JP3982237B2 - Variable capacity compressor, air conditioner equipped with the variable capacity compressor, and control method in variable capacity compressor - Google Patents

Variable capacity compressor, air conditioner equipped with the variable capacity compressor, and control method in variable capacity compressor Download PDF

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、空調装置を構成する可変容量圧縮機に係り、詳しくは可変容量圧縮機において吐出容量の制御を行うことで所望の空調性能を得ることが可能な空調制御技術に関する。
【０００２】
【従来の技術】
例えば、車両用空調装置に用いられる可変容量圧縮機は、冷媒の吐出容量の制御を行う容量制御弁を備えている。この種の容量制御弁を用いる場合、冷媒の吐出圧力と吸入圧力との関係によって空調性能が変化する。例えば、図１２中の斜線領域Ａで示すように、冷媒の吐出圧力が低い低負荷時に吸入圧力が高くなり、エバポレータ出口における冷媒圧力が高くなると、窓の曇り（デミスト不足）が発生する。また、図１２中の斜線領域Ｂで示すように、冷媒の吐出圧力が低い低負荷時に吸入圧力が低くなるとエバポレータに霜が付くフロスト現象が発生する。また、図１２中の斜線領域Ｃで示すように、冷媒の吐出圧力が高い高負荷時に吸入圧力が高くなると、冷房性能が低下する。このように、とりわけ車両空調装置では、窓の曇り、フロスト、冷房性能を十分に考慮した空調制御技術に対する要請がある。
そこで、従来、特開平４−３２１７７９号公報、特開平６−１２３２７９号公報、特開平７−１１９６４２号公報には、可変容量圧縮機の容量制御を内部制御機構を有する容量制御弁を用いて好適に行うことで、良好な空調性能を得ることができる空調制御技術が開示されている。このような空調制御技術によれば、例えば、図１２中に示すようなＰｄ−Ｐｓ特性を設定することができ、このような設定を用いた空調制御は、窓の曇りを防止し、フロストの発生を抑え、冷房性能を維持するのに有効である。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、図１２に示す従来のＰｄ−Ｐｓ特性では、高負荷領域において設定吸入圧力が下がり過ぎて圧縮機が連続的に運転されるためエンジンに負荷がかかり、ラジエータの水温が上昇してしまう等の問題が生じるおそれがあった。
そこで本発明では、高負荷領域において不必要にエンジンに負荷をかけることのない可変容量圧縮機およびその圧縮機に関連する空調技術を提供することを課題とする。
【０００４】
【課題を解決するための手段】
前記課題を解決するために、本発明の可変容量圧縮機は、請求項１，２に記載のように構成される。また、本発明の可変容量圧縮機を備えた空調装置は、請求項３に記載の通りに構成される。また、本発明の可変容量圧縮機における容量制御方法は、請求項４〜６に記載の通りである。なお、これら各請求項に記載の発明は、駆動室と、作動流体を吸入する吸入部と、圧縮された作動流体を空調回路へ吐出する吐出部と、吐出容量を可変とする容量制御手段とを有する可変容量圧縮機につき、前記作動流体の吸入圧力と吐出圧力との関係の設定において、吐出圧力の上昇とともに吸入圧力が第１の変化率で下降する第１の設定モードと、第１の設定モードよりも高い吐出圧力領域であって、吐出圧力の上昇とともに吸入圧力が第２の変化率で変化する第２の設定モードとを用い、しかも第２の変化率を、第１の変化率よりも下降の度合いが小さい変化率、０、吐出圧力の上昇とともに吸入圧力が上昇する変化率のうちの少なくとも一つを用いることで、高負荷領域において不必要にエンジンに負荷をかけることがないようにした技術である。
【０００５】
請求項１に記載した可変容量圧縮機は、駆動室、吸入部、吐出部、容量制御手段等を有するものであり、作動流体を吸入部から吸入して圧縮し、高圧化して吐出部から吐出することで空調回路に吐出作動流体を循環させる構成である。この作動流体には主として冷媒が用いられる。この可変容量圧縮機は、例えば、駆動軸に取付けられる斜板を介してシリンダボア内を往復動するピストンを有し、このピストンによって作動流体の吸入、圧縮、吐出が行われる。また、この吐出作動流体の吐出容量は容量制御手段を介して制御される構成となっており、これにより吐出容量が可変とされる。この容量制御手段は、圧縮された作動流体を吐出部から駆動室へ導くことによって吐出容量を可変とする容量制御弁を用いて構成されるのが好ましい。すなわち、容量制御弁を介して吐出作動流体の一部を駆動室へ導入することで、駆動軸に対する斜板の傾斜角度が変更され、ピストンのストローク量および作動流体の吐出容量が変更される。この容量制御手段は、容量制御弁自体が作動流体の吸入圧力や吐出圧力を感知して内部的に動作するいわゆる内部制御機構を用いた構成であってもよいし、あるいは容量制御弁を外部的に制御する外部制御機構を用いた構成であってもよい。
また、本発明では、容量制御手段による作動流体の吸入圧力と吐出圧力との関係の設定において、第１の設定モードと第２の設定モードがある。第１の設定モードでは、吐出圧力の上昇とともに吸入圧力が第１の変化率で下降するようになっている。また、第２の設定モードでは、吐出圧力の上昇とともに吸入圧力が第２の変化率で変化するようになっている。しかも、第２の変化率として、第１の変化率よりも下降の度合いが小さい変化率、０、吐出圧力の上昇とともに吸入圧力が上昇する変化率のうちの少なくとも一つを用いるようになっている。これらのうちのいずれかで第２の変化率が定義されてもよいし、あるいはそのうちの複数を組み合わせて第２の変化率が定義されてもよい。すなわち、第２の設定モードでは、第１の変化率よりも下降の度合いが大きい変化率を除く変化率を用いて第２の変化率が構成されることとなる。これにより、第２の設定モードでは、第１の設定モードに比して少なくとも吸入圧力の低下を抑えることができる。また、第１の設定モードと第２の設定モードとの間に変曲点が形成されることとなる。
本発明のこのような構成によれば、例えば、車両空調装置においてとりわけ吐出圧力が相対的に高い領域で問題となる冷房性能の低下を損なうことなく、中負荷領域における吸入圧力の設定値を限界設定値まで上昇させることができる。これにより、例えば、吐出圧力が相対的に中間領域にある中負荷領域において吸入圧力を上昇させることで省燃費を図ることができる。また、吐出圧力が相対的に高い領域にある高負荷領域において吸入圧力の低下を抑えることで不必要にエンジンに負荷をかけることがない。そして、高負荷領域において省燃費の向上のみならずラジエータ水温の上昇をも抑制することができる。
以上のように請求項１に記載の発明によれば、高負荷領域において不必要にエンジンに負荷をかけることのない可変容量圧縮機を実現することができる。
【０００６】
また、上述した第１の設定モードおよび第２の設定モードに加えて、第３の設定モードが用いられる。第３の設定モードは、第１の設定モードよりも低い吐出圧力領域で用いられるものであり、この第３の設定モードでは、吐出圧力の上昇とともに吸入圧力が上昇するようになっている。このような構成によれば、例えば、車両空調装置において吐出圧力が相対的に低い領域にある低負荷領域で問題となる窓の曇り、エバポレータにおけるフロスト発生といった空調性能を損なうことのない空調制御が可能となる。
【０００７】
また、圧縮された作動流体を吐出部から駆動室へ導くことによって吐出容量を可変とする容量制御手段が用いられる。この容量制御手段は、連通径路、弁体、付勢手段を有する。連通径路は、吐出部と駆動室とを連通するものである。弁体は、少なくとも吸入圧力および吐出圧力を感知して連通径路を開閉する、いわゆる内部制御機構を有する。なお、この弁体は、更に駆動室の圧力を感知して動作する構成であってもよい。付勢手段は，弁体を開弁方向ないし閉弁方向へ付勢可能な構成を有するものであり、ばね部材等の機械的な付勢機構を用いる構成、ソレノイド等の電気的な付勢機構を用いる構成、またこれらの機構を組み合わせた構成を用いることができる。
本発明では、付勢手段が、第２の設定モードにおいて弁体を開弁方向へ付勢する構成となっている。このような構成によれば、吐出圧力が相対的に高い高負荷領域において、弁体を開弁状態に設定して容量制御を行うため、吸入圧力が低下するのを極力抑えることが可能となる。
【０００８】
また、付勢手段が、第３の設定モードにおいて弁体を閉弁方向へ付勢する構成となっている。このような構成によれば、吐出圧力が相対的に低い低負荷領域において、弁体を閉弁状態に設定して容量制御を阻止するため、曇り防止、エバポレータにおけるフロスト防止に性能に対応した所望の制御を行うことが可能となる。
【０００９】
また、付勢手段は、ロッド部材およびロッド補助部材を用いて構成される。ロッド部材は、第３の設定モードにおいて弁体に当接するようになっており、これにより弁体が閉弁方向へ付勢されることとなる。ロッド補助部材は、第２の設定モードにおいて弁体を開弁方向へ付勢するようになっている。そして、ロッド部材およびロッド補助部材は、作用流体の吐出圧力とばね部材の弾性付勢力とのバランスによって動作するようになっている。従って、付勢手段を簡便な構成によって実現することができる。
【００１０】
ここで、請求項１に記載の可変容量圧縮機は、請求項２に記載のように第２の設定モードでは、吐出圧力の上昇とともに吸入圧力が上昇ないし一定値に維持されるように設定されるのが好ましい。これにより、吐出圧力が相対的に高い領域にある高負荷領域において吸入圧力の低下を確実に抑えることができる。
【００１１】
請求項３に記載の発明によれば、可変容量圧縮機を有する空調装置につき、高負荷領域において不必要にエンジンに負荷をかけることのない技術を実現するのに有効である。
【００１２】
請求項４に記載の制御方法によれば、例えば、車両空調装置において、吐出圧力が相対的に中間領域にある中負荷領域において吸入圧力を上昇させることで省燃費を図ることができる。また、吐出圧力が相対的に高い領域にある高負荷領域において吸入圧力の低下を抑えることで不必要にエンジンに負荷をかけることがない。そして、高負荷領域において省燃費の向上のみならずラジエータ水温の上昇をも抑制することができる。
【００１３】
また、請求項５に記載の制御方法によれば、吐出圧力が相対的に高い領域にある高負荷領域において吸入圧力の低下を確実に抑えることができる。
