JP3856281B2

JP3856281B2 - Variable capacity swash plate compressor

Info

Publication number: JP3856281B2
Application number: JP2000230696A
Authority: JP
Inventors: 実米良; 一哉木村; 博釆山
Original assignee: Toyota Industries Corp
Current assignee: Toyota Industries Corp
Priority date: 1999-08-05
Filing date: 2000-07-31
Publication date: 2006-12-13
Anticipated expiration: 2020-07-31
Also published as: JP2001107848A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両空調用などに用いられる容量可変型斜板式圧縮機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両用空調システムに用いられる冷凍回路には、冷媒ガスを圧縮するための圧縮機が組み込まれている。例えば公知の容量可変型斜板式圧縮機では、ハウジングの内部にシリンダボア、クランク室、吸入室及び吐出室が区画形成され、シリンダボア内にはピストンが往復動可能に収容されている。ハウジングに回転可能に支承された駆動軸はエンジン等の外部駆動源により駆動されるようになっており、駆動軸に対しては同期回転かつ傾動可能に斜板が支承され、この斜板にはピストンを従動させるべくシュー等が設けられている。かかる圧縮機では、容量制御弁により、クランク室内の圧力が制御され、斜板の傾角に基づくピストンの往復動によるシリンダボアから吐出室への吐出容量が変更可能になっている。
従来型の圧縮機は、電磁クラッチを介してエンジンとベルトにより作動連結されており、冷房負担が生じたときのみ電磁クラッチによってエンジンと接続され、圧縮動作を行う。
【０００３】
ところが、こうして圧縮機に電磁クラッチを併設すると、全体の重量の増加、製造コストの増加、更には電磁クラッチを作動させるための電力消費が避けられないという欠点がある。このため、近年、電磁クラッチを介在させることなく圧縮機とエンジンとを直結し、常時動力が伝達されるいわゆるクラッチレス方式の圧縮機がある。このクラッチレス方式に適した圧縮機としては、容量可変型斜板式圧縮機が提案されている（特開平１０−２０５４４６号公報）。この容量可変型斜板式圧縮機は、外部駆動源と直結される駆動軸に対して傾動可能な斜板が小さな吐出容量をもたらすようにその最小傾角が維持されるようになっている。このため、この圧縮機では、電磁クラッチを介さずにエンジンに作動連結することで重量軽減等を実現しつつ、そのエンジンの動力消費を極めて低減することができる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、従来の圧縮機では、電磁クラッチを介している場合は外部駆動源が駆動されつつ電磁クラッチがその外部駆動源の駆動力を伝達したままの状態のとき、またクラッチレスの場合は外部駆動源が駆動されたままの状態のときにおいて、車両空調システムの作動スイッチがＯＦＦされた場合のように、外部からの指令によって冷房機能を停止したとき、外部駆動源の動力消費をいかに低減するかが課題となる。
【０００５】
すなわち、一般に圧縮機の吐出容量の調節は、上記のように、容量制御弁を用いたクランク室圧力（Ｐｃ）の制御に依っている。具体的には、吐出室内における高圧の吐出圧力（Ｐｄ）の冷媒ガスをクランク室に導くことによりクランク室圧力（Ｐｃ）を高めることで傾角が減少し、吐出容量が縮小する。他方、クランク室内における冷媒ガスを低圧の吸入圧力（Ｐｓ）である吸入室に導くことによりクランク室圧力（Ｐｃ）を低めることで傾角が増大し、吐出容量が拡大する。かかる構成において、斜板が最小傾角にある状態から傾角増大方向へ角度復帰するためには、クランク室圧力（Ｐｃ）を低下させたとき、斜板がその最小傾角から最大傾角に向けて傾動することが必須となる。
【０００６】
ところが、従来の圧縮機では、最小傾角を０゜近傍に設定してしまうと、圧縮動作が実質上行われなくなり、吐出反力が得られないことから、斜板の角度復帰が確実でなくなってしまう。このため、角度復帰を確保するため、斜板の最小傾角を０゜近傍にすることはできず、例えば＋３゜〜＋５゜程度にとどめる必要がある。こうして、斜板が最小傾角をなす状態でも、圧縮機の圧縮動作が僅かに維持されるようにし、吐出反力が斜板の傾角増大に貢献する状況を確保する必要がある。こうすることで、容量制御弁によるクランク室内圧（Ｐｃ）の低下に呼応した傾角増大方向への斜板の復帰が達成される。
【０００７】
この場合、斜板の傾角が最小傾角に調節されたとしても、常に斜板に吐出反力が作用するように圧縮機は最小吐出容量での圧縮動作を継続し、外部駆動源の動力を僅かづつでも消費してしまうという難点がある。かかる空調システムのＯＦＦ時の動力消費を低減するためには、最小容量運転時の斜板の傾角を極力小さくし、吐出反力を極力小さくする必要がある一方、この吐出反力を小さくし過ぎると、最小吐出容量（最小傾角）からの復帰ができなくなってしまう。こうして、最小吐出容量時の動力消費を低減することと、吐出反力による角度復帰を確保することとは、相反する要求であるため、両者の要求を満足すべく、最小吐出容量（最小傾角）を高精度に調節する必要があり、製造が難しく、製造コストが高くなってしまう。
この点、斜板の最小傾角を吐出反力による角度復帰が確実に可能となる限界角度未満に設定し、傾角減少バネにより傾角が最大傾角から最小傾角まで減少する方向に斜板を付勢するとともに、復帰バネにより傾角が最小傾角から限界角度を超えるまで増大する方向に斜板を付勢し、傾角減少バネの付勢力と復帰バネの付勢力とを限界角度を超えてバランスさせる手段が考えられる。こうであれば、最小吐出容量時の動力消費を低減することと、吐出反力による角度復帰を確保することとを両立させることができるとともに、最小吐出容量（最小傾角）をさほど高精度に調節する必要がなく、製造コストの低廉化を実現できる。
【０００８】
しかしながら、発明者らの試験結果によれば、復帰バネや傾角減少バネの選択如何によっては、かかる作用効果が確実でないことが明らかとなった。特に、吐出室が逆止弁を介して外部冷凍回路に接続されている場合、吐出圧力（Ｐｄ）が一定に維持されやすく、吐出容量の縮小がより確実になされやすいため、斜板の角度復帰の不具合は重要な検討事項である。
【０００９】
