JP4055410B2

JP4055410B2 - Capacity control device for variable capacity compressor

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Publication number: JP4055410B2
Application number: JP2001376286A
Authority: JP
Inventors: 聡梅村; 達也廣瀬; 亮松原; 友次橋本; 寛之吉田
Original assignee: Toyota Industries Corp
Current assignee: Toyota Industries Corp
Priority date: 2001-12-10
Filing date: 2001-12-10
Publication date: 2008-03-05
Anticipated expiration: 2021-12-10
Also published as: DE10257447B4; DE10257447A1; JP2003176779A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、冷媒の流量を指標として容量可変型圧縮機の吐出容量を制御するための容量制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、容量可変型圧縮機（以下、圧縮機とする）の容量制御装置としては、例えば、特開２００１−１０７８５４号公報に開示されたものが存在する。この容量制御装置においては、冷媒循環回路の冷媒通路上に固定絞りが配設されているとともに、圧縮機の吐出容量変更につながる弁開度調節を行う制御弁が備えられている。
【０００３】
前記制御弁には、固定絞りの前後の圧力差を機械的に検出可能な感圧部材と、電磁アクチュエータとが備えられている。感圧部材は、固定絞り前後の圧力差の変動に基づいて変位することで、この圧力差の変動を打ち消す側に圧縮機の吐出容量が変更されるように弁体を動作させる。電磁アクチュエータは、弁体に付与する力を外部からの指令に基づいて変更することで、感圧部材による弁体の位置決め動作の基準となる固定絞り前後の圧力差（設定差圧）を変更可能である。
【０００４】
前記固定絞り前後の圧力差には冷媒流量が反映されており、冷媒流量が多くなると圧力差は大きくなり、逆に冷媒流量が少なくなると圧力差は小さくなる。従って、例えば、電磁アクチュエータによって設定差圧を高く設定すれば、冷媒循環回路の大冷媒流量を維持するように、感圧部材によって内部自律的に圧縮機の吐出容量が制御される。逆に、電磁アクチュエータによって設定差圧を低く設定すれば、冷媒循環回路の小冷媒流量を維持するように、感圧部材によって内部自律的に圧縮機の吐出容量が制御される。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、前記公報の技術においては、冷媒流量を検出するための絞りとして、通過断面積（絞り径）が一定の固定絞りが用いられている。従って、小冷媒流量域における圧縮機の容量制御性と、大冷媒流量域における冷媒循環回路の圧力損失の抑制とを高次元で両立することができなかった。
【０００６】
つまり、例えば、固定絞りの通過断面積が大きめに設定されていると、小冷媒流量域にあっては、固定絞り前後の二点間に差圧が付き難く、冷媒流量の変動に対してこの圧力差の変動が小さくなってしまう。従って、小冷媒流量域で設定差圧を変更する場合には、電磁アクチュエータが弁体に付与する力を微妙に変化させなくてはならず、圧縮機の容量制御性が悪化する問題を生じてしまう。
【０００７】
逆に、固定絞りの通過断面積が小さめに設定されていると、大冷媒流量域にあっては、固定絞りを介することでの圧力損失が大きくなり過ぎる。従って、空調装置の性能低下の問題を生じてしまう。
【０００８】
本発明の目的は、小流量域での絞り前後の圧力差の明確化と、大流量域での圧力損失の低減とを高次元で両立することが可能な容量可変型圧縮機の容量制御装置を提供することにある。
【００１８】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために請求項１及び２の発明は、空調装置の冷媒循環回路を構成する容量可変型圧縮機の吐出容量を制御するための容量制御装置であって、前記冷媒循環回路の冷媒通路上に配設された絞りと、前記絞りの前後の圧力差を検出する差圧検出手段と、前記差圧検出手段によって検出された絞り前後の圧力差の変動に基づいて、この圧力差の変動を打ち消す側に容量可変型圧縮機の吐出容量を制御する圧縮機制御手段と、前記圧縮機制御手段の制御目標たる設定差圧を変更可能な設定差圧変更手段とを備え、前記絞りはリード状の絞り弁を有してなり、冷媒流量の変化に応じて絞り弁がその弾性変形量を変更することで冷媒の通過断面積を変更可能であることを特徴とする。
とくに請求項１の発明は、前記絞りは絞り弁を複数有してなり、前記複数の絞り弁は一体に構成されていることを要旨とし、請求項２の発明は、前記冷媒循環回路の冷媒通路上には冷媒の逆流を阻止する逆止弁が配設されているとともに、同じく冷媒通路上には係止部が設けられており、前記絞りは逆止弁と係止部との間で狭持固定されていることを要旨とする。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明を車両用空調装置に用いられる容量可変型斜板式圧縮機の容量制御装置において具体化した一実施形態について説明する。
【００２０】
（容量可変型斜板式圧縮機）
図１に示すように、容量可変型斜板式圧縮機（以下圧縮機とする）のハウジング１１内にはクランク室１２が区画されている。クランク室１２内には駆動軸１３が回転可能に配設されている。駆動軸１３は、動力伝達機構ＰＴを介して車両の走行駆動源であるエンジンＥに作動連結され、エンジンＥからの動力供給を受けて回転される。
【００２１】
前記動力伝達機構ＰＴは、外部からの電気制御によって動力の伝達／遮断を選択可能なクラッチ機構（例えば電磁クラッチ）であってもよく、又は、そのようなクラッチ機構を持たない常時伝達型のクラッチレス機構（例えばベルト／プーリの組合せ）であってもよい。なお、本実施形態では、クラッチレスタイプの動力伝達機構ＰＴが採用されている。
【００２２】
前記クランク室１２において駆動軸１３には、ラグプレート１４が一体回転可能に固定されている。クランク室１２内には斜板１５が収容されている。斜板１５は、駆動軸１３にスライド移動可能でかつ傾動可能に支持されている。ヒンジ機構１６は、ラグプレート１４と斜板１５との間に介在されている。従って、斜板１５は、ヒンジ機構１６を介することで、ラグプレート１４及び駆動軸１３と同期回転可能であるとともに、駆動軸１３に対して傾動可能となっている。
【００２３】
前記ハウジング１１内には複数（図面には一つのみ示す）のシリンダボア１１ａが形成されており、各シリンダボア１１ａ内には片頭型のピストン１７が往復動可能に収容されている。各ピストン１７は、シュー１８を介して斜板１５の外周部に係留されている。従って、駆動軸１３の回転運動が、斜板１５及びシュー１８を介してピストン１７の往復運動に変換される。
【００２４】
前記シリンダボア１１ａ内の後方（図面右方）側には、ピストン１７と、ハウジング１１に装着された弁・ポート形成体１９とで囲まれて圧縮室２０が区画されている。ハウジング１１の後方側の内部には、吸入室２１及び吐出室２２がそれぞれ区画形成されている。
【００２５】
そして、吸入室２１の冷媒（例えばＲ１３４ａ）ガスは、各ピストン１７の上死点位置から下死点側への移動により、弁・ポート形成体１９に形成された吸入ポート２３及び吸入弁２４を介して圧縮室２０に吸入される。圧縮室２０に吸入された冷媒ガスは、ピストン１７の下死点位置から上死点側への移動により所定の圧力にまで圧縮され、弁・ポート形成体１９に形成された吐出ポート２５及び吐出弁２６を介して吐出室２２に吐出される。