【００１４】
また、請求項６に記載の制御方法によれば、例えば、車両空調装置において吐出圧力が相対的に低い領域にある低負荷領域で問題となる窓の曇り、エバポレータにおけるフロスト発生といった空調性能を損なうことのない空調制御が可能となる。
【００１５】
【発明の実施の形態】
以下に、本発明の可変容量圧縮機の一実施の形態を図面を参照しながら説明する。なお、本実施の形態では、作動流体としての冷媒を吸入して圧縮し高圧化して吐出する車両空調用の斜板形可変容量圧縮機について説明する。ここで、図１は、本実施の形態の斜板形可変容量圧縮機１００の構成を示す縦断面図である。図２は、図１中の容量制御弁３０の構成を示す縦断面図であって、低負荷領域Ｒ３の状態を示す。また、図４は、容量制御弁３０の中負荷領域Ｒ１の状態を示し、図５は、容量制御弁３０の高負荷領域Ｒ２の状態を示す。図３は、図２中の弁ボックス６０の構成を示す斜視図である。
【００１６】
図１に示すように、斜板形可変容量圧縮機（以下、「圧縮機」という）１００は、シリンダブロック１、このシリンダブロック１の前端（図中の左側）に締結されたフロントハウジング２、シリンダブロック１の後端（図中の右側）にバルブプレート６を介して締結されたリヤハウジング５を備えている。
リヤハウジング５は、作動流体としての冷媒を吸入する吸入室３、吸入室３から吸入され圧縮された圧縮冷媒を吐出する吐出室４を有している。この吸入室３が本発明の吸入部に対応しており、吐出室４が本発明の吐出部に対応している。バルブプレート６には、吸入弁３ａを介して吸入室３とシリンダボア１ａとを連通する吸入ポート、吐出弁４ａを介して吐出室４とシリンダボア１ａとを連通する吐出ポート等が設けられている。吐出室４内には吐出弁４ａの弁部に対向してリテーナ４ｂが固着され、吸入室３及び吐出室４よりリア側のリアハウジング５内には、後述する容量制御弁３０（本発明における容量制御手段）が装備されている。
【００１７】
さらに、シリンダブロック１及びリアハウジング５には、駆動室９と容量制御弁３０とを接続する給気通路２０と、駆動室９と吸入室３とを連通しオリフィス２１ａを途中にもつ抽気通路２１が貫設されている。また、リアハウジング５には、吸入室３と容量制御弁３０とを接続する通路２２と、吐出室４と容量制御弁３０とを接続する給気通路２３が貫設されている。
【００１８】
シリンダブロック１およびフロントハウジング２には、外部駆動源としての車両エンジンに電磁クラッチ等のクラッチ機構を介して連結された駆動軸８が挿通されている。従って、駆動軸８は、車両エンジンの運転状態においてクラッチ機構を介して回転駆動される。この駆動軸８は、シリンダブロック１およびフロントハウジング２に設けられたベアリング機構１ｂ，２ｂによって回転可能に支持されている。また、駆動軸８とフロントハウジング２との間に軸封装置２ａが設けられている。なお、本実施の形態のクラッチ機構にかえて、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、ベルトとプーリとの組み合わせ）を用いることもできる。
【００１９】
駆動軸８には、フロントハウジング２との間にスラスト軸受２ｃを介してロータ７が固着されているとともに、軸方向に摺動可能にスリーブ１９が挿入されている。ロータ７の長孔７ｂには斜板１１のピン１１ａが所定変位可能に係留され、この斜板１１はスリーブ１９の両側に突設された枢軸１９ａに揺動可能に枢支されている。この斜板１１にはスラスト軸受１２、プレーン軸受１０、レース１３及びスラストワッシャ１４を介して揺動板１５が係留され、この揺動板１５の一部は駆動室９内に延在されたガイド棒１６により回転が規制されている。揺動板１５にはそれぞれロッド１７を介して各ピストン１８が係留され、各ピストン１８は各シリンダボア１ａ内を往復動可能に収容されている。斜板１１が駆動軸８の回転に伴って回転運動すると、この回転運動に伴って各ピストン１８は各シリンダボア１ａ内を往復動し、これにより吸入工程を行うシリンダボア内に冷媒が吸入され、吐出工程を行うシリンダボア内から、圧縮され高圧化された高圧圧縮冷媒が吐出される。
【００２０】
圧縮機１００の吐出容量は、ピストン１８のストローク量（ピストンの上死点から下死点までの距離）によって定められ、ピストン１８のストローク量は斜板１１の傾斜角度によって定められるように構成されている。すなわち、駆動軸８の軸線に対する斜板１１の傾斜角度が大きいほどピストン１８のストローク量および吐出容量が大きくなり、一方斜板１１の傾斜角度が小さいほどピストン１８のストローク量および吐出容量が小さくなる。また、運転中における斜板１１の傾斜角度は、シリンダボア１ａ内と駆動室９内との圧力差によって決定され、この圧力差は容量制御弁３０によって調節されるように構成されている。
【００２１】
次に、本実施の形態の圧縮機１００の特徴部分である容量制御弁３０の構成について図２および図３を参照しながら説明する。
図２に示すように、容量制御弁３０は、筒体３１の一端部（図中左側）に調整部材３２がＯリングを介して螺合され、筒体３１の他端部（図中中央）には弁本体３３が固着されている。これら筒体３１、調整部材３２及び弁本体３３によって囲まれる領域に吸入圧力室５１が形成されている。吸入圧力室５１は筒体３１の側壁に連通路５１ａが放射方向に開口されて前記した通路２２と連通されており、これにより吸入圧力室５１に吸入圧力Ｐｓが導入される。この吸入圧力室５１には、一端が調整部材３２に固着され、他端がロッド３５に係合されたベローズ３６が装備されている。このベローズ３６の内部にはばね部材３６ａが装備され、かつ内部が真空に維持されている。このベローズ３６が吸入感圧機構を構成しており、所定の有効受圧面積Ｓ１を有し、ベローズ３６の弾性力とばね部材３６ａの付勢力との和はＦ1である。この吸入感圧機構としてのベローズ３６にかえて、例えばダイアフラムを用いることもできる。
【００２２】
弁本体３３にはロッド３５がベローズ３６の伸縮により摺動可能に設けられている。弁本体３３のほぼ中央には給気通路２０と連通する給気通路２０ａが形成され、また給気通路２３と連通する給気通路２３ａが形成されている。これら給気通路２０，２０ａ，２３，２３ａ等によって本発明の連通径路が構成されている。
【００２３】
弁本体３３には、蓋部材３８が固着されており、その蓋部材３８にＯリングを介して挿入部材３７が挿入されている。給気通路２３ａの中央は挿入部材３７との間に吐出圧力室５２を形成しており、給気通路２０ａの中央との間に弁座３９を形成している。弁座３９の断面積はＳ２に設定されている。この吐出圧力室５２には、給気通路２３ａにより吐出圧力Ｐｄが導入される。
【００２４】
また、図２および図３に示すように、この吐出圧力室５２には、本発明のロッド補助部材としての弁ボックス６０が設けられている。この弁ボックス６０には、弁機構としての弁体４０、吐出感圧機構としてのＰｄ補正ロッド４１、ばね部材６３（ばね定数ｋ3）が収容されている。弁ボックス６０の第１開口部６１から露出した弁体４０がロッド３５と当接可能になっている。Ｐｄ補正ロッド４１は、弁ボックス６０の第２開口部６２を軸方向に移動可能となっている。ばね部材６３は、Ｐｄ補正ロッド４１の頭部４１ａと弁ボックス６０との間に設けられている。
【００２５】
弁本体３３には給気通路２０ａ、２３ａと干渉することなく連通路３３ａが形成されている。この連通路３３ａを介して圧力室５３に駆動室９の圧力Ｐｃが導入される。Ｐｄ補正ロッド４１の軸部４１ｂは、蓋部材３８に収容されるばね部材４２（ばね定数ｋ2）により支持されている。このＰｄ補正ロッド４１の軸部４１ｂの断面積はＳ３に設定され、ばね部材４２の付勢力はＦ2である。なお、断面積Ｓ１〜Ｓ３は、Ｓ１＞Ｓ３＞Ｓ２となるように設定されている。これらＰｄ補正ロッド４１、ばね部材４２、弁ボックス６０等によって本発明の付勢手段が構成されている。
【００２６】
以上のように構成された容量制御弁３０を内蔵した圧縮機１００は、図示しないコンデンサ、膨張弁、蒸発器等とともに冷凍回路に組み込まれ、車両エンジンの駆動力により駆動軸８が駆動されて運転される。すなわち、駆動軸８の回転によりロータ７を介して斜板１１が所定傾斜角で回転し、揺動板１５は同傾斜角の下、回転が規制された状態で揺動する。これにより、ピストン１８は所定ストロークでシリンダボア１ａ内を往復動するため、蒸発器と接続された吸入室３から冷媒をシリンダボア１ａ内に吸入してシリンダボア１ａ内で冷媒を圧縮し、シリンダボア１ａ内からコンデンサと接続された吐出室４に冷媒を吐出する。
なお、前記したように本実施の形態の容量制御弁３０は、弁体４０が吸入感圧機構であるベローズ３６と吐出感圧機構であるＰｄ補正ロッド４１とを介して動作する機構、いわゆる内部制御機構を有する。
【００２７】
本実施の形態の容量制御弁３０は、上記構成を備えた上で図６に示すようなＰｄ−Ｐｓ特性を得ることが可能に設定されている。ここで図６は、容量制御弁３０を用いた場合のＰｄ−Ｐｓ特性を示す図である。
【００２８】
図６に示すように、吐出圧力Ｐｄが相対的に低い低負荷領域Ｒ３（本発明における第３の設定モード）では、吐出圧力Ｐｄの上昇とともに吸入圧力Ｐｓが上昇するように設定される（線Ｌ３（Ｒ３））。また、吐出圧力Ｐｄが相対的に中間にある中負荷領域Ｒ１（本発明における第１の設定モード）では、吐出圧力Ｐｄの上昇とともに吸入圧力Ｐｓが下降するように設定される（線Ｌ１（Ｒ１））。このとき、線Ｌ３（Ｒ３）と線Ｌ１（Ｒ１）との傾きが異なり、低負荷領域Ｒ３と中負荷領域Ｒ１との間に変曲点Ｔ１を形成する。また、吐出圧力Ｐｄが相対的に高い高負荷領域Ｒ２（本発明における第２の設定モード）では、吐出圧力Ｐｄの上昇に関わらず吸入圧力Ｐｓが一定値に維持されるように設定される（線Ｌ２（Ｒ２））。このとき、線Ｌ１（Ｒ１）と線Ｌ２（Ｒ２）との傾きが異なり、中負荷領域Ｒ１と高負荷領域Ｒ２との間に変曲点Ｔ２を形成する。これにより、高負荷領域Ｒ２において吸入圧力Ｐｓの低下を確実に抑えることができる。
【００２９】
このような線Ｌ３（Ｒ３），Ｌ１（Ｒ１），Ｌ２（Ｒ２）を組み合わせたＰｄ−Ｐｓ特性では、窓の曇り（デミスト不足）が発生する斜線領域Ａ、エバポレータに霜が付くフロスト現象が発生する斜線領域Ｂ、冷房性能が低下する斜線領域Ｃのいずれにも干渉しないように設定されている。従って、本実施の形態の圧縮機１００によれば、これら３つの空調性能を損なうことのない空調を行うことが可能となる。
しかも、本実施の形態では、斜線領域Ｃとの干渉を回避した上で、図６中に破線で示す従来のＰｄ−Ｐｓ特性よりも、中負荷領域Ｒ１において吸入圧力Ｐｓが高くなるように設定されている。更に、本実施の形態では、斜線領域Ｃとの干渉を回避した上で、従来のＰｄ−Ｐｓ特性に比して高負荷領域Ｒ２における吸入圧力Ｐｓの低下を極力抑えるように設定されている。このような設定は、線Ｌ１（Ｒ１）と線Ｌ２（Ｒ２）との傾きを異ならせ、中負荷領域Ｒ１と高負荷領域Ｒ２との間に変曲点Ｔ２を設けることによって可能となる。