本発明はかかる事情に鑑みてなされたものであり、その目的は、動力消費を低減することと、角度復帰を確保することとを確実に両立させることができるとともに、製造コストの低廉化を確実に実現できる容量可変型斜板圧縮機を提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
第１の発明の容量可変型斜板式圧縮機は、内部にシリンダボア、クランク室、吸入室及び吐出室を区画形成するハウジングと、該シリンダボア内に往復動可能に収容されたピストンと、外部駆動源により駆動され、該ハウジングに回転可能に支承された駆動軸と、該駆動軸に対して同期回転かつ傾動可能に支承され、該ピストンを従動させる斜板とを備え、該クランク室内の圧力を制御することにより、該斜板の傾角に基づく該ピストンの往復動による該シリンダボアから該吐出室への吐出容量を変更可能な容量可変型斜板式圧縮機において、
前記斜板の最小傾角は吐出反力による角度復帰が確実に可能となる限界角度未満に設定され、該斜板は、傾角減少バネにより前記傾角が最大傾角から該最小傾角まで減少する方向に付勢されているとともに、復帰バネにより該傾角が該最小傾角から該限界角度を超えるまで増大する方向に付勢され、
最小傾角から最大傾角に向けての斜板の復帰は、斜板の慣性乗積の設定により、該斜板の回転に伴って傾角増大方向に作用する回転運動のモーメントと復帰バネの付勢力との協働により確保されており、
該傾角減少バネの付勢力と該復帰バネの付勢力とは該限界角度を越えてバランスし、該傾角減少バネの付勢力と該復帰バネの付勢力との合力により定められるバランス吐出容量は、最大吐出容量の３〜１０％であり、最小吐出容量時における該復帰バネが該斜板に与える最小バネ荷重（Ｆ₀）は２０Ｎ以上１００Ｎ以下であることを特徴とする。
【００１１】
第１の発明の圧縮機では、斜板の最小傾角が吐出反力による角度復帰が確実に可能となる限界角度未満に設定されているので、斜板が最小傾角をなす状態において、圧縮機の圧縮動作はより僅かとなり又は全くなくなり、外部駆動源の動力の消費を少なくすることができる。
ここで、斜板は、傾角減少バネにより傾角が最大傾角から最小傾角まで減少する方向に付勢されているとともに、復帰バネにより傾角が最小傾角から限界角度を超えるまで増大する方向に付勢されており、かつ傾角減少バネの付勢力と復帰バネの付勢力とが限界角度より大きいところでバランスしているため、斜板は限界角度を超えた傾角で回転し、吐出反力により斜板の角度復帰が確実となる。
また、本発明者らの試験結果によれば、最小吐出容量時における復帰バネの斜板に与える最小バネ荷重（Ｆ₀）が２０Ｎ以上であれば、かかる作用効果が確実となる。
【００１２】
ここで、この最小バネ荷重（Ｆ₀）の上限は駆動軸とともに回転する斜板等の慣性モーメント等によって選択され得るが、一般的な斜板等を採用する限り、１００Ｎを超えると最小吐出容量が増大したりして駆動軸を駆動する際の動力消費が大きくなる。
また、第２の発明の圧縮機は、内部にシリンダボア、クランク室、吸入室及び吐出室を区画形成するハウジングと、該シリンダボア内に往復動可能に収容されたピストンと、外部駆動源により駆動され、該ハウジングに回転可能に支承された駆動軸と、該駆動軸に対して同期回転かつ傾動可能に支承され、該ピストンを従動させる斜板とを備え、該クランク室内の圧力を制御することにより、該斜板の傾角に基づく該ピストンの往復動による該シリンダボアから該吐出室への吐出容量を変更可能な容量可変型斜板式圧縮機において、
【００１３】
前記斜板の最小傾角は吐出反力による角度復帰が確実に可能となる限界角度未満に設定され、該斜板は、傾角減少バネにより前記傾角が最大傾角から該最小傾角まで減少する方向に付勢されているとともに、復帰バネにより該傾角が該最小傾角から該限界角度を超えるまで増大する方向に付勢され、該傾角減少バネの付勢力と該復帰バネの付勢力とは該限界角度を超えてバランスし、最大吐出容量時における該傾角減少バネが該斜板に与える最大バネ荷重（Ｆ₁₀₀）は、次式
Ｆ₁₀₀（Ｎ）＝（１８０±３０）−４×（Ｖ_D−１２０）（ここで、Ｖ_D ：圧縮機排気量（ＣＣ））
によって定められることを特徴とする。
【００１４】
第２の発明の圧縮機では、本発明者らの試験結果によれば、最大吐出容量時における傾角減少バネの斜板に与える最大バネ荷重（Ｆ₁₀₀）が上式によって定められれば、上記作用効果が確実となる。
ここで、最大バネ荷重（Ｆ₁₀₀）の上限は（１８０＋３０）−４×（Ｖ_D−１２０）により定められる。他方、最大バネ荷重（Ｆ₁₀₀）の下限は（１８０−３０）−４×（Ｖ_D−１２０）により定められる。この最大バネ荷重（Ｆ₁₀₀）の下限は斜板のハンチングに影響する。
本発明者らの試験結果によれば、傾角減少バネの付勢力と復帰バネの付勢力との合力により定められるバランス吐出容量が最大吐出容量の３〜１０％であれば、上記作用効果が確実となる。
【００１５】
本発明の圧縮機は、駆動軸がクラッチレス方式で外部駆動源と作動連結されている場合に大きな効果を奏する。なぜなら、クラッチレス方式であれば、外部駆動源が駆動されている限り、圧縮機に常時動力が伝達されることから、動力消費の低減効果が際立ったものであることが好ましいからである。また、重量軽減等も実現できる。
【００１６】
また、本発明の圧縮機の吐出室が逆止弁を介して外部冷凍回路に接続されている場合、冷媒ガスの逆流防止により、クランク室内の過度の圧力上昇等が防止され、斜板の確実な角度復帰の効果が際立ったものとなる。なお、このような圧縮機では、停止中の冷媒ガスの逆流を防止することができるため、圧縮機内への液冷媒の貯留を防止するとともに、圧縮機内の過度の圧力上昇や温度上昇を防止し、圧縮機の耐久性を高めることができる。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の容量可変型斜板式圧縮機を車両用空調システムに具体化した実施形態を図面を参照しつつ説明する。
この圧縮機は、図１及び図２に示すように、６個のシリンダボア１ａと軸孔１ｂとマフラ室１ｃと吸入室１ｄとが形成されたシリンダブロック１の前端にカップ状のフロントハウジング２が接合され、シリンダブロック１の後端には吸入弁３、弁板４、吐出弁５及びリテーナ６を挟持してリアハウジング７が接合されている。シリンダブロック１、フロントハウジング２及びリアハウジング７がハウジングであり、これらはアルミ系金属製である。
【００１８】
フロントハウジング２にも軸孔２ａが形成され、シリンダブロック１の前端とフロントハウジング２とで形成されるクランク室８内には、軸孔２ａに軸封装置９及びラジアル軸受１０を介し、かつ軸孔１ｂにラジアル軸受１１を介して駆動軸１２が回転可能に支承されている。
【００１９】
