第２導圧通路３８を介して、絞り３６ａよりも下流側の第２圧力監視点Ｐ２で流通管３６に接続されている。よって、第１圧力室５４内には、第１圧力監視点Ｐ１での冷媒ガスの監視圧力ＰｄＨが導入され、第２圧力室５５内には、第２圧力監視点Ｐ２での冷媒ガスの監視圧力ＰｄＬが導入される。
【００５６】
前記ベローズ５０は、絞り３６ａの前後の差圧（ＰｄＨ−ＰｄＬ）に応じて下端部が変位されることで、この差圧の変動をバルブロッド４０（弁体部４３）の位置決めに反映させる。絞り３６ａの前後の差圧（ＰｄＨ−ＰｄＬ）には、冷媒循環回路の冷媒流量が反映されており、例えば冷媒流量が多くなると該差圧（ＰｄＨ−ＰｄＬ）は大きくなり、逆に冷媒流量が少なくなると該差圧（ＰｄＨ−ＰｄＬ）は小さくなる。なお、ベローズ５０は、絞り３６ａの前後の差圧の変動を打ち消す側に圧縮機の吐出容量が変更されるように、弁体部４３を動作させる。
【００５７】
前記ソレノイド部６０は、アクチュエータハウジング４５ｂ内の中心部に有底円筒状の収容筒６１を備えている。収容筒６１において上側の開口には、円柱状の固定鉄心６２が嵌入固定されている。この固定鉄心６２の嵌入により、収容筒６１内の最下部にはソレノイド室６３が区画されている。
【００５８】
前記ソレノイド室６３内には、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が貫通形成され、該ガイド孔６５内には、バルブロッド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。ガイドロッド部４４は、ソレノイド室６３内において可動鉄心６４に嵌合固定されている。従って、可動鉄心６４とバルブロッド４０とは常時一体となって上下動する。
【００５９】
前記ソレノイド室６３において固定鉄心６２と可動鉄心６４との間には、コイルバネよりなるロッド付勢バネ６６が収容されている。このロッド付勢バネ６６は、弁体部４３が弁座部５３から離間する方向に向けてバルブロッド４０を付勢する。
【００６０】
前記収容筒６１の外周側には、固定鉄心６２及び可動鉄心６４を跨ぐ範囲にコイル６７が巻回配置されている。このコイル６７には、冷房負荷等に応じた制御装置６８の指令に基づき、駆動回路６８ａから駆動信号が供給される。従って、コイル６７への電力供給量に応じた大きさの電磁力（電磁吸引力）が、固定鉄心６２と可動鉄心６４との間に発生し、この電磁力は可動鉄心６４を介してバルブロッド４０（弁体部４３）に伝達される。なお、コイル６７への通電制御は、該コイル６７への印加電圧を調整することでなされ、本実施形態ではデューティ制御が採用されている。
【００６１】
上記構成の第１制御弁ＣＶ１においては、ソレノイド部６０が弁体部４３に付与する電磁力を外部からの電力供給量に応じて変更することで、ベローズ５０による弁体部４３の位置決め動作の基準となる、絞り３６ａ前後の差圧（ＰｄＨ−ＰｄＬ）の制御目標（設定差圧）を変更可能である。つまり、第１制御弁ＣＶ１は、コイル６７への電力供給量によって決定された設定差圧を維持するように、この差圧（ＰｄＨ−ＰｄＬ）の変動に応じて内部自律的にバルブロッド４０（弁体部４３）を位置決めする構成となっている。
【００６２】
また、前記第１制御弁ＣＶ１の設定差圧は、コイル６７への電力供給量を調節することで外部から変更可能となっている。即ち、例えば、制御装置６８から駆動回路６８ａに指令されるデューティ比が増大するとソレノイド部６０の電磁付勢力が大きくなり、第１制御弁ＣＶ１の設定差圧が大きくなる。設定差圧が増大変更されると、圧縮機の吐出容量は増大傾向となる。逆に、制御装置６８から駆動回路６８ａに指令されるデューティ比が減少するとソレノイド部６０の電磁付勢力が小さくなり、第１制御弁ＣＶ１の設定差圧が小さくなる。設定差圧が減少変更されると、圧縮機の吐出容量は減少傾向となる。
【００６３】
（第２制御弁）
図１、図３及び図４に示すように、前記リヤハウジング４には、第２制御弁ＣＶ２を収容するための円筒状の収容孔７０が形成されている。リヤハウジング４は、第２制御弁ＣＶ２用のバルブハウジングを兼ねている。該図中、リヤハウジング４の断面は、第２制御弁ＣＶ２を示す断面と、第１制御弁ＣＶ１や吸入室２１等を示す断面とが異なっている。第１制御弁ＣＶ１は、リヤハウジング４の後端面４ａから後側に突出しており、収容孔７０は第１制御弁ＣＶ１によって覆われてはいない。
【００６４】
前記収容孔７０は、リヤハウジング４の後端面４ａと前端面４ｂとを貫通し、駆動軸６の軸方向と平行な方向（図面左右方向）に延びている。収容孔７０においてリヤハウジング４の前端面４ｂでの開口は、弁形成体３によって閉塞されている。収容孔７０は、図面左方から右方側に向って順に、小径孔部である弁室７１と、弁室７１よりも径が大きい中径孔部７２と、中径孔部７２よりも径が大きい大径孔部７３とをそれぞれ同軸上に備えている。
【００６５】
前記弁室７１は、該弁室７１を区画する弁形成体３、及びシリンダブロック１に貫通形成された弁孔２７ａを介してクランク室５と連通されている。弁室７１は、リヤハウジング４に形成された連通孔２７ｂを介して吸入室２１と連通されている。連通孔２７ｂは、弁室７１の円筒内周面で開口している。弁孔２７ａ、弁室７１及び連通孔２７ｂは、第１抽気通路２７を構成している。
【００６６】
前記弁室７１及び中径孔部７２内には、スプール７５が挿通されている。スプール７５は、図面左右方向に移動可能である。大径孔部７３内にはストッパ７６が嵌入固定されている。ストッパ７６は、リヤハウジング４における大径孔部７３と中径孔部７２との間の段差部に当接位置決めされている。ストッパ７６は、スプール７５が大径孔部７３側へそれ以上移動することを当接規制する。
【００６７】
前記スプール７５は、弁室７１側に位置する小径部７５ａと、該小径部７５ａと同軸上に配置されてなおかつ該小径部７５ａに対して収容孔７０の中径孔部７２側に連接された大径部７５ｂとからなっている。つまり、スプール７５の円筒面７７には、小径部７５ａと大径部７５ｂとの接続部分に、円環状の可動側段差部７８が設けられている。可動側段差部７８は、弁形成体３側（弁孔２７ａ側）に向う壁面７８ａを有している。
【００６８】
前記スプール７５の大径部７５ｂは、後方側（ストッパ７６側）に開口された円筒状をなしている。スプール７５の小径部７５ａの大部分は弁室７１に配置されており、大径部７５ｂは中径孔部７２内で軸方向に移動可能に収容されている。小径部７５ａは、弁孔２７ａと同軸上に配置されており、該小径部７５ａは弁孔２７ａよりも径が大きく形成されている。小径部７５ａの端面は、弁孔２７ａの弁室７１に対する開度、即ち第１抽気通路２７の開度を調節する第１弁部７９をなしている。例えば、第１弁部７９が弁形成体３に近づくと弁孔２７ａの開度は減少され、逆に第１弁部７９が弁形成体３から遠ざかると弁孔２７ａの開度は増大される。
【００６９】
前記中径孔部７２内には、ストッパ７６とスプール７５の大径部７５ｂとの間に背圧室８０が区画形成されている。背圧室８０には、大径部７５ｂの筒内空間も含まれている。スプール７５の背面８１は、大径部７５ｂの開口部の端面と、大径部７５ｂの内側の底面とで構成されている。つまり、スプール７５の背面８１は背圧室８０に配置されている。
【００７０】
前記給気通路２９において、第１制御弁ＣＶ１の弁開度調節位置（弁座部５３）よりもクランク室５側（下流側）の領域Ｋからは、第２制御弁ＣＶ２の大径孔部７３と連通する導圧通路８２が分岐されている。導圧通路８２は、大径孔部７３の内周面７３ａで開口されている。
【００７１】
前記ストッパ７６には、導圧通路８２と中径孔部７２とを連通するように連通溝７６ａ及び連通孔７６ｂが形成されている。連通溝７６ａは、ストッパ７６の外周面において導圧通路８２の開口と対向する箇所でストッパ７６の周りを一周して形成されている。連通孔７６ｂは、連通溝７６ａと、ストッパ７６の弁形成体３側の端面７６ｃとの間でストッパ７６を貫通形成されている。連通孔７６ｂは、端面７６ｃの中央部で開口されている。
【００７２】
前記背圧室８０には、導圧通路８２、連通溝７６ａ及び連通孔７６ｂを介して、給気通路２９の領域Ｋの圧力ＰｄＫが導入されている。つまり、背圧室８０は、給気通路２９において第１制御弁ＣＶ１の弁開度調節位置よりも下流側の領域Ｋと同じ圧力雰囲気とされている。背圧室８０の圧力ＰｄＫに基づく力は、スプール７５を弁形成体３側（弁開度減少方向）に付勢する。つまり、スプール７５は、背面８１に作用する背圧室８０の圧力ＰｄＫが高くなると、第１弁部７９によって弁孔２７ａの開度を小さくする特性を有している。
【００７３】
さて、前記スプール７５において大径部７５ｂの外径は、弁室７１の内径よりも大きく形成されている。第２制御弁ＣＶ２内において弁室７１と中径孔部７２との間の円環状段差部である固定側段差部８３は、スプール７５の可動側段差部７８の壁面７８ａに対向する壁面８３ａを有している。スプール７５は弁形成体３に対して最も近づくと、可動側段差部７８の壁面７８ａを以て固定側段差部８３の壁面８３ａに着座される。スプール７５の小径部７５ａの軸方向長さは、弁室７１の軸方向長さよりも若干小さく形成されている。
【００７４】
従って、前記スプール７５が弁形成体３に対して最も近づいた状態では、可動側段差部７８の壁面７８ａが固定側段差部８３の壁面８３ａに当接されるとともに、第１弁部７９と弁形成体３との間には若干の隙間が確保されることとなる。つまり、スプール７５の第１弁部７９が弁孔２７ａを最小開度としても第１抽気通路２７が閉じられることはなく、従ってクランク室５と吸入室２１とは、第１抽気通路２７を介しても常時連通された状態となっている。なお、弁孔２７ａを最小開度とするとは、弁孔２７ａの開度をゼロよりも若干大きいゼロ近傍の開度とすることである。
【００７５】
前記第１弁部７９と弁形成体３とのゼロではない最小隙間は、第１抽気通路２７の絞りを構成する。よって、第２抽気通路２８の固定絞り２８ａは、第２制御弁ＣＶ２が最小開度の場合における第１抽気通路２７での冷媒ガスの絞りを加味して、第２制御弁ＣＶ２及び第１抽気通路２７を備えない場合よりも絞り径が小さく設定されている。
【００７６】
前記スプール７５における小径部７５ａの外周面７７ａと、弁室７１の内周面７１ａとの間のクリアランス８４には、コイルバネからなる付勢バネ８５が配置されている。付勢バネ８５の可動端は、可動側段差部７８の壁面７８ａにおいて固定側段差部８３の壁面８３ａと対向する領域よりも内側の領域に当接されている。つまり、可動側段差部７８の壁面７８ａにおいて、固定側段差部８３の壁面８３ａと対向する領域よりも内側の領域が、付勢バネ８５の可動端のバネ座８６をなしている。付勢バネ８５の固定端は、弁形成体３において弁孔２７ａの開口周囲に当接されている。付勢バネ８５は、第１弁部７９が弁孔２７ａの開度を増大する方向にスプール７５を付勢する。
【００７７】
前記スプール７５における大径部７５ｂの外周面７７ｂと、収容孔７０における中径孔部７２の内周面７２ａとの間のクリアランス８７は、小径部７５ａの外周面７７ａと弁室７１の内周面７１ａとのクリアランス８４よりも小さく設定されている。特に、クリアランス８４において付勢バネ８５と弁室７１の内周面７１ａとのクリアランス８４ａは、スプール７５の移動に応じて付勢バネ８５が支障なく伸縮するように設定されており、クリアランス８７はクリアランス８４ａよりも小さく設定されている。つまり、クリアランス８７は、スプール７５の円筒面７７周りにおいて最も狭いクリアランスであると言える。
【００７８】
図４に示すように、前記弁室７１と背圧室８０とは、可動側段差部７８の壁面７８ａと固定側段差部８３の壁面８３ａとが離間した状態で、該壁面７８ａと壁面８３ａとの隙間及びスプール７５のクリアランス８７を介して連通される。逆に、図３に示すように、可動側段差部７８の壁面７８ａが固定側段差部８３の壁面８３ａに着座する状態では、背圧室８０と弁室７１とのクリアランス８７を介した連通が遮断される。つまり、可動側段差部７８の壁面７８ａにおいて固定側段差部８３の壁面８３ａと対向する円環状領域が、スプール７５のクリアランス８７を介した背圧室８０と弁室７１との連通を遮断する第２弁部８８をなしている。第２弁部８８の弁座８９は、固定側段差部８３の壁面８３ａにおいて第２弁部８８と対向する円環状領域がなしている。
【００７９】
図１及び図２に示すように、前記給気通路２９において第１制御弁ＣＶ１よりもクランク室５側（上流側）には、冷媒中の異物を除去するフィルタ９０が配置されている。図３及び図４に示すように、スプール７５の大径部７５ｂと収容孔７０の内周面７２ａとの間のクリアランス８７は、フィルタ９０を通過可能な異物よりも大きく、言い換えればフィルタ９０のメッシュサイズよりも大きく設定されている。つまり、スプール７５の円筒面７７周りにおいて最も狭いクリアランス８７は、該クリアランス８７に流入可能な異物よりも大きく設定されている。
【００８０】
（第２制御弁の動作特性）
図３に示すように、前記第２制御弁ＣＶ２において、弁室７１の軸直交断面積を「ＳＡ」とし、弁孔２７ａの軸直交断面積を「ＳＢ（＜ＳＡ）」とする。すると、圧力ＰｄＫとクランク圧Ｐｃとの差圧に基づいてスプール７５を弁形成体３に近づける方向（弁孔２７ａの開度が減少する方向）に付勢する付勢力を、「（ＰｄＫ−Ｐｃ）ＳＢ」と表せる。また、圧力ＰｄＫと吸入圧力Ｐｓとの差圧に基づいて、スプール７５を弁開度が減少する方向に付勢する付勢力を、「（ＰｄＫ−Ｐｓ）（ＳＡ−ＳＢ）」と表せる。付勢バネ８５の付勢力を「ｆ」とすると、第２制御弁ＣＶ２において弁孔２７ａが最小開度となるための条件式を、
（ＰｄＫ−Ｐｓ）（ＳＡ−ＳＢ）＋（ＰｄＫ−Ｐｃ）ＳＢ＞ｆ…条件式１
と表せる。
【００８１】
前記背圧室８０は、給気通路２９を介してクランク室５に常時連通され、該クランク室５とほぼ同じ圧力雰囲気となっている。よって、前記圧力ＰｄＫとクランク圧Ｐｃは、実質的には等しいとみなせるため、前記条件式１は、
（Ｐｃ−Ｐｓ）（ＳＡ−ＳＢ）＞ｆ…条件式２
と表せる。付勢バネ８５は、セット荷重が弱くバネ定数の低いものが用いられている。よって、条件式２からは、クランク圧Ｐｃが吸入圧力Ｐｓを或る程度上回れば、第１弁部７９が弁孔２７ａを最小開度とすることがわかる。
【００８２】
さて、車両のエンジンＥが停止して所定時間以上が経過されると、冷媒循環回路内は低い圧力で均圧された状態となり、クランク圧Ｐｃと吸入圧力Ｐｓとは等しくなる。従って、条件式２が成立しないため、図４に示すように、スプール７５は付勢バネ８５によって弁開度増大方向に移動されてストッパ７６に当接し、第１弁部７９は弁孔２７ａの開度を最大とした状態となっている。
【００８３】
一般的な車両用空調装置の圧縮機では、エンジンＥが長時間停止した状態で外部冷媒回路３０の低圧側に液冷媒が存在すると、クランク室５と吸入室２１が第１，第２抽気通路２７，２８を介して連通する関係上、液冷媒が吸入室２１を介してクランク室５に流入することになる。特に、車室内側の温度が高く、圧縮機が配置されているエンジンルーム側の温度が低い場合には、多量の液冷媒が吸入室２１を介してクランク室５に流入し、そのまま停留されることとなる。
【００８４】
このため、前記エンジンＥが起動して圧縮機の駆動が開始されると（上述したように動力伝達機構ＰＴはクラッチレスタイプである）、エンジンＥの発熱の影響や斜板１２によって掻き回されることで液冷媒が気化して、クランク圧Ｐｃが第１制御弁ＣＶ１の弁開度に関わらず上昇しようとする。
【００８５】
ここで例えば、前記エンジンＥの起動時において車室内が暑いと、制御装置６８は乗員の冷房要求に基づきクールダウンを行うべく、駆動回路６８ａに最大デューティ比を指令して第１制御弁ＣＶ１の設定差圧を最大とする。従って、第１制御弁ＣＶ１は給気通路２９を全閉とし、吐出室２２からクランク室５及び第２制御弁ＣＶ２の背圧室８０への高圧冷媒ガスの供給は行われない。よって、クランク室５における液冷媒の気化によっても、クランク圧Ｐｃと吸入圧力Ｐｓとの差が付勢バネ８５の付勢力ｆを上回らない状態、つまり条件式２が成立しない状態が継続されることとなる。