従って、中負荷領域Ｒ１において吸入圧力Ｐｓを上昇させるような設定によって省燃費を図ることができる。また、高負荷領域Ｒ２において吸入圧力Ｐｓの低下を抑えるような設定によって省燃費の向上のみならずラジエータ水温の上昇をも抑制することができる。
【００３０】
ここで、低負荷領域Ｒ３、中負荷領域Ｒ１、および高負荷領域Ｒ２における容量制御弁３０の動作を、図２および図４〜図６を参照しながら説明する。
図２に示すように、低負荷領域Ｒ３では、Ｐｄ補正ロッド４１は、ばね部材４２の弾性付勢力によって図中の矢印７０方向へ付勢され、弁体４０に当接しこの弁体４０を閉弁方向へ押圧する。なお、このときばね部材６３の一端と弁ボックス６０との間には隙間が形成さればね部材６３は作用していない。このような場合、弁体４０が弁座３９に着座し、給気通路２３、２３ａ、２０ａ、２０を遮断するため、吐出室４と駆動室９とが遮断される。なお、駆動室９と吸入室３とはオリフィス２１ａを途中にもつ抽気通路２１により連通されているため、駆動室９内の冷媒は所定量吸入室３に導出される。こうして、吐出室４から駆動室９内への高圧冷媒ガスの供給が絶たれるため、駆動室圧力Ｐｃが低下し、ピストン１８に作用する背圧が低下して揺動板１５の傾角の拡大によりピストン１８のストロークが大きくなって吐出容量が拡大される。このとき、吸入圧力Ｐｓが力Ｆ1に抗して相当に低くならないと弁体４０が開弁しない状態、すなわち容量制御が行われない状態にある。従って、吸入圧力Ｐｓは吐出圧力Ｐｄの上昇に伴って高くなる。なお、開弁するまではＰｃ（駆動室圧力）＝Ｐｓ（吸入圧力）である。
【００３１】
この低負荷領域Ｒ３における模式図（図７）から、力のバランスは以下の式（１）で示され、更にこの式（１）を変形することによって吸入圧力Ｐｓと吐出圧力Ｐｄとの関係は以下の式（２）で示される。
【００３２】
【数１】

Figure 0003982237
【００３３】
式（２）に示すように、（Ｐｄ，Ｐｓ）座標をとれば、直線の傾きは−（Ｓ２−Ｓ３）／（Ｓ１−Ｓ２＋Ｓ３）で決定されることがわかる。断面積Ｓ１〜Ｓ３は、Ｓ１＞Ｓ３＞Ｓ２となるように設定されているため、この直線の傾き（吐出圧力Ｐｄに対する吸入圧力Ｐｓの変化率）は正となる。すなわち、本実施の形態では、容量制御弁３０は、低負荷領域Ｒ３において図６中の線Ｌ３（Ｒ３）で示すＰｄ−Ｐｓ特性となるような設定がなされている。
【００３４】
図４に示すように、中負荷領域Ｒ１では、Ｐｄ補正ロッド４１は、吐出圧力Ｐｄの上昇に伴って図中の矢印７２方向へ押圧され、ばね部材４２の弾性付勢力に抗して矢印７２方向へ移動する。これにより、Ｐｄ補正ロッド４１により弁体４０を閉弁方向へ押圧する押圧力が解除される。なお、このときばね部材６３の一端と弁ボックス６０との間には隙間が形成さればね部材６３は作用していない。このような場合、弁体４０が弁座３９から離れ、給気通路２３、２３ａ、２０ａ、２０を開放する。こうして、吐出室４から駆動室９内へ高圧の冷媒ガスが供給されるため、駆動室圧力Ｐｃが上昇し、ピストン１８に作用する背圧が上昇して揺動板１５の傾角の縮小によりピストン１８のストロークが小さくなって吐出容量が縮小される。このとき、吸入圧力Ｐｓが上がるほどに弁体４０は開弁しにくくなる。
【００３５】
この中負荷領域Ｒ１における模式図（図８）から、力のバランスは以下の式（３）で示され、更にこの式（３）を変形することによって吸入圧力Ｐｓと吐出圧力Ｐｄとの関係は以下の式（４）で示される。
【００３６】
【数２】
Figure 0003982237
【００３７】
式（４）に示すように、（Ｐｄ，Ｐｓ）座標をとれば、直線の傾きは−Ｓ２／（Ｓ１−Ｓ２）で決定されることがわかる。断面積Ｓ１〜Ｓ３は、Ｓ１＞Ｓ２となるように設定されているため、この直線の傾き（吐出圧力Ｐｄに対する吸入圧力Ｐｓの変化率）は負となる。この変化率が本発明における第１の変化率に対応している。すなわち、本実施の形態では、容量制御弁３０は、中負荷領域Ｒ１において図６中の線Ｌ１（Ｒ１）で示すＰｄ−Ｐｓ特性となるような設定がなされている。
【００３８】
図５に示すように、高負荷領域Ｒ２では、Ｐｄ補正ロッド４１は、ばね部材４２の弾性付勢力に抗して矢印７２方向へ更に移動する。これにより、ばね部材６３の一端と弁ボックス６０との間の距離が小さくなり、ばね部材６３が作用しはじめる。そして、ばね部材６３が完全に収縮した後は、弁ボックス６０および弁体４０はＰｄ補正ロッド４１と一体的に弁体４０を開弁方向へ付勢する。すなわち、高負荷領域Ｒ２では、Ｐｄ補正ロッド４１、弁ボックス６０、ばね部材６３の協働によって弁体４０が開弁方向へ付勢される。
【００３９】
この高負荷領域Ｒ２における模式図（図９）から、力のバランスは以下の式（５）で示され、更にこの式（５）を変形することによって吸入圧力Ｐｓと吐出圧力Ｐｄとの関係は以下の式（６）で示される。
【００４０】
【数３】
Figure 0003982237
【００４１】
式（６）では、ばね部材４２による力をｋ2ｘ2（収縮距離ｘ2）として示し、ばね部材６３による力をｋ3ｘ3（収縮距離ｘ3）として示す。
図６に示すように、本実施の形態では、容量制御弁３０は、高負荷領域Ｒ２において線Ｌ２（Ｒ２）で示すＰｄ−Ｐｓ特性となるような設定がなされている。この線Ｌ２（Ｒ２）の傾き（吐出圧力Ｐｄに対する吸入圧力Ｐｓの変化率）が本発明における第２の変化率に対応している。
なお、図６では、便宜上、吐出圧力Ｐｄが変化しても吸入圧力Ｐｓが変化しないような線Ｌ２（Ｒ２）としているが、ばね部材４２およびばね部材６３による力ｋ2ｘ2，ｋ3ｘ3は、ｘ2，ｘ3が吐出圧力Ｐｄに依存するため、線Ｌ２（Ｒ２）の傾きは、式（６）中の右辺第１項及び第２項によって定まる。
【００４２】
以上のように本実施の形態によれば、中負荷領域Ｒ１において吸入圧力Ｐｓを上昇させることで省燃費を図ることができる。また、高負荷領域Ｒ２において吸入圧力Ｐｓの低下を抑えることで不必要にエンジンに負荷をかけることがない。また、高負荷領域Ｒ２において省燃費の向上のみならずラジエータ水温の上昇をも抑制することができる。これにより、圧縮機１００の耐力を確保することができる。しかも、低負荷領域Ｒ３で問題となる窓の曇り、エバポレータにおけるフロスト発生といった空調性能を損なうことのない空調制御が可能となる。
また、本実施の形態によれば、低負荷領域Ｒ３、中負荷領域Ｒ１、高負荷領域Ｒ２の各運転領域における所望の空調性能を容量制御弁３０を用いて合理的に得ることが可能となる。
【００４３】
なお、本発明は上記実施の形態のみに限定されるものではなく、種々の応用や変形が考えられる。例えば、上記実施の形態を応用した次の各形態を実施することもできる。
【００４４】
本実施の形態では、吐出圧力Ｐｄが相対的に高い高負荷領域Ｒ２では、吐出圧力Ｐｄの上昇に関わらず吸入圧力Ｐｓが一定値に維持される設定を用いる場合について記載したが、この吸入圧力Ｐｓの設定は必要に応じて種々変更可能である。例えば、中負荷領域Ｒ１における吸入圧力Ｐｓの変化率よりも下降の度合いが小さい変化率、吸入圧力が上昇する変化率、また吸入圧力Ｐｓが一定値に維持される設定を含めこれらのうちの複数組み合わせた変化率で吸入圧力Ｐｓが変化するような設定を用いることもできる。
【００４５】
また、本実施の形態では、ロッド補助部材として弁ボックス６０を用いる場合について記載したが、図１１に示すようなロッド補助部材を用いることもできる。ここで、図１１は弁ボックス６０の別の実施の形態を示す図である。
図１１に示すように、このロッド補助部材は、ばね部材８０、ワッシャ部材８１，８２を有し、ワッシャ部材８２の挿通孔８２ａにＰｄ補正ロッド４１を挿通する構成となっている。このような構成によって、本実施の形態の弁ボックス６０およびばね部材６３を用いた場合と同様の効果が付与されることとなる。なお、ばね部材８０とワッシャ部材８２を、一つの変形ばね部材を用いて構成することもできる。
【００４６】
また、本実施の形態では、容量制御弁３０を用いる場合について記載したが、例えば図１０に示すような容量制御弁１３０を用いることもできる。ここで、図１０は、別の実施の形態の容量制御弁１３０の構成を示す縦断面図である。なお、図１０において図２中の要素と同一の要素には同一の符号を付している。
図１０に示すように、弁本体３３には給気通路２３と連通する給気通路２３ｂ、この給気通路２３ｂにより吐出圧力Ｐｄが作用する吐出圧力室１５２が形成されている。この場合、給気通路２０，２０ａ，２３，２３ａ，２３ｂ等によって本発明の連通径路が構成されている。この吐出圧力室１５２には、Ｐｄ補正ロッド１４１が設けられている。このＰｄ補正ロッド１４１の軸部１４１ｂの断面積はＳ４である。このＰｄ補正ロッド１４１は、高負荷領域Ｒ２において、ばね部材１４２（ばね定数ｋ4）の弾性付勢力に抗してベローズ３６を図中左側から矢印１７０方向へ押し上げるように動作する。これらＰｄ補正ロッド１４１、ばね部材１４２等によって本発明の付勢手段が構成されている。すなわち、高負荷領域Ｒ２では、Ｐｄ補正ロッド１４１、ばね部材１４２等の協働によって弁体４０が開弁方向へ付勢される。なお、この容量制御弁１３０は、低負荷領域Ｒ３および中負荷領域Ｒ１においても本実施の形態の容量制御弁３０と同様に動作する。このような構成により、この容量制御弁１３０は、低負荷領域Ｒ３、中負荷領域Ｒ１、高負荷領域Ｒ２の各領域において本実施の形態の容量制御弁３０と同様の効果を奏する。とりわけ、高負荷領域Ｒ２における力のバランス式は、以下の式（７）および式（８）を用いて示すことができる。なお、式（７），（８）中、ｋ1はばね部材３６ａのばね定数、x1はベローズ３６の収縮距離を示す。
【００４７】
【数４】
Figure 0003982237
【００４８】
式（８）では、ばね部材１４２による力ｋ4ｘ4（収縮距離ｘ4）が吐出圧力Ｐｄに依存するため、高負荷領域におけるＰｄ−Ｐｓ特性の傾きは式（７）中の右辺第１項及び第２項によって定まる。
【００４９】
【発明の効果】
本発明によれば、高負荷領域において不必要にエンジンに負荷をかけることのない可変容量圧縮機およびその圧縮機に関連する空調技術を実現することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本実施の形態の斜板形可変容量圧縮機１００の構成を示す縦断面図である。
【図２】図１中の容量制御弁３０の構成を示す縦断面図であって、低負荷領域Ｒ３の状態を示す。
【図３】図２中の弁ボックス６０の構成を示す斜視図である。