クランク室８内では、フロントハウジング２との間にスラスト軸受１３を介して駆動軸１２にラグプレート１４が固定されている。ラグプレート１４には後方に向かって一対のアーム１５が突設されており、各アーム１５には円筒状の内面をもつガイド孔１５ａが貫設されている。また、駆動軸１２は斜板１６の貫通孔１６ａを挿通しており、斜板１６とラグプレート１４との間には傾角減少バネ１７が設けられている。斜板１６は、この傾角減少バネ１７により傾角が最大傾角から最小傾角まで減少する方向に付勢されている。
【００２０】
斜板１６の前端には各アーム１５に向かって一対のガイドピン１６ｂが突設されており、各ガイドピン１６ｂの先端にはガイド孔１５ａ内を摺動しつつ回動可能な球状の外面をもつガイド部１６ｃが設けられている。また、斜板１６の前後周縁にはそれぞれ対をなすシュー１８を介して中空状のピストン１９が設けられており、各ピストン１９は各シリンダボア１ａ内に収容されている。ここで、圧縮機排気量Ｖ_D は１２０（ＣＣ）に設定している。
【００２１】
フロントハウジング２から前方に突出した駆動軸１２にはボス２０がスプライン嵌合されており、ボス２０はキー２１によりプーリ２２と固定されている。このプーリ２２は、駆動軸１２との間でボルト２３により固定されているとともにフロントハウジング２との間で玉軸受２４により支承されている。プーリ２２には外部駆動源としてのエンジンＥＧと接続されたベルト３４が巻きかけられている。
【００２２】
駆動軸１２の斜板１６よりやや後方にはサークリップ２５により復帰バネ２６が設けられている。斜板１６の最小傾角は吐出反力による角度復帰を確実に可能とする限界角度未満に設定されている。また、傾角減少バネ１７の付勢力と復帰バネ２６の付勢力とはこの限界角度を超えてバランスするようにしている。さらに、最小傾角から最大傾角に向けての斜板１６の復帰は、この斜板１６の回転に伴って傾角増大方向に作用する回転運動の慣性乗積と復帰バネ２６の付勢力に基づく慣性乗積との協働によって確保されるようになっている。シリンダブロック１の軸孔１ｂ内では駆動軸１２の後端にスラスト軸受２７及び座金２８が設けられ、座金２８と吸入弁３との間にはばね２９が設けられている。
【００２３】
リアハウジング７の内側にはシリンダブロック１の吸入室１ｄと図示しない吸入通路により連通する吸入室７ａが形成され、この吸入室７ａはリテーナ６、吐出弁５及び弁板４に貫設された吸入ポート３０により各シリンダボア１ａと連通している。吸入室１ｄは外部冷凍回路の蒸発器ＥＶに配管により接続され、蒸発器ＥＶは配管により膨張弁Ｖを介して凝縮器ＣＯに接続されている。また、リアハウジング７の外側には吐出室７ｂが形成されている。吐出室７ｂの後方には収納室７ｃが形成され、収納室７ｃには逆止弁３３が収納されている。収納室７ｃとシリンダブロック１のマフラ室１ｃとはリテーナ６、吐出弁５、弁板４及び吸入弁３を貫通する吐出通路７ｄにより連通されている。マフラ室１ｃは冷凍回路の凝縮器ＣＯに配管により接続されている。吐出室７ｂは弁板４及び吸入弁３に貫設された吐出ポート３１により各シリンダボア１ａと連通している。ここで、逆止弁３３は冷凍回路の凝縮器ＣＯ、マフラ室１ｃからの冷媒ガスの逆流を防止している。また、リアハウジング７には制御弁３２が収納されている。
【００２４】
制御弁３２では、図３に示すように、弁ハウジング４１の一端にカバー４２が固定され、カバー４２の一端は蓋部材４３により閉塞されている。弁ハウジング４１、カバー４２及び蓋部材４３内には感圧室４４が形成され、感圧室４４内にはベローズ４５が軸方向に伸縮可能に収納されている。
弁ハウジング４１の他端には固定部材４６を介してソレノイド４７が固定されている。ソレノイド４７の内部では、固定鉄心４８が弁ハウジング４１の他端に固定されているとともに、固定鉄心４８の他端側でソレノイド４７の内面等に固定された収容筒４９内に可動鉄心５１が摺動可能に設けられている。可動鉄心５１は他端側にばね室５１ａを有しており、ばね室５１ａ内には可動鉄心５１を一端側に付勢するばね５０が設けられている。
【００２５】
弁ハウジング４１及び固定鉄心４８には軸方向に延在する軸孔５２が貫設されており、軸孔５２は弁ハウジング４１の他端側と固定鉄心４８との間において弁室５３と連通している。感圧室４４内でベローズ４５の他端側と固定部材５４により固定されたロッド５５はこの軸孔５２内を摺動可能になされており、ロッド５５の中間には弁室５３内に位置する弁体５５ａが固定されている。弁体５５ａと弁室５３の一端側との間にはばね５６が設けられている。ロッド５５の他端は可動鉄心５１の一端側と当接されている。
【００２６】
また、カバー４２には開口４２ａが形成され、これにより感圧室４４とリアハウジング７の吸入室７ａとが検圧通路５７により連通されている。さらに、弁ハウジング４１には、弁室５３よりベローズ４５側の軸孔５２に連通するポート４１ａと、弁室５３に連通するポート４１ｂとが形成されている。弁室５３よりベローズ４５側の軸孔５２とクランク室８とはポート４１ａを介した給気通路５８により連通されている。また、弁ハウジング４１、固定鉄心４８及び可動鉄心５１は給気通路５８を可動鉄心５１内のばね室５１ａと連通させる相殺通路５９を有している。他方、弁室５３とリアハウジング７の吐出室７ｂとは、ポート４１ｂを介した給気通路６０により連通されている。そして、ソレノイド４７のコイルは駆動回路６１を介して制御コンピュータ６２に接続されている。なお、６３、６４は制御弁３２をリアハウジング７内に気密に収納するためのＯリングである。
【００２７】
上記のように構成された圧縮機では、図１及び図２に示すように、エンジンＥＧが駆動されている間、ベルト３４でプーリ２２が回転し、駆動軸１２が駆動される。これにより、斜板１６が揺動運動し、ピストン１９がシリンダボア１ａ内を往復動する。このため、冷凍回路の蒸発器ＥＶの冷媒ガスが圧縮機の吸入室７ａ内に吸入され、シリンダボア１ａ内で圧縮された後、吐出室７ｂ内に吐出される。吐出室７ｂ内の冷媒ガスは逆止弁３３及びマフラ室１ｃを経て凝縮器ＣＯに吐出される。
【００２８】
この間、図３に示す制御弁３２は、制御コンピュータ６２による調整の下、感圧室４４内におけるベローズ４５の設定圧力と吸入室７ａより検圧通路５７で導かれる吸入圧力（Ｐｓ）とのバランスにより、吐出室７ｂ内の吐出圧力（Ｐｄ）の冷媒ガスを給気通路６０、ポート４１ｂ、軸孔５２、ポート４１ａ及び給気通路５８によりクランク室８に供給する。このため、クランク室圧力（Ｐｃ）が加減され、これによりピストン１９に作用する背圧が変化するため、斜板１６の傾角が変化し、実質的に０％から１００％まで吐出容量を変化させることができる。
【００２９】
ここで、この圧縮機では、図４に示すように、斜板１６の傾角が最大傾角のとき、吐出容量が１００％となる。この際、Ｖ_D ＝１２０（ＣＣ）であるため、最大吐出容量時における傾角減少バネ１７が斜板１６に与える最大バネ荷重（Ｆ₁₀₀）は、