【００８６】
その結果、前記第２制御弁ＣＶ２のスプール７５は、付勢バネ８５の付勢力ｆによって第１弁部７９が第１抽気通路２７を全開した状態に維持されて、クランク室５の液冷媒は、液状態のままか或いは少なくとも一部が気化した状態で、全開状態の第１抽気通路２７を介して速やかに吸入室２１へ導出されることになる。よって、クランク圧Ｐｃは第１制御弁ＣＶ１の全閉に応じた低い状態に維持されて、圧縮機は斜板１２の傾斜角度を速やかに増大させて吐出容量を最大とする。
【００８７】
前記クランク室５から液冷媒が排出された後も、第１制御弁ＣＶ１が全閉状態であれば、上述したように、第２制御弁ＣＶ２の第１弁部７９によって第１抽気通路２７が大きく開かれた状態となる。従って、例えばピストン２０の摩耗等によってシリンダボア１ａからクランク室５へのブローバイガス量が設計時の初期想定より多くなったとしても、該ブローバイガスは、第１抽気通路２７及び第２抽気通路２８を介して速やかに吸入室２１へ導出されることとなる。よって、クランク圧Ｐｃを吸入圧力Ｐｓとほぼ等しい圧力に維持することができ、斜板１２の最大傾斜角度つまり圧縮機の最大吐出容量運転（所謂１００％容量運転）を確実に維持することができる。
【００８８】
このように、前記第２制御弁ＣＶ２の第１弁部７９が、抽気通路２７の開度を最小よりも大きくした状態では、第２弁部８８が弁座８９から離間し、背圧室８０と弁室７１との間がクリアランス８７を介して連通された状態となる（図４参照）。しかし、該連通状態においては、前述のように第１制御弁ＣＶ１が全閉状態であるため、吐出室２２の冷媒ガスが第１制御弁ＣＶ１を介して背圧室８０に流入するおそれがなく、背圧室８０から弁室７１への冷媒ガスの漏れに起因した冷凍サイクルの効率低下の問題が生じるおそれがない。
【００８９】
さて、前記圧縮機の最大吐出容量運転によって、車室内が或る程度にまで冷えてくれば、制御装置６８は駆動回路６８ａへ指令するデューティ比を最大から小さくする。従って、第１制御弁ＣＶ１が全閉状態から離脱されて給気通路２９を開き、クランク圧Ｐｃが吸入圧力Ｐｓよりも高くなる。よって、条件式２が成立し、図３に示すように、スプール７５が付勢バネ８５の付勢力ｆに抗して弁開度減少方向に移動され、第１抽気通路２７（弁孔２７ａ）が第１弁部７９によって大きく絞られた状態となる。
【００９０】
つまり、前記給気通路２９が第１制御弁ＣＶ１によって開かれてクランク室５へのガス導入が開始されると、該ガス導入の開始に応じて、第１抽気通路２７を介したクランク室５から吸入室２１への冷媒ガスの導出量が大幅に減少されることとなる。よって、クランク圧Ｐｃは速やかに上昇され、圧縮機は斜板１２の傾斜角度を速やかに減少させて吐出容量を小さくする。
【００９１】
また、前記第２制御弁ＣＶ２によって第１抽気通路２７の開度が大きく減少されることで、圧縮済み冷媒ガスの吐出室２２からクランク室５ひいては吸入室２１への短絡（漏れ）量を少なくすることができ、冷凍サイクルの効率低下を抑制することができる。さらに、本実施形態の冷媒循環回路は、圧縮機を最小吐出容量とすることで冷媒循環が停止される構成であるが（所謂クラッチレス圧縮機のオフ運転）、第２制御弁ＣＶ２によって第１抽気通路２７の開度を大きく減少させることは圧縮機のオフ運転を確実とすることにもつながる。
【００９２】
このように、前記第２制御弁ＣＶ２の第１弁部７９が、第１抽気通路２７の開度を最小とした状態では、第２弁部８８が弁座８９に着座するため、弁室７１と背圧室８０とのクリアランス８７を介した連通が遮断される。よって、吐出室２２の冷媒ガスが、背圧室８０からクリアランス８７、弁室７１、連通孔２７ｂを介して吐出室２２に短絡する（漏れる）ことが防止される。従って、冷凍サイクルの効率低下を防止することができる。
【００９３】
前記第１制御弁ＣＶ１が開いていると、第２制御弁ＣＶ２には、フィルタ９０によっても補足できなかった微小な異物が冷媒ガスとともに流入して、スプール７５のクリアランス８７に侵入するおそれがある。しかし、スプール７５のクリアランス８７は、フィルタ９０を通過可能な異物よりも大きく設定されているため、該クリアランス８７における異物の噛み込みを回避でき、スプール７５は作動不良を起こさずにスムーズに動作する。異物は、第２弁部８８が弁座８９に着座した状態でクリアランス８７内に溜まったとしても、該溜まった異物は、図４に示すように第２制御弁ＣＶ２が開いた状態で、冷媒ガスの流れによってクリアランス８７から排出される。
【００９４】
上記構成の本実施形態によれば、以下のような効果を奏する。
（１）第２制御弁ＣＶ２においてスプール７５の第２弁部８８は、第１弁部７９が弁孔２７ａを最小開度とした時に、スプール７５のクリアランス８７を介した背圧室８０と弁室７１との間の連通を遮断する。従って、上述したように、クリアランス８７を小さく設定する必要がなくなり、該クリアランス８７における異物の噛み込みによるスプール７５の作動不良を防止することができる。
【００９５】
（２）第２弁部８８は、スプール７５の円筒面７７における可動側段差部７８の壁面７８ａによって構成されており、第２弁部８８の弁座８９は、固定側段差部８３の壁面８３ａによって構成されている。つまり本実施形態においては、両段差部７８，８３という簡単な構造によって、第２制御弁ＣＶ２に対して第２弁部８８の機能（弁座８９も含む）を付与している。従って、第２制御弁ＣＶ２の構成の簡素化を図り得る。
【００９６】
（３）第２制御弁ＣＶ２において第１弁部７９による弁孔２７ａの最小開度は、ゼロではない開度に設定されている。従って、スプール７５において第１弁部７９及び第２弁部８８を高精度で加工する必要がなく、スプール７５の製作が容易となる。つまり、例えば、一つのスプール７５に備えられた二つの弁部７９，８８が同時に弁開度をゼロとする構成では、両弁部７９，８８が同時に弁座８９（弁形成体３）へと着座する高精度な加工が必要とされ、スプール７５や弁座８９（弁形成体３）の製作が面倒となるのである。
【００９７】
（４）第２制御弁ＣＶ２は、スプール７５を弁開度が増大する方向に付勢する付勢バネ８５を備えており、該付勢バネ８５の付勢力ｆはスプール７５の位置決めに関与する。従って、付勢バネ８５の付勢力ｆを調節することで、言い換えれば異なる特性を有する付勢バネ８５群の中からの選択で、第２制御弁ＣＶ２の動作特性を簡単に調節することができる。
【００９８】
（５）第２制御弁ＣＶ２においては、第２弁部８８を構成する可動側段差部７８の壁面７８ａを、付勢バネ８５のバネ座８６としても利用している。従って、例えば、専用のバネ座（段差）を可動側段差部７８とは別個に設ける場合と比較して、スプール７５の構成の簡素化つまり第２制御弁ＣＶ２の構成の簡素化を図り得る。
【００９９】
（６）給気通路２９において吸入室２１と第１制御弁ＣＶ１との間には、フィルタ９０が配設されており、第２制御弁ＣＶ２においてスプール７５のクリアランス８７は、フィルタ９０を通過可能な異物よりも大きく設定されている。従って、スプール７５のクリアランス８７に該クリアランス８７より大きな異物が入り込むことがなく、第２制御弁ＣＶ２のスプール７５の作動不良を確実に防止することができる。
【０１００】
○第２実施形態
以下、請求項７の発明を具体化した第２実施形態について説明する。なお、本実施形態においては第１実施形態との相違点についてのみ説明し、同一又は相当部材には同じ番号を付して説明を省略する。
【０１０１】
図５及び図６に示すように、弁孔２７ａは、上記第１実施形態ではクランク室５と弁室７１とを連通していたが、本実施形態では、吸入室２１と弁室７１とを連通している。連通孔２７ｂは、上記第１実施形態では吸入室２１と弁室７１とを連通していたが、本実施形態ではクランク室５と弁室７１とを連通している。
【０１０２】
前記第２制御弁ＣＶ２の収容孔７０は、図面上下方向に延び、下側で圧縮機外部に開放されている。弁室７１は上側に配置され、大径孔部７３は下側に配置されており、中径孔部７２は削除されている。
【０１０３】
前記弁孔２７ａは、弁室７１の天井面７１ｂで開口されている。連通孔２７ｂは、弁室７１の内周面７１ａで開口されている。連通孔２７ｂは、給気通路２９における第２制御弁ＣＶ２よりもクランク室５側の領域の一部を兼ねている。給気通路２９における第２制御弁ＣＶ２と第１制御弁ＣＶ１との接続部は、第２制御弁ＣＶ２においては大径孔部７３の内周面７３ａで開口されている。
【０１０４】
前記弁室７１内には、有蓋筒状のスプール９１が図面上下方向に移動可能に収容されている。スプール９１は、下側に開口するように配置されている。スプール９１の上面は、弁孔２７ａよりも大径に形成されている。スプール９１の上面において、弁室７１の天井面７１ｂと対向する領域が、弁部９２をなしている。弁室７１の天井面７１ｂにおいて弁部９２と対向する領域が、弁部９２の弁座９３をなしている。
【０１０５】
前記スプール９１の開口縁部には、フランジ９４が径方向外側に延出形成されている。スプール９１の外周面である円筒面７７は、フランジ９４の外周面７７ａと、スプール９１においてフランジ９４よりも図面上側の筒部の外周面７７ｂとからなっている。付勢バネ８５は、スプール９１によって貫通されており、付勢バネ８５は、スプール９１の外周面７７ｂと弁室７１の内周面７１ａとの間のクリアランス８４に配置されている。フランジ９４の上面は、付勢バネ８５の可動端を受けるバネ座８６をなしている。天井面７１ｂにおいて弁座９３よりも外側の領域が、付勢バネ８５の固定端を受けるバネ座をなしている。
【０１０６】
前記フランジ９４の下面（スプール９１の下面）の外周縁部には、斜面９１ａが形成されている。該斜面９１ａは、スプール９１の径方向外側ほどストッパ７６の端面７６ｃから遠ざかるように形成されている。スプール９１の背面８１は、スプール９１の内部の天井面、スプール９１の下面及び斜面９１ａによって構成されており、該背面８１は背圧室８０に配置されている。なお、本実施形態においては、弁室７１と背圧室８０とは常時連通されていて同一空間をなしていると言えるが、特に該空間においてスプール９１の背面８１側の領域を背圧室８０として位置づけている。背圧室８０は、給気通路２９において第１制御弁ＣＶ１の弁開度調節位置（弁座部５３）よりも下流側の領域Ｋと同じ圧力雰囲気とされている。
【０１０７】
前記第２制御弁ＣＶ２内において、フランジ９４の外周面７７ａと、弁室７１の内周面７１ａとの間のクリアランス８７は、付勢バネ８５と弁室７１の内周面７１ａとの間のクリアランス８４ａよりも小さく設定されている。クリアランス８７は、スプール９１の円筒面７７周りに存在し、フィルタ９０を通過可能な異物よりも大きく設定されている。
【０１０８】
さて、前記スプール９１は、背圧室８０の圧力ＰｄＫがクランク圧Ｐｃと実質的に等しいとみなせることにより、
（Ｐｃ−Ｐｓ）ＳＢ＞ｆ…条件式３
（「ＳＢ」は、弁孔２７ａの軸直交断面積である）
が成立する状態では、弁部９２を以て弁座９３に着座して弁孔２７ａを全閉状態とする。よって、クランク圧Ｐｃが吸入圧力Ｐｓを或る程度上回れば、第２制御弁ＣＶ２は第１抽気通路２７を閉塞する。なお、前記条件式３においては、スプール９１の重量を無視している。
【０１０９】
前記第１制御弁ＣＶ１の開状態では、クランク圧Ｐｃが高くなり上記条件式３が成立する。よって、図５に示すように、スプール９１が上動して弁部９２が弁座９３に着座し、弁孔２７ａつまり第１抽気通路２７が閉じられる。クランク室５と吸入室２１との常時連通は、第２抽気通路２８によって確保されている。
【０１１０】
前記連通孔２７ｂは、弁室７１及び背圧室８０等とともに給気通路２９を構成する。よって、第１制御弁ＣＶ１を介して背圧室８０に流入した冷媒ガスは、弁室７１及び連通孔２７ｂを介してクランク室５に流入する。弁室７１内に流入した冷媒ガスは、スプール９１の斜面９１ａによってガイドされて、スムーズに連通孔２７ｂへと流入する。
【０１１１】
前記スプール９１の弁部９２が弁孔２７ａを閉塞すると、スプール９１のクリアランス８７を介した背圧室８０と弁孔２７ａとの間の連通も、弁部９２によって同時に遮断される。従って、吐出室２２の冷媒ガスが、領域Ｋから背圧室８０及び弁室７１並びに弁孔２７ａを介して吸入室２１へと短絡する（漏れる）ことが防止され、冷凍サイクルの効率低下が抑制される。
【０１１２】
また、図６に示すように、前記第１制御弁ＣＶ１の閉状態、即ち給気通路２９の閉状態では、クランク圧Ｐｃが低くなり上記条件式３が成立せず、スプール９１が下動して弁部９２が弁座９３から離間する。従って、弁孔２７ａと連通孔２７ｂとが弁室７１を介して連通され、第１抽気通路２７が大きく開かれた状態となる。よって、クランク室５の冷媒は速やかに吸入室２１へ排出される。
【０１１３】
上記構成の本実施形態においては次のような効果を奏する。
（７）第２制御弁ＣＶ２においてスプール９１の弁部９２は、弁孔２７ａ（第１抽気通路２７）を閉塞することで、スプール９１のクリアランス８７を介した背圧室８０と弁孔２７ａとの間の連通も同時に遮断する。従って、クリアランス８７を小さく設定する必要がなく、該クリアランス８７における異物の噛み込みによるスプール９１の作動不良を防止することができる。
【０１１４】
（８）第１抽気通路２７と給気通路２９は、連通孔２７ｂを通路の一部として兼用している。すなわち、第１抽気通路２７と給気通路２９とは、クランク室５と弁室７１との間で連通孔２７ｂによって一部兼用されている。従って、第１実施形態の給気通路２９において、導圧通路８２の分岐とクランク室５との間の部分を削除できるため、通路の取り回しが簡単となり、容量制御機構の簡素化を図り得る。
【０１１５】
○第３実施形態
次に、第３の実施形態を図７及び図８に従って説明する。本実施形態では第２制御弁ＣＶ２が第１制御弁ＣＶ１のバルブハウジング４５内に組み込まれている点が上記第２実施形態と主に異なっている。なお、本実施形態の第１制御弁ＣＶ１においてポート５１とポート５２との上下流関係は、図２に示す第１制御弁ＣＶ１とは逆となっている。つまり、給気通路２９の上流側（吐出室２２側）がポート５２に接続されており、該給気通路２９の下流側（クランク室５側）がポート５１に接続されている。
【０１１６】
前記第１制御弁ＣＶ１の弁収容室４６内には、第２制御弁ＣＶ２のスプール９６と、弁座体９７と、付勢バネ８５とが収容されている。スプール９６の中央部には、挿通孔９６ａが形成されている。該挿通孔９６ａにはバルブロッド４０が挿通されており、スプール９６はバルブロッド４０の軸方向に移動可能となっている。弁座体９７はスプール９６よりも下側に配置されており、弁座体９７は、弁収容室４６において固定鉄心６２に接して配置されている。弁収容室４６は、弁座体９７の上面よりも上側が弁室７１となっている。スプール９６の上面には、挿通孔９６ａの周りに凹部９６ｂが形成されている。
【０１１７】
前記弁収容室４６の下端部を取り囲むバルブハウジング４５の周壁には、ポート９８が形成されている。該ポート９８は、第１抽気通路２７の吸入室２１側と接続されている。弁座体９７には、ポート９８と弁室７１とを連通する弁孔２７ａが形成されている。弁孔２７ａは、弁座体９７の上面において、弁座体９７の内周面と弁座体９７の外周面との途中の位置で開口されている。スプール９６の下面には溝部９６ｃが形成されている。溝部９６ｃは環状で、挿通孔９６ａを取り囲んでおり、弁座体９７の連通孔２７ｂと対向する部分を含んでいる。
【０１１８】
前記スプール９６の下面は、溝部９６ｃよりも径方向外側の円環状領域が弁部９２をなしている。そして、弁座体９７の上面において、弁孔２７ａよりも径方向外側で弁部９２と対向する円環状領域が、弁部９２の弁座９３をなしている。
【０１１９】
前記スプール９６の下面において溝部９６ｃよりも径方向内側の領域は、挿通孔用弁部９６ｄをなしている。弁座体９７の上面において弁孔２７ａよりも径方向内側で挿通孔用弁部９６ｄと対向する領域は、挿通孔用弁座９７ａをなしている。挿通孔用弁部９６ｄは、弁部９２が弁座９３が着座するときに挿通孔用弁座９７ａに着座することで、スプール９６における挿通孔９６ａの内周面と、バルブロッド４０におけるガイドロッド部４４の外周面との間のクリアランスを介しての弁孔２７ａと背圧室８０との連通を遮断する。