【図４】容量制御弁３０の構成を示す縦断面図であって、中負荷領域Ｒ１の状態を示す。
【図５】容量制御弁３０の構成を示す縦断面図であって、高負荷領域Ｒ２の状態を示す。
【図６】容量制御弁３０を用いた場合のＰｄ−Ｐｓ特性を示す図である。
【図７】容量制御弁３０が低負荷領域Ｒ３にある場合の模式図である。
【図８】容量制御弁３０が中負荷領域Ｒ１にある場合の模式図である。
【図９】容量制御弁３０が高負荷領域Ｒ２にある場合の模式図である。
【図１０】別の実施の形態の容量制御弁１３０の構成を示す縦断面図である。
【図１１】弁ボックス６０の別の実施の形態を示す図である。
【図１２】従来のＰｄ−Ｐｓ特性を示す図である。
【符号の説明】
３…吸入室（吸入部）
４…吐出室（吐出部）
８…駆動軸
９…駆動室
１１…斜板
１８…ピストン
２０，２０ａ，２３，２３ａ…給気通路
３０…容量制御弁（容量制御手段）
３６…ベローズ
３６ａ，４２，６３…ばね部材
４０…弁体
４１…Ｐｄ補正ロッド
６０…弁ボックス（ロッド補助部材）
１００…斜板形可変容量圧縮機（圧縮機）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable capacity compressor constituting an air conditioner, and more particularly to an air conditioning control technique capable of obtaining a desired air conditioning performance by controlling a discharge capacity in the variable capacity compressor.
[0002]
[Prior art]
For example, a variable capacity compressor used in a vehicle air conditioner includes a capacity control valve that controls the refrigerant discharge capacity. When this type of capacity control valve is used, the air conditioning performance varies depending on the relationship between the refrigerant discharge pressure and the suction pressure. For example, as indicated by the hatched area A in FIG. 12, when the suction pressure is high at low load when the refrigerant discharge pressure is low and the refrigerant pressure at the evaporator outlet is high, fogging of the window (insufficient demist) occurs. In addition, as indicated by the hatched area B in FIG. 12, when the suction pressure becomes low at low load when the refrigerant discharge pressure is low, a frost phenomenon occurs in which the evaporator is frosted. In addition, as indicated by the hatched area C in FIG. 12, if the suction pressure increases at a high load when the discharge pressure of the refrigerant is high, the cooling performance decreases. As described above, there is a demand for an air conditioning control technique that sufficiently considers fogging of the windows, frost, and cooling performance, particularly in the vehicle air conditioner.
Therefore, conventionally, in JP-A-4-321799, JP-A-6-123279, and JP-A-7-119642, the capacity control of the variable capacity compressor is preferably performed using a capacity control valve having an internal control mechanism. An air conditioning control technology capable of obtaining good air conditioning performance is disclosed. According to such an air conditioning control technique, for example, a Pd-Ps characteristic as shown in FIG. 12 can be set, and the air conditioning control using such a setting prevents fogging of the window and It is effective in suppressing the generation and maintaining the cooling performance.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the conventional Pd-Ps characteristic shown in FIG. 12, the set suction pressure decreases too much in the high load region and the compressor is continuously operated, so the engine is loaded and the water temperature of the radiator rises. There was a risk of problems.
Therefore, an object of the present invention is to provide a variable capacity compressor that does not unnecessarily load the engine in a high load region and an air conditioning technology related to the compressor.
[0004]
[Means for Solving the Problems]
  In order to solve the above-mentioned problems, a variable capacity compressor according to the present invention comprises:, 2Configured as described above. An air conditioner equipped with the variable capacity compressor according to the present invention is also claimed.3Configured as described in Further, the capacity control method in the variable capacity compressor of the present invention is as follows.4~6As described in. The invention described in each of these claims includes a drive chamber, a suction portion that sucks the working fluid, a discharge portion that discharges the compressed working fluid to the air conditioning circuit, and a capacity control that makes the discharge capacity variable.meansIn the setting of the relationship between the suction pressure and the discharge pressure of the working fluid, a first setting mode in which the suction pressure decreases at a first rate of change as the discharge pressure increases, And a second setting mode in which the suction pressure changes at a second change rate as the discharge pressure rises, and the second change rate is changed to the first change. By using at least one of a change rate with a lower degree of decrease than the rate, 0, and a change rate with which the suction pressure rises as the discharge pressure rises, the engine can be unnecessarily loaded in a high load region. This is a technology that has been avoided.