【００２６】
（圧縮機の容量可変構造）
図１に示すように、前記ハウジング１１内には抽気通路２７及び給気通路２８が設けられている。抽気通路２７はクランク室１２と吸入室２１とを連通する。給気通路２８は吐出室２２とクランク室１２とを連通する。ハウジング１１において給気通路２８の途中には、差圧検出手段及び圧縮機制御手段並びに設定差圧変更手段としての制御弁ＣＶが配設されている。
【００２７】
そして、前記制御弁ＣＶの開度を調節することで、給気通路２８を介したクランク室１２への高圧な吐出ガスの導入量と抽気通路２７を介したクランク室１２からのガス導出量とのバランスが制御され、クランク室１２の内圧が決定される。クランク室１２の内圧変更に応じて、ピストン１７を介してのクランク室１２の内圧と圧縮室２０の内圧との差が変更され、斜板１５の傾斜角度が変更される結果、ピストン１７のストロークすなわち圧縮機の吐出容量が調節される。
【００２８】
例えば、クランク室１２の内圧が低下されると斜板１５の傾斜角度が増大し、圧縮機の吐出容量が増大される。図１において二点鎖線は、斜板１５のそれ以上の傾動がラグプレート１４によって当接規制された、最大傾斜角度状態を示している。逆に、クランク室１２の内圧が上昇されると斜板１５の傾斜角度が減少し、圧縮機の吐出容量が減少される。図１において実線は、斜板１５のそれ以上の傾動が、駆動軸１３に設けられた最小傾斜角度規定手段２９によって規制された、最小傾斜角度状態を示している。斜板１５の最小傾斜角度は、ゼロではない角度に設定されている。
【００２９】
（冷媒循環回路）
図１に示すように、車両用空調装置の冷媒循環回路（冷凍サイクル）は、上述した圧縮機と外部冷媒回路３０とから構成されている。外部冷媒回路３０は、凝縮器３１、膨張弁３２及び蒸発器３３を備えている。圧縮機のハウジング１１には、吐出室２２と外部冷媒回路３０の凝縮器３１側の配管とを接続する吐出通路３４が形成されている。吐出通路３４において吐出室２２側は小径とされて取付孔３４ａをなすとともに、吐出通路３４において凝縮器３１側は大径とされて収容室３４ｂをなしている。
【００３０】
図２に示すように、前記吐出通路３４の収容室３４ｂ内には逆止弁３５が配設されている。この逆止弁３５は、弁孔３６ａ及び弁座３６ｂ並びに連通孔３６ｃを有する円筒状のケース３６と、ケース３６に収容され弁座３６ｂに対し接離可能な弁体３７と、ケース３６内に収容され弁体３７を弁閉方向に付勢する付勢バネ３８とを備えている。ケース３６は図面左端側である取付部３６ｄを以って吐出通路３４の取付孔３４ａに圧入固定されている。
【００３１】
前記逆止弁３５の弁孔３６ａ、ケース３６の内空間及び連通孔３６ｃは吐出通路３４の一部を構成する。弁体３７は、弁孔３６ａに面したシール面３７ａに作用する吐出室２２側の圧力と背面に作用する凝縮器３１側の圧力との差に基づく荷重と、付勢バネ３８の付勢力とのバランスによって弁座３６ｂに対して位置決めされる。例えば、吐出圧力が十分に高い場合には、弁体３７が弁孔３６ａを開放して外部冷媒回路３０を経由する冷媒循環が許容される。逆に、圧縮機の吐出容量が最小となって吐出圧力が低い場合には、弁体３７が弁孔３６ａを閉塞して外部冷媒回路３０を経由する冷媒循環が遮断される。
【００３２】
なお、前記逆止弁３５の主たる役目は、外部冷媒回路３０の凝縮器３１側から吐出室２２への冷媒の逆流を防止することにある。しかし、本実施形態においては、動力伝達機構ＰＴにクラッチレスタイプのものを用いるために、前述した役目（圧縮機の吐出容量に応じて冷媒循環回路を開閉する）も逆止弁３５に兼ねさせている。
【００３３】
前記吐出室２２内には第１圧力監視点Ｐ１が設定されている。第２圧力監視点Ｐ２は、第１圧力監視点Ｐ１から凝縮器３１側（下流側）へ所定距離だけ離れた吐出通路３４の途中において、逆止弁３５（弁体３７による開閉位置）よりも上流側に設定されている。つまり、第１圧力監視点Ｐ１及び第２圧力監視点Ｐ２は、共に冷媒循環回路の吐出圧力領域に設定されている。
【００３４】
前記吐出通路３４において第１圧力監視点Ｐ１と第２圧力監視点Ｐ２との間には絞り５０が配設されている。従って、第１圧力監視点Ｐ１の圧力ＰｄＨと第２圧力監視点Ｐ２の圧力ＰｄＬとの絞り５０を介した差（二点間差圧ΔＰｄ＝ＰｄＨ−ＰｄＬ）には、冷媒循環回路の吐出冷媒流量Ｑが反映されている。第１圧力監視点Ｐ１と制御弁ＣＶとは第１検圧通路３９を介して連通されている。第２圧力監視点Ｐ２と制御弁ＣＶとは第２検圧通路４０を介して連通されている。
【００３５】
（制御弁）
図２に示すように、前記制御弁ＣＶは、給気通路２８の開度を調節する圧縮機制御手段としての弁体４１と、弁体４１の図面上側に作動連結された差圧検出手段としての感圧機構４２と、弁体４１の図面下側に作動連結された設定差圧変更手段としての電磁アクチュエータ４３とをバルブハウジング４４内に備えてなる。バルブハウジング４４内には給気通路２８の一部を構成する弁孔４４ａが形成されており、バルブハウジング４４内において弁孔４４ａの開口周囲は弁座４４ｂをなしている。弁体４１は、下動して弁座４４ｂから離間することで弁孔４４ａの開度を増大し、逆に上動して弁座４４ｂに近接することで弁孔４４ａの開度を減少させる。
【００３６】
前記感圧機構４２は、バルブハウジング４４内の上部に形成された感圧室４２ａと、感圧室４２ａ内に収容された感圧部材としてのベローズ４２ｂとからなっている。感圧室４２ａにおいてベローズ４２ｂの内空間には、第１検圧通路３９を介して第１圧力監視点Ｐ１の圧力ＰｄＨが導かれている。感圧室４２ａにおいてベローズ４２ｂの外空間には、第２検圧通路４０を介して第２圧力監視点Ｐ２の圧力ＰｄＬが導かれている。
【００３７】
前記電磁アクチュエータ４３には、固定鉄心４３ａ、可動鉄心４３ｂ及びコイル４３ｃが備えられており、可動鉄心４３ｂには弁体４１が作動連結されている。コイル４３ｃには、冷房負荷等に応じた、制御コンピュータたるエアコンＥＣＵ７１の指令に基づき、駆動回路７２から電力が供給される。駆動回路７２からコイル４３ｃへの電力供給量に応じた大きさの上向き電磁力（電磁吸引力）が、固定鉄心４３ａと可動鉄心４３ｂとの間に発生し、この電磁力は可動鉄心４３ｂを介して弁体４１に伝達される。コイル４３ｃへの通電制御は印加電圧を調整することでなされ、この印加電圧の調整にはＰＷＭ（パルス幅変調）制御が採用されている。
【００３８】
（制御弁の動作特性）
前記制御弁ＣＶにおいては、次のようにして弁体４１の配置位置つまり弁開度が決まる。
【００３９】
先ず、コイル４３ｃへの通電がない場合（デューティ比Ｄｔ＝０％）は、ベローズ４２ｂ自身が有するバネ性に基づく下向き付勢力により、弁体４１が最下動位置に配置されて弁孔４４ａの開度が全開となる。このため、クランク室１２の内圧は、その時おかれた状況下において取り得る最大値となり、このクランク室１２の内圧と圧縮室２０の内圧とのピストン１７を介した差は大きくて、斜板１５は傾斜角度を最小として圧縮機の吐出容量は最小となっている。
【００４０】
前記圧縮機の吐出容量が最小では吐出圧力が低くなり、逆止弁３５が閉じられる。従って、外部冷媒回路３０を経由した冷媒循環が停止される。このため、圧縮機による冷媒ガスの圧縮が継続されたとしても空調（冷房）が行われることはなく、圧縮機は空調機能的にオフされた状態となっている。
【００４１】
次に、前記制御弁ＣＶにおいて、コイル４３ｃに対しデューティ比可変範囲の最小デューティ比Ｄｔ（ｍｉｎ）（＞０％）以上の通電がなされると、可動鉄心４３ｂが弁体４１に作用させる上向きの電磁力と、ベローズ４２ｂが弁体４１に作用させる二点間差圧ΔＰｄに基づく下向き押圧力及びベローズ４２ｂのバネ性に基づく下向き付勢力とが対抗する。そして、これら上下付勢力がバランスする位置に弁体４１が位置決めされる。