Ｆ₁₀₀（Ｎ）＝（１８０±３０）−４×（Ｖ_D−１２０）
により、上限が２１０（Ｎ）、下限が１５０（Ｎ）としている。
また、斜板１６の傾角が最小傾角のとき、傾角減少バネ１７の付勢力と復帰バネ２６の付勢力との合力により定められるバランス吐出容量Ｖ_Bは最大吐出容量の３〜１０％としている。この際、最小吐出容量時における復帰バネ２６が斜板１６に与える最小バネ荷重（Ｆ₀）は、上限が１００（Ｎ）、下限が２０（Ｎ）としている。
【００３０】
かかる圧縮機では、斜板１６の最小傾角が吐出反力による角度復帰が確実に可能となる限界角度未満に設定されているので、斜板１６が最小傾角をなす状態において、圧縮機の圧縮動作はより僅かとなり又は全くなくなり、エンジンＥＧの動力の消費を少なくすることができる。
ここで、斜板１６は、傾角減少バネ１７により傾角が最大傾角から最小傾角まで減少する方向に付勢されているとともに、復帰バネ２６により傾角が最小傾角から限界角度を超えるまで増大する方向に付勢されており、かつ傾角減少バネ１７の付勢力と復帰バネ２６の付勢力とが限界角度を超えてバランスしているため、斜板１６は限界角度を超えた傾角で回転し、吐出反力により斜板１６の角度復帰が確実となる。
【００３１】
また、本発明者らの試験結果によれば、表１に示すように、復帰バネ２６の荷重が０（Ｎ）及び１０（Ｎ）の場合には斜板１６が復帰できず、復帰バネ２６の荷重が２０（Ｎ）の場合には斜板１６が復帰できた。このため、最小吐出容量時における復帰バネ２６の斜板１６に与える最小バネ荷重（Ｆ₀）が２０Ｎ以上であれば、かかる作用効果が確実となることがわかる。
【００３２】
【表１】

【００３３】
また、エンジンＥＧが駆動されている間でも、冷房が不要な場合、制御弁３２では、制御コンピュータ６２の指令に基づき、駆動回路６１からソレノイド４７への電流供給が停止される。このため、クランク室８内の圧力が上昇し、斜板１６は最小容量となるまで傾角が変更され、ピストン１９のストロークが減少する。こうしてピストンボア１ａからの吐出流量が減少することにより、逆止弁３３は圧縮機からの冷媒ガスの吐出を抑制し、圧縮機は０％容量付近の最小容量にて運転される。
【００３４】
他方、エンジンＥＧが停止されれば、駆動軸１２は停止し、制御弁３２も働かない。そして、逆止弁３３によって、凝縮器ＣＯ側の高圧の冷媒ガスが吐出室７ｂ内に逆流しなくなる。この圧縮機では、吐出室７ｂが逆止弁３３を介して冷凍回路に接続されているため、斜板１６の確実な角度復帰の効果が際立ったものとなっている。なお、かかる逆止弁３３を備えた圧縮機では、停止中の冷媒ガスの逆流を防止することができるため、圧縮機内への液冷媒の貯留を防止するとともに、圧縮機内の過度の圧力上昇や温度上昇を防止し、圧縮機の耐久性を高めることができる。
そして、再度エンジンＥＧが始動されれば、駆動軸１２が駆動され、制御弁３２が働く。また、逆止弁３３は、吐出室７ｂ内の高圧の冷媒ガスを凝縮器ＣＯに吐出する。
【００３５】
さらに、この圧縮機はクラッチレス方式であるので、エンジンＥＧが駆動されている限り、圧縮機に常時動力が伝達されることから、動力消費の低減効果が際立ったものとなり、重量軽減等の効果もある。
したがって、この圧縮機は、動力消費を低減することと、角度復帰を確保することとを確実に両立させることができるとともに、製造コストの低廉化を実現できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施形態に係り、斜板が最大傾角状態にあるときの容量可変型斜板式圧縮機の全体縦断面図である。
【図２】実施形態に係り、斜板が最小傾角状態にあるときの容量可変型斜板式圧縮機の全体縦断面図である。
【図３】実施形態に係り、容量可変型斜板式圧縮機の一部をなす制御弁の縦断面図である。
【図４】実施形態に係り、圧縮機排気量が１２０（ＣＣ）の時、ばねの合力−吐出容量の関係図である。
【符号の説明】
１ａ…シリンダボア
８…クランク室
７ａ…吸入室
７ｂ…吐出室
１、２、７…ハウジング（１…シリンダブロック、２…フロントハウジング、７…リアハウジング）
１９…ピストン
ＥＧ…外部駆動源（エンジン）
１２…駆動軸
１６…斜板
１７…傾角減少バネ
２６…復帰バネ
３３…逆止弁[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable displacement swash plate compressor used for vehicle air conditioning.
[0002]
[Prior art]
A refrigeration circuit used in a vehicle air conditioning system incorporates a compressor for compressing refrigerant gas. For example, in a known variable displacement swash plate compressor, a cylinder bore, a crank chamber, a suction chamber and a discharge chamber are defined in a housing, and a piston is accommodated in the cylinder bore so as to be capable of reciprocating. The drive shaft rotatably supported by the housing is driven by an external drive source such as an engine. A swash plate is supported on the drive shaft so as to be able to rotate and tilt synchronously. A shoe or the like is provided to drive the piston. In such a compressor, the pressure in the crank chamber is controlled by the capacity control valve, and the discharge capacity from the cylinder bore to the discharge chamber by the reciprocating motion of the piston based on the inclination angle of the swash plate can be changed.