[0005]
  The variable capacity compressor according to claim 1 includes a drive chamber, a suction portion, a discharge portion,Capacity control meansThe working fluid is sucked from the suction portion and compressed, and the pressure is increased and discharged from the discharge portion, whereby the discharged working fluid is circulated in the air conditioning circuit. A refrigerant is mainly used as the working fluid. The variable capacity compressor has, for example, a piston that reciprocates in a cylinder bore via a swash plate attached to a drive shaft, and working fluid is sucked, compressed, and discharged by the piston. In addition, the discharge capacity of the discharge working fluid is controlled via the capacity control means, thereby making the discharge capacity variable. This capacity control means is preferably configured using a capacity control valve that varies the discharge capacity by guiding the compressed working fluid from the discharge section to the drive chamber. That is, by introducing a part of the discharge working fluid into the drive chamber via the capacity control valve, the inclination angle of the swash plate with respect to the drive shaft is changed, and the stroke amount of the piston and the discharge capacity of the working fluid are changed. This capacity control means may have a configuration using a so-called internal control mechanism in which the capacity control valve itself senses the suction pressure or discharge pressure of the working fluid and operates internally, or the capacity control valve is externally connected. A configuration using an external control mechanism that performs control may be used.
  In the present invention, there are a first setting mode and a second setting mode in setting the relationship between the suction pressure and discharge pressure of the working fluid by the capacity control means. In the first setting mode, the suction pressure decreases at the first rate of change as the discharge pressure increases. In the second setting mode, the suction pressure changes at the second rate of change as the discharge pressure increases. In addition, as the second rate of change, at least one of a rate of change having a lower degree of decrease than the first rate of change, 0, and a rate of change in which the suction pressure increases as the discharge pressure increases is used. Yes. The second change rate may be defined by any one of these, or the second change rate may be defined by combining a plurality of them. That is, in the second setting mode, the second rate of change is configured using the rate of change excluding the rate of change that has a greater degree of decrease than the first rate of change. Thereby, in the second setting mode, it is possible to suppress at least a decrease in the suction pressure as compared with the first setting mode. In addition, an inflection point is formed between the first setting mode and the second setting mode.
  According to such a configuration of the present invention, for example, in the vehicle air conditioner, the set value of the suction pressure in the medium load region is limited without impairing the decrease in cooling performance, which is a problem particularly in the region where the discharge pressure is relatively high. It can be increased to the set value. Thereby, for example, fuel consumption can be saved by increasing the suction pressure in an intermediate load region where the discharge pressure is relatively in the intermediate region. In addition, the engine is not unnecessarily burdened by suppressing a decrease in the suction pressure in a high load region where the discharge pressure is relatively high. In addition, in the high load region, not only improvement in fuel consumption but also increase in the radiator water temperature can be suppressed.
  As described above, according to the first aspect of the present invention, it is possible to realize a variable capacity compressor that does not unnecessarily load the engine in a high load region.
[0006]
  In addition to the first setting mode and the second setting mode described above, a third setting mode is used. The third setting mode is used in a discharge pressure region lower than that of the first setting mode. In the third setting mode, the suction pressure increases as the discharge pressure increases. According to such a configuration, for example, air conditioning control that does not impair air conditioning performance such as fogging of a window or occurrence of frost in an evaporator, which is a problem in a low load region where the discharge pressure is relatively low in a vehicle air conditioner. It becomes possible.
[0007]
  In addition, a capacity control unit that makes the discharge capacity variable by guiding the compressed working fluid from the discharge unit to the drive chamber is used. This capacity control means has a communication path, a valve body, and an urging means. The communication path communicates the discharge unit and the drive chamber. The valve body has a so-called internal control mechanism that senses at least the suction pressure and the discharge pressure and opens and closes the communication path. In addition, this valve body may be configured to further operate by sensing the pressure in the driving chamber. The biasing means has a configuration capable of biasing the valve body in a valve opening direction or a valve closing direction, a configuration using a mechanical biasing mechanism such as a spring member, and an electrical biasing mechanism such as a solenoid. A configuration using a combination of these mechanisms can be used.
  In the present invention, the urging means is configured to urge the valve body in the valve opening direction in the second setting mode. According to such a configuration, in the high load region where the discharge pressure is relatively high, the valve body is set to the valve open state and the capacity control is performed, so that it is possible to suppress the reduction of the suction pressure as much as possible. .
[0008]
  Further, the urging means urges the valve body in the valve closing direction in the third setting mode. According to such a configuration, in the low load region where the discharge pressure is relatively low, the valve body is set to the closed state to prevent the volume control, so that the desired performance corresponding to the performance for preventing fogging and preventing frost in the evaporator. Can be controlled.
[0009]
  The urging means is configured using a rod member and a rod auxiliary member. The rod member comes into contact with the valve body in the third setting mode, whereby the valve body is biased in the valve closing direction. The rod auxiliary member biases the valve body in the valve opening direction in the second setting mode. The rod member and the rod auxiliary member are operated by a balance between the discharge pressure of the working fluid and the elastic biasing force of the spring member. Therefore, the biasing means can be realized with a simple configuration.
[0010]
  Here, the variable capacity compressor according to claim 1 is set such that, in the second setting mode as described in claim 2, the suction pressure increases or is maintained at a constant value as the discharge pressure increases. It is preferable. Thereby, it is possible to reliably suppress a decrease in suction pressure in a high load region where the discharge pressure is in a relatively high region.
[0011]
  Claim3According to the invention described in the above, it is effective to realize a technique that does not unnecessarily impose a load on the engine in a high load region, for an air conditioner having a variable capacity compressor.
[0012]
  Claim4According to the control method described in (4), for example, in a vehicle air conditioner, fuel consumption can be saved by increasing the suction pressure in an intermediate load region where the discharge pressure is relatively in the middle region. In addition, the engine is not unnecessarily burdened by suppressing a decrease in the suction pressure in a high load region where the discharge pressure is relatively high. In addition, in the high load region, not only improvement in fuel consumption but also increase in the radiator water temperature can be suppressed.
[0013]
  Claims5According to the control method described in (1), it is possible to reliably suppress a decrease in the suction pressure in a high load region where the discharge pressure is in a relatively high region.
[0014]
  Claims6According to the control method described in the above, for example, air-conditioning control without impairing air-conditioning performance such as fogging of a window or occurrence of frost in an evaporator, which is a problem in a low-load region where the discharge pressure is relatively low in a vehicle air-conditioning apparatus Is possible.
[0015]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
An embodiment of a variable capacity compressor of the present invention will be described below with reference to the drawings. In the present embodiment, a swash plate type variable displacement compressor for vehicle air conditioning that sucks, compresses, compresses and discharges refrigerant as a working fluid will be described. Here, FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a configuration of the swash plate type variable capacity compressor 100 of the present embodiment. FIG. 2 is a longitudinal sectional view showing the configuration of the capacity control valve 30 in FIG. 1, and shows a state of the low load region R3. 4 shows the state of the middle load region R1 of the capacity control valve 30, and FIG. 5 shows the state of the high load region R2 of the capacity control valve 30. FIG. 3 is a perspective view showing the configuration of the valve box 60 in FIG.
[0016]
As shown in FIG. 1, a swash plate type variable displacement compressor (hereinafter referred to as “compressor”) 100 includes a cylinder block 1, a front housing 2 fastened to a front end (left side in the drawing) of the cylinder block 1, A rear housing 5 fastened via a valve plate 6 to the rear end (right side in the figure) of the cylinder block 1 is provided.
The rear housing 5 has a suction chamber 3 for sucking refrigerant as a working fluid, and a discharge chamber 4 for discharging compressed refrigerant sucked from the suction chamber 3 and compressed. The suction chamber 3 corresponds to the suction portion of the present invention, and the discharge chamber 4 corresponds to the discharge portion of the present invention. The valve plate 6 is provided with a suction port for communicating the suction chamber 3 and the cylinder bore 1a via the suction valve 3a, a discharge port for communicating the discharge chamber 4 and the cylinder bore 1a via the discharge valve 4a, and the like. A retainer 4b is fixed in the discharge chamber 4 so as to face the valve portion of the discharge valve 4a, and a capacity control valve 30 (described later in the present invention) is disposed in the rear housing 5 on the rear side of the suction chamber 3 and the discharge chamber 4. Capacity control means).
[0017]
Further, the cylinder block 1 and the rear housing 5 are connected to the air supply passage 20 that connects the drive chamber 9 and the capacity control valve 30, and the extraction passage 21 that connects the drive chamber 9 and the suction chamber 3 with an orifice 21a in the middle. Is penetrated. The rear housing 5 is provided with a passage 22 connecting the suction chamber 3 and the capacity control valve 30 and an air supply passage 23 connecting the discharge chamber 4 and the capacity control valve 30.
[0018]
A drive shaft 8 connected to a vehicle engine as an external drive source through a clutch mechanism such as an electromagnetic clutch is inserted into the cylinder block 1 and the front housing 2. Accordingly, the drive shaft 8 is rotationally driven via the clutch mechanism in the operation state of the vehicle engine. The drive shaft 8 is rotatably supported by bearing mechanisms 1 b and 2 b provided on the cylinder block 1 and the front housing 2. A shaft seal device 2 a is provided between the drive shaft 8 and the front housing 2. Instead of the clutch mechanism of the present embodiment, a constant transmission type clutchless mechanism (for example, a combination of a belt and a pulley) that does not have a clutch mechanism can be used.