【００４２】
例えば、エンジンＥの回転速度が減少して冷媒循環回路の冷媒流量Ｑが減少すると、ベローズ４２ｂが弁体４１に作用させる二点間差圧ΔＰｄに基づく力が減少する。従って、弁体４１が上動して弁孔４４ａの開度が減少し、クランク室１２の内圧が低下傾向となる。このため、斜板１５が傾斜角度増大方向に傾動し、圧縮機の吐出容量は増大される。圧縮機の吐出容量が増大すれば冷媒循環回路における冷媒流量Ｑも増大し、二点間差圧ΔＰｄは増加する。
【００４３】
逆に、エンジンＥの回転速度が増大して冷媒循環回路の冷媒流量Ｑが増大すると、ベローズ４２ｂが弁体４１に作用させる二点間差圧ΔＰｄに基づく力が増大する。従って、弁体４１が下動して弁孔４４ａの開度が増加し、クランク室１２の内圧が増大傾向となる。このため、斜板１５が傾斜角度減少方向に傾動し、圧縮機の吐出容量は減少される。圧縮機の吐出容量が減少すれば冷媒循環回路における冷媒流量Ｑも減少し、二点間差圧ΔＰｄは減少する。
【００４４】
また、例えば、コイル４３ｃへの通電デューティ比Ｄｔを大きくして弁体４１に作用する電磁力を大きくすると、弁体４１が上動して弁孔４４ａの開度が減少し、圧縮機の吐出容量が増大される。従って、冷媒循環回路における冷媒流量Ｑが増大し、二点間差圧ΔＰｄも増大する。
【００４５】
逆に、コイル４３ｃへの通電デューティ比Ｄｔを小さくして弁体４１に作用する電磁力を小さくすると、弁体４１が下動して弁孔４４ａの開度が増加し、圧縮機の吐出容量が減少する。従って、冷媒循環回路における冷媒流量Ｑが減少し、二点間差圧ΔＰｄも減少する。
【００４６】
つまり、前記制御弁ＣＶは、コイル４３ｃへの通電デューティ比Ｄｔによって決定された二点間差圧ΔＰｄの制御目標（設定差圧）を維持するように、この二点間差圧ΔＰｄの変動に応じて感圧機構４２が内部自律的に弁体４１を位置決めする構成となっている。また、この設定差圧は、コイル４３ｃへの通電デューティ比Ｄｔを調節することで外部から変更可能となっている。
【００４７】
（絞り）
図２及び図４に示すように、前記絞り５０は、円環状の取付部５０ａと、取付部５０ａの内周縁から半径方向内側に向かって延出されたリード状の絞り弁５０ｂとからなっている。絞り５０は全体として平板状をなし、プレス加工等によって取付部５０ａ及び絞り弁５０ｂが一体形成されている。吐出通路３４の取付孔３４ａ内には、吐出室２２側が小径とされて段差部が形成されており、この段差部において機外側（逆止弁３５側）に向かう壁面が係止部５１をなしている。そして、絞り５０は、係止部５１と逆止弁３５の取付部３６ｄとの対向端面間で、取付部５０ａを以って狭持固定されている。
【００４８】
前記絞り５０には、絞り弁５０ｂが複数枚（本実施形態においては３枚）備えられている。各絞り弁５０ｂは、取付部５０ａに接続される方形状の部位の先端に三角形状の部位を備えてなる。複数の絞り弁５０ｂは、取付部５０ａの円環中心に先端たる三角形の頂点を向けて、この中心周りに等角度間隔で配置されている。取付部５０ａの周方向に隣接する絞り弁５０ｂの先端間、及び各絞り弁５０ｂの先端により囲まれた取付部５０ａの中心には、それぞれ隙間５０ｃが形成されている。この三叉状の隙間５０ｃが、吐出通路３４において絞り５０の前後を常時連通する絞り孔５０ｃをなしている。
【００４９】
前記絞り弁５０ｂは、吐出通路３４内において吐出室２２から逆止弁３５側に向かう冷媒の流れに曝されており、この冷媒流のエネルギーを受けることで、取付部５０ａとの接続部分を支点として逆止弁３５側に弾性変形される。絞り弁５０ｂの弾性変形量は、冷媒流のエネルギー量つまり冷媒流量Ｑに応じて変化される。絞り弁５０ｂの変形量に応じて、絞り孔５０ｃの通過断面積つまり絞り５０による冷媒の絞り度合いが変更されることとなる。
【００５０】
例えば、図２に示すように、冷媒流量Ｑが増大すると絞り弁５０ｂの変形量が増大し、絞り孔５０ｃの通過断面積が増大する。従って、大冷媒流量域においては、絞り５０による冷媒の絞り度合いが減少し、第１圧力監視点Ｐ１と第２圧力監視点Ｐ２との圧力比が小さくなる。逆に、冷媒流量Ｑが減少すると絞り弁５０ｂの変形量が減少し、絞り孔５０ｃの通過断面積が減少する。従って、小冷媒流量域においては、絞り５０による冷媒の絞り度合いが増大し、第１圧力監視点Ｐ１と第２圧力監視点Ｐ２との圧力比が大きくなる。
【００５１】
さて、図３のグラフにおいて実線は、本実施形態の絞り５０による「二点間差圧−冷媒流量」特性を示す。同グラフにおいて二点鎖線は、従来公報の固定絞りによる「二点間差圧−冷媒流量」特性を比較例として示す。この比較例の固定絞りの通過断面積は、本実施形態の絞り５０の通過断面積がその可変領域の中間である場合と同じに設定されているものとする。
【００５２】
図３のグラフにおいて特性線を比較すれば明らかなように、本実施形態の絞り５０によれば、大冷媒流量域においては、二点間差圧ΔＰｄの変動に対する冷媒流量Ｑの変動が比較例よりも大きくなっている。従って、絞り５０を介することでの冷媒循環回路の圧力損失を低減でき、空調装置の性能低下を抑制することができる。また、低冷媒流領域においては、二点間差圧ΔＰｄの変動に対する冷媒流量Ｑの変動が比較例よりも小さくなっている。従って、小冷媒流量域で設定差圧を変更する場合においても、電磁アクチュエータ４３が弁体４１に付与する力を微妙に変化させる必要がなく、エアコンＥＣＵ７１による圧縮機の容量制御性が良好となる。
【００５３】
上記構成の本実施形態においては次のような効果を奏する。
（１）上述したように、二点間差圧ΔＰｄの検出のために、冷媒流量Ｑに応じて冷媒の通過断面積を変更可能な可変型の絞り５０を用いている。従って、小冷媒流量域での良好な容量制御性と、大冷媒流量域での冷媒循環回路の圧力損失の低減とを高次元で両立することが可能となる。
【００５４】
（２）絞り５０が備える絞り弁５０ｂとして、それ自体に弾性を有するリード状のものが用いられている。従って、例えば、バネ等の別部材（弾性部材）が必要なスプールタイプの絞り弁を採用した場合と比較して、絞り５０を構成する部品点数を削減して構成の簡素化を図り得る。
【００５５】
（３）絞り５０は、全体として平板状をなしている。平板状をなす絞り５０はスペース効率に優れ、圧縮機の小型化に貢献される。
（４）絞り５０は、絞り弁５０ｂを複数有している。従って、冷媒流量Ｑの変化による絞り弁５０ｂの変形量が一つ一つは少なくても、複数の絞り弁５０ｂのトータルで冷媒の通過断面積を大きく変化させることができる。よって、絞り弁５０ｂの変形を許容するスペースが少なくて済み、さらにスペース効率に優れる絞り５０となる。
【００５６】
（５）複数の絞り弁５０ｂは一体に構成されている。従って、絞り５０の吐出通路３４に対する組み付け時において、その取り扱いが容易となる。
（６）絞り５０は、ハウジング１１に取り付けられた逆止弁３５とハウジング１１の係止部５１との間で狭持固定されている。つまり、絞り５０は、逆止弁３５の一部を利用して吐出通路３４（ハウジング１１）内で保持されている。従って、例えば、逆止弁３５を利用することなく絞り５０を吐出通路３４内で保持させる場合と比較して、部品点数を低減できて構成の簡素化を図り得る。
【００５７】
なお、本発明の趣旨から逸脱しない範囲で以下の態様でも実施できる。
・絞り５０において複数枚の絞り弁５０ｂをそれぞれ別体に構成すること。例えば、図５（ａ）及び図５（ｂ）の態様において絞り５０は、二枚の絞り構成体５０Ａ，５０Ｂからなっている。各絞り構成体５０Ａ，５０Ｂは、取付部５０ａと一枚の絞り弁５０ｂとからなっている。
【００５８】