The conventional compressor is operatively connected by an engine and a belt through an electromagnetic clutch, and is connected to the engine by the electromagnetic clutch only when a cooling load is generated, and performs a compression operation.
[0003]
However, when an electromagnetic clutch is provided in the compressor in this way, there are drawbacks in that an increase in overall weight, an increase in manufacturing cost, and power consumption for operating the electromagnetic clutch are inevitable. For this reason, in recent years, there is a so-called clutchless type compressor in which power is constantly transmitted by directly connecting a compressor and an engine without interposing an electromagnetic clutch. As a compressor suitable for this clutchless system, a variable displacement swash plate compressor has been proposed (Japanese Patent Laid-Open No. 10-205446). In this variable displacement swash plate compressor, the minimum tilt angle is maintained so that a swash plate that can be tilted with respect to a drive shaft directly connected to an external drive source provides a small discharge capacity. For this reason, in this compressor, power consumption of the engine can be extremely reduced while realizing weight reduction by operatively connecting to the engine without using an electromagnetic clutch.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in a conventional compressor, when an electromagnetic clutch is used, the external drive source is driven while the electromagnetic clutch is still transmitting the driving force of the external drive source, and when the clutch is not used, the external drive is driven. How to reduce the power consumption of the external drive source when the cooling function is stopped by an external command, such as when the operation switch of the vehicle air conditioning system is turned off when the power source is still driven Is an issue.
[0005]
That is, the adjustment of the discharge capacity of the compressor generally depends on the control of the crank chamber pressure (Pc) using the capacity control valve as described above. Specifically, by increasing the crank chamber pressure (Pc) by introducing a refrigerant gas having a high discharge pressure (Pd) in the discharge chamber to the crank chamber, the inclination angle is reduced and the discharge capacity is reduced. On the other hand, reducing the crank chamber pressure (Pc) by introducing the refrigerant gas in the crank chamber to the suction chamber having a low suction pressure (Ps) increases the tilt angle and expands the discharge capacity. In such a configuration, in order to return the angle of the swash plate from the minimum inclination angle to the inclination increasing direction, when the crank chamber pressure (Pc) is decreased, the swash plate tilts from the minimum inclination angle to the maximum inclination angle. It is essential.
[0006]
However, in the conventional compressor, if the minimum inclination angle is set to around 0 °, the compression operation is substantially not performed, and the discharge reaction force cannot be obtained, so that the angle return of the swash plate is not sure. . For this reason, in order to ensure the return of the angle, the minimum inclination angle of the swash plate cannot be set to around 0 °, and needs to be limited to about + 3 ° to + 5 °, for example. Thus, it is necessary to ensure that the compression operation of the compressor is slightly maintained even in a state where the swash plate has a minimum inclination angle and that the discharge reaction force contributes to an increase in the inclination angle of the swash plate. By doing so, the return of the swash plate to the inclination increasing direction corresponding to the decrease in the crank chamber pressure (Pc) by the capacity control valve is achieved.
[0007]
In this case, even if the inclination angle of the swash plate is adjusted to the minimum inclination angle, the compressor continues the compression operation at the minimum discharge capacity so that the discharge reaction force always acts on the swash plate, and the power of the external drive source is slightly reduced. There is a drawback that it will consume even one by one. In order to reduce the power consumption when the air-conditioning system is turned off, it is necessary to reduce the inclination angle of the swash plate during the minimum capacity operation as much as possible and to reduce the discharge reaction force as much as possible. Then, it becomes impossible to return from the minimum discharge capacity (minimum inclination angle). Thus, reducing power consumption at the minimum discharge capacity and ensuring the angle return by the discharge reaction force are contradictory requirements, so the minimum discharge capacity (minimum tilt angle) is required to satisfy both requirements. Need to be adjusted with high accuracy, making it difficult to manufacture and increasing the manufacturing cost.
In this regard, the minimum tilt angle of the swash plate is set to be less than the limit angle at which it is possible to reliably return the angle by the discharge reaction force. At the same time, the return spring biases the swash plate in a direction in which the tilt angle increases from the minimum tilt angle to exceed the limit angle, and means to balance the bias force of the tilt angle reduction spring and the bias force of the return spring beyond the limit angle is considered. It is done. In this way, power consumption at the minimum discharge capacity can be reduced and angle return by discharge reaction force can be ensured at the same time, and the minimum discharge capacity (minimum tilt angle) can be adjusted with high accuracy. Therefore, it is possible to reduce the manufacturing cost.
[0008]
However, according to the test results of the inventors, it has been clarified that such an effect is not certain depending on the selection of the return spring and the inclination-decreasing spring. In particular, when the discharge chamber is connected to an external refrigeration circuit through a check valve, the discharge pressure (Pd) is easily maintained constant, and the discharge capacity can be more reliably reduced. This is an important consideration.
[0009]
The present invention has been made in view of such circumstances, and an object thereof is to reliably reduce the power consumption and to ensure the angle return and to reliably reduce the manufacturing cost. An object of the present invention is to provide a variable capacity swash plate compressor that can be realized.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
A capacity-variable swash plate compressor according to a first aspect of the present invention includes a housing in which a cylinder bore, a crank chamber, a suction chamber and a discharge chamber are defined, a piston accommodated in the cylinder bore so as to be capable of reciprocating, and an external drive source And a drive shaft that is rotatably supported by the housing and a swash plate that is rotatably and tiltably supported with respect to the drive shaft and that drives the piston, and controls the pressure in the crank chamber In the variable displacement swash plate compressor capable of changing the discharge capacity from the cylinder bore to the discharge chamber by the reciprocating motion of the piston based on the inclination angle of the swash plate,
The minimum inclination angle of the swash plate is set to be less than a limit angle at which the return to the angle by the discharge reaction force can be surely performed. And is biased in a direction in which the tilt angle increases from the minimum tilt angle to exceed the limit angle by a return spring,
The return of the swash plate from the minimum inclination angle to the maximum inclination angle depends on the inertial product of the swash plate, the moment of rotational movement acting in the direction of increasing the inclination angle with the rotation of the swash plate, and the biasing force of the return spring. Is secured through collaboration,
The urging force of the inclination-decreasing spring and the urging force of the return spring balance beyond the limit angle , and the balance discharge capacity determined by the resultant force of the urging force of the inclination-decreasing spring and the urging force of the return spring is: 3 to 10% of the maximum discharge capacity, and the minimum spring load (F ₀ ) applied to the swash plate by the return spring at the minimum discharge capacity is 20 N or more and 100 N or less .