【０１２０】
前記スプール９６の上端部にはフランジ９４が形成されている。フランジ９４の下面は、付勢バネ８５の固定端のバネ座８６をなしている。弁座体９７の上面において弁座９３よりも外側の領域は、付勢バネ８５の可動端のバネ座をなしている。スプール９６の上面と凹部９６ｂの底面とは、スプール９６の背面８１を構成している。背面８１と、第１制御弁ＣＶ１の弁開度調節位置（弁座部５３）との間に位置する背圧室８０は、給気通路２９における第１制御弁ＣＶ１の弁開度調節位置よりも下流側（クランク室５側）の領域Ｋの一部を構成している。つまり、背圧室８０は領域Ｋと同じ圧力雰囲気とされている。
【０１２１】
スプール９６の外周面である円筒面７７は、フランジ９４における外周面７７ａと、スプール９６においてフランジ９４よりも下側の外周面７７ｂとからなっている。前記付勢バネ８５は、外周面７７ｂと、弁室７１の内周面７１ａとの間のクリアランス８４に配置されている。フランジ９４の外周面７７ａと、弁室７１の内周面７１ａとの間のクリアランス８７は、付勢バネ８５と弁室７１の内周面７１ａとの間のクリアランス８４ａよりも小さく設定されている。
【０１２２】
図７に示すように、前記第１制御弁ＣＶ１の開状態では、クランク圧Ｐｃ（背圧室８０の圧力ＰｄＫと実質的に等しいとみなせる）が高くなり、スプール９６が下動して弁部９２が弁座９３に着座し、弁孔２７ａが閉塞されて第１抽気通路２７が閉じられる。よって、吐出室２２からポート５２及び連通路４７を介して背圧室８０に流入した冷媒ガスは、ポート５１を介してクランク室５に流入する。
【０１２３】
図８に示すように、前記第１制御弁ＣＶ１の閉状態、即ち給気通路２９の閉状態ではクランク圧Ｐｃが低くなり、スプール９６は付勢バネ８５の付勢力によって上動し、弁部９２が弁座９３から離間する。従って、弁孔２７ａとポート５１とが連通され、第１抽気通路２７が大きく開かれた状態となるため、クランク室５の冷媒は、ポート５１、弁室７１、弁孔２７ａを介して吸入室２１へ速やかに導出される。
【０１２４】
本実施形態は上記第２実施形態と同様な効果を奏する。その他にも、第１制御弁ＣＶ１と第２制御弁ＣＶ２とが一つのユニットとして構成されているため、圧縮機の製造時において第１制御弁ＣＶ１及び第２制御弁ＣＶ２のリヤハウジング４に対する組み付け作業を容易に行なうことができる。
【０１２５】
なお、実施形態は上記各実施形態に限定されるものではなく、例えば以下のように変更してもよい。
○図９においては第２実施形態の変更例を示している。即ち、スプール９１の上面には、弁孔２７ａの軸直交断面積ＳＢよりも大きな軸直交断面積ＳＣを備える凹部９１ｂが形成されている。これは、弁孔２７ａを全閉するための上記条件式３において、差圧（Ｐｃ−Ｐｓ）に、弁孔２７ａの軸直交断面積ＳＢに替えて凹部９１ｂの軸直交断面積ＳＣを掛けることに相当する。よって、第２制御弁ＣＶ２は、所定の大きさの差圧（Ｐｃ−Ｐｓ）に対して、付勢バネ８５の付勢力ｆをより大きくチューニングしても、第２制御弁ＣＶ２は閉じることとなる。
【０１２６】
前述のように空調装置の起動時には、クランク室５内に溜まった液冷媒の導出のために弁孔２７ａを大きく開くのが望ましい。しかし、前記起動時に、吸入室２１の冷媒ガスがシリンダボア１ａに吸入されて吸入圧力Ｐｓが瞬間的に低下し、第２制御弁ＣＶ２においてスプール９１が弁孔２７ａ側に吸引されて弁孔２７ａの開度が減少し、液冷媒の導出効率が低下するおそれがある。よって、弁孔２７ａの回動を増大させる方向にスプール９１を付勢する付勢バネ８５の付勢力ｆは、或る程度の大きさが必要である。従って、前記凹部９１ｂを形成することにより、第２制御弁ＣＶ２の閉じやすさを確保しつつ液冷媒の導出効率の低下を防止できる。
【０１２７】
さらに、図９の態様においては、連通孔２７ｂが弁室７１から斜め上方に延びるように形成されている。弁室７１及び大径孔部７３の連通孔２７ｂ側が大きく形成され、ストッパ７６からは、弁室７１の天井面７１ｂに達する壁部９９が図面上下方向に延出形成されている。該壁部９９によって弁室７１は、スプール９１を収容する空間と、連通孔２７ｂに連通するとともに上下方向に延びる連通路１００とに区画されている。
【０１２８】
前記壁部９９には、第１制御弁ＣＶ１からストッパ７６の連通孔７６ｂを介して背圧室８０に流入して斜面９１ｃによって壁部９９側にガイドされた冷媒ガスが、連通路１００、連通孔２７ｂを介してクランク室５に流れるように、貫通孔９９ａが形成されている。該貫通孔９９ａは連通路１００の下部に形成されている。また、壁部９９には、第２制御弁ＣＶ２が開いた状態でクランク室５から連通孔２７ｂを介して連通路１００に流入した冷媒が、弁室７１、弁孔２７ａを介して吸入室２１へ流れるように、前記貫通孔９９ａとは別の貫通孔９９ｂが形成されている。貫通孔９９ｂは、貫通孔９９ａよりも上側に形成されている。前記連通路１００、貫通孔９９ａ，９９ｂを形成することにより、連通孔２７ｂが弁室７１から斜めに延びる場合でも、第１抽気通路２７及び給気通路２９における冷媒ガスの流れやすさを確保できる。
【０１２９】
○図１０においては第２実施形態の変更例を示している。即ち、スプール９１が上下逆に配置され、フランジ９４が削除され、付勢バネ８５がスプール９１の内側に収容されている。この場合、フランジ９４を削除した分、同じ径の弁室７１に対してスプール９１の内径及び外径を大きくできる。よって、上記条件式３において弁孔２７ａの軸直交断面積ＳＢに替えて差圧（Ｐｃ−Ｐｓ）に掛けられるスプール９１の内部空間の軸直交断面積ＳＤを、図９に示すフランジ９４を備えるスプール９１における凹部９１ｂの軸直交断面積ＳＣよりも大きくできる。従って、第２制御弁ＣＶ２の閉じやすさを確保しつつ液冷媒の導出効率の低下を防止することをより高い次元で達成できる。
【０１３０】
また、図１０の態様においては、スプール９１の開口側端部の内側に斜面９１ｃが形成されている。従って、上記条件式３において差圧（Ｐｃ−Ｐｓ）には、前記スプール９１における斜面９１ｃよりも下側の内部空間の軸直交断面積ＳＤよりも大きなスプール９１の開口端における軸直交断面積ＳＥが掛けられる。従って、第２制御弁ＣＶ２の閉じやすさを確保しつつ液冷媒の導出効率の低下を防止することをより一層高い次元で達成できる。
【０１３１】
○第１実施形態では、第２制御弁ＣＶ２の第１弁部７９による弁孔２７ａの最小開度はゼロではない開度に設定されていた。これを変更し、例えば、図１１〜図１４に示すように、第１弁部７９による弁孔２７ａの最小開度をゼロに設定するとともに、第１弁部７９、第１弁部７９の弁座（弁形成体３）、第２弁部８８及び第２弁部８８の弁座８９の少なくとも一つに弾性を付与してもよい。この場合、第１弁部７９、該第１弁部７９の弁座、第２弁部８８及び該第２弁部８８の弁座８９のうち、弾性が付与されたものが弾性変形することで、一つのスプール７５に備えられた二つの弁部７９，８８が同時に弁開度をゼロとすることを、スプール７５や弁座８９（弁形成体３）の高精度加工なしに達成することができる。
【０１３２】
例えば図１１の態様においては、第２弁部８８がリード１０１により構成されている。リード１０１はリング状に形成されており、スプール７５は、係合凸部７５ｃと係合凹部７５ｄとの係合により大径部７５ｂと小径部７５ａとを組み付ける構造とされ、リード１０１は、係合凸部７５ｃによって貫通された状態で、小径部７５ａと大径部７５ｂとによって挟持されている。可動側段差部７８の壁面７８ａには、バネ座８６よりも外側の領域にリード１０１を機能（変形）させるための斜面７８ｂが形成されている。
【０１３３】
また、図１２の態様においては、第１弁部７９がリード１０２により構成されている。即ち、リング状のリード１０２は、小径部７５ａにおいて大径部７５ｂとは反対側、すなわち弁形成体３側の端面の中央部に形成された取付凸部７５ｅに嵌合固定されている。また、小径部７５ａの前記端面において取付凸部７５ｅの外側には、リード１０１を機能（変形）させるための斜面７５ｆが形成されている。
【０１３４】
さらに、図１３の態様においては、スプール７５の大径部７５ｂつまり第２弁部８８がゴムよりなっている。なお、図１３の態様の変更例としては、スプール７５の大径部７５ｂ（第２弁部６６）ではなく、小径部７５ａ（第１弁部７９）をゴムで構成してもよい。
【０１３５】
○図１４においては図１３の態様の変更例を示している。即ち、大径部７５ｂは金属製の円筒１０３内に嵌入されている。円筒１０３の外周面と、中径孔部７２の内周面７２ａとの間のクリアランス８７は、フィルタ９０を通過可能な異物よりも大きく形成されている。第２弁部８８は円筒１０３から突出されている。
【０１３６】
この場合、ゴム製の大径部７５ｂが弁座８９やストッパ７６に当たって変形しても、ゴムは円筒１０３によって規制されることによって拡径が抑制される。よって、ゴムの拡径量を加味せずにクリアランス８７を形成できる。また、金属製の円筒１０３の外周面には、ゴムに比べて異物が付着しにくい。よって、第２弁部８８が弁座８９に着座した状態で異物がクリアランス８７に溜まっても、該第２弁部８８が弁座８９から離間すると異物が冷媒ガスによってクリアランス８７から流出しやすい。また、金属製の円筒１０３の外周面には異物による傷が付きにくいため、スプール７５の耐久性を向上できる。
【０１３７】
なお、図１１〜図１４の態様以外にも、例えばスプール７５全体をゴム製とすることで、スプール７５の第１弁部７９と第２弁部８８の両方に弾性を付与してもよい。また、第１弁部７９の弁座をゴムやリードで形成することで該第１弁部７９の弁座に弾性を付与してもよい。さらに、第２弁部８８の弁座８９をゴムやリードで形成することで該第２弁部８８の弁座８９に弾性を付与してもよい。或いは、第１弁部７９の弁座及び第２弁部８８の弁座８９の両方に弾性を付与してもよい。
【０１３８】
○上記第１及び第２実施形態において第２制御弁ＣＶ２の背圧室８０は、給気通路２９を介して、該給気通路２９における第１制御弁ＣＶ１の弁開度調節位置（弁座部５３）よりも下流側の領域Ｋと同じ圧力雰囲気とされており、背圧室８０は給気通路２９の一部を利用してクランク室５に常時連通されていた。これを変更し、背圧室８０をクランク室５に常時連通させる通路を給気通路２９とは別に（専用に）設けてもよい。つまり、該専用通路及びクランク室５を介することで、背圧室８０を、給気通路２９における第１制御弁ＣＶ１の弁開度調節位置（弁座部５３）よりも下流側の領域Ｋと同じ圧力雰囲気としてもよい。
【０１３９】
○上記各実施形態において第２制御弁ＣＶ２の背圧室８０は、給気通路２９の一部を利用してクランク室５に常時連通されており、背圧室８０の圧力ＰｄＫはクランク圧Ｐｃと実質的に等しいとみなせていた。これを変更し、給気通路２９において例えば弁形成体３に固定絞りを設けることで、第１制御弁ＣＶ１の開弁状態において吐出室２２から供給される冷媒ガスによって背圧室８０の圧力ＰｄＫがクランク圧Ｐｃよりも大きくなるように構成してもよい。
【０１４０】
この場合、第２制御弁ＣＶ２の開弁状態において圧縮機の吐出容量を減少させる際に、第１制御弁ＣＶ１を開弁させることによって速やかに背圧室８０の圧力ＰｄＫを増大させて第２制御弁ＣＶ２を閉弁できるため、速やかに圧縮機の吐出容量を減少させることができる。
【０１４１】
○上記各実施形態において第１制御弁ＣＶ１の感圧構造は、圧力監視点Ｐ１，Ｐ２間の差圧（ＰｄＨ−ＰｄＬ）を検圧することに限らず、例えば吸入圧力Ｐｓを検圧する構成としてもよい。つまり、該第１制御弁ＣＶ１を、ソレノイド部６０の電磁付勢力によって決定された吸入圧力Ｐｓの制御目標（設定吸入圧力）を維持するように、この吸入圧力Ｐｓの変動に応じて内部自律的にバルブロッド４０を位置決めする構成とする。
【０１４２】
○上記各実施形態において第２制御弁ＣＶ２の付勢バネ８５は、コイルバネに限らず例えば板バネであってもよい。
○上記各実施形態において第２制御弁ＣＶ２から付勢バネ８５を削除してもよい。しかし、付勢バネ８５を備えた方が弁孔２７ａは開き易くなるため、第２制御弁ＣＶ２の動作を安定化させる上で付勢バネ８５を備える方が望ましい。
【０１４３】
○上記第１実施形態において第２抽気通路２８を削除してもよい。
○動力伝達機構ＰＴとして、電磁クラッチ等のクラッチ機構を備えたものを採用してもよい。
【０１４４】
○本発明はワッブル式の容量可変型圧縮機において具体化してもよい。
上記実施形態及び別例から把握できる技術的思想について記載すると、前記第１抽気通路と前記給気通路とは、前記クランク室と弁室との間で一部兼用されている請求項７又は８に記載の容量制御機構。
【０１４５】
【発明の効果】
上述したように本発明によれば、抽気通路の開度を調節する第２制御弁においてスプールの作動不良を防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】容量可変型斜板式圧縮機の断面図。
【図２】第１制御弁の断面図。
【図３】図１において第２制御弁付近を示す拡大図。
【図４】第２制御弁の動作を説明する断面図。
【図５】第２実施形態を示す拡大断面図。
【図６】第２制御弁の動作を説明する断面図。
【図７】第３実施形態を示す第２制御弁を内蔵した第１制御弁の断面図。
【図８】第２制御弁の動作を説明する拡大図。
【図９】第２実施形態の別例の拡大断面図。
【図１０】第２実施形態の別の別例の拡大断面図。
【図１１】第１実施形態の別例の拡大断面図。
【図１２】第１実施形態の別の別例の拡大断面図。
【図１３】第１実施形態の別の別例の拡大断面図。
【図１４】第１実施形態の別の別例の拡大断面図。
【図１５】従来技術の模式説明図。
【図１６】従来技術の第２制御弁付近の断面図。
【符号の説明】
３…第１弁部による弁孔の最小開度をゼロに設定したときに第１弁部の弁座を構成する弁形成体、５…クランク室、２１…吸入圧力領域としての吸入室、２２…吐出圧力領域としての吐出室、２７…第１抽気通路、２７ａ…弁孔、２８…第２抽気通路、２８ａ…固定絞り、２９…給気通路、３０…圧縮機とともに空調装置の冷媒循環回路を構成する外部冷媒回路、５３…第１制御弁の弁開度調節位置としての弁座部、７１…弁室、７５，９１，９６…スプール、７７…円筒面、７８…可動側段差部、７８ａ…可動側段差部の壁面、７９…第１弁部、８０…背圧室、８１…背面、８３…固定側段差部、８３ａ…固定側段差部の壁面、８５…付勢バネ、８６…バネ座、８７…クリアランス、８８…第２弁部、８９…第２弁部の弁座、９０…フィルタ、９２…弁部、９３…弁部の弁座、ＣＶ１…第１制御弁、ＣＶ２…第２制御弁、Ｋ…給気通路における第１制御弁の弁開度調節位置よりも下流側の領域、Ｐｃ…クランク室の圧力としてのクランク圧、Ｐｓ…吸入圧力。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention is used for a variable displacement compressor having a configuration in which a refrigerant circulation circuit of an air conditioner is configured, the discharge capacity is reduced when the pressure in the crankcase is increased, and the discharge capacity is increased when the pressure in the crankcase is reduced. And a displacement control mechanism for controlling the displacement of the variable displacement compressor.