このように構成すれば、絞り５０の外径寸法（大径化）が制限される場合において、複数枚の絞り弁５０ｂを一体化するための例えば二点鎖線で示す細幅な言い換えれば加工が難しい部位Ｈを設定する必要がなくなり、絞り５０の製作が容易となる。なお、絞り５０の外径寸法が制限される場合とは、例えば、Ｒ１３４ａ冷媒を用いた場合と比較して冷媒通路（吐出通路３４）が小径に設定されることとなる二酸化炭素冷媒を用いた場合である。
【００５９】
さて、絞り５０を、複数枚の絞り構成体５０Ａ，５０Ｂにより構成した場合、吐出通路３４内における各絞り構成体５０Ａ，５０Ｂの位置決めを確実とする必要がある。従って、図５の態様においては、係止部５１に凹部５１ｃを形成し、この凹部５１ｃ内に各絞り構成体５０Ａ，５０Ｂの取付部５０ａを嵌め込むことで位置決めを行っている。
【００６０】
なお、各絞り構成体５０Ａ，５０Ｂの位置決め手法としては前述した以外にも、例えば、図６に示すように、各絞り構成体５０Ａ，５０Ｂにおいて取付部５０ａの外周縁部に屈曲部５０ｄを形成するとともに係止部５１に溝５１ｄを形成し、この屈曲部５０ｄと溝５１ｄとを凹凸係合させる手法を採用してもよい。つまり、各絞り構成体５０Ａ，５０Ｂの吐出通路３４内での位置決め手法としては、図５に示すように、取付部５０ａのほぼ全体を係止部５１（凹部５１ｃ）に凹凸係合させる以外にも、取付部５０ａの一部を係止部５１に凹凸係合させることも採用可能である。
【００６１】
・絞り５０を図７に示すような態様とすること。この絞り５０には絞り弁５０ｂが複数枚（本実施形態においては６枚）備えられている。各絞り弁５０ｂは三角形状をなしている。複数の絞り弁５０ｂは、取付部５０ａの円環中心に三角形の頂点を向けて、この中心周りに等角度間隔で配置されている。
【００６２】
・例えば、図８（ａ）及び図８（ｂ）に示すように、絞り５０の絞り弁５０ｂを一枚のみとすること。図８の態様において絞り弁５０ｂは、取付部５０ａとの接続部分付近が細幅とされており、弾性変形し易くなっている。絞り弁５０ｂを一枚のみとすることで絞り５０の形状が簡単となり、その製作が容易となる。
【００６３】
また、図８の態様においては、係止部５１の中心部に弁孔５１ａが設定されているとともに、係止部５１において弁孔５１ａの開口縁部に弁座５１ｂが設定されている。従って、圧縮機が停止されている場合には、絞り弁５０ｂが弁座５１ｂに着座して吐出通路３４が遮断される。圧縮機が起動すれば、絞り弁５０ｂが冷媒の流動によって弁座５１ｂから離座して吐出通路３４が開放される。そして、冷媒流量Ｑに応じて絞り弁５０ｂの変形量が変化することで、絞り弁５０ｂと弁座５１ｂとの間における通過断面積が変更されることとなる。
【００６４】
なお、図８の態様の場合、圧縮機が最小吐出容量状態においては絞り弁５０ｂが弁座５１ｂから離座しないようにその弾性係数を設定することで、絞り５０に逆止弁３５の役目を兼ねさせることもできる。この場合、逆止弁３５を削除して圧縮機の構成の簡素化を図り得る。
【００６５】
・図９に示すように、前述した図８の態様を変更し、絞り弁５０ｂにおいて取付部５０ａとの接続部分付近を細幅としないこと。このようにすれば、絞り弁５０ｂの形状が簡単となり、絞り５０の製作がさらに容易となる。
【００６６】
・例えば、図１０（ａ）及び図１０（ｂ）に示す態様のように、係止部をハウジング１１と別体の係止部材５６により構成すること。図１０（ａ）及び図１０（ｂ）の態様においては、吐出通路３４の取付孔３４ａ内から係止部５１が削除されており、取付孔３４ａの吐出室２２側にはハウジング１１と別体の係止部材５６が圧入固定されている。係止部材５６の中心部には、吐出室２２を吐出通路３４に接続する透孔５６ａが穿設されている。
【００６７】
前記取付孔３４ａの内周面において吐出室２２側には、凹部５７が形成されている。係止部材５６の外周縁部には、取付孔３４ａの凹部５７に嵌まり込む凸部５６ｂが形成されている。絞り５０と逆止弁３５の取付部３６ｄとの間には、円環状のスペーサ５５が介在されている。スペーサ５５は、取付孔３４ａの凹部５７に嵌まり込む凸部５５ａを有している。凸部５５ａにおいて係止部材５６側の端面には、絞り保持部５５ｂが凹設されている。
【００６８】
絞り５０は絞り弁５０ｂが一枚のみとされており、絞り５０の全体は略長方形状をなしている。絞り５０は、取付部５０ａを以ってスペーサ５５の絞り保持部５５ｂ内に嵌入されて取付孔３４ａ内で位置決めされている。つまり、絞り５０は、取付部５５ａを以って、係止部材５６の係止部たる凸部５６ｂとスペーサ５５の凸部５５ａとの間で狭持されている。
【００６９】
このように、図１０の態様においては、逆止弁３５（取付部３６ｄ）と係止部（凸部５６ｂ）とによる絞り５０の狭持位置を、上記各実施形態よりも外側にオフセット配置している。従って、絞り５０において弾性変形する部位を長く確保すること、言い換えれば絞り５０の剛性を低下させることができる。よって、冷媒流量Ｑの変化に応じて確実に絞り弁５０ｂを変形させて冷媒の絞り度合いを変更することができ、小冷媒流量域での良好な容量制御性と、大冷媒流量域での冷媒循環回路の圧力損失の低減とをさらに高次元で両立することが可能となる。
【００７０】
・上記実施形態において係止部５１は、ハウジング１１に一体形成されていた。これを変更し、吐出通路３４内にサークリップや圧入リング等の係止部材を取り付け、この係止部材をハウジング１１の係止部として利用すること。
【００７１】
・絞り５０は、圧縮機のハウジング１１内に配設することに限定されるものではなく、外部冷媒回路の配管内又は機器内の冷媒通路に配設してもよい。
・上記実施形態において二点間差圧ΔＰｄは、制御弁ＣＶの感圧機構４２によって機械的に検出されていた。これを変更し、二点間差圧ΔＰがセンサによって電気的に検出されるように構成すること。この場合、エアコンＥＣＵ７１は、センサからの二点間差圧ΔＰｄ情報と、冷房負荷等に応じて算出した設定差圧とを比較し、センサからの二点間差圧ΔＰｄが設定差圧となるように制御弁ＣＶの電磁アクチュエータ４３をフィードバック制御する。従って、制御弁ＣＶとしては、感圧機構４２が削除された単なる電磁弁態様のものが用いられることとなる。本態様においては、センサが差圧検出手段をなし、制御弁ＣＶ及びエアコンＥＣＵ７１が圧縮機制御手段をなし、エアコンＥＣＵ７１が設定差圧変更手段をなす。
【００７２】
・第１圧力監視点Ｐ１を、蒸発器３３と吸入室２１とを含む両者間の吸入圧力領域に設定するとともに、第２圧力監視点Ｐ２を同じ吸入圧力領域において第１圧力監視点Ｐ１の下流側に設定すること。
【００７３】
・制御弁ＣＶとして、給気通路２８ではなく、抽気通路２７の開度調節によりクランク室１２の内圧を調節する、所謂抜き側制御弁を採用すること。
・容量可変型圧縮機としてワッブルタイプのものを採用すること。
【００７４】
・圧縮機の容量制御装置以外の例えば、油圧回路や水回路の流量を検出する流量検出装置において具体化すること。
上記実施形態から把握できる技術的思想について記載する。
【００７５】
（１）前記絞りは、流体の流量が増大すると絞り弁の変形量が増大して通過断面積を増大させ、逆に流体の流量が減少すると絞り弁の変形量が減少して通過断面積を減少させる構成である流量検出装置。
【００７６】
（２）前記絞りは、環状の取付部と、取付部の内周縁から内側に向かって延出された絞り弁とを備え、全体として平板状をなしている流量検出装置。
【００７７】
（３）前記絞りは絞り弁を複数有してなる流量検出装置。
（４）前記複数の絞り弁は一体に構成されている流量検出装置。
【００７８】
（５）前記複数の絞り弁はそれぞれ別体に構成されている流量検出装置。
（６）前記絞りは、冷媒の逆流を阻止する逆止弁機能を備えている容量可変型圧縮機の容量制御装置。
【００７９】
（７）前記絞りは、冷媒流量が増大すると絞り弁の変形量が増大して通過断面積を増大させ、逆に冷媒流量が減少すると絞り弁の変形量が減少して通過断面積を減少させる構成である容量可変型圧縮機の容量制御装置。