[0011]
In the compressor according to the first aspect of the invention, since the minimum inclination angle of the swash plate is set to be less than the limit angle at which the angle return by the discharge reaction force can be reliably performed, in the state where the swash plate makes the minimum inclination angle, The compression operation becomes less or no, and the power consumption of the external drive source can be reduced.
Here, the swash plate is biased in a direction in which the tilt angle decreases from the maximum tilt angle to the minimum tilt angle by the tilt angle reducing spring, and is biased in a direction in which the tilt angle increases from the minimum tilt angle to the limit angle by the return spring. Since the urging force of the tilt angle reducing spring and the urging force of the return spring are balanced at a position larger than the limit angle, the swash plate rotates at an angle exceeding the limit angle, and the swash plate angle is caused by the discharge reaction force. A return is ensured.
Further, according to the test results of the present inventors, such a function and effect can be ensured if the minimum spring load (F ₀ ) applied to the swash plate of the return spring at the minimum discharge capacity is 20 N or more.
[0012]
Here, the upper limit of the minimum spring load (F ₀ ) can be selected by the moment of inertia of a swash plate or the like rotating with the drive shaft. However, as long as a general swash plate or the like is used, a minimum discharge capacity exceeds 100 N. Or the power consumption when driving the drive shaft increases.
The compressor according to the second invention is driven by a housing that defines a cylinder bore, a crank chamber, a suction chamber, and a discharge chamber inside, a piston that is reciprocally housed in the cylinder bore, and an external drive source. A drive shaft rotatably supported by the housing, and a swash plate that is rotatably and tiltably supported with respect to the drive shaft and that drives the piston, and controls the pressure in the crank chamber In the variable displacement swash plate compressor capable of changing the discharge capacity from the cylinder bore to the discharge chamber by the reciprocating motion of the piston based on the inclination angle of the swash plate,
[0013]
The minimum inclination angle of the swash plate is set to be less than a limit angle at which the return to the angle by the discharge reaction force can be surely performed. And the biasing force of the return spring increases the tilt angle from the minimum tilt angle until it exceeds the limit angle. The biasing force of the tilt-decreasing spring and the biasing force of the return spring determine the limit angle. The maximum spring load (F ₁₀₀ ) applied to the swash plate by the inclination-decreasing spring at the maximum discharge capacity is balanced by exceeding F ₁₀₀ (N) = (180 ± 30) −4 × (V _D −120 (Where V _{D is the} compressor displacement (CC))
It is characterized by being defined by.
[0014]
In the compressor of the second invention, according to the test results of the present inventors, if the maximum spring load (F ₁₀₀ ) applied to the swash plate of the inclination-decreasing spring at the maximum discharge capacity is determined by the above equation, the above action is achieved. The effect is certain.
Here, the upper limit of the maximum spring load (F ₁₀₀ ) is determined by (180 + 30) −4 × (V _D −120). On the other hand, the lower limit of the maximum spring load (F ₁₀₀ ) is determined by (180-30) −4 × (V _D −120). The lower limit of the maximum spring load (F ₁₀₀ ) affects the hunting of the swash plate.
According to the test results of the present inventors, if the balance discharge capacity determined by the resultant force of the urging force of the inclination-decreasing spring and the urging force of the return spring is 3 to 10% of the maximum discharge capacity, the above-described effect is ensured. It becomes.
[0015]
The compressor of the present invention has a great effect when the drive shaft is operatively connected to an external drive source in a clutchless manner. This is because, if the clutchless system is used, the power is always transmitted to the compressor as long as the external drive source is driven. Therefore, it is preferable that the effect of reducing power consumption is conspicuous. Moreover, weight reduction and the like can be realized.
[0016]
In addition, when the discharge chamber of the compressor of the present invention is connected to the external refrigeration circuit via a check valve, the excessive pressure rise in the crank chamber is prevented by preventing the backflow of the refrigerant gas, and the swash plate is reliably connected. The effect of returning the angle is outstanding. In such a compressor, it is possible to prevent backflow of the refrigerant gas that is stopped, so that liquid refrigerant is prevented from being stored in the compressor, and excessive pressure rise and temperature rise in the compressor are prevented. , The durability of the compressor can be increased.
[0017]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment in which a variable capacity swash plate compressor of the present invention is embodied in a vehicle air conditioning system will be described with reference to the drawings.
As shown in FIGS. 1 and 2, the compressor has a cup-shaped front housing 2 at the front end of a cylinder block 1 in which six cylinder bores 1a, a shaft hole 1b, a muffler chamber 1c, and a suction chamber 1d are formed. The rear housing 7 is joined to the rear end of the cylinder block 1 with the intake valve 3, the valve plate 4, the discharge valve 5 and the retainer 6 being sandwiched therebetween. The cylinder block 1, the front housing 2, and the rear housing 7 are housings, and these are made of an aluminum-based metal.
[0018]
A shaft hole 2a is also formed in the front housing 2, and in the crank chamber 8 formed by the front end of the cylinder block 1 and the front housing 2, a shaft seal device 9 and a radial bearing 10 are inserted into the shaft hole 2a, and the shaft A drive shaft 12 is rotatably supported through the radial bearing 11 in the hole 1b.
[0019]
In the crank chamber 8, a lug plate 14 is fixed to the drive shaft 12 via a thrust bearing 13 between the crank housing 8 and the front housing 2. A pair of arms 15 project from the lug plate 14 toward the rear, and each arm 15 is provided with a guide hole 15a having a cylindrical inner surface. The drive shaft 12 is inserted through the through hole 16 a of the swash plate 16, and an inclination reduction spring 17 is provided between the swash plate 16 and the lug plate 14. The swash plate 16 is urged by the inclination-decreasing spring 17 in a direction in which the inclination angle decreases from the maximum inclination angle to the minimum inclination angle.
[0020]
A pair of guide pins 16b project from the front end of the swash plate 16 toward the arms 15, and a spherical outer surface that can rotate while sliding in the guide hole 15a is provided at the tip of each guide pin 16b. A guide portion 16c is provided. Further, hollow pistons 19 are provided on the front and rear peripheral edges of the swash plate 16 through pairs of shoes 18, and each piston 19 is accommodated in each cylinder bore 1a. Here, the compressor displacement V _D is set to 120 (CC).
[0021]
A boss 20 is spline-fitted to the drive shaft 12 protruding forward from the front housing 2, and the boss 20 is fixed to the pulley 22 by a key 21. The pulley 22 is fixed with a bolt 23 between the drive shaft 12 and supported by a ball bearing 24 between the pulley 22 and the front housing 2. A belt 34 connected to an engine EG as an external drive source is wound around the pulley 22.