[0002]
[Prior art]
As this type of capacity control mechanism, there is one having a configuration for adjusting the pressure (crank pressure Pc) of the crank chamber 153 by a method called "inside control" as shown in FIG. 15, for example.
[0003]
That is, in a variable displacement swash plate compressor (hereinafter simply referred to as a compressor), the crank chamber 153 and the suction chamber 155 are connected via the bleed passage 154. The discharge chamber 151 and the crank chamber 153 of the compressor are connected via an air supply passage 152, and a control valve 156 is provided in the air supply passage 152. By adjusting the opening of the control valve 156, the amount of high-pressure refrigerant gas introduced into the crank chamber 153 via the air supply passage 152 is adjusted, and gas is derived from the crank chamber 153 via the bleed passage 154. The crank pressure Pc is determined from the balance with the amount.
[0004]
A fixed throttle 158 is provided on the bleed passage 154, and the fixed throttle 158 allows the refrigerant gas to be slowly guided from the crank chamber 153 to the suction chamber 155. Therefore, even if the supply amount of the refrigerant gas from the discharge chamber 151 via the air supply passage 152 is small, the crank pressure Pc can be reliably increased. Therefore, if the control valve 156 increases the degree of opening of the air supply passage 152, the crank pressure Pc increases quickly, and good responsiveness can be obtained in the direction of reducing the discharge capacity of the compressor.
[0005]
Also, the amount of blow-by gas from the cylinder bore 157 to the crank chamber 153 leaking into the suction chamber 155 via the bleed passage 154, or a kind of internal leak from the above-described discharge chamber 151 to the suction chamber 155 via the crank chamber 153. Of the refrigerant gas can be minimized by the fixed throttle 158. As a result, it is possible to prevent the efficiency of the compressor from decreasing due to the provision of the capacity control mechanism.
[0006]
However, disposing the fixed throttle 158 on the bleed passage 154, on the other hand, slows down the pressure in the crank chamber 153, that is, deteriorates the responsiveness in the direction of increasing the discharge capacity of the compressor. Leads to things. In particular, when the compressor is started, the crank pressure Pc will excessively increase due to the vaporization of the liquid refrigerant accumulated in the crank chamber 153 and the fixed throttle 158 preventing the refrigerant gas from being drawn out from the crank chamber 153. And Therefore, even if the control valve 156 closes the air supply passage 152 to increase the discharge capacity of the compressor immediately after the start of the compressor due to a request for cooling down or the like, even if the discharge capacity of the compressor actually increases. Takes a long time, and the startability of the air conditioner is deteriorated.
[0007]
In order to solve such a problem, for example, as shown in FIG. 16, in addition to a control valve (first control valve) 156, a second control valve 161 capable of adjusting the opening of the bleed passage 154 may be provided. It has been proposed (for example, see Patent Document 1).
[0008]
That is, in the air supply passage 152, the first control valve 156 is located downstream of the arrangement position (specifically, the valve opening adjustment position), that is, on the crank chamber 153 side and on the first control valve 156 side of the fixed throttle 169. , An area K is set. The second control valve 161 is a spool valve having a spool 162, and the pressure in the region K is introduced into the back pressure chamber 166 of the second control valve 161. The valve chamber 167 of the second control valve 161 forms a part of the bleed passage 154 and communicates with the suction chamber 155. The valve chamber 167 communicates with the crank chamber 153 via a valve hole 168 that forms an upstream portion of the bleed passage 154.
[0009]
The spool 162 is movably fitted into a spool holding recess 164 formed in the compressor housing. The spool 162 has a valve portion 162a disposed in the valve chamber 167 and a back surface 162b disposed in the back pressure chamber 166. The spool 162 (valve portion 162a) applies an urging force in the valve closing direction based on the pressure of the back pressure chamber 166 (pressure PdK in the region K) acting on the back surface 162b, and an urging force of the urging spring 165 in the valve opening direction. The position is determined by a force or the like based on the crank pressure Pc acting in the valve opening direction.
[0010]
Therefore, for example, if the first control valve 156 closes the air supply passage 152, the pressure PdK of the back pressure chamber 166 of the second control valve 161 becomes substantially equal to the crank pressure Pc, and the spool 162 of the second control valve 161 The valve spring 165 sets the valve hole 168 to the maximum opening degree. When the second control valve 161 opens the bleed passage 154 widely, the derivation of the refrigerant from the crank chamber 153 to the suction chamber 155 is promoted. As a result, for example, if the first control valve 156 closes the air supply passage 152 to increase the discharge capacity of the compressor immediately after the start of the compressor, the discharge capacity of the compressor can be rapidly increased, and the air conditioner Can have good startability.
[0011]
Since the urging spring 165 has a very weak spring force, the first control valve 156 slightly opens the air supply passage 152 so that the pressure PdK in the region K becomes higher than the crank pressure Pc. For example, the spool 162 moves against the urging spring 165, and the valve portion 162a minimizes the opening of the valve hole 168 to a non-zero minimum. Accordingly, the second control valve 161 functions equivalently to the above-described fixed throttle 158 (see FIG. 15) by the valve portion 162a having the minimum opening degree other than zero, and the efficiency of the compressor is reduced due to the provision of the capacity control mechanism. Can be prevented.
[0012]
[Patent Document 1]
JP-A-2002-21721 (pp. 7-10, 12, 13; FIGS. 1, 4, 5, 11, 12, and 14)
[0013]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the second control valve 161, the clearance between the outer peripheral surface of the spool 162 and the inner peripheral surface of the spool holding recess 164 is set small, so that the back pressure chamber 166 and the valve chamber 167 via the clearance are set. The communication between the back pressure chamber 166 and the valve chamber 167 is prevented, thereby preventing the efficiency of the compressor from decreasing due to leakage of the refrigerant gas from the back pressure chamber 166 to the valve chamber 167. For this reason, foreign matter may be caught between the outer peripheral surface of the spool 162 and the inner peripheral surface of the spool holding recess 164, and the spool 162 may not be able to move smoothly.
[0014]
In order to solve such a problem, a bellows may be used instead of the spool 162 and the urging spring 165 as disclosed in another embodiment of Patent Document 1. In other words, the bellows, which is a partition wall having elasticity and elasticity, can achieve the shutoff between the back pressure chamber and the valve chamber without the movable portion of the second control valve sliding on the compressor housing. The clearance between the movable part of the control valve and the compressor housing can be set wide. However, the bellows has a problem that the physical size becomes large when the spring constant is reduced, and for example, the second control valve becomes large in size as compared with the case where the spool 162 and the urging spring 165 are employed.
[0015]
An object of the present invention is to provide a displacement control mechanism of a variable displacement compressor that can prevent a malfunction of a spool in a second control valve that adjusts an opening of a bleed passage.
[0016]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, in the displacement control mechanism of the first aspect, the spool of the second control valve which is a spool valve is provided with a second valve portion. The second valve section includes a back pressure chamber and a valve chamber via a clearance existing around a cylindrical surface of the spool in the second control valve when the first valve section has a valve hole (bleed passage) at a minimum opening degree. Cuts off communication with
[0017]
The reason why the first valve portion of the second control valve sets the valve hole to the minimum opening degree is that the valve opening degree of the first control valve increases and the pressure of the back pressure chamber increases, and the pressure and the suction pressure region This is when the pressure difference becomes large. Therefore, when the pressure in the back pressure chamber is high, the communication between the back pressure chamber and the valve chamber is cut off by the second valve portion, because a large amount of compressed refrigerant gas leaks from the discharge pressure area to the suction pressure area. And the efficiency of the compressor can be improved.
[0018]
As described above, in the present invention, the communication between the back pressure chamber and the valve chamber via the clearance existing around the cylindrical surface of the spool is blocked by the second valve portion. Therefore, it is not necessary to set a small clearance around the cylindrical surface of the spool, and it is possible to prevent malfunction of the spool due to foreign matter being caught in the clearance.
[0019]
When the first valve portion of the second control valve has a valve hole other than the minimum opening, the second valve portion opens between the back pressure chamber and the valve chamber. However, the reason why the first valve portion of the second control valve makes the valve hole other than the minimum opening degree is that the valve opening degree of the first control valve decreases and the pressure of the back pressure chamber decreases, and the pressure and the suction pressure This is when the pressure difference with the region has become smaller. If the pressure difference between the pressure in the back pressure chamber and the suction pressure area is small, the amount of refrigerant gas leaking from the back pressure chamber to the valve chamber even if the space between the back pressure chamber and the valve chamber is opened by the second valve portion. And the problem of a decrease in compressor efficiency due to the leakage does not substantially occur.
[0020]
That is, the present invention is made by noting that it is not necessary to always shut off the back pressure chamber and the valve chamber in the second control valve. It shuts off between the valve room. Therefore, as described above, it is possible to obtain a capacity control mechanism that is more reliable than Patent Document 1.
[0021]
According to a second aspect of the present invention, in the first aspect, the cylindrical surface of the spool is provided with an annular movable-side step portion having a wall surface facing the valve hole side. An annular fixed-side step having a wall surface facing the wall of the movable-side step is disposed in the second control valve. The communication between the back pressure chamber and the valve chamber is shut off by the wall surface of the movable-side step portion constituting the second valve portion being seated on the wall surface of the fixed-side step portion serving as a valve seat of the second valve portion. .
[0022]
As described above, in the present invention, the function of the second valve portion (including the valve seat) is imparted to the second control valve by the simple structure of the movable side step portion and the fixed side step portion. Therefore, the configuration of the second control valve can be simplified.
[0023]
According to a third aspect of the present invention, in the second aspect, an urging spring for urging the spool in a direction in which the valve opening increases is disposed in the valve chamber of the second control valve. Therefore, the biasing force of the biasing spring contributes to the positioning of the spool. Therefore, the operating characteristics of the second control valve can be easily adjusted by adjusting the urging force of the urging spring.
[0024]
On the wall surface of the movable-side stepped portion, a region inside the annular region forming the second valve portion forms a spring seat of an urging spring. That is, in the present invention, the wall surface of the movable-side step portion constituting the second valve portion is also used as a spring seat of the biasing spring. Therefore, for example, the configuration of the second control valve can be simplified as compared with a case where a dedicated spring seat (step) is provided separately from the movable-side step.
[0025]
According to a fourth aspect of the present invention, in any one of the first to third aspects, a preferable setting of the clearance is mentioned. That is, a filter for removing foreign substances contained in the refrigerant is disposed between the discharge pressure region and the valve opening adjustment position of the first control valve in the air supply passage. The clearance existing around the cylindrical surface of the spool in the second control valve is set to be larger than foreign substances that can pass through the filter. Therefore, it is possible to reliably prevent foreign matter from being caught in the clearance existing around the cylindrical surface of the spool.
[0026]
According to a fifth aspect of the present invention, in any one of the first to fourth aspects, in the second control valve, a minimum opening of the valve hole by the first valve portion is set to a non-zero opening. I have. Therefore, it is not necessary to machine the first valve portion and the second valve portion with high accuracy in the spool, and the manufacture of the spool is facilitated. That is, for example, in a configuration in which two valve portions provided on one spool have a valve opening of zero at the same time, high-precision machining in which both valve portions are simultaneously seated on the valve seat is required, and the spool and the valve seat are required. It becomes troublesome to make.
[0027]
According to a sixth aspect of the present invention, in any one of the first to fourth aspects, in the second control valve, a minimum opening degree of the valve hole by the first valve portion is set to zero. Elasticity is given to at least one of the first valve portion, the valve seat of the first valve portion, the second valve portion, and the valve seat of the second valve portion. When the bleed passage is a first bleed passage, the crank chamber and the suction pressure region of the refrigerant circuit are also connected by a second bleed passage provided with a fixed throttle.
[0028]
In the present invention, one of the first valve portion, the valve seat of the first valve portion, the second valve portion, and the valve seat of the second valve portion is elastically deformed, thereby forming one valve. The fact that the two valve portions provided on the spool simultaneously set the valve opening to zero can be achieved without high precision machining of the spool and the valve seat. In addition, communication between the crank chamber and the suction pressure region in a state where the first valve portion has the valve opening at the minimum opening (zero) is ensured by the second bleed passage.
[0029]
In order to achieve the above object, according to the capacity control mechanism of the seventh aspect, the second control valve, which is a spool valve, has a suction hole area communicated with a valve hole and a crank chamber communicated with a valve chamber. When the valve hole is closed by the valve portion of the spool, communication between the back pressure chamber and the valve hole via the valve chamber and the clearance existing around the cylindrical surface of the spool in the second control valve. Is also shut off simultaneously by the valve section.
[0030]
The reason why the valve portion of the second control valve minimizes the valve opening is that the valve opening of the first control valve increases, the pressure in the back pressure chamber increases, and the pressure between the pressure and the suction pressure region increases. It is when the difference has increased. Therefore, when the pressure in the back pressure chamber is high, the communication between the back pressure chamber and the valve hole is also cut off by the valve at the same time, so that a large amount of the compressed refrigerant gas leaks from the discharge pressure area to the suction pressure area. This leads to suppression and can improve the efficiency of the compressor. When the valve portion of the second control valve closes the valve hole, that is, when the first bleed passage is closed, communication between the crank chamber and the suction pressure region is ensured by the second bleed passage.
[0031]
As described above, in the present invention, the communication between the back pressure chamber and the valve hole via the clearance existing around the cylindrical surface of the spool is blocked by the valve portion. Therefore, it is not necessary to set a small clearance around the cylindrical surface of the spool, and it is possible to prevent malfunction of the spool due to foreign matter being caught in the clearance.
[0032]
If the valve portion of the second control valve has a valve hole other than the minimum opening, the space between the back pressure chamber and the valve hole is opened. However, the reason why the valve portion of the second control valve makes the valve hole other than the minimum opening degree is that the valve opening degree of the first control valve becomes small and the pressure of the back pressure chamber becomes low. This is when the pressure difference becomes smaller. If the pressure difference between the pressure in the back pressure chamber and the suction pressure area is small, the amount of refrigerant gas leaking from the back pressure chamber to the valve hole is small even if the space between the back pressure chamber and the valve hole is opened by the valve portion. However, the problem of a decrease in the efficiency of the compressor due to the leakage does not substantially occur.
[0033]
That is, the present invention is made by noting that it is not necessary to always shut off the back pressure chamber and the valve chamber in the second control valve. It shuts off between the valve room. Therefore, as described above, it is possible to obtain a capacity control mechanism that is more reliable than Patent Document 1.
[0034]
The invention of claim 8 relates to claim 7, in which a preferable setting of the clearance is mentioned. That is, a filter for removing foreign matter contained in the refrigerant is provided between the discharge pressure region and the valve opening adjustment position of the first control valve in the air supply passage. The clearance present around the cylindrical surface of the spool in the second control valve is set to be larger than foreign matter that can pass through the filter. Therefore, it is possible to reliably prevent foreign matter from being caught in the clearance existing around the cylindrical surface of the spool.