【００８０】
（８）前記絞りは、冷媒循環回路の吐出圧力領域に配設されている容量可変型圧縮機の容量制御装置。
【００８１】
【発明の効果】
上記構成の本発明によれば、流体の流量検知のために、流量に応じて流体の通過断面積を変更可能な可変型の絞りを用いている。従って、小流量域での絞り前後の圧力差の明確化と、大流量域での圧力損失の低減とを高次元で両立することが可能となる。
【００８２】
また、絞りが備える絞り弁は、それ自体に弾性を有するリード状をなしている。従って、例えば、バネ等の別部材（弾性部材）が必要なスプールタイプの絞り弁を採用した場合と比較して、絞りを構成する部品点数を削減して構成の簡素化を図り得る。
【図面の簡単な説明】
【図１】容量可変型斜板式圧縮機の断面図。
【図２】制御弁及び逆止弁並びに絞りの断面図。
【図３】「二点間差圧−冷媒流量」特性を示すグラフ。
【図４】図１の１−１線断面図。
【図５】別例の絞りを示す図。
【図６】別の別例の絞りを示す図。
【図７】別の別例の絞りを示す図。
【図８】別の別例の絞りを示す図。
【図９】別の別例の絞りを示す図。
【図１０】別の別例の絞りを示す図。
【符号の説明】
５０…絞り、５０ｂ…絞り弁、ＣＶ…差圧検出手段及び圧縮機制御手段並びに設定差圧変更手段としての制御弁。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention ,cold The present invention relates to a capacity control device for controlling the discharge capacity of a variable capacity compressor using the flow rate of a medium as an index.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as a capacity control device of a variable capacity compressor (hereinafter referred to as a compressor), for example, there is one disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-107854. In this capacity control device, a fixed throttle is disposed on the refrigerant passage of the refrigerant circulation circuit, and a control valve for adjusting a valve opening degree that leads to a change in the discharge capacity of the compressor is provided.
[0003]
The control valve includes a pressure-sensitive member that can mechanically detect a pressure difference before and after the fixed throttle, and an electromagnetic actuator. The pressure-sensitive member is displaced based on the pressure difference fluctuation before and after the fixed throttle, and thereby operates the valve body so that the discharge capacity of the compressor is changed to cancel the pressure difference fluctuation. The electromagnetic actuator can change the pressure difference (set differential pressure) before and after the fixed throttle, which is the reference for the positioning operation of the valve body by the pressure-sensitive member, by changing the force applied to the valve body based on an external command. It is.
[0004]
The refrigerant flow rate is reflected in the pressure difference before and after the fixed throttle, and the pressure difference increases as the refrigerant flow rate increases, and conversely, the pressure difference decreases as the refrigerant flow rate decreases. Therefore, for example, if the set differential pressure is set high by an electromagnetic actuator, the discharge capacity of the compressor is controlled autonomously by the pressure-sensitive member so as to maintain a large refrigerant flow rate in the refrigerant circulation circuit. Conversely, if the set differential pressure is set low by the electromagnetic actuator, the discharge capacity of the compressor is controlled autonomously by the pressure-sensitive member so as to maintain a small refrigerant flow rate in the refrigerant circulation circuit.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the technique of the above publication, a fixed throttle having a constant passage cross-sectional area (throttle diameter) is used as a throttle for detecting the refrigerant flow rate. Therefore, the capacity controllability of the compressor in the small refrigerant flow rate region and the suppression of the pressure loss of the refrigerant circulation circuit in the large refrigerant flow rate region cannot be achieved at a high level.