[0022]
A return spring 26 is provided by a circlip 25 slightly behind the swash plate 16 of the drive shaft 12. The minimum inclination angle of the swash plate 16 is set to be less than the limit angle that can reliably return the angle by the discharge reaction force. Further, the biasing force of the tilt angle reducing spring 17 and the biasing force of the return spring 26 are balanced beyond the limit angle. Further, the return of the swash plate 16 from the minimum inclination angle to the maximum inclination angle is performed based on the inertial product of the rotational motion acting in the inclination increasing direction and the urging force of the return spring 26 as the swash plate 16 rotates. It is secured by collaboration with product. A thrust bearing 27 and a washer 28 are provided at the rear end of the drive shaft 12 in the shaft hole 1 b of the cylinder block 1, and a spring 29 is provided between the washer 28 and the suction valve 3.
[0023]
Inside the rear housing 7 is formed a suction chamber 7a that communicates with a suction chamber 1d of the cylinder block 1 by a suction passage (not shown). The suction chamber 7a is a suction penetrating through the retainer 6, the discharge valve 5 and the valve plate 4. A port 30 communicates with each cylinder bore 1a. The suction chamber 1d is connected to the evaporator EV of the external refrigeration circuit by a pipe, and the evaporator EV is connected to the condenser CO via the expansion valve V by the pipe. A discharge chamber 7 b is formed outside the rear housing 7. A storage chamber 7c is formed behind the discharge chamber 7b, and a check valve 33 is stored in the storage chamber 7c. The storage chamber 7 c and the muffler chamber 1 c of the cylinder block 1 are communicated with each other by a discharge passage 7 d that penetrates the retainer 6, the discharge valve 5, the valve plate 4, and the suction valve 3. The muffler chamber 1c is connected to the condenser CO of the refrigeration circuit by piping. The discharge chamber 7 b communicates with each cylinder bore 1 a by a discharge port 31 penetrating the valve plate 4 and the suction valve 3. Here, the check valve 33 prevents the reverse flow of the refrigerant gas from the condenser CO and the muffler chamber 1c of the refrigeration circuit. A control valve 32 is accommodated in the rear housing 7.
[0024]
In the control valve 32, as shown in FIG. 3, a cover 42 is fixed to one end of the valve housing 41, and one end of the cover 42 is closed by a lid member 43. A pressure sensitive chamber 44 is formed in the valve housing 41, the cover 42 and the lid member 43, and a bellows 45 is accommodated in the pressure sensitive chamber 44 so as to be expandable and contractable in the axial direction.
A solenoid 47 is fixed to the other end of the valve housing 41 via a fixing member 46. Inside the solenoid 47, the fixed iron core 48 is fixed to the other end of the valve housing 41, and the movable iron core 51 is slid in the housing cylinder 49 fixed to the inner surface of the solenoid 47 on the other end side of the fixed iron core 48. It is provided to be movable. The movable iron core 51 has a spring chamber 51a on the other end side, and a spring 50 for urging the movable iron core 51 toward one end side is provided in the spring chamber 51a.
[0025]
A shaft hole 52 extending in the axial direction extends through the valve housing 41 and the fixed iron core 48, and the shaft hole 52 communicates with the valve chamber 53 between the other end side of the valve housing 41 and the fixed iron core 48. ing. The rod 55 fixed to the other end side of the bellows 45 in the pressure sensitive chamber 44 by the fixing member 54 is slidable in the shaft hole 52, and is located in the valve chamber 53 in the middle of the rod 55. The valve body 55a is fixed. A spring 56 is provided between the valve body 55 a and one end side of the valve chamber 53. The other end of the rod 55 is in contact with one end side of the movable iron core 51.
[0026]
An opening 42 a is formed in the cover 42, whereby the pressure sensing chamber 44 and the suction chamber 7 a of the rear housing 7 are communicated with each other by a pressure detection passage 57. Further, the valve housing 41 is formed with a port 41 a communicating with the shaft hole 52 on the bellows 45 side from the valve chamber 53 and a port 41 b communicating with the valve chamber 53. The shaft hole 52 on the bellows 45 side from the valve chamber 53 and the crank chamber 8 are communicated with each other by an air supply passage 58 through a port 41a. Further, the valve housing 41, the fixed iron core 48, and the movable iron core 51 have a canceling passage 59 that communicates the air supply passage 58 with the spring chamber 51 a in the movable iron core 51. On the other hand, the valve chamber 53 and the discharge chamber 7b of the rear housing 7 are communicated with each other by an air supply passage 60 via a port 41b. The coil of the solenoid 47 is connected to the control computer 62 via the drive circuit 61.

Reference numerals

63 and 64 are O-rings for accommodating the control valve 32 in the rear housing 7 in an airtight manner.
[0027]
In the compressor configured as described above, as shown in FIGS. 1 and 2, while the engine EG is being driven, the pulley 22 is rotated by the belt 34 and the drive shaft 12 is driven. As a result, the swash plate 16 swings and the piston 19 reciprocates in the cylinder bore 1a. For this reason, the refrigerant gas of the evaporator EV of the refrigeration circuit is sucked into the suction chamber 7a of the compressor, compressed in the cylinder bore 1a, and then discharged into the discharge chamber 7b. The refrigerant gas in the discharge chamber 7b is discharged to the condenser CO through the check valve 33 and the muffler chamber 1c.
[0028]
During this time, the control valve 32 shown in FIG. 3 balances the set pressure of the bellows 45 in the pressure sensing chamber 44 and the suction pressure (Ps) guided from the suction chamber 7a through the pressure detection passage 57 under the adjustment by the control computer 62. Thus, the refrigerant gas having the discharge pressure (Pd) in the discharge chamber 7 b is supplied to the crank chamber 8 through the air supply passage 60, the port 41 b, the shaft hole 52, the port 41 a and the air supply passage 58. For this reason, the crank chamber pressure (Pc) is increased or decreased, and the back pressure acting on the piston 19 is thereby changed. Therefore, the inclination angle of the swash plate 16 is changed, and the discharge capacity is substantially changed from 0% to 100%. be able to.
[0029]
Here, in this compressor, as shown in FIG. 4, when the inclination angle of the swash plate 16 is the maximum inclination angle, the discharge capacity becomes 100%. At this time, since V _D = 120 (CC), the maximum spring load (F ₁₀₀ ) applied to the swash plate 16 by the inclination-decreasing spring 17 at the maximum discharge capacity is
F ₁₀₀ (N) = (180 ± 30) −4 × (V _D −120)
Therefore, the upper limit is 210 (N) and the lower limit is 150 (N).