[0019]
A rotor 7 is fixed to the drive shaft 8 via a thrust bearing 2c between the front housing 2 and a sleeve 19 is inserted so as to be slidable in the axial direction. A pin 11 a of a swash plate 11 is moored in a long hole 7 b of the rotor 7 so as to be able to be displaced by a predetermined amount. The swash plate 11 is pivotally supported by pivot shafts 19 a protruding from both sides of the sleeve 19. A swing plate 15 is moored to the swash plate 11 through a thrust bearing 12, a plain bearing 10, a race 13 and a thrust washer 14, and a part of the swing plate 15 extends into the drive chamber 9. The rotation is restricted by the rod 16. Each piston 18 is anchored to the swing plate 15 via a rod 17, and each piston 18 is accommodated in each cylinder bore 1a so as to be able to reciprocate. When the swash plate 11 rotates in accordance with the rotation of the drive shaft 8, each piston 18 reciprocates in each cylinder bore 1a along with this rotation, whereby the refrigerant is sucked into and discharged from the cylinder bore that performs the suction process. A compressed and high-pressure compressed refrigerant is discharged from the cylinder bore that performs the process.
[0020]
The discharge capacity of the compressor 100 is determined by the stroke amount of the piston 18 (distance from the top dead center to the bottom dead center of the piston), and the stroke amount of the piston 18 is determined by the inclination angle of the swash plate 11. ing. That is, the greater the inclination angle of the swash plate 11 with respect to the axis of the drive shaft 8, the greater the stroke amount and discharge capacity of the piston 18, while the smaller the inclination angle of the swash plate 11, the smaller the stroke amount and discharge capacity of the piston 18. . Further, the inclination angle of the swash plate 11 during operation is determined by the pressure difference between the cylinder bore 1 a and the drive chamber 9, and this pressure difference is adjusted by the capacity control valve 30.
[0021]
Next, the configuration of the capacity control valve 30 which is a characteristic part of the compressor 100 of the present embodiment will be described with reference to FIGS. 2 and 3.
As shown in FIG. 2, the capacity control valve 30 is configured such that the adjustment member 32 is screwed to one end portion (left side in the figure) of the cylindrical body 31 via an O-ring, and the other end portion (center in the figure) of the cylindrical body 31. The valve main body 33 is fixed to. A suction pressure chamber 51 is formed in a region surrounded by the cylindrical body 31, the adjustment member 32 and the valve body 33. In the suction pressure chamber 51, a communication passage 51 a is opened in the radial direction on the side wall of the cylindrical body 31 so as to communicate with the passage 22 described above, whereby the suction pressure Ps is introduced into the suction pressure chamber 51. The suction pressure chamber 51 is equipped with a bellows 36 having one end fixed to the adjustment member 32 and the other end engaged with the rod 35. A spring member 36a is provided inside the bellows 36, and the inside is maintained in a vacuum. The bellows 36 constitutes a suction pressure sensing mechanism, has a predetermined effective pressure receiving area S1, and the sum of the elastic force of the bellows 36 and the biasing force of the spring member 36a is F.1It is. Instead of the bellows 36 as the suction pressure-sensitive mechanism, for example, a diaphragm can be used.
[0022]
A rod 35 is slidably provided on the valve body 33 by expansion and contraction of a bellows 36. An air supply passage 20 a that communicates with the air supply passage 20 is formed in the approximate center of the valve body 33, and an air supply passage 23 a that communicates with the air supply passage 23 is formed. These air supply passages 20, 20a, 23, 23a, etc. constitute the communication path of the present invention.
[0023]
A lid member 38 is fixed to the valve body 33, and an insertion member 37 is inserted into the lid member 38 via an O-ring. A discharge pressure chamber 52 is formed between the center of the supply passage 23a and the insertion member 37, and a valve seat 39 is formed between the center of the supply passage 20a. The cross-sectional area of the valve seat 39 is set to S2. A discharge pressure Pd is introduced into the discharge pressure chamber 52 through the air supply passage 23a.
[0024]
Further, as shown in FIGS. 2 and 3, the discharge pressure chamber 52 is provided with a valve box 60 as a rod auxiliary member of the present invention. The valve box 60 includes a valve body 40 as a valve mechanism, a Pd correction rod 41 as a discharge pressure sensing mechanism, a spring member 63 (spring constant kThree) Is housed. The valve body 40 exposed from the first opening 61 of the valve box 60 can come into contact with the rod 35. The Pd correction rod 41 is movable in the axial direction through the second opening 62 of the valve box 60. The spring member 63 is provided between the head 41 a of the Pd correction rod 41 and the valve box 60.
[0025]
A communication passage 33a is formed in the valve body 33 without interfering with the air supply passages 20a and 23a. The pressure Pc of the drive chamber 9 is introduced into the pressure chamber 53 through the communication path 33a. The shaft portion 41b of the Pd correction rod 41 has a spring member 42 (spring constant k) accommodated in the lid member 38.2). The cross-sectional area of the shaft portion 41b of the Pd correction rod 41 is set to S3, and the biasing force of the spring member 42 is F.2It is. The cross-sectional areas S1 to S3 are set so that S1> S3> S2. The Pd correction rod 41, the spring member 42, the valve box 60 and the like constitute the urging means of the present invention.
[0026]
The compressor 100 including the capacity control valve 30 configured as described above is incorporated in a refrigeration circuit together with a condenser, an expansion valve, an evaporator, and the like (not shown), and the driving shaft 8 is driven by the driving force of the vehicle engine. Is done. That is, the rotation of the drive shaft 8 causes the swash plate 11 to rotate through the rotor 7 at a predetermined inclination angle, and the swing plate 15 swings in a state where the rotation is restricted under the same tilt angle. As a result, the piston 18 reciprocates in the cylinder bore 1a with a predetermined stroke, so that the refrigerant is drawn into the cylinder bore 1a from the suction chamber 3 connected to the evaporator, and is compressed in the cylinder bore 1a. The refrigerant is discharged into the discharge chamber 4 connected to the condenser.
As described above, the capacity control valve 30 of the present embodiment is a mechanism in which the valve body 40 operates via the bellows 36 that is the suction pressure sensing mechanism and the Pd correction rod 41 that is the discharge pressure sensing mechanism, so-called internal It has a control mechanism.
[0027]
The capacity control valve 30 of the present embodiment is configured so as to obtain the Pd-Ps characteristics as shown in FIG. Here, FIG. 6 is a diagram showing the Pd-Ps characteristics when the displacement control valve 30 is used.
[0028]
As shown in FIG. 6, in the low load region R3 where the discharge pressure Pd is relatively low (third setting mode in the present invention), the suction pressure Ps is set so as to increase as the discharge pressure Pd increases (line). L3 (R3)). In the middle load region R1 (first setting mode in the present invention) in which the discharge pressure Pd is relatively intermediate, the suction pressure Ps is set so as to decrease as the discharge pressure Pd increases (line L1 (R1 )). At this time, the slopes of the line L3 (R3) and the line L1 (R1) are different, and an inflection point T1 is formed between the low load region R3 and the medium load region R1. Further, in the high load region R2 where the discharge pressure Pd is relatively high (second setting mode in the present invention), the suction pressure Ps is set to be maintained at a constant value regardless of the increase in the discharge pressure Pd ( Line L2 (R2)). At this time, the slopes of the line L1 (R1) and the line L2 (R2) are different, and an inflection point T2 is formed between the medium load region R1 and the high load region R2. Thereby, the fall of the suction pressure Ps can be reliably suppressed in the high load region R2.
[0029]
In the Pd-Ps characteristics that combine such lines L3 (R3), L1 (R1), and L2 (R2), a frost phenomenon occurs in the hatched area A where the fogging of the window (insufficient demist) occurs and the evaporator is frosted. It is set so as not to interfere with either the shaded area B where the cooling performance is performed or the shaded area C where the cooling performance is degraded. Therefore, according to the compressor 100 of the present embodiment, it is possible to perform air conditioning without impairing these three air conditioning performances.
In addition, in the present embodiment, after avoiding interference with the shaded region C, the suction pressure Ps is set to be higher in the medium load region R1 than the conventional Pd-Ps characteristic indicated by the broken line in FIG. Has been. Furthermore, in the present embodiment, it is set so as to suppress the decrease in the suction pressure Ps in the high load region R2 as much as possible, while avoiding interference with the shaded region C, as compared with the conventional Pd-Ps characteristic. Such a setting is made possible by making the slopes of the line L1 (R1) and the line L2 (R2) different and providing an inflection point T2 between the medium load region R1 and the high load region R2.
Therefore, fuel saving can be achieved by setting the suction pressure Ps to increase in the middle load region R1. Further, not only the improvement in fuel economy but also the increase in the radiator water temperature can be suppressed by setting to suppress the decrease in the suction pressure Ps in the high load region R2.
[0030]
Here, the operation of the capacity control valve 30 in the low load region R3, the medium load region R1, and the high load region R2 will be described with reference to FIG. 2 and FIGS.