[0006]
In other words, for example, if the passage cross-sectional area of the fixed throttle is set to be large, in the small refrigerant flow rate region, it is difficult to apply a differential pressure between two points before and after the fixed throttle, The fluctuation of the pressure difference becomes small. Therefore, when the set differential pressure is changed in the small refrigerant flow rate range, the force applied to the valve body by the electromagnetic actuator must be changed slightly, resulting in a problem that the capacity controllability of the compressor deteriorates. End up.
[0007]
On the contrary, if the passage cross-sectional area of the fixed throttle is set to be small, the pressure loss through the fixed throttle becomes too large in the large refrigerant flow rate region. Therefore, the problem of the performance degradation of an air conditioner will arise.
[0008]
The purpose of the present invention is to achieve a high level of compatibility between clarifying the pressure difference before and after throttling in a small flow rate range and reducing pressure loss in a large flow rate range. Sir An object of the present invention is to provide a capacity control device for a variable amount compressor.
[0018]
[Means for Solving the Problems]
To achieve the above objective Claim 1 as well as 2 The present invention is a capacity control device for controlling the discharge capacity of a variable capacity compressor constituting a refrigerant circulation circuit of an air conditioner, the throttle being disposed on the refrigerant passage of the refrigerant circulation circuit, Based on the pressure difference detecting means for detecting the pressure difference before and after the throttle, and the pressure difference fluctuation before and after the throttle detected by the differential pressure detecting means, the variable displacement compressor is arranged to cancel the pressure difference fluctuation. A compressor control means for controlling the discharge capacity; and a set differential pressure changing means capable of changing a set differential pressure which is a control target of the compressor control means, wherein the throttle has a lead-shaped throttle valve, The throttle valve can change the passage cross-sectional area of the refrigerant by changing the elastic deformation amount according to the change of the refrigerant flow rate.
Especially claims 1 The gist of the invention is that the throttle includes a plurality of throttle valves, and the plurality of throttle valves are integrally configured. 2 According to the invention, a check valve for preventing a reverse flow of the refrigerant is provided on the refrigerant passage of the refrigerant circulation circuit, and a locking portion is provided on the refrigerant passage, and the throttle is reversed. The gist of the invention is that it is fixed between the stop valve and the locking portion.
[0019]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment in which the present invention is embodied in a capacity control device for a variable displacement swash plate compressor used in a vehicle air conditioner will be described.
[0020]
(Capacity variable swash plate compressor)
As shown in FIG. 1, a crank chamber 12 is defined in a housing 11 of a variable displacement swash plate compressor (hereinafter referred to as a compressor). A drive shaft 13 is rotatably disposed in the crank chamber 12. The drive shaft 13 is operatively connected to an engine E that is a traveling drive source of the vehicle via a power transmission mechanism PT, and is rotated by receiving power supply from the engine E.
[0021]
The power transmission mechanism PT may be a clutch mechanism (for example, an electromagnetic clutch) capable of selecting transmission / cutoff of power by electric control from the outside, or a constant transmission clutch that does not have such a clutch mechanism. A less mechanism (for example, a belt / pulley combination) may be used. In this embodiment, a clutchless type power transmission mechanism PT is employed.
[0022]
In the crank chamber 12, a lug plate 14 is fixed to the drive shaft 13 so as to be integrally rotatable. A swash plate 15 is accommodated in the crank chamber 12. The swash plate 15 is supported by the drive shaft 13 so as to be slidable and tiltable. The hinge mechanism 16 is interposed between the lug plate 14 and the swash plate 15. Accordingly, the swash plate 15 can be rotated synchronously with the lug plate 14 and the drive shaft 13 and can be tilted with respect to the drive shaft 13 via the hinge mechanism 16.
[0023]
A plurality of cylinder bores 11a (only one is shown in the drawing) are formed in the housing 11, and a single-headed piston 17 is accommodated in each cylinder bore 11a so as to be capable of reciprocating. Each piston 17 is anchored to the outer periphery of the swash plate 15 via a shoe 18. Accordingly, the rotational movement of the drive shaft 13 is converted into the reciprocating movement of the piston 17 via the swash plate 15 and the shoe 18.
[0024]
A compression chamber 20 is defined by a piston 17 and a valve / port forming body 19 attached to the housing 11 on the rear side (right side of the drawing) in the cylinder bore 11a. A suction chamber 21 and a discharge chamber 22 are defined in the interior of the rear side of the housing 11.
[0025]
The refrigerant (for example, R134a) gas in the suction chamber 21 moves through the suction port 23 and the suction valve 24 formed in the valve / port formation body 19 by moving from the top dead center position to the bottom dead center side of each piston 17. Through the compression chamber 20. The refrigerant gas sucked into the compression chamber 20 is compressed to a predetermined pressure by the movement from the bottom dead center position of the piston 17 to the top dead center side, and the discharge port 25 and the discharge port formed in the valve / port forming body 19 are discharged. It is discharged into the discharge chamber 22 through the valve 26.
[0026]
(Compressor capacity variable structure)
As shown in FIG. 1, an extraction passage 27 and an air supply passage 28 are provided in the housing 11. The bleed passage 27 communicates the crank chamber 12 and the suction chamber 21. The air supply passage 28 communicates the discharge chamber 22 and the crank chamber 12. In the housing 11, a control valve CV serving as a differential pressure detecting unit, a compressor control unit, and a set differential pressure changing unit is disposed in the supply passage 28.
[0027]
Then, by adjusting the opening of the control valve CV, the amount of high-pressure discharge gas introduced into the crank chamber 12 via the air supply passage 28 and the amount of gas discharged from the crank chamber 12 via the bleed passage 27 And the internal pressure of the crank chamber 12 is determined. As the internal pressure of the crank chamber 12 is changed, the difference between the internal pressure of the crank chamber 12 and the internal pressure of the compression chamber 20 through the piston 17 is changed, and the inclination angle of the swash plate 15 is changed. That is, the discharge capacity of the compressor is adjusted.
[0028]
For example, when the internal pressure of the crank chamber 12 is reduced, the inclination angle of the swash plate 15 is increased, and the discharge capacity of the compressor is increased. In FIG. 1, a two-dot chain line indicates a maximum inclination angle state in which further inclination of the swash plate 15 is restricted by the lug plate 14. On the contrary, when the internal pressure of the crank chamber 12 is increased, the inclination angle of the swash plate 15 is reduced, and the discharge capacity of the compressor is reduced. In FIG. 1, a solid line indicates a minimum inclination angle state in which further inclination of the swash plate 15 is restricted by the minimum inclination angle defining means 29 provided on the drive shaft 13. The minimum inclination angle of the swash plate 15 is set to a non-zero angle.
[0029]
(Refrigerant circulation circuit)
As shown in FIG. 1, the refrigerant circulation circuit (refrigeration cycle) of the vehicle air conditioner includes the compressor and the external refrigerant circuit 30 described above. The external refrigerant circuit 30 includes a condenser 31, an expansion valve 32, and an evaporator 33. A discharge passage 34 that connects the discharge chamber 22 and the pipe on the condenser 31 side of the external refrigerant circuit 30 is formed in the housing 11 of the compressor. In the discharge passage 34, the discharge chamber 22 side has a small diameter to form a mounting hole 34a, and in the discharge passage 34, the condenser 31 side has a large diameter to form a storage chamber 34b.