[0035]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
○ 1st embodiment
Hereinafter, a first embodiment in which the invention of claim 1 is embodied as a variable capacity swash plate type compressor (hereinafter simply referred to as a compressor) which is used in a vehicle air conditioner and compresses refrigerant gas will be described. .
[0036]
(Compressor)
As shown in FIG. 1, the compressor includes a cylinder block 1, a front housing 2 joined and fixed to a front end of the cylinder block 1, and a rear joint joined and fixed to a rear end of the cylinder block 1 via a valve forming body 3. And a housing 4. The cylinder block 1, the front housing 2, and the rear housing 4 constitute a compressor housing.
[0037]
A crank chamber 5 is defined in a region surrounded by the cylinder block 1 and the front housing 2. A drive shaft 6 is rotatably supported in the crank chamber 5. A lug plate 11 is fixed on the drive shaft 6 in the crank chamber 5 so as to be integrally rotatable.
[0038]
The front end of the drive shaft 6 is operatively connected to an engine E of a vehicle as an external drive source via a power transmission mechanism PT. The power transmission mechanism PT may be a clutch mechanism (for example, an electromagnetic clutch) that can select transmission / disconnection of power by external electric control, or a constant transmission type clutchless without such a clutch mechanism. It may be a mechanism (for example, a belt / pulley combination). In the present embodiment, a clutchless type power transmission mechanism PT is employed.
[0039]
A swash plate 12 as a cam plate is accommodated in the crank chamber 5. The swash plate 12 is supported by the drive shaft 6 so as to be slidable and tiltable. The hinge mechanism 13 is interposed between the lug plate 11 and the swash plate 12. Therefore, the swash plate 12 can be rotated synchronously with the lug plate 11 and the drive shaft 6 by the hinge connection with the lug plate 11 via the hinge mechanism 13 and the support of the drive shaft 6, and the drive shaft 6 Can be tilted with respect to the drive shaft 6 while sliding in the axial direction.
[0040]
A plurality of (only one is shown in the drawings) cylinder bores 1 a are formed through the cylinder block 1 so as to surround the drive shaft 6. The single-headed piston 20 is reciprocally accommodated in each cylinder bore 1a. The front and rear openings of the cylinder bore 1a are closed by the valve body 3 and the piston 20, and a compression chamber whose volume changes in accordance with the reciprocation of the piston 20 is defined in the cylinder bore 1a. Each piston 20 is moored to the outer peripheral portion of the swash plate 12 via a shoe 19. Therefore, the rotational movement of the swash plate 12 accompanying the rotation of the drive shaft 6 is converted into the reciprocating linear movement of the piston 20 via the shoe 19.
[0041]
Between the valve body 3 and the rear housing 4, a suction chamber 21 located in the center area and a discharge chamber 22 surrounding the suction chamber 21 are defined. The valve body 3 is formed with a suction port 23 and a suction valve 24 for opening and closing the port 23, and a discharge port 25 and a discharge valve 26 for opening and closing the port 25, corresponding to each cylinder bore 1a. The suction chamber 21 communicates with each of the cylinder bores 1 a through the suction port 23, and the cylinder bore 1 a communicates with the discharge chamber 22 through the discharge port 25.
[0042]
The refrigerant gas in the suction chamber 21 is sucked into the cylinder bore 1a through the suction port 23 and the suction valve 24 by the forward movement from the top dead center position of each piston 20 to the bottom dead center side. The refrigerant gas sucked into the cylinder bore 1a is compressed to a predetermined pressure by the return movement from the bottom dead center position of the piston 20 to the top dead center side, and is discharged to the discharge chamber 22 through the discharge port 25 and the discharge valve 26. Is done.
[0043]
The inclination angle of the swash plate 12 (the angle formed with a plane perpendicular to the axis of the drive shaft 6) is changed in accordance with the change in the pressure (crank pressure Pc) of the crank chamber 5, and the minimum inclination angle (FIG. 1) Is set to an arbitrary angle between a maximum inclination angle (a state shown by a two-dot chain line in FIG. 1) and a maximum inclination angle (a state shown by a two-dot chain line in FIG. 1).
[0044]
(Capacity control mechanism)
The capacity control mechanism for controlling the crank pressure Pc involved in controlling the inclination angle of the swash plate 12 includes a first bleed passage 27, a second bleed passage 28, a supply passage 29, It is constituted by a first control valve CV1 and a second control valve CV2.
[0045]
The first and second bleed passages 27 and 28 connect the crank chamber 5 and the suction chamber 21 which is a suction pressure (Ps) region, respectively. A second control valve CV2 is disposed in the middle of the first bleed passage 27. The second bleed passage 28 includes a fixed throttle 28a. The fixed throttle 28a is formed by making a portion corresponding to the valve forming body 3 of the second bleed passage 28 penetrating the cylinder block 1 and the valve forming body 3 narrower than a portion corresponding to the cylinder block 1.
[0046]
The air supply passage 29 connects the discharge chamber 22 in the discharge pressure (Pd) region and the crank chamber 5. In the middle of the air supply passage 29, a first control valve CV1 capable of adjusting the opening degree of the air supply passage 29 is provided. The air supply passage 29 passes through the valve forming body 3 on the downstream side (the crank chamber 5 side) of the first control valve CV1.
[0047]
By adjusting the openings of the first control valve CV1 and the second control valve CV2, the amount of high-pressure discharge gas introduced into the crank chamber 5 through the air supply passage 29 and the first and second bleed passages The balance with the amount of gas led out from the crank chamber 5 via 27 and 28 is controlled, and the crank pressure Pc is determined. In response to this change in the crank pressure Pc, the difference between the crank pressure Pc via the piston 20 and the internal pressure of the cylinder bore 1a is changed, and the inclination angle of the swash plate 12 is changed. Is adjusted.
[0048]
For example, when the opening degree of the first control valve CV1 is reduced and the crank pressure Pc decreases, the inclination angle of the swash plate 12 increases, and the displacement of the compressor increases. Conversely, when the opening of the first control valve CV1 is increased to increase the crank pressure Pc, the inclination angle of the swash plate 12 decreases, and the displacement of the compressor decreases.
[0049]
(Refrigerant circulation circuit)
The refrigerant circulation circuit (refrigeration cycle) of the vehicle air conditioner includes the above-described compressor and the external refrigerant circuit 30. The external refrigerant circuit 30 includes, for example, a gas cooler 31, an expansion valve 32, and an evaporator 33. Downstream of the external refrigerant circuit 30, a refrigerant flow pipe 35 that connects the outlet of the evaporator 33 and the suction chamber 21 of the compressor is provided. In the upstream area of the external refrigerant circuit 30, a refrigerant flow pipe 36 that connects the discharge chamber 22 of the compressor and the inlet of the gas cooler 31 is provided.
[0050]
(First control valve)
As shown in FIG. 2, the first control valve CV1 includes an inlet valve portion occupying the upper half of the drawing and a solenoid portion 60 occupying the lower half. The inlet valve section adjusts the opening degree (throttle amount) of the air supply passage 29 connecting the discharge chamber 22 and the crank chamber 5. The solenoid section 60 is a kind of electromagnetic actuator for controlling the energization of the valve rod 40 disposed in the first control valve CV1 based on an external energization control. The valve rod 40 is a rod-shaped member including a partition 41 as a distal end, a connecting part 42, a substantially central valve body 43 and a guide rod 44 as a proximal end. The valve body part 43 corresponds to a part of the guide rod part 44.
[0051]
The valve housing 45 of the first control valve CV1 includes an upper half valve body 45a and a lower half actuator housing 45b. In the valve body 45a, a valve housing chamber 46, a communication passage 47, and a pressure-sensitive chamber 48 are partitioned in order from the lower side in the drawing. The valve rod 40 is disposed in the valve housing chamber 46 and the communication passage 47 so as to be movable in the axial direction of the valve housing 45 (vertical direction in the drawing). The communication passage 47 and the pressure sensing chamber 48 are shut off by the partition 41 of the valve rod 40 inserted into the communication passage 47.
[0052]
A port 51 communicating with the valve chamber 46 and a port 52 communicating with the communication passage 47 are formed on the peripheral wall of the valve body 45a. The valve accommodating chamber 46 communicates with the discharge chamber 22 of the compressor via a port 51 and an upstream portion of the air supply passage 29. The communication passage 47 communicates with the crank chamber 5 of the compressor via a port 52 and a downstream portion of the air supply passage 29. The valve storage chamber 46 and the communication passage 47 constitute a part of the air supply passage 29.
[0053]
The valve body 43 of the valve rod 40 is disposed in the valve chamber 46. In the valve body 45a, a step located at the boundary between the valve chamber 46 and the communication passage 47 forms a valve seat 53, and the communication passage 47 forms a valve hole. Then, when the valve rod 40 is moved upward from the position shown in FIG. The planar opening / closing surface 43a of the valve seat 53 and the planar seating surface 53a of the valve seat 53 come into contact with each other, and the communication passage 47 (the air supply passage 29) is shut off.
[0054]
A bellows 50 is accommodated in the pressure-sensitive chamber 48. The upper end of the bellows 50 is fixed to the valve housing 45. The partition 41 of the valve rod 40 is fitted to the lower end of the bellows 50. The inside of the pressure-sensitive chamber 48 is partitioned by a bellows 50 having a bottomed cylindrical shape into a first pressure chamber 54 as an internal space of the bellows 50 and a second pressure chamber 55 as an external space.
[0055]
As shown in FIG. 1, a throttle 36a is provided on a flow pipe 36 from the discharge chamber 22 to the external refrigerant circuit 30. As shown in FIG. 2, the first pressure chamber 54 is connected to the discharge chamber 22 via a first pressure guiding passage 37 at a first pressure monitoring point P1 upstream of the throttle 36a. The second pressure chamber 55 is connected to the flow pipe 36 at a second pressure monitoring point P2 downstream of the throttle 36a via the second pressure guiding passage 38. Therefore, the monitoring pressure PdH of the refrigerant gas at the first pressure monitoring point P1 is introduced into the first pressure chamber 54, and the monitoring of the refrigerant gas at the second pressure monitoring point P2 is introduced into the second pressure chamber 55. Pressure PdL is introduced.
[0056]
The lower end of the bellows 50 is displaced in accordance with the differential pressure (PdH-PdL) before and after the throttle 36a, so that the fluctuation of the differential pressure is reflected on the positioning of the valve rod 40 (the valve body 43). The differential pressure (PdH-PdL) before and after the throttle 36a reflects the refrigerant flow rate of the refrigerant circuit. For example, when the refrigerant flow rate increases, the differential pressure (PdH-PdL) increases, and conversely, the refrigerant flow rate increases As the pressure decreases, the pressure difference (PdH-PdL) decreases. In addition, the bellows 50 operates the valve body 43 so that the displacement of the compressor is changed to the side that cancels the fluctuation of the differential pressure before and after the throttle 36a.
[0057]
The solenoid portion 60 includes a bottomed cylindrical housing cylinder 61 at the center in the actuator housing 45b. A cylindrical fixed iron core 62 is fitted and fixed to the upper opening of the housing cylinder 61. Due to the fitting of the fixed iron core 62, a solenoid chamber 63 is partitioned at the lowermost part in the housing cylinder 61.
[0058]
A movable iron core 64 is accommodated in the solenoid chamber 63 so as to be movable in the axial direction. A guide hole 65 extending in the axial direction is formed through the center of the fixed iron core 62, and the guide rod portion 44 of the valve rod 40 is disposed in the guide hole 65 so as to be movable in the axial direction. The guide rod portion 44 is fitted and fixed to the movable iron core 64 in the solenoid chamber 63. Therefore, the movable iron core 64 and the valve rod 40 always move up and down integrally.
[0059]
In the solenoid chamber 63, a rod urging spring 66 formed of a coil spring is housed between the fixed iron core 62 and the movable iron core 64. This rod urging spring 66 urges the valve rod 40 in a direction in which the valve body 43 is separated from the valve seat 53.
[0060]
On the outer peripheral side of the housing cylinder 61, a coil 67 is wound and disposed so as to straddle the fixed iron core 62 and the movable iron core 64. A drive signal is supplied to the coil 67 from a drive circuit 68a based on a command from a control device 68 according to a cooling load or the like. Therefore, an electromagnetic force (electromagnetic attraction) having a magnitude corresponding to the amount of electric power supplied to the coil 67 is generated between the fixed iron core 62 and the movable iron core 64, and this electromagnetic force is transmitted through the movable iron core 64 to the valve rod. 40 (valve body 43). The energization control of the coil 67 is performed by adjusting the voltage applied to the coil 67, and the present embodiment employs duty control.
[0061]
In the first control valve CV 1 having the above-described configuration, the electromagnetic force applied to the valve body 43 by the solenoid unit 60 is changed according to the amount of electric power supplied from the outside, so that the bellows 50 performs the positioning operation of the valve body 43. The control target (set differential pressure) of the differential pressure (PdH-PdL) around the throttle 36a, which is a reference, can be changed. That is, the first control valve CV1 autonomously operates the valve rod 40 (in accordance with the fluctuation of the differential pressure (PdH-PdL)) so as to maintain the set differential pressure determined by the power supply amount to the coil 67. The valve body 43) is positioned.
[0062]
Further, the set differential pressure of the first control valve CV1 can be externally changed by adjusting the amount of electric power supplied to the coil 67. That is, for example, when the duty ratio commanded from the control device 68 to the drive circuit 68a increases, the electromagnetic urging force of the solenoid unit 60 increases, and the set differential pressure of the first control valve CV1 increases. When the set differential pressure is changed to increase, the discharge capacity of the compressor tends to increase. Conversely, when the duty ratio commanded from the control device 68 to the drive circuit 68a decreases, the electromagnetic urging force of the solenoid unit 60 decreases, and the set differential pressure of the first control valve CV1 decreases. When the set differential pressure is changed to decrease, the discharge capacity of the compressor tends to decrease.
[0063]
(Second control valve)
As shown in FIGS. 1, 3 and 4, the rear housing 4 has a cylindrical accommodation hole 70 for accommodating the second control valve CV2. The rear housing 4 also serves as a valve housing for the second control valve CV2. In the figure, the cross section of the rear housing 4 is different from the cross section showing the second control valve CV2 and the cross section showing the first control valve CV1, the suction chamber 21, and the like. The first control valve CV1 projects rearward from the rear end face 4a of the rear housing 4, and the accommodation hole 70 is not covered by the first control valve CV1.
[0064]
The accommodation hole 70 penetrates the rear end face 4a and the front end face 4b of the rear housing 4 and extends in a direction parallel to the axial direction of the drive shaft 6 (the left-right direction in the drawing). The opening at the front end face 4 b of the rear housing 4 in the housing hole 70 is closed by the valve forming body 3. The accommodation holes 70 are, in order from the left to the right in the drawing, a valve chamber 71 that is a small-diameter hole, a medium-diameter hole 72 that is larger in diameter than the valve chamber 71, and a diameter that is larger than the medium-diameter hole 72. Are provided coaxially with the large-diameter holes 73 having a large diameter.
[0065]
The valve chamber 71 is communicated with the crank chamber 5 through a valve forming body 3 that partitions the valve chamber 71 and a valve hole 27a formed through the cylinder block 1. The valve chamber 71 communicates with the suction chamber 21 via a communication hole 27b formed in the rear housing 4. The communication hole 27b is open on the inner peripheral surface of the cylinder of the valve chamber 71. The valve hole 27a, the valve chamber 71 and the communication hole 27b constitute a first bleed passage 27.
[0066]
A spool 75 is inserted into the valve chamber 71 and the medium diameter hole 72. The spool 75 is movable in the left-right direction in the drawing. A stopper 76 is fitted and fixed in the large-diameter hole 73. The stopper 76 is positioned in contact with a step between the large-diameter hole 73 and the medium-diameter hole 72 in the rear housing 4. The stopper 76 restricts the further movement of the spool 75 toward the large-diameter hole 73.
[0067]
The spool 75 has a small-diameter portion 75a located on the valve chamber 71 side, and is arranged coaxially with the small-diameter portion 75a and connected to the small-diameter portion 75a on the medium-diameter hole 72 side of the accommodation hole 70. It has a large diameter portion 75b. That is, on the cylindrical surface 77 of the spool 75, an annular movable-side step portion 78 is provided at a connection portion between the small-diameter portion 75a and the large-diameter portion 75b. The movable side step portion 78 has a wall surface 78a facing the valve forming body 3 side (the valve hole 27a side).