As shown in FIG. 2, in the low load region R3, the Pd correction rod 41 is urged in the direction of the arrow 70 in the figure by the elastic urging force of the spring member 42, abuts against the valve body 40 and closes the valve body 40. Press in the valve direction. At this time, a gap is formed between one end of the spring member 63 and the valve box 60, and the spring member 63 does not act. In such a case, the valve body 40 is seated on the valve seat 39 and the supply passages 23, 23 a, 20 a, 20 are shut off, so that the discharge chamber 4 and the drive chamber 9 are shut off. Since the drive chamber 9 and the suction chamber 3 are communicated with each other by an extraction passage 21 having an orifice 21 a in the middle, the refrigerant in the drive chamber 9 is led out to the suction chamber 3 by a predetermined amount. Thus, since the supply of the high-pressure refrigerant gas from the discharge chamber 4 to the drive chamber 9 is cut off, the drive chamber pressure Pc decreases, the back pressure acting on the piston 18 decreases, and the tilt angle of the swing plate 15 increases. The stroke of the piston 18 is increased and the discharge capacity is expanded. At this time, the suction pressure Ps is a force F1If the valve body 40 is not lowered considerably against this, the valve body 40 is not opened, that is, the capacity control is not performed. Therefore, the suction pressure Ps increases as the discharge pressure Pd increases. Until the valve is opened, Pc (driving chamber pressure) = Ps (suction pressure).
[0031]
From the schematic diagram (FIG. 7) in the low load region R3, the balance of force is expressed by the following equation (1), and the relationship between the suction pressure Ps and the discharge pressure Pd by further modifying this equation (1) is It is shown by the following formula (2).
[0032]
[Expression 1]
Figure 0003982237
[0033]
As shown in equation (2), if the (Pd, Ps) coordinates are taken, it can be seen that the slope of the straight line is determined by-(S2-S3) / (S1-S2 + S3). Since the cross-sectional areas S1 to S3 are set so that S1> S3> S2, the slope of this straight line (the rate of change of the suction pressure Ps with respect to the discharge pressure Pd) is positive. That is, in the present embodiment, the capacity control valve 30 is set to have the Pd-Ps characteristic indicated by the line L3 (R3) in FIG. 6 in the low load region R3.
[0034]
As shown in FIG. 4, in the middle load region R1, the Pd correction rod 41 is pressed in the direction of the arrow 72 in the drawing as the discharge pressure Pd increases, and the arrow 72 against the elastic biasing force of the spring member 42. Move in the direction. Thereby, the pressing force that presses the valve body 40 in the valve closing direction by the Pd correction rod 41 is released. At this time, a gap is formed between one end of the spring member 63 and the valve box 60, and the spring member 63 does not act. In such a case, the valve body 40 is separated from the valve seat 39, and the air supply passages 23, 23a, 20a, and 20 are opened. Thus, since the high-pressure refrigerant gas is supplied from the discharge chamber 4 into the drive chamber 9, the drive chamber pressure Pc rises, the back pressure acting on the piston 18 rises, and the tilt angle of the swing plate 15 decreases, thereby reducing the piston. The stroke of 18 becomes small and the discharge capacity is reduced. At this time, the valve body 40 becomes more difficult to open as the suction pressure Ps increases.
[0035]
From the schematic diagram (FIG. 8) in the middle load region R1, the balance of force is shown by the following formula (3), and the relationship between the suction pressure Ps and the discharge pressure Pd by further modifying this formula (3) is It is shown by the following formula (4).
[0036]
[Expression 2]
Figure 0003982237
[0037]
As shown in equation (4), if the (Pd, Ps) coordinates are taken, it can be seen that the slope of the straight line is determined by -S2 / (S1-S2). Since the cross-sectional areas S1 to S3 are set so that S1> S2, the slope of this straight line (the rate of change of the suction pressure Ps with respect to the discharge pressure Pd) is negative. This rate of change corresponds to the first rate of change in the present invention. That is, in the present embodiment, the capacity control valve 30 is set to have a Pd-Ps characteristic indicated by a line L1 (R1) in FIG. 6 in the medium load region R1.
[0038]
As shown in FIG. 5, in the high load region R <b> 2, the Pd correction rod 41 further moves in the arrow 72 direction against the elastic biasing force of the spring member 42. Thereby, the distance between the one end of the spring member 63 and the valve box 60 becomes small, and the spring member 63 begins to act. After the spring member 63 is completely contracted, the valve box 60 and the valve body 40 urge the valve body 40 in the valve opening direction integrally with the Pd correction rod 41. That is, in the high load region R2, the valve body 40 is urged in the valve opening direction by the cooperation of the Pd correction rod 41, the valve box 60, and the spring member 63.
[0039]
From the schematic diagram (FIG. 9) in the high load region R2, the balance of force is shown by the following equation (5), and the relationship between the suction pressure Ps and the discharge pressure Pd is obtained by further modifying this equation (5). It is shown by the following formula (6).
[0040]
[Equation 3]
Figure 0003982237
[0041]
In Formula (6), the force by the spring member 42 is k.2x2(Shrinkage distance x2) And the force by the spring member 63 is kThreexThree(Shrinkage distance xThree).
As shown in FIG. 6, in the present embodiment, the capacity control valve 30 is set to have a Pd-Ps characteristic indicated by a line L2 (R2) in the high load region R2. The slope of the line L2 (R2) (change rate of the suction pressure Ps with respect to the discharge pressure Pd) corresponds to the second change rate in the present invention.
In FIG. 6, for the sake of convenience, the line L2 (R2) is such that the suction pressure Ps does not change even if the discharge pressure Pd changes, but the force k by the spring member 42 and the spring member 63 is shown.2x2, KThreexThreeIs x2, XThreeDepends on the discharge pressure Pd, the slope of the line L2 (R2) is determined by the first term and the second term on the right side in the equation (6).
[0042]
As described above, according to the present embodiment, it is possible to save fuel by increasing the suction pressure Ps in the medium load region R1. Further, the load on the engine is not unnecessarily imposed by suppressing the decrease in the suction pressure Ps in the high load region R2. Further, in the high load region R2, it is possible to suppress not only an improvement in fuel economy but also an increase in the radiator water temperature. Thereby, the proof stress of the compressor 100 is securable. In addition, air-conditioning control without impairing air-conditioning performance such as window fogging and frost generation in the evaporator, which are problematic in the low-load region R3, is possible.
Further, according to the present embodiment, it is possible to reasonably obtain desired air conditioning performance in each operation region of the low load region R3, the medium load region R1, and the high load region R2 using the capacity control valve 30. .
[0043]
In addition, this invention is not limited only to the said embodiment, A various application and deformation | transformation can be considered. For example, each of the following embodiments to which the above embodiment is applied can be implemented.
[0044]
In the present embodiment, in the high load region R2 where the discharge pressure Pd is relatively high, the case where the setting is used in which the suction pressure Ps is maintained at a constant value regardless of the increase in the discharge pressure Pd is described. The setting of Ps can be variously changed as necessary. For example, a change rate with a lower degree of decrease than the change rate of the suction pressure Ps in the medium load region R1, a change rate with which the suction pressure increases, and a setting in which the suction pressure Ps is maintained at a constant value. It is also possible to use a setting in which the suction pressure Ps changes at a combined change rate.
[0045]
Moreover, although the case where the valve box 60 is used as the rod auxiliary member has been described in the present embodiment, a rod auxiliary member as shown in FIG. 11 can also be used. Here, FIG. 11 is a diagram showing another embodiment of the valve box 60.
As shown in FIG. 11, the rod auxiliary member has a spring member 80 and washer members 81 and 82, and is configured to insert the Pd correction rod 41 through the insertion hole 82 a of the washer member 82. With such a configuration, the same effect as that obtained when the valve box 60 and the spring member 63 of the present embodiment are used is provided. In addition, the spring member 80 and the washer member 82 can also be comprised using one deformation | transformation spring member.
[0046]
In the present embodiment, the case where the capacity control valve 30 is used has been described. However, for example, a capacity control valve 130 as shown in FIG. 10 may be used. Here, FIG. 10 is a longitudinal sectional view showing the configuration of the capacity control valve 130 of another embodiment. In FIG. 10, the same elements as those in FIG. 2 are denoted by the same reference numerals.
As shown in FIG. 10, the valve body 33 is formed with an air supply passage 23b communicating with the air supply passage 23, and a discharge pressure chamber 152 on which the discharge pressure Pd acts by the air supply passage 23b. In this case, the communication path of the present invention is constituted by the air supply passages 20, 20a, 23, 23a, 23b and the like. The discharge pressure chamber 152 is provided with a Pd correction rod 141. The cross-sectional area of the shaft portion 141b of the Pd correction rod 141 is S4. The Pd correction rod 141 is provided with a spring member 142 (spring constant k) in the high load region R2.Four) Against the elastic biasing force of) to push up the bellows 36 in the direction of the arrow 170 from the left side in the figure. The urging means of the present invention is constituted by the Pd correction rod 141, the spring member 142, and the like. That is, in the high load region R2, the valve body 40 is urged in the valve opening direction by the cooperation of the Pd correction rod 141, the spring member 142, and the like. The capacity control valve 130 operates in the same manner as the capacity control valve 30 of the present embodiment also in the low load region R3 and the medium load region R1. With this configuration, the capacity control valve 130 has the same effect as the capacity control valve 30 of the present embodiment in each of the low load region R3, the medium load region R1, and the high load region R2. In particular, the balance equation of force in the high load region R2 can be expressed using the following equations (7) and (8). In equations (7) and (8), k1Is the spring constant of the spring member 36a, x1Indicates the contraction distance of the bellows 36.
[0047]
[Expression 4]
Figure 0003982237
[0048]
In Formula (8), the force k by the spring member 142FourxFour(Shrinkage distance xFour) Depends on the discharge pressure Pd, the slope of the Pd-Ps characteristic in the high load region is determined by the first term and the second term on the right side in the equation (7).
[0049]
【The invention's effect】
ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, the variable capacity compressor which does not load an engine unnecessarily in a high load area | region, and the air conditioning technique relevant to the compressor are realizable.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a configuration of a swash plate type variable capacity compressor 100 of the present embodiment.