[0030]
As shown in FIG. 2, a check valve 35 is disposed in the storage chamber 34 b of the discharge passage 34. The check valve 35 includes a cylindrical case 36 having a valve hole 36a, a valve seat 36b, and a communication hole 36c, a valve body 37 that is accommodated in the case 36 and can be contacted and separated from the valve seat 36b, and the case 36. And a biasing spring 38 that biases the valve body 37 in the valve closing direction. The case 36 is press-fitted and fixed in the mounting hole 34a of the discharge passage 34 with a mounting portion 36d on the left end side of the drawing.
[0031]
The valve hole 36 a of the check valve 35, the inner space of the case 36 and the communication hole 36 c constitute a part of the discharge passage 34. The valve body 37 has a load based on the difference between the pressure on the discharge chamber 22 acting on the seal surface 37a facing the valve hole 36a and the pressure on the condenser 31 acting on the back surface, and the urging force of the urging spring 38. Is positioned with respect to the valve seat 36b. For example, when the discharge pressure is sufficiently high, the valve body 37 opens the valve hole 36 a and refrigerant circulation via the external refrigerant circuit 30 is allowed. Conversely, when the discharge capacity of the compressor is minimized and the discharge pressure is low, the valve element 37 closes the valve hole 36a and the refrigerant circulation via the external refrigerant circuit 30 is blocked.
[0032]
The main function of the check valve 35 is to prevent the reverse flow of the refrigerant from the condenser 31 side of the external refrigerant circuit 30 to the discharge chamber 22. However, in this embodiment, since the power transmission mechanism PT is a clutchless type, the above-described role (opening and closing the refrigerant circulation circuit according to the discharge capacity of the compressor) is also used as the check valve 35. ing.
[0033]
A first pressure monitoring point P <b> 1 is set in the discharge chamber 22. The second pressure monitoring point P2 is located more than the check valve 35 (opening / closing position by the valve body 37) in the middle of the discharge passage 34 that is a predetermined distance away from the first pressure monitoring point P1 to the condenser 31 side (downstream side). It is set upstream. That is, the first pressure monitoring point P1 and the second pressure monitoring point P2 are both set in the discharge pressure region of the refrigerant circulation circuit.
[0034]
In the discharge passage 34, a throttle 50 is disposed between the first pressure monitoring point P1 and the second pressure monitoring point P2. Therefore, the difference between the pressure PdH at the first pressure monitoring point P1 and the pressure PdL at the second pressure monitoring point P2 through the throttle 50 (two-point differential pressure ΔPd = PdH−PdL) is the refrigerant discharged from the refrigerant circuit. The flow rate Q is reflected. The first pressure monitoring point P1 and the control valve CV are communicated with each other via the first pressure detection passage 39. The second pressure monitoring point P2 and the control valve CV are communicated via the second pressure detection passage 40.
[0035]
(Control valve)
As shown in FIG. 2, the control valve CV includes a valve body 41 as a compressor control means for adjusting the opening degree of the air supply passage 28, and a differential pressure detection means operatively connected to the upper side of the valve body 41 in the drawing. The valve housing 44 is provided with a pressure sensitive mechanism 42 and an electromagnetic actuator 43 as a set differential pressure changing means operatively connected to the lower side of the valve body 41 in the drawing. A valve hole 44a that constitutes a part of the air supply passage 28 is formed in the valve housing 44, and a valve seat 44b is formed around the opening of the valve hole 44a in the valve housing 44. The valve element 41 moves downward to increase the opening degree of the valve hole 44a by moving away from the valve seat 44b, and conversely moves upward to decrease the opening degree of the valve hole 44a by moving closer to the valve seat 44b. .
[0036]
The pressure-sensitive mechanism 42 includes a pressure-sensitive chamber 42a formed in the upper portion of the valve housing 44 and a bellows 42b as a pressure-sensitive member housed in the pressure-sensitive chamber 42a. In the pressure sensing chamber 42a, the pressure PdH at the first pressure monitoring point P1 is guided to the inner space of the bellows 42b through the first pressure detection passage 39. In the pressure sensing chamber 42a, the pressure PdL at the second pressure monitoring point P2 is guided to the outer space of the bellows 42b through the second pressure detection passage 40.
[0037]
The electromagnetic actuator 43 includes a fixed iron core 43a, a movable iron core 43b, and a coil 43c, and a valve body 41 is operatively connected to the movable iron core 43b. Electric power is supplied to the coil 43c from the drive circuit 72 based on a command from the air conditioner ECU 71, which is a control computer, according to the cooling load and the like. An upward electromagnetic force (electromagnetic attractive force) having a magnitude corresponding to the amount of power supplied from the drive circuit 72 to the coil 43c is generated between the fixed iron core 43a and the movable iron core 43b, and this electromagnetic force is transmitted through the movable iron core 43b. Is transmitted to the valve body 41. The energization control to the coil 43c is performed by adjusting the applied voltage, and PWM (pulse width modulation) control is adopted for adjusting the applied voltage.
[0038]
(Control valve operating characteristics)
In the control valve CV, the arrangement position of the valve body 41, that is, the valve opening degree is determined as follows.
[0039]
First, when the coil 43c is not energized (duty ratio Dt = 0%), the valve element 41 is disposed at the lowest movement position by the downward biasing force based on the spring property of the bellows 42b itself, and the valve hole 44a The opening is fully open. For this reason, the internal pressure of the crank chamber 12 becomes the maximum value that can be taken under the situation at that time, and the difference between the internal pressure of the crank chamber 12 and the internal pressure of the compression chamber 20 via the piston 17 is large, and the swash plate 15 Has the smallest inclination angle and the smallest discharge capacity of the compressor.
[0040]
When the discharge capacity of the compressor is the minimum, the discharge pressure becomes low and the check valve 35 is closed. Therefore, the refrigerant circulation via the external refrigerant circuit 30 is stopped. For this reason, even if compression of the refrigerant gas by the compressor is continued, air conditioning (cooling) is not performed, and the compressor is in a state in which the air conditioning function is turned off.
[0041]
Next, in the control valve CV, when the coil 43c is energized more than the minimum duty ratio Dt (min) (> 0%) of the variable duty ratio range, the movable iron core 43b acts on the valve body 41 upward. The electromagnetic force and the downward pressing force based on the differential pressure ΔPd between the two points that the bellows 42b acts on the valve body 41 and the downward urging force based on the spring property of the bellows 42b are opposed. Then, the valve body 41 is positioned at a position where these vertical biasing forces are balanced.
[0042]
For example, when the rotational speed of the engine E decreases and the refrigerant flow rate Q of the refrigerant circulation circuit decreases, the force based on the differential pressure ΔPd between the two points that the bellows 42 b acts on the valve body 41 decreases. Therefore, the valve body 41 moves up, the opening degree of the valve hole 44a decreases, and the internal pressure of the crank chamber 12 tends to decrease. For this reason, the swash plate 15 tilts in the inclination angle increasing direction, and the discharge capacity of the compressor is increased. If the discharge capacity of the compressor increases, the refrigerant flow rate Q in the refrigerant circulation circuit also increases, and the two-point differential pressure ΔPd increases.
[0043]
Conversely, when the rotational speed of the engine E increases and the refrigerant flow rate Q in the refrigerant circulation circuit increases, the force based on the differential pressure ΔPd between the two points that the bellows 42 b acts on the valve body 41 increases. Therefore, the valve body 41 moves downward, the opening degree of the valve hole 44a increases, and the internal pressure of the crank chamber 12 tends to increase. For this reason, the swash plate 15 is tilted in the inclination angle decreasing direction, and the discharge capacity of the compressor is reduced. If the discharge capacity of the compressor decreases, the refrigerant flow Q in the refrigerant circuit also decreases, and the two-point differential pressure ΔPd decreases.