[0068]
The large diameter portion 75b of the spool 75 has a cylindrical shape opened on the rear side (stopper 76 side). Most of the small diameter portion 75a of the spool 75 is disposed in the valve chamber 71, and the large diameter portion 75b is accommodated in the medium diameter hole 72 so as to be movable in the axial direction. The small diameter portion 75a is arranged coaxially with the valve hole 27a, and the small diameter portion 75a is formed to have a larger diameter than the valve hole 27a. The end face of the small diameter portion 75a forms a first valve portion 79 for adjusting the opening of the valve hole 27a with respect to the valve chamber 71, that is, the opening of the first bleed passage 27. For example, when the first valve portion 79 approaches the valve forming body 3, the opening of the valve hole 27a decreases, and when the first valve portion 79 moves away from the valve forming body 3, the opening of the valve hole 27a increases. .
[0069]
In the middle diameter hole 72, a back pressure chamber 80 is defined between the stopper 76 and the large diameter portion 75b of the spool 75. The back pressure chamber 80 also includes the in-cylinder space of the large diameter portion 75b. The back surface 81 of the spool 75 includes an end surface of the opening of the large diameter portion 75b and a bottom surface inside the large diameter portion 75b. That is, the back surface 81 of the spool 75 is disposed in the back pressure chamber 80.
[0070]
In the air supply passage 29, from the region K on the crank chamber 5 side (downstream side) from the valve opening adjustment position (valve seat portion 53) of the first control valve CV1, a large-diameter hole portion of the second control valve CV2 is formed. A pressure guiding passage 82 communicating with 73 is branched. The pressure guiding passage 82 is opened on the inner peripheral surface 73 a of the large diameter hole 73.
[0071]
The stopper 76 is provided with a communication groove 76a and a communication hole 76b so as to communicate the pressure guiding passage 82 and the medium diameter hole 72. The communication groove 76 a is formed around the stopper 76 at a position on the outer peripheral surface of the stopper 76 facing the opening of the pressure guiding passage 82. The communication hole 76b is formed through the stopper 76 between the communication groove 76a and the end face 76c of the stopper 76 on the valve forming body 3 side. The communication hole 76b is opened at the center of the end face 76c.
[0072]
The pressure PdK in the region K of the air supply passage 29 is introduced into the back pressure chamber 80 via the pressure guiding passage 82, the communication groove 76a, and the communication hole 76b. In other words, the back pressure chamber 80 has the same pressure atmosphere as the region K in the air supply passage 29 downstream of the valve opening adjustment position of the first control valve CV1. The force based on the pressure PdK of the back pressure chamber 80 urges the spool 75 toward the valve forming body 3 (in the direction in which the valve opening decreases). That is, when the pressure PdK of the back pressure chamber 80 acting on the back surface 81 increases, the spool 75 has a characteristic that the opening degree of the valve hole 27a is reduced by the first valve portion 79.
[0073]
Now, in the spool 75, the outer diameter of the large diameter portion 75b is formed larger than the inner diameter of the valve chamber 71. In the second control valve CV 2, the fixed-side step 83, which is an annular step between the valve chamber 71 and the medium-diameter hole 72, has a wall surface 83 a facing the wall surface 78 a of the movable-side step 78 of the spool 75. Have. When the spool 75 comes closest to the valve forming body 3, the spool 75 is seated on the wall surface 83 a of the fixed-side step 83 with the wall 78 a of the movable-side step 78. The axial length of the small diameter portion 75a of the spool 75 is formed slightly smaller than the axial length of the valve chamber 71.
[0074]
Therefore, when the spool 75 is closest to the valve forming body 3, the wall surface 78 a of the movable-side step portion 78 abuts against the wall surface 83 a of the fixed-side step portion 83, and the first valve portion 79 and the valve A slight gap is formed between the formed body 3. That is, even if the first valve portion 79 of the spool 75 sets the valve hole 27a to the minimum opening degree, the first bleed passage 27 is not closed. Therefore, the crank chamber 5 and the suction chamber 21 are connected via the first bleed passage 27. However, they are always in communication. The term "minimum opening of the valve hole 27a" means that the opening of the valve hole 27a is set to an opening near zero which is slightly larger than zero.
[0075]
The non-zero minimum gap between the first valve portion 79 and the valve body 3 forms a throttle of the first bleed passage 27. Therefore, the fixed throttle 28a of the second bleed passage 28 includes the second control valve CV2 and the first bleed, taking into account the restriction of the refrigerant gas in the first bleed passage 27 when the second control valve CV2 has the minimum opening. The aperture diameter is set smaller than in the case where the passage 27 is not provided.
[0076]
An urging spring 85 composed of a coil spring is disposed in a clearance 84 between the outer peripheral surface 77a of the small diameter portion 75a of the spool 75 and the inner peripheral surface 71a of the valve chamber 71. The movable end of the biasing spring 85 is in contact with a region on the wall surface 78a of the movable-side step portion 78 inside a region facing the wall surface 83a of the fixed-side step portion 83. That is, on the wall surface 78 a of the movable-side step portion 78, a region inside the region facing the wall surface 83 a of the fixed-side step portion 83 forms the spring seat 86 of the movable end of the biasing spring 85. The fixed end of the biasing spring 85 is in contact with the valve forming body 3 around the opening of the valve hole 27a. The urging spring 85 urges the spool 75 in a direction in which the first valve portion 79 increases the opening of the valve hole 27a.
[0077]
The clearance 87 between the outer peripheral surface 77b of the large-diameter portion 75b of the spool 75 and the inner peripheral surface 72a of the medium-diameter hole portion 72 of the accommodation hole 70 is equal to the outer peripheral surface 77a of the small-diameter portion 75a and the inner periphery of the valve chamber 71. The clearance 84 is set smaller than the clearance 84 with the surface 71a. In particular, in the clearance 84, the clearance 84a between the biasing spring 85 and the inner peripheral surface 71a of the valve chamber 71 is set so that the biasing spring 85 expands and contracts in accordance with the movement of the spool 75. It is set smaller than the clearance 84a. That is, it can be said that the clearance 87 is the narrowest clearance around the cylindrical surface 77 of the spool 75.
[0078]
As shown in FIG. 4, the valve chamber 71 and the back pressure chamber 80 are separated from each other by the wall surface 78a of the movable-side step portion 78 and the wall surface 83a of the fixed-side step portion 83 separated from each other. And the clearance 87 of the spool 75 are communicated with each other. Conversely, as shown in FIG. 3, when the wall surface 78 a of the movable-side step portion 78 is seated on the wall surface 83 a of the fixed-side step portion 83, communication between the back pressure chamber 80 and the valve chamber 71 via the clearance 87 is established. Be cut off. In other words, the annular region facing the wall surface 83a of the fixed-side step portion 83 on the wall surface 78a of the movable-side step portion 78 blocks the communication between the back pressure chamber 80 and the valve chamber 71 via the clearance 87 of the spool 75. A two-valve portion 88 is formed. The valve seat 89 of the second valve portion 88 forms an annular region facing the second valve portion 88 on the wall surface 83a of the fixed-side step portion 83.
[0079]
As shown in FIGS. 1 and 2, a filter 90 for removing foreign matter in the refrigerant is disposed in the air supply passage 29 on the crank chamber 5 side (upstream side) of the first control valve CV1. As shown in FIGS. 3 and 4, the clearance 87 between the large-diameter portion 75 b of the spool 75 and the inner peripheral surface 72 a of the accommodation hole 70 is larger than the foreign matter that can pass through the filter 90. It is set larger than the mesh size. That is, the narrowest clearance 87 around the cylindrical surface 77 of the spool 75 is set to be larger than the foreign matter that can flow into the clearance 87.
[0080]
(Operating characteristics of the second control valve)
As shown in FIG. 3, in the second control valve CV2, the cross section of the valve chamber 71 at right angles to the axis is “SA”, and the cross section of the valve hole 27a at right angles to the axis is “SB (<SA)”. Then, based on the pressure difference between the pressure PdK and the crank pressure Pc, the urging force for urging the spool 75 toward the valve forming body 3 (the direction in which the opening of the valve hole 27a decreases) is represented by “(PdK−Pc ) SB ”. Further, based on the pressure difference between the pressure PdK and the suction pressure Ps, the urging force for urging the spool 75 in the direction in which the valve opening decreases can be expressed as “(PdK−Ps) (SA−SB)”. Assuming that the urging force of the urging spring 85 is “f”, a conditional expression for setting the valve hole 27a to the minimum opening in the second control valve CV2 is as follows:
(PdK-Ps) (SA-SB) + (PdK-Pc) SB> f Conditional expression 1
Can be expressed as
[0081]
The back pressure chamber 80 is always in communication with the crank chamber 5 via the air supply passage 29, and has a pressure atmosphere substantially the same as that of the crank chamber 5. Therefore, since the pressure PdK and the crank pressure Pc can be considered to be substantially equal, the conditional expression 1 is
(Pc-Ps) (SA-SB)> f ... conditional expression 2
Can be expressed as The biasing spring 85 has a low set load and a low spring constant. Therefore, from the conditional expression 2, it is understood that when the crank pressure Pc exceeds the suction pressure Ps to some extent, the first valve portion 79 sets the valve hole 27a to the minimum opening.
[0082]
By the way, when a predetermined time or more has elapsed after the engine E of the vehicle is stopped, the inside of the refrigerant circuit is equalized at a low pressure, and the crank pressure Pc becomes equal to the suction pressure Ps. Accordingly, since the conditional expression 2 is not satisfied, as shown in FIG. 4, the spool 75 is moved in the direction of increasing the valve opening by the urging spring 85 and abuts against the stopper 76, and the first valve portion 79 is closed by the valve hole 27a. The opening is at the maximum.
[0083]
In a compressor of a general vehicle air conditioner, when a liquid refrigerant is present on the low pressure side of the external refrigerant circuit 30 in a state where the engine E is stopped for a long time, the crank chamber 5 and the suction chamber 21 are connected to the first and second bleed passages. The liquid refrigerant flows into the crank chamber 5 through the suction chamber 21 because of the communication via the suction chambers 27 and 28. In particular, when the temperature inside the vehicle compartment is high and the temperature inside the engine room where the compressor is arranged is low, a large amount of liquid refrigerant flows into the crank chamber 5 via the suction chamber 21 and stops as it is. It will be.
[0084]
For this reason, when the engine E is started and the driving of the compressor is started (the power transmission mechanism PT is a clutchless type as described above), it is stirred by the swash plate 12 due to the heat generated by the engine E. As a result, the liquid refrigerant is vaporized, and the crank pressure Pc tends to increase regardless of the valve opening of the first control valve CV1.
[0085]
Here, for example, if the vehicle interior is hot when the engine E is started, the control device 68 instructs the drive circuit 68a to issue a maximum duty ratio to perform the cooling down based on the cooling request of the occupant, and the first control valve CV1 Set the differential pressure to the maximum. Therefore, the first control valve CV1 completely closes the air supply passage 29, and the supply of the high-pressure refrigerant gas from the discharge chamber 22 to the crank chamber 5 and the back pressure chamber 80 of the second control valve CV2 is not performed. Therefore, even when the liquid refrigerant in the crank chamber 5 is vaporized, the state where the difference between the crank pressure Pc and the suction pressure Ps does not exceed the urging force f of the urging spring 85, that is, the state where the conditional expression 2 is not satisfied, is continued. It becomes.
[0086]
As a result, the spool 75 of the second control valve CV2 is maintained in a state where the first valve portion 79 fully opens the first bleed passage 27 by the urging force f of the urging spring 85, and the liquid refrigerant in the crank chamber 5 In the liquid state or in a state where at least a part of the liquid is vaporized, the liquid is promptly discharged to the suction chamber 21 through the first bleed passage 27 in the fully opened state. Therefore, the crank pressure Pc is maintained in a low state in accordance with the fully closed state of the first control valve CV1, and the compressor quickly increases the inclination angle of the swash plate 12 to maximize the displacement.
[0087]
Even after the liquid refrigerant is discharged from the crank chamber 5, if the first control valve CV1 is in the fully closed state, as described above, the first bleed passage 27 is formed by the first valve portion 79 of the second control valve CV2. It will be in a greatly open state. Therefore, even if the amount of blow-by gas from the cylinder bore 1a to the crank chamber 5 becomes larger than the initial assumption at the time of design due to, for example, wear of the piston 20, the blow-by gas flows through the first bleed passage 27 and the second bleed passage 28. Via the suction chamber 21. Therefore, the crank pressure Pc can be maintained at a pressure substantially equal to the suction pressure Ps, and the maximum inclination angle of the swash plate 12, that is, the maximum discharge displacement operation of the compressor (so-called 100% displacement operation) can be reliably maintained. .
[0088]
As described above, when the first valve portion 79 of the second control valve CV2 has the opening of the bleed passage 27 larger than the minimum, the second valve portion 88 is separated from the valve seat 89, and the back pressure chamber 80 And the valve chamber 71 are communicated via the clearance 87 (see FIG. 4). However, in the communication state, since the first control valve CV1 is fully closed as described above, there is no possibility that the refrigerant gas in the discharge chamber 22 flows into the back pressure chamber 80 via the first control valve CV1. In addition, there is no fear that the efficiency of the refrigeration cycle is reduced due to the leakage of the refrigerant gas from the back pressure chamber 80 to the valve chamber 71.
[0089]
Now, when the interior of the vehicle compartment cools down to a certain degree by the maximum displacement operation of the compressor, the control device 68 reduces the duty ratio commanded to the drive circuit 68a from the maximum. Therefore, the first control valve CV1 is released from the fully closed state, opens the air supply passage 29, and the crank pressure Pc becomes higher than the suction pressure Ps. Accordingly, the conditional expression 2 is satisfied, and as shown in FIG. 3, the spool 75 is moved in the valve opening decreasing direction against the urging force f of the urging spring 85, and the first bleed passage 27 (the valve hole 27a) is formed. Is greatly throttled by the first valve portion 79.
[0090]
That is, when the gas supply passage 29 is opened by the first control valve CV1 and gas introduction into the crankcase 5 is started, the crankcase 5 through the first bleed passage 27 is started in accordance with the start of the gas introduction. Thus, the amount of the refrigerant gas discharged from the suction chamber 21 to the suction chamber 21 is greatly reduced. Therefore, the crank pressure Pc is quickly increased, and the compressor quickly reduces the inclination angle of the swash plate 12 to reduce the displacement.
[0091]
Further, since the opening degree of the first bleed passage 27 is greatly reduced by the second control valve CV2, the amount of short circuit (leakage) of the compressed refrigerant gas from the discharge chamber 22 to the crank chamber 5 and further to the suction chamber 21 is reduced. And a decrease in the efficiency of the refrigeration cycle can be suppressed. Further, the refrigerant circulation circuit of the present embodiment has a configuration in which the refrigerant circulation is stopped by setting the compressor to the minimum discharge capacity (a so-called off operation of the clutchless compressor), but the first control valve CV2 operates the first control valve CV2. Reducing the degree of opening of the bleed passage 27 significantly also ensures that the compressor is turned off.
[0092]
As described above, when the first valve portion 79 of the second control valve CV2 minimizes the opening of the first bleed passage 27, the second valve portion 88 is seated on the valve seat 89, so that the valve chamber 71 Communication with the back pressure chamber 80 via the clearance 87 is shut off. Therefore, the refrigerant gas in the discharge chamber 22 is prevented from short-circuiting (leaking) from the back pressure chamber 80 to the discharge chamber 22 via the clearance 87, the valve chamber 71, and the communication hole 27b. Therefore, it is possible to prevent a decrease in the efficiency of the refrigeration cycle.
[0093]
When the first control valve CV1 is open, there is a possibility that minute foreign matter that could not be captured even by the filter 90 flows into the second control valve CV2 together with the refrigerant gas and enters the clearance 87 of the spool 75. . However, since the clearance 87 of the spool 75 is set larger than the foreign matter that can pass through the filter 90, the foreign matter can be prevented from being caught in the clearance 87, and the spool 75 operates smoothly without causing malfunction. . Even if foreign matter accumulates in the clearance 87 while the second valve portion 88 is seated on the valve seat 89, the accumulated foreign matter remains in the state where the second control valve CV2 is open as shown in FIG. The gas is discharged from the clearance 87 by the flow of the gas.
[0094]
According to the present embodiment having the above configuration, the following effects can be obtained.
(1) In the second control valve CV2, the second valve portion 88 of the spool 75 is connected to the back pressure chamber 80 via the clearance 87 of the spool 75 when the first valve portion 79 opens the valve hole 27a to the minimum opening. The communication with the chamber 71 is cut off. Therefore, as described above, it is not necessary to set the clearance 87 small, and it is possible to prevent a malfunction of the spool 75 due to a foreign substance being caught in the clearance 87.