2 is a longitudinal sectional view showing a configuration of a capacity control valve 30 in FIG. 1, and shows a state of a low load region R3.
3 is a perspective view showing a configuration of a valve box 60 in FIG. 2. FIG.
FIG. 4 is a longitudinal sectional view showing a configuration of a capacity control valve 30 and showing a state of an intermediate load region R1.
FIG. 5 is a longitudinal sectional view showing a configuration of a capacity control valve 30 and shows a state of a high load region R2.
6 is a graph showing Pd-Ps characteristics when a capacity control valve 30 is used. FIG.
FIG. 7 is a schematic diagram when the capacity control valve 30 is in a low load region R3.
FIG. 8 is a schematic diagram when the capacity control valve 30 is in a medium load region R1.
FIG. 9 is a schematic diagram when the capacity control valve 30 is in a high load region R2.
FIG. 10 is a longitudinal sectional view showing a configuration of a capacity control valve 130 according to another embodiment.
11 shows another embodiment of the valve box 60. FIG.
FIG. 12 is a diagram showing a conventional Pd-Ps characteristic.
[Explanation of symbols]
3 ... Inhalation chamber (inhalation part)
4. Discharge chamber (discharge part)
8 ... Drive shaft
9 ... Drive room
11 ... Swash plate
18 ... Piston
20, 20a, 23, 23a ... air supply passage
30 ... Capacity control valve (capacity control means)
36 ... Bellows
36a, 42, 63 ... spring members
40 ... Valve
41 ... Pd correction rod
60 ... Valve box (rod auxiliary member)
100 ... swash plate type variable capacity compressor (compressor)

Claims (6)

駆動室と、作動流体を吸入する吸入部と、圧縮された作動流体を空調回路へ吐出する吐出部と、吐出容量を可変とする容量制御手段とを有する可変容量圧縮機であって、
前記容量制御手段は、圧縮された作動流体を前記吐出部から前記駆動室へ導くことによって吐出容量を可変とするものであり、前記吐出部と前記駆動室とを連通する連通径路と、この連通径路を少なくとも吸入圧力および吐出圧力を感知して開閉する弁体と、この弁体を開弁方向ないし閉弁方向へ付勢可能な付勢手段とを有し、
前記容量制御手段による前記作動流体の吸入圧力と吐出圧力との関係の設定において、前記吐出圧力の上昇とともに前記吸入圧力が第１の変化率で下降する第１の設定モードと、前記第１の設定モードよりも高い吐出圧力領域であって、前記吐出圧力の上昇とともに前記吸入圧力が第２の変化率で変化する第２の設定モードと、前記第１の設定モードよりも低い吐出圧力領域であって、前記吐出圧力の上昇とともに前記吸入圧力が上昇する第３の設定モードとを有し、
前記付勢手段は、前記第３の設定モードにおいて前記弁体を閉弁方向へ付勢するように当接するロッド部材と、前記第２の設定モードにおいて前記弁体を開弁方向へ付勢するロッド補助部材と、前記ロッド部材およびロッド補助部材に対し弾性付勢力を付与するばね部材とを有し、前記ロッド部材およびロッド補助部材は前記作用流体の吐出圧力と前記ばね部材の弾性付勢力とのバランスによって動作するように構成され、
前記第２の変化率は、前記第１の変化率よりも下降の度合いが小さい変化率、０、前記吐出圧力の上昇とともに前記吸入圧力が上昇する変化率のうちの少なくとも一つを用いて構成されることを特徴とする可変容量圧縮機。A variable capacity compressor having a drive chamber, a suction part for sucking the working fluid, a discharge part for discharging the compressed working fluid to the air conditioning circuit, and a capacity control means for changing the discharge capacity,
The capacity control means is configured to change a discharge capacity by guiding a compressed working fluid from the discharge section to the drive chamber, and a communication path that connects the discharge section and the drive chamber; A valve body that senses at least the suction pressure and the discharge pressure to open and close the path, and an urging means capable of urging the valve body in a valve opening direction or a valve closing direction,
In setting the relationship between the suction pressure and the discharge pressure of the working fluid by the capacity control means, a first setting mode in which the suction pressure decreases at a first rate of change as the discharge pressure increases, and the first A discharge pressure region higher than the setting mode, and a second setting mode in which the suction pressure changes at a second rate of change as the discharge pressure increases, and a discharge pressure region lower than the first setting mode. And having a third setting mode in which the suction pressure increases as the discharge pressure increases ,
The biasing means biases the valve body in the third setting mode so as to bias the valve body in the valve closing direction, and biases the valve body in the valve opening direction in the second setting mode. A rod auxiliary member, and a spring member that applies an elastic biasing force to the rod member and the rod auxiliary member, wherein the rod member and the rod auxiliary member include a discharge pressure of the working fluid and an elastic biasing force of the spring member. Configured to work with a balance of
The second change rate is configured using at least one of a change rate having a lower degree of decrease than the first change rate, 0, and a change rate at which the suction pressure increases as the discharge pressure increases. A variable capacity compressor. 請求項１に記載した可変容量圧縮機であって、
前記第２の設定モードでは、前記吐出圧力の上昇とともに前記吸入圧力が上昇ないし一定値に維持されるように設定されることを特徴とする可変容量圧縮機。The variable capacity compressor according to claim 1,
In the second setting mode, the variable capacity compressor is set so that the suction pressure is increased or maintained at a constant value as the discharge pressure increases. 請求項１または２に記載した可変容量圧縮機を備えた空調装置。An air conditioner comprising the variable capacity compressor according to claim 1 or 2. 駆動室と、作動流体を吸入する吸入部と、圧縮された作動流体を空調回路へ吐出する吐出部と、吐出容量を可変とする容量制御手段とを有する可変容量圧縮機において、In a variable capacity compressor having a drive chamber, a suction portion for sucking the working fluid, a discharge portion for discharging the compressed working fluid to the air conditioning circuit, and a capacity control means for changing the discharge capacity,
前記容量制御手段は、圧縮された作動流体を前記吐出部から前記駆動室へ導くことによって吐出容量を可変とするものであり、前記吐出部と前記駆動室とを連通する連通径路と、この連通径路を少なくとも吸入圧力および吐出圧力を感知して開閉する弁体と、この弁体を開弁方向ないし閉弁方向へ付勢可能な付勢手段とを有し、The capacity control means is configured to change the discharge capacity by guiding the compressed working fluid from the discharge section to the drive chamber, and a communication path for connecting the discharge section and the drive chamber; A valve body that senses at least the suction pressure and the discharge pressure to open and close the path, and an urging means capable of urging the valve body in a valve opening direction or a valve closing direction,
前記容量制御手段による前記作動流体の吸入圧力と吐出圧力との関係の設定につき、前記吐出圧力の上昇とともに前記吸入圧力が第１の変化率で下降する第１の設定モードと、前記第１の設定モードよりも高い吐出圧力領域であって、前記吐出圧力の上昇とともに前記吸入圧力が第２の変化率で変化する第２の設定モードと、前記第１の設定モードよりも低い吐出圧力領域であって、前記吐出圧力の上昇とともに前記吸入圧力が上昇する第３の設定モードとを用い、Regarding the setting of the relationship between the suction pressure and the discharge pressure of the working fluid by the capacity control means, a first setting mode in which the suction pressure decreases at a first rate of change as the discharge pressure increases, and the first A discharge pressure region higher than the setting mode, and a second setting mode in which the suction pressure changes at a second rate of change as the discharge pressure increases, and a discharge pressure region lower than the first setting mode. And using a third setting mode in which the suction pressure increases as the discharge pressure increases,
前記付勢手段は、前記第３の設定モードにおいて前記弁体を閉弁方向へ付勢するように当接するロッド部材と、前記第２の設定モードにおいて前記弁体を開弁方向へ付勢するロッド補助部材と、前記ロッド部材およびロッド補助部材に対し弾性付勢力を付与するばね部材とを有し、前記ロッド部材およびロッド補助部材は前記作用流体の吐出圧力と前記ばね部材の弾性付勢力とのバランスによって動作するように構成され、The biasing means biases the valve body in the third setting mode so as to bias the valve body in the valve closing direction, and biases the valve body in the valve opening direction in the second setting mode. A rod auxiliary member; and a spring member that imparts an elastic biasing force to the rod member and the rod auxiliary member, wherein the rod member and the rod auxiliary member include a discharge pressure of the working fluid and an elastic biasing force of the spring member. Configured to work with a balance of
前記第２の変化率として、前記第１の変化率よりも下降の度合いが小さい変化率、０、前記吐出圧力の上昇とともに前記吸入圧力が上昇する変化率のうちの少なくとも一つを用いることを特徴とする制御方法。As the second change rate, at least one of a change rate having a lower degree of decrease than the first change rate, 0, and a change rate at which the suction pressure increases as the discharge pressure increases is used. Characteristic control method. 請求項４に記載した制御方法であって、A control method according to claim 4, wherein
前記第２の設定モードでは、前記吐出圧力の上昇とともに前記吸入圧力が上昇ないし一定値に維持されるように設定することを特徴とする制御方法。In the second setting mode, the control method is set so that the suction pressure increases or is maintained at a constant value as the discharge pressure increases. 請求項５に記載した制御方法であって、A control method according to claim 5, comprising:
前記設定において、更に、前記第１の設定モードよりも低い吐出圧力領域であって、前記吐出圧力の上昇とともに前記吸入圧力が上昇する第３の設定モードを用いることを特徴とする制御方法。In the setting, the control method further includes a third setting mode in which the suction pressure is lower than that in the first setting mode and the suction pressure increases as the discharge pressure increases.
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