[0044]
Further, for example, when the energization duty ratio Dt to the coil 43c is increased and the electromagnetic force acting on the valve body 41 is increased, the valve body 41 is moved up, the opening degree of the valve hole 44a is decreased, and the discharge of the compressor Capacity is increased. Accordingly, the refrigerant flow rate Q in the refrigerant circulation circuit increases, and the two-point differential pressure ΔPd also increases.
[0045]
On the contrary, when the duty ratio Dt to the coil 43c is reduced to reduce the electromagnetic force acting on the valve body 41, the valve body 41 is moved down to increase the opening of the valve hole 44a, and the discharge capacity of the compressor Decrease. Therefore, the refrigerant flow rate Q in the refrigerant circulation circuit decreases, and the two-point differential pressure ΔPd also decreases.
[0046]
In other words, the control valve CV is subject to fluctuations in the differential pressure ΔPd between the two points so as to maintain the control target (set differential pressure) of the differential pressure ΔPd between the two points determined by the energization duty ratio Dt to the coil 43c. Accordingly, the pressure sensitive mechanism 42 is configured to position the valve body 41 autonomously internally. The set differential pressure can be changed from the outside by adjusting the duty ratio Dt to the coil 43c.
[0047]
(Aperture)
As shown in FIGS. 2 and 4, the throttle 50 includes an annular mounting portion 50a and a lead-shaped throttle valve 50b extending radially inward from the inner peripheral edge of the mounting portion 50a. Yes. The throttle 50 has a flat plate shape as a whole, and the mounting portion 50a and the throttle valve 50b are integrally formed by pressing or the like. In the mounting hole 34a of the discharge passage 34, the discharge chamber 22 side has a small diameter to form a stepped portion, and the wall surface facing the machine outside (the check valve 35 side) forms the locking portion 51 in this stepped portion. ing. The throttle 50 is nipped and fixed by the attachment portion 50a between the opposed end surfaces of the locking portion 51 and the attachment portion 36d of the check valve 35.
[0048]
The throttle 50 is provided with a plurality of throttle valves 50b (three in this embodiment). Each throttle valve 50b is provided with a triangular portion at the tip of a square portion connected to the mounting portion 50a. The plurality of throttle valves 50b are arranged at equiangular intervals around the center with the apex of the triangle at the tip of the annular portion of the mounting portion 50a facing the center. A gap 50c is formed between the distal ends of the throttle valves 50b adjacent to each other in the circumferential direction of the mounting portion 50a and in the center of the mounting portion 50a surrounded by the distal ends of the throttle valves 50b. The three-pronged gap 50 c forms a throttle hole 50 c that always communicates with the front and rear of the throttle 50 in the discharge passage 34.
[0049]
The throttle valve 50b is exposed to the flow of the refrigerant from the discharge chamber 22 toward the check valve 35 in the discharge passage 34, and receives the energy of the refrigerant flow, thereby supporting the connecting portion with the mounting portion 50a. And elastically deformed toward the check valve 35 side. The elastic deformation amount of the throttle valve 50b is changed according to the energy amount of the refrigerant flow, that is, the refrigerant flow rate Q. Depending on the amount of deformation of the throttle valve 50b, the passage cross-sectional area of the throttle hole 50c, that is, the degree of refrigerant throttling by the throttle 50 is changed.
[0050]
For example, as shown in FIG. 2, when the refrigerant flow rate Q increases, the deformation amount of the throttle valve 50b increases, and the passage cross-sectional area of the throttle hole 50c increases. Therefore, in the large refrigerant flow rate range, the degree of refrigerant throttling by the throttle 50 decreases, and the pressure ratio between the first pressure monitoring point P1 and the second pressure monitoring point P2 becomes small. Conversely, when the refrigerant flow rate Q decreases, the amount of deformation of the throttle valve 50b decreases and the passage cross-sectional area of the throttle hole 50c decreases. Therefore, in the small refrigerant flow rate range, the degree of refrigerant throttling by the throttle 50 increases, and the pressure ratio between the first pressure monitoring point P1 and the second pressure monitoring point P2 increases.
[0051]
Now, the solid line in the graph of FIG. 3 shows the “two-point differential pressure-refrigerant flow rate” characteristic of the throttle 50 of the present embodiment. In the graph, a two-dot chain line indicates a “two-point differential pressure-refrigerant flow rate” characteristic as a comparative example by the fixed throttle of the conventional publication. It is assumed that the passage cross-sectional area of the fixed diaphragm of this comparative example is set to be the same as the case where the passage cross-sectional area of the diaphragm 50 of this embodiment is in the middle of the variable region.
[0052]
As apparent from the comparison of the characteristic lines in the graph of FIG. 3, according to the restriction 50 of the present embodiment, in the large refrigerant flow rate range, the change in the refrigerant flow rate Q relative to the change in the differential pressure ΔPd between the two points is a comparative example. Is bigger than. Therefore, the pressure loss of the refrigerant circuit via the throttle 50 can be reduced, and the performance deterioration of the air conditioner can be suppressed. In the low refrigerant flow region, the change in the refrigerant flow rate Q with respect to the change in the differential pressure ΔPd between the two points is smaller than that in the comparative example. Therefore, even when the set differential pressure is changed in the small refrigerant flow rate range, it is not necessary to slightly change the force applied to the valve body 41 by the electromagnetic actuator 43, and the compressor capacity controllability by the air conditioner ECU 71 is improved. .
[0053]
In the present embodiment having the above-described configuration, the following effects are obtained.
(1) As described above, in order to detect the differential pressure ΔPd between the two points, the variable throttle 50 that can change the passage cross-sectional area of the refrigerant according to the refrigerant flow rate Q is used. Therefore, it is possible to achieve both high capacity controllability in the small refrigerant flow rate range and reduction in pressure loss of the refrigerant circulation circuit in the large refrigerant flow rate range at a high level.
[0054]
(2) As the throttle valve 50b provided in the throttle 50, a lead-like one having elasticity in itself is used. Therefore, for example, as compared with the case where a spool type throttle valve that requires another member (elastic member) such as a spring is employed, the number of parts constituting the throttle 50 can be reduced and the configuration can be simplified.
[0055]
(3) The diaphragm 50 has a flat plate shape as a whole. The diaphragm 50 having a flat plate shape is excellent in space efficiency and contributes to downsizing of the compressor.
(4) The throttle 50 has a plurality of throttle valves 50b. Accordingly, even if the amount of deformation of the throttle valve 50b due to the change in the refrigerant flow rate Q is small one by one, the passage cross-sectional area of the refrigerant can be greatly changed in total for the plurality of throttle valves 50b. Therefore, the space for allowing deformation of the throttle valve 50b is small, and the throttle 50 is further excellent in space efficiency.
[0056]
(5) The plurality of throttle valves 50b are integrally formed. Accordingly, when the throttle 50 is assembled to the discharge passage 34, the handling becomes easy.
(6) The throttle 50 is nipped and fixed between the check valve 35 attached to the housing 11 and the locking portion 51 of the housing 11. That is, the throttle 50 is held in the discharge passage 34 (housing 11) using a part of the check valve 35. Therefore, for example, compared with the case where the throttle 50 is held in the discharge passage 34 without using the check valve 35, the number of parts can be reduced and the