[0095]
(2) The second valve portion 88 is constituted by the wall surface 78a of the movable step portion 78 in the cylindrical surface 77 of the spool 75, and the valve seat 89 of the second valve portion 88 is formed by the wall surface 83a of the fixed side step portion 83. It is constituted by. That is, in the present embodiment, the function of the second valve portion 88 (including the valve seat 89) is given to the second control valve CV2 by a simple structure of the two step portions 78 and 83. Therefore, the configuration of the second control valve CV2 can be simplified.
[0096]
(3) In the second control valve CV2, the minimum opening of the valve hole 27a by the first valve portion 79 is set to a non-zero opening. Therefore, it is not necessary to process the first valve portion 79 and the second valve portion 88 in the spool 75 with high accuracy, and the manufacture of the spool 75 is facilitated. That is, for example, in a configuration in which the two valve portions 79 and 88 provided on one spool 75 have the valve opening degrees simultaneously set to zero, both the valve portions 79 and 88 are simultaneously connected to the valve seat 89 (valve forming body 3). High-precision machining for seating is required, and the production of the spool 75 and the valve seat 89 (valve forming body 3) becomes troublesome.
[0097]
(4) The second control valve CV2 includes an urging spring 85 that urges the spool 75 in a direction in which the valve opening increases, and the urging force f of the urging spring 85 contributes to the positioning of the spool 75. . Therefore, by adjusting the urging force f of the urging spring 85, in other words, by selecting from the group of the urging springs 85 having different characteristics, the operating characteristics of the second control valve CV2 can be easily adjusted. .
[0098]
(5) In the second control valve CV 2, the wall surface 78 a of the movable step portion 78 that constitutes the second valve portion 88 is also used as the spring seat 86 of the biasing spring 85. Therefore, for example, the configuration of the spool 75, that is, the configuration of the second control valve CV2 can be simplified as compared with the case where a dedicated spring seat (step) is provided separately from the movable side step portion 78.
[0099]
(6) A filter 90 is provided between the suction chamber 21 and the first control valve CV1 in the air supply passage 29, and the clearance 87 of the spool 75 can pass through the filter 90 in the second control valve CV2. Is set larger than that of a foreign substance. Therefore, foreign matter larger than the clearance 87 does not enter the clearance 87 of the spool 75, and the malfunction of the spool 75 of the second control valve CV2 can be reliably prevented.
[0100]
○ 2nd embodiment
Hereinafter, a second embodiment of the present invention will be described. In the present embodiment, only differences from the first embodiment will be described, and the same or corresponding members will be denoted by the same reference numerals and description thereof will be omitted.
[0101]
As shown in FIGS. 5 and 6, the valve hole 27a communicates the crank chamber 5 with the valve chamber 71 in the first embodiment, but in the present embodiment, the suction chamber 21 and the valve chamber 71 communicate with each other. Communicating. The communication hole 27b connects the suction chamber 21 and the valve chamber 71 in the first embodiment, but connects the crank chamber 5 and the valve chamber 71 in the present embodiment.
[0102]
The accommodation hole 70 of the second control valve CV2 extends in the vertical direction in the drawing, and is open to the outside of the compressor at the lower side. The valve chamber 71 is arranged on the upper side, the large diameter hole 73 is arranged on the lower side, and the medium diameter hole 72 is deleted.
[0103]
The valve hole 27a is opened at a ceiling surface 71b of the valve chamber 71. The communication hole 27b is opened on the inner peripheral surface 71a of the valve chamber 71. The communication hole 27b also serves as a part of a region of the air supply passage 29 closer to the crank chamber 5 than the second control valve CV2. The connection between the second control valve CV2 and the first control valve CV1 in the air supply passage 29 is opened at the inner peripheral surface 73a of the large-diameter hole 73 in the second control valve CV2.
[0104]
In the valve chamber 71, a covered tubular spool 91 is accommodated so as to be movable in the vertical direction in the drawing. The spool 91 is arranged so as to open downward. The upper surface of the spool 91 is formed to have a larger diameter than the valve hole 27a. On the upper surface of the spool 91, a region facing the ceiling surface 71b of the valve chamber 71 forms a valve portion 92. An area of the ceiling surface 71b of the valve chamber 71 facing the valve portion 92 forms a valve seat 93 of the valve portion 92.
[0105]
A flange 94 is formed at the opening edge of the spool 91 so as to extend radially outward. The cylindrical surface 77, which is the outer peripheral surface of the spool 91, includes the outer peripheral surface 77a of the flange 94 and the outer peripheral surface 77b of the cylindrical portion of the spool 91 above the flange 94 in the drawing. The biasing spring 85 is penetrated by a spool 91, and the biasing spring 85 is disposed in a clearance 84 between an outer peripheral surface 77 b of the spool 91 and an inner peripheral surface 71 a of the valve chamber 71. The upper surface of the flange 94 forms a spring seat 86 that receives the movable end of the biasing spring 85. A region outside the valve seat 93 on the ceiling surface 71b forms a spring seat that receives the fixed end of the biasing spring 85.
[0106]
A slope 91 a is formed on the outer peripheral edge of the lower surface of the flange 94 (the lower surface of the spool 91). The inclined surface 91 a is formed so as to be more distant from the end surface 76 c of the stopper 76 as the spool 91 is radially outward. The back surface 81 of the spool 91 is constituted by the ceiling surface inside the spool 91, the lower surface of the spool 91, and the inclined surface 91a, and the back surface 81 is disposed in the back pressure chamber 80. In the present embodiment, it can be said that the valve chamber 71 and the back pressure chamber 80 are always in communication and form the same space. It is positioned as. The back pressure chamber 80 has the same pressure atmosphere as the region K on the downstream side of the valve opening adjustment position (the valve seat 53) of the first control valve CV1 in the air supply passage 29.
[0107]
In the second control valve CV2, a clearance 87 between the outer peripheral surface 77a of the flange 94 and the inner peripheral surface 71a of the valve chamber 71 is provided between the biasing spring 85 and the inner peripheral surface 71a of the valve chamber 71. It is set smaller than the clearance 84a. The clearance 87 exists around the cylindrical surface 77 of the spool 91 and is set to be larger than foreign substances that can pass through the filter 90.
[0108]
By the way, the spool 91 can be regarded as having the pressure PdK of the back pressure chamber 80 substantially equal to the crank pressure Pc.
(Pc-Ps) SB> f Conditional expression 3
("SB" is an axial cross-sectional area of the valve hole 27a)
Is established, the valve portion 92 is seated on the valve seat 93 and the valve hole 27a is fully closed. Therefore, when the crank pressure Pc exceeds the suction pressure Ps to some extent, the second control valve CV2 closes the first bleed passage 27. In the conditional expression 3, the weight of the spool 91 is ignored.
[0109]
In the open state of the first control valve CV1, the crank pressure Pc increases, and the above-mentioned conditional expression 3 is satisfied. Therefore, as shown in FIG. 5, the spool 91 is moved upward, the valve portion 92 is seated on the valve seat 93, and the valve hole 27a, that is, the first bleed passage 27 is closed. The constant communication between the crank chamber 5 and the suction chamber 21 is ensured by the second bleed passage 28.
[0110]
The communication hole 27b forms the air supply passage 29 together with the valve chamber 71, the back pressure chamber 80, and the like. Therefore, the refrigerant gas flowing into the back pressure chamber 80 via the first control valve CV1 flows into the crank chamber 5 via the valve chamber 71 and the communication hole 27b. The refrigerant gas flowing into the valve chamber 71 is guided by the inclined surface 91a of the spool 91 and smoothly flows into the communication hole 27b.
[0111]
When the valve portion 92 of the spool 91 closes the valve hole 27a, the communication between the back pressure chamber 80 and the valve hole 27a via the clearance 87 of the spool 91 is simultaneously shut off by the valve portion 92. Therefore, the refrigerant gas in the discharge chamber 22 is prevented from short-circuiting (leakage) from the region K to the suction chamber 21 through the back pressure chamber 80, the valve chamber 71, and the valve hole 27a, and a decrease in the efficiency of the refrigeration cycle is suppressed. Is done.
[0112]
Further, as shown in FIG. 6, in the closed state of the first control valve CV1, that is, in the closed state of the air supply passage 29, the crank pressure Pc becomes low, and the above-mentioned conditional expression 3 is not satisfied, and the spool 91 moves downward. The valve portion 92 is separated from the valve seat 93. Therefore, the valve hole 27a and the communication hole 27b are communicated via the valve chamber 71, and the first bleed passage 27 is largely opened. Therefore, the refrigerant in the crank chamber 5 is quickly discharged to the suction chamber 21.
[0113]
The present embodiment having the above configuration has the following effects.
(7) In the second control valve CV2, the valve portion 92 of the spool 91 closes the valve hole 27a (the first bleed passage 27), so that the back pressure chamber 80 through the clearance 87 of the spool 91 and the valve hole 27a At the same time. Therefore, there is no need to set the clearance 87 small, and it is possible to prevent the spool 91 from malfunctioning due to foreign matter being caught in the clearance 87.
[0114]
(8) The first bleed passage 27 and the supply passage 29 share the communication hole 27b as a part of the passage. That is, the first bleed passage 27 and the supply passage 29 are partially used by the communication hole 27b between the crank chamber 5 and the valve chamber 71. Therefore, in the air supply passage 29 of the first embodiment, a portion between the branch of the pressure guiding passage 82 and the crank chamber 5 can be eliminated, so that the passage can be simplified and the capacity control mechanism can be simplified.
[0115]
○ Third embodiment
Next, a third embodiment will be described with reference to FIGS. This embodiment is mainly different from the second embodiment in that the second control valve CV2 is incorporated in the valve housing 45 of the first control valve CV1. Note that, in the first control valve CV1 of the present embodiment, the upstream / downstream relationship between the port 51 and the port 52 is opposite to that of the first control valve CV1 shown in FIG. That is, the upstream side (the discharge chamber 22 side) of the air supply passage 29 is connected to the port 52, and the downstream side (the crank chamber 5 side) of the air supply passage 29 is connected to the port 51.
[0116]
In the valve accommodating chamber 46 of the first control valve CV1, a spool 96 of the second control valve CV2, a valve seat body 97, and an urging spring 85 are accommodated. An insertion hole 96 a is formed in the center of the spool 96. The valve rod 40 is inserted through the insertion hole 96a, and the spool 96 is movable in the axial direction of the valve rod 40. The valve seat 97 is disposed below the spool 96, and the valve seat 97 is disposed in contact with the fixed iron core 62 in the valve storage chamber 46. The valve chamber 71 has a valve chamber 71 above the upper surface of the valve seat body 97. On the upper surface of the spool 96, a concave portion 96b is formed around the insertion hole 96a.
[0117]
A port 98 is formed on the peripheral wall of the valve housing 45 surrounding the lower end of the valve storage chamber 46. The port 98 is connected to the suction chamber 21 side of the first bleed passage 27. The valve seat body 97 is formed with a valve hole 27a that communicates the port 98 with the valve chamber 71. The valve hole 27 a is opened on the upper surface of the valve seat body 97 at a position halfway between the inner peripheral surface of the valve seat body 97 and the outer peripheral surface of the valve seat body 97. A groove 96c is formed on the lower surface of the spool 96. The groove 96c is annular, surrounds the insertion hole 96a, and includes a portion facing the communication hole 27b of the valve seat body 97.
[0118]
On the lower surface of the spool 96, an annular region radially outside the groove 96c forms a valve portion 92. On the upper surface of the valve seat 97, an annular region facing the valve portion 92 radially outside the valve hole 27 a forms a valve seat 93 of the valve portion 92.
[0119]
A region radially inside the groove 96c on the lower surface of the spool 96 forms an insertion hole valve portion 96d. A region on the upper surface of the valve seat body 97 facing the insertion hole valve portion 96d radially inward of the valve hole 27a forms an insertion hole valve seat 97a. When the valve portion 92 is seated on the valve seat 97a for the insertion hole when the valve seat 93 is seated, the inner surface of the insertion hole 96a of the spool 96 and the guide rod of the valve rod 40 are formed. The communication between the valve hole 27a and the back pressure chamber 80 via the clearance between the outer peripheral surface of the part 44 and the back pressure chamber 80 is cut off.
[0120]
A flange 94 is formed at the upper end of the spool 96. The lower surface of the flange 94 forms a spring seat 86 at the fixed end of the biasing spring 85. A region outside the valve seat 93 on the upper surface of the valve seat body 97 forms a spring seat at the movable end of the biasing spring 85. The upper surface of the spool 96 and the bottom surface of the concave portion 96b constitute a back surface 81 of the spool 96. The back pressure chamber 80 located between the back surface 81 and the valve opening adjustment position (the valve seat 53) of the first control valve CV1 is located at a position higher than the valve opening adjustment position of the first control valve CV1 in the air supply passage 29. Also constitutes a part of the region K on the downstream side (the crank chamber 5 side). That is, the back pressure chamber 80 has the same pressure atmosphere as the region K.
[0121]
The cylindrical surface 77, which is the outer peripheral surface of the spool 96, includes an outer peripheral surface 77a of the flange 94 and an outer peripheral surface 77b of the spool 96 below the flange 94. The urging spring 85 is disposed in a clearance 84 between the outer peripheral surface 77b and the inner peripheral surface 71a of the valve chamber 71. The clearance 87 between the outer peripheral surface 77a of the flange 94 and the inner peripheral surface 71a of the valve chamber 71 is set smaller than the clearance 84a between the biasing spring 85 and the inner peripheral surface 71a of the valve chamber 71. .
[0122]
As shown in FIG. 7, in the open state of the first control valve CV1, the crank pressure Pc (which can be regarded as substantially equal to the pressure PdK of the back pressure chamber 80) increases, the spool 96 moves down, and the valve section moves. 92 is seated on the valve seat 93, the valve hole 27a is closed, and the first bleed passage 27 is closed. Therefore, the refrigerant gas flowing from the discharge chamber 22 into the back pressure chamber 80 via the port 52 and the communication passage 47 flows into the crank chamber 5 via the port 51.
[0123]
As shown in FIG. 8, in the closed state of the first control valve CV1, that is, in the closed state of the air supply passage 29, the crank pressure Pc becomes low, and the spool 96 is moved upward by the urging force of the urging spring 85, and 92 is separated from the valve seat 93. Accordingly, the valve hole 27a communicates with the port 51, and the first bleed passage 27 is largely opened, so that the refrigerant in the crank chamber 5 is supplied to the suction chamber via the port 51, the valve chamber 71, and the valve hole 27a. 21 is promptly derived.
[0124]
This embodiment has the same effects as the second embodiment. In addition, since the first control valve CV1 and the second control valve CV2 are configured as one unit, during the manufacture of the compressor, the first control valve CV1 and the second control valve CV2 are assembled to the rear housing 4. Work can be performed easily.
[0125]
Note that the embodiments are not limited to the above embodiments, and may be modified as follows, for example.
FIG. 9 shows a modification of the second embodiment. That is, on the upper surface of the spool 91, a recess 91b having an axial orthogonal cross-sectional area SC larger than the axial orthogonal sectional area SB of the valve hole 27a is formed. This is because in the above-mentioned conditional expression 3 for completely closing the valve hole 27a, the differential pressure (Pc-Ps) is multiplied by the axial orthogonal sectional area SC of the concave portion 91b instead of the axial orthogonal sectional area SB of the valve hole 27a. Is equivalent to Therefore, the second control valve CV2 closes even if the urging force f of the urging spring 85 is tuned to a larger value for a predetermined pressure difference (Pc-Ps). Become.
[0126]
As described above, when the air conditioner is started, it is desirable to open the valve hole 27a widely in order to discharge the liquid refrigerant accumulated in the crank chamber 5. However, at the time of the start-up, the refrigerant gas in the suction chamber 21 is sucked into the cylinder bore 1a, and the suction pressure Ps drops instantaneously, so that the spool 91 is sucked toward the valve hole 27a in the second control valve CV2, and There is a possibility that the opening degree decreases, and the derivation efficiency of the liquid refrigerant decreases. Therefore, the urging force f of the urging spring 85 for urging the spool 91 in a direction to increase the rotation of the valve hole 27a needs to have a certain magnitude. Therefore, by forming the concave portion 91b, it is possible to prevent a decrease in the liquid refrigerant derivation efficiency while ensuring the ease of closing the second control valve CV2.
[0127]
Further, in the embodiment of FIG. 9, the communication hole 27b is formed to extend obliquely upward from the valve chamber 71. The communication hole 27b side of the valve chamber 71 and the large diameter hole 73 is formed large, and a wall 99 reaching the ceiling surface 71b of the valve chamber 71 extends from the stopper 76 in the vertical direction in the drawing. The wall portion 99 divides the valve chamber 71 into a space for accommodating the spool 91 and a communication passage 100 communicating with the communication hole 27b and extending in the up-down direction.