Further, when the inclination angle of the swash plate 16 is the minimum inclination angle, the balance discharge capacity V _B determined by the resultant force of the biasing force of the tilt-decreasing spring 17 and the biasing force of the return spring 26 is 3 to 10% of the maximum discharge capacity. At this time, the minimum spring load (F ₀ ) applied to the swash plate 16 by the return spring 26 at the minimum discharge capacity has an upper limit of 100 (N) and a lower limit of 20 (N).
[0030]
In such a compressor, since the minimum inclination angle of the swash plate 16 is set to be less than a limit angle at which the angle return by the discharge reaction force can be reliably performed, the compression operation of the compressor is performed in a state where the swash plate 16 makes the minimum inclination angle. Is less or not at all, and the power consumption of the engine EG can be reduced.
Here, the swash plate 16 is biased in a direction in which the inclination angle decreases from the maximum inclination angle to the minimum inclination angle by the inclination angle reduction spring 17, and in a direction in which the inclination angle increases from the minimum inclination angle to exceed the limit angle by the return spring 26. Since the biasing force of the tilt-decreasing spring 17 and the biasing force of the return spring 26 are balanced beyond the limit angle, the swash plate 16 rotates at an tilt angle exceeding the limit angle, and the discharge reaction is reversed. The force ensures the angle return of the swash plate 16.
[0031]
Further, according to the test results of the present inventors, as shown in Table 1, when the load of the return spring 26 is 0 (N) and 10 (N), the swash plate 16 cannot return, and the return spring 26 When the load of 20 was 20 (N), the swash plate 16 was able to return. For this reason, it can be seen that such a function and effect can be ensured if the minimum spring load (F ₀ ) applied to the swash plate 16 of the return spring 26 at the minimum discharge capacity is 20 N or more.
[0032]
[Table 1]

[0033]
Further, when the cooling is unnecessary even while the engine EG is being driven, the control valve 32 stops the current supply from the drive circuit 61 to the solenoid 47 based on a command from the control computer 62. For this reason, the pressure in the crank chamber 8 rises, the inclination angle of the swash plate 16 is changed until it reaches the minimum capacity, and the stroke of the piston 19 decreases. By reducing the discharge flow rate from the piston bore 1a in this way, the check valve 33 suppresses the discharge of the refrigerant gas from the compressor, and the compressor is operated at a minimum capacity near 0% capacity.
[0034]
On the other hand, if the engine EG is stopped, the drive shaft 12 stops and the control valve 32 does not work. The check valve 33 prevents the high-pressure refrigerant gas on the condenser CO side from flowing back into the discharge chamber 7b. In this compressor, since the discharge chamber 7b is connected to the refrigeration circuit via the check valve 33, the effect of the reliable angle return of the swash plate 16 is conspicuous. In the compressor provided with the check valve 33, since the backflow of the refrigerant gas during the stop can be prevented, the liquid refrigerant is prevented from being stored in the compressor, and an excessive pressure rise in the compressor is prevented. Temperature rise can be prevented and the durability of the compressor can be increased.
When the engine EG is started again, the drive shaft 12 is driven and the control valve 32 is activated. The check valve 33 discharges the high-pressure refrigerant gas in the discharge chamber 7b to the condenser CO.
[0035]
Furthermore, since this compressor is a clutchless system, as long as the engine EG is driven, power is always transmitted to the compressor, so that the effect of reducing power consumption becomes conspicuous, such as weight reduction. There is also.
Accordingly, this compressor can reliably achieve both reduction in power consumption and ensuring angle return, and can realize a reduction in manufacturing cost.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall longitudinal sectional view of a variable displacement swash plate compressor according to an embodiment when the swash plate is in a maximum inclination state.
FIG. 2 is an overall longitudinal sectional view of a variable displacement swash plate compressor when the swash plate is in a minimum inclination state according to the embodiment.
FIG. 3 is a longitudinal sectional view of a control valve forming a part of the variable displacement swash plate compressor according to the embodiment.
FIG. 4 is a relationship diagram of spring resultant force-discharge capacity when the compressor displacement is 120 (CC) according to the embodiment;
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1a ... Cylinder bore 8 ... Crank chamber 7a ... Suction chamber 7b ... Discharge chamber 1, 2, 7 ... Housing (1 ... Cylinder block, 2 ... Front housing, 7 ... Rear housing)
19 ... Piston EG ... External drive source (engine)
DESCRIPTION OF SYMBOLS 12 ... Drive shaft 16 ... Swash plate 17 ... Inclination decreasing spring 26 ... Return spring 33 ... Check valve

Claims

A housing that defines a cylinder bore, a crank chamber, a suction chamber, and a discharge chamber inside, a piston that is reciprocally accommodated in the cylinder bore, and a drive that is driven by an external drive source and is rotatably supported by the housing And a swash plate that is rotatably and tiltably supported with respect to the drive shaft and that drives the piston, and controls the pressure in the crank chamber to control the piston based on the tilt angle of the swash plate. In a variable displacement swash plate compressor capable of changing the discharge capacity from the cylinder bore to the discharge chamber by reciprocation,
The minimum inclination angle of the swash plate is set to be less than a limit angle at which angle return by discharge reaction force is surely possible,
The swash plate is urged in a direction in which the inclination angle decreases from the maximum inclination angle to the minimum inclination angle by an inclination reduction spring,
The return spring biases the tilt angle in a direction that increases from the minimum tilt angle until it exceeds the limit angle,
The return of the swash plate from the minimum inclination angle to the maximum inclination angle depends on the inertial product of the swash plate, the moment of rotational movement acting in the direction of increasing the inclination angle with the rotation of the swash plate, and the biasing force of the return spring. Is secured through collaboration,
The urging force of the inclination-decreasing spring and the urging force of the return spring balance beyond the limit angle , and the balance discharge capacity determined by the resultant force of the urging force of the inclination-decreasing spring and the urging force of the return spring is: The variable displacement swash plate compression, which is 3 to 10% of the maximum discharge capacity, and that the minimum spring load (F ₀ ) applied to the swash plate by the return spring at the minimum discharge capacity is 20 N or more and 100 N or less. Machine.

Maximum spring load of the inclined angle decreases springs at maximum discharge capacity has on the swash plate (F _100), the following equation _{F 100 (N) = (180} ± 30) -4 × (V 0 -120)
(Where V _{0 is} compressor displacement (CC))
The capacity-variable swash plate compressor according to claim 1, wherein

3. The variable displacement swash plate compressor according to claim 1, wherein the drive shaft is operatively connected to an external drive source in a clutchless manner.

4. The variable displacement swash plate compressor according to claim 1, wherein the discharge chamber is connected to an external refrigeration circuit via a check valve.