[0128]
Refrigerant gas flowing into the back pressure chamber 80 from the first control valve CV1 through the communication hole 76b of the stopper 76 and guided toward the wall 99 by the slope 91c is communicated with the wall portion 99 through the communication passage 100 and the communication passage 100. A through hole 99a is formed so as to flow into the crank chamber 5 through the hole 27b. The through hole 99a is formed at a lower portion of the communication path 100. The refrigerant flowing into the communication passage 100 from the crank chamber 5 through the communication hole 27b while the second control valve CV2 is open is provided in the wall portion 99 through the valve chamber 71 and the valve hole 27a. A through-hole 99b different from the through-hole 99a is formed so as to flow into the through hole 99a. The through hole 99b is formed above the through hole 99a. By forming the communication passage 100 and the through holes 99a and 99b, even when the communication hole 27b extends obliquely from the valve chamber 71, the ease of flow of the refrigerant gas in the first bleed passage 27 and the supply passage 29 can be ensured. .
[0129]
FIG. 10 shows a modification of the second embodiment. That is, the spool 91 is arranged upside down, the flange 94 is deleted, and the biasing spring 85 is housed inside the spool 91. In this case, the inner diameter and the outer diameter of the spool 91 can be made larger than the valve chamber 71 having the same diameter by the amount of the flange 94 being omitted. Therefore, in the conditional expression 3, the axial orthogonal cross-sectional area SD of the internal space of the spool 91 applied to the differential pressure (Pc-Ps) instead of the axial orthogonal cross-sectional area SB of the valve hole 27a is provided with the flange 94 shown in FIG. The cross section SC of the concave portion 91b of the spool 91 perpendicular to the axis can be made larger. Therefore, it is possible to achieve a higher level of prevention of a decrease in the liquid refrigerant derivation efficiency while ensuring the ease of closing the second control valve CV2.
[0130]
In the embodiment of FIG. 10, a slope 91 c is formed inside the opening-side end of the spool 91. Therefore, in the above-mentioned conditional expression 3, the pressure difference (Pc-Ps) is different from the shaft orthogonal cross-sectional area SE at the opening end of the spool 91 which is larger than the shaft orthogonal cross-sectional area SD of the internal space below the inclined surface 91c of the spool 91. Is multiplied. Therefore, it is possible to achieve a higher level of prevention of a decrease in the liquid refrigerant derivation efficiency while ensuring the ease of closing the second control valve CV2.
[0131]
In the first embodiment, the minimum opening of the valve hole 27a by the first valve portion 79 of the second control valve CV2 is set to a non-zero opening. By changing this, for example, as shown in FIGS. 11 to 14, the minimum opening of the valve hole 27 a by the first valve portion 79 is set to zero, and the first valve portion 79 and the valve of the first valve portion 79 are set. Elasticity may be imparted to at least one of the seat (valve formed body 3), the second valve portion 88, and the valve seat 89 of the second valve portion 88. In this case, among the first valve portion 79, the valve seat of the first valve portion 79, the second valve portion 88, and the valve seat 89 of the second valve portion 88, the elastic member is elastically deformed. The two valve portions 79 and 88 provided on one spool 75 can simultaneously achieve zero valve opening without high precision machining of the spool 75 and the valve seat 89 (valve forming body 3). it can.
[0132]
For example, in the embodiment of FIG. 11, the second valve portion 88 is constituted by the lead 101. The lead 101 is formed in a ring shape, and the spool 75 has a structure in which the large-diameter portion 75b and the small-diameter portion 75a are assembled by the engagement of the engagement convex portion 75c and the engagement concave portion 75d. It is sandwiched between the small diameter portion 75a and the large diameter portion 75b while being penetrated by the convex portion 75c. On the wall surface 78a of the movable side step portion 78, an inclined surface 78b for functioning (deforming) the lead 101 is formed in a region outside the spring seat 86.
[0133]
Further, in the embodiment of FIG. 12, the first valve portion 79 is constituted by the lead 102. That is, the ring-shaped lead 102 is fitted and fixed to the mounting convex portion 75e formed at the small-diameter portion 75a on the side opposite to the large-diameter portion 75b, that is, at the center of the end face on the valve forming body 3 side. A slope 75f for functioning (deforming) the lead 101 is formed outside the mounting projection 75e on the end face of the small diameter portion 75a.
[0134]
Further, in the embodiment of FIG. 13, the large-diameter portion 75b of the spool 75, that is, the second valve portion 88 is made of rubber. As a modification of the embodiment shown in FIG. 13, the small-diameter portion 75a (first valve portion 79) may be made of rubber instead of the large-diameter portion 75b (second valve portion 66) of the spool 75.
[0135]
FIG. 14 shows a modification of the mode of FIG. That is, the large diameter portion 75b is fitted into the metal cylinder 103. The clearance 87 between the outer peripheral surface of the cylinder 103 and the inner peripheral surface 72 a of the medium-diameter hole 72 is formed larger than the foreign matter that can pass through the filter 90. The second valve portion 88 protrudes from the cylinder 103.
[0136]
In this case, even if the large-diameter portion 75b made of rubber is deformed by hitting the valve seat 89 or the stopper 76, the rubber is restricted by the cylinder 103, so that the diameter expansion is suppressed. Therefore, the clearance 87 can be formed without considering the amount of rubber expansion. Further, foreign matters are less likely to adhere to the outer peripheral surface of the metal cylinder 103 than rubber. Therefore, even if foreign matter accumulates in the clearance 87 while the second valve portion 88 is seated on the valve seat 89, the foreign matter easily flows out of the clearance 87 by the refrigerant gas when the second valve portion 88 is separated from the valve seat 89. Further, since the outer peripheral surface of the metal cylinder 103 is hardly damaged by foreign matter, the durability of the spool 75 can be improved.
[0137]
In addition to the embodiments shown in FIGS. 11 to 14, for example, elasticity may be given to both the first valve portion 79 and the second valve portion 88 of the spool 75 by making the entire spool 75 made of rubber. Further, the valve seat of the first valve portion 79 may be made of rubber or a lead to impart elasticity to the valve seat of the first valve portion 79. Further, the valve seat 89 of the second valve portion 88 may be formed of rubber or a lead to impart elasticity to the valve seat 89 of the second valve portion 88. Alternatively, elasticity may be given to both the valve seat of the first valve portion 79 and the valve seat 89 of the second valve portion 88.
[0138]
In the first and second embodiments, the back pressure chamber 80 of the second control valve CV2 is provided with the valve opening adjustment position (the valve seat) of the first control valve CV1 in the air supply passage 29 via the air supply passage 29. The pressure atmosphere is the same as that of the region K on the downstream side of the part 53), and the back pressure chamber 80 is always in communication with the crank chamber 5 using a part of the air supply passage 29. This may be changed, and a passage for always allowing the back pressure chamber 80 to communicate with the crank chamber 5 may be provided separately (exclusively) from the air supply passage 29. That is, through the dedicated passage and the crank chamber 5, the back pressure chamber 80 is separated from the region K on the downstream side of the valve opening adjustment position (the valve seat 53) of the first control valve CV 1 in the air supply passage 29. The same pressure atmosphere may be used.
[0139]
In each of the above embodiments, the back pressure chamber 80 of the second control valve CV2 is always communicated with the crank chamber 5 using a part of the air supply passage 29, and the pressure PdK of the back pressure chamber 80 is equal to the crank pressure Pc. Was considered substantially equal to By changing this, for example, by providing a fixed throttle in the valve forming body 3 in the air supply passage 29, the pressure PdK of the back pressure chamber 80 is increased by the refrigerant gas supplied from the discharge chamber 22 when the first control valve CV1 is opened. May be configured to be larger than the crank pressure Pc.
[0140]
In this case, when the discharge capacity of the compressor is reduced in the open state of the second control valve CV2, the pressure PdK of the back pressure chamber 80 is promptly increased by opening the first control valve CV1 to increase the second pressure. Since the control valve CV2 can be closed, the discharge capacity of the compressor can be quickly reduced.
[0141]
In the above embodiments, the pressure-sensitive structure of the first control valve CV1 is not limited to detecting the pressure difference (PdH-PdL) between the pressure monitoring points P1 and P2, but may be configured to detect the suction pressure Ps, for example. Good. That is, the first control valve CV 1 is controlled internally and autonomously according to the fluctuation of the suction pressure Ps so as to maintain the control target (set suction pressure) of the suction pressure Ps determined by the electromagnetic urging force of the solenoid unit 60. And the valve rod 40 is positioned.
[0142]
In the above embodiments, the biasing spring 85 of the second control valve CV2 is not limited to a coil spring, but may be a leaf spring, for example.
In the above embodiments, the biasing spring 85 may be omitted from the second control valve CV2. However, the provision of the biasing spring 85 makes it easier to open the valve hole 27a. Therefore, it is desirable to provide the biasing spring 85 to stabilize the operation of the second control valve CV2.
[0143]
In the first embodiment, the second bleed passage 28 may be omitted.
The power transmission mechanism PT may be provided with a clutch mechanism such as an electromagnetic clutch.
[0144]
The present invention may be embodied in a wobble type variable displacement compressor.
To describe a technical idea that can be grasped from the above embodiment and another example, the first bleed passage and the air supply passage are partially shared between the crank chamber and the valve chamber. 4. The capacity control mechanism according to 1.
[0145]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, it is possible to prevent malfunction of the spool in the second control valve that adjusts the opening of the bleed passage.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a sectional view of a variable displacement swash plate type compressor.
FIG. 2 is a sectional view of a first control valve.
FIG. 3 is an enlarged view showing the vicinity of a second control valve in FIG. 1;
FIG. 4 is a sectional view illustrating the operation of a second control valve.
FIG. 5 is an enlarged sectional view showing a second embodiment.
FIG. 6 is a sectional view illustrating the operation of a second control valve.
FIG. 7 is a cross-sectional view of a first control valve including a second control valve according to a third embodiment.
FIG. 8 is an enlarged view for explaining the operation of the second control valve.
FIG. 9 is an enlarged sectional view of another example of the second embodiment.
FIG. 10 is an enlarged cross-sectional view of another example of the second embodiment.
FIG. 11 is an enlarged cross-sectional view of another example of the first embodiment.
FIG. 12 is an enlarged sectional view of another example of the first embodiment.
FIG. 13 is an enlarged sectional view of another example of the first embodiment.
FIG. 14 is an enlarged sectional view of another example of the first embodiment.
FIG. 15 is a schematic explanatory view of a conventional technique.
FIG. 16 is a sectional view showing the vicinity of a second control valve according to the related art.
[Explanation of symbols]
3 ... Valve body forming the valve seat of the first valve section when the minimum opening of the valve hole by the first valve section is set to zero, 5 ... Crank chamber, 21 ... Suction chamber as suction pressure area, 22 ... discharge chamber as discharge pressure region, 27 ... first bleed passage, 27a ... valve hole, 28 ... second bleed passage, 28a ... fixed throttle, 29 ... air supply passage, 30 ... refrigerant circulation circuit of air conditioner together with compressor 53, a valve seat as a valve opening adjustment position of the first control valve, 71, a valve chamber, 75, 91, 96, a spool, 77, a cylindrical surface, 78, a movable side step, 78a: Wall surface of movable side step portion, 79: first valve portion, 80: back pressure chamber, 81: back surface, 83: fixed side step portion, 83a: wall surface of fixed side step portion, 85: urging spring, 86 ... Spring seat, 87: clearance, 88: second valve portion, 89: valve seat of the second valve portion, 90: fill , 92: valve portion, 93: valve seat of the valve portion, CV1: first control valve, CV2: second control valve, K: region in the air supply passage downstream of the valve opening adjustment position of the first control valve , Pc: crank pressure as pressure in the crank chamber, Ps: suction pressure.

Claims

The refrigerant circulation circuit of the air conditioner is configured to be used in a variable displacement compressor configured to decrease the discharge capacity when the pressure in the crankcase increases and increase the discharge capacity when the pressure in the crankcase decreases. A displacement control mechanism for controlling the displacement of the variable compressor,
A bleed passage connecting the crank chamber and a suction pressure area of the refrigerant circuit,
An air supply passage connecting the crank chamber and a discharge pressure region of the refrigerant circuit,
A first control valve capable of adjusting an opening degree of the air supply passage;
A back pressure chamber having the same pressure atmosphere as a region downstream of the valve opening adjustment position of the first control valve in the air supply passage, and a part of the bleed passage, which communicates with the suction pressure region. A valve chamber, a valve hole which constitutes a part of the bleed passage and communicates the valve chamber with the crank chamber, and a first valve portion disposed in the valve chamber and a back surface disposed in the back pressure chamber. A second control valve having a spool that reduces the opening of the valve hole by the first valve portion when the pressure of the back pressure chamber acting on the back surface increases.
The spool is provided with a second valve portion, and the second valve portion is present around the cylindrical surface of the spool in the second control valve when the first valve portion makes the valve hole the minimum opening. A capacity control mechanism configured to cut off communication between the back pressure chamber and the valve chamber through a clearance.

An annular movable-side step having a wall surface facing the valve hole is provided on the cylindrical surface of the spool, and a wall facing the wall of the movable-side step is provided in the second control valve. An annular fixed side step portion is provided, and a wall surface of the movable side step portion constituting the second valve portion is seated on a wall surface of the fixed side step portion serving as a valve seat of the second valve portion. The capacity control mechanism according to claim 1, wherein communication between the back pressure chamber and the valve chamber is interrupted by doing so.

In the valve chamber of the second control valve, an urging spring that urges the spool in a direction in which the valve opening increases is disposed, and a wall surface of the movable-side step portion is provided with the second valve portion. The capacity control mechanism according to claim 2, wherein an area inside the annular area that forms a spring seat of the biasing spring.

In the air supply passage, a filter is provided between the discharge pressure region and a valve opening adjustment position of the first control valve for removing foreign matter contained in the refrigerant, and the second control valve The capacity control mechanism according to any one of claims 1 to 3, wherein a clearance existing around the cylindrical surface of the spool in the valve is set to be larger than foreign substances that can pass through the filter.

The capacity control mechanism according to any one of claims 1 to 4, wherein in the second control valve, a minimum opening of the valve hole by the first valve portion is set to an opening other than zero.

In the second control valve, a minimum opening degree of the valve hole by the first valve portion is set to zero, and the first valve portion, a valve seat of the first valve portion, the second valve portion, and the second valve portion. At least one of the valve seats of the valve portion is provided with elasticity. When the bleed passage is a first bleed passage, the crank chamber and the suction pressure region of the refrigerant circuit have a second restriction provided with a fixed throttle. The capacity control mechanism according to any one of claims 1 to 4, wherein the capacity control mechanism is also connected by a bleed passage.

The refrigerant circulation circuit of the air conditioner is configured to be used in a variable displacement compressor configured to decrease the discharge capacity when the pressure in the crankcase increases and increase the discharge capacity when the pressure in the crankcase decreases. A displacement control mechanism for controlling the displacement of the variable compressor,
A first bleed passage connecting the crank chamber and a suction pressure region of the refrigerant circuit,
A second bleed passage having a fixed throttle, which connects the crank chamber and the suction pressure region of the refrigerant circuit;
An air supply passage connecting the crank chamber and a discharge pressure region of the refrigerant circuit,
A first control valve capable of adjusting an opening degree of the air supply passage;
A back pressure chamber having the same pressure atmosphere as a region downstream of the valve opening adjustment position of the first control valve in the air supply passage; a valve chamber constituting a part of the first bleed passage; (1) a valve hole that constitutes a part of a bleed passage and communicates with the valve chamber, a valve portion disposed in the valve chamber, and a rear surface disposed in the back pressure chamber; And a second control valve having a spool that closes the valve hole with the valve section when the pressure of the pressure chamber increases.
The second control valve is configured such that the suction pressure region communicates with the valve hole and the crank chamber communicates with the valve chamber, and the valve hole of the spool closes the valve hole, In the second control valve, the clearance existing around the cylindrical surface of the spool and the communication between the back pressure chamber and the valve hole via the valve chamber are simultaneously shut off by the valve portion. A capacity control mechanism characterized in that:

In the air supply passage, a filter is provided between the discharge pressure region and a valve opening adjustment position of the first control valve for removing foreign matter contained in the refrigerant, and the second control valve The capacity control mechanism according to claim 7, wherein a clearance existing around the cylindrical surface of the spool in the valve is set to be larger than foreign substances that can pass through the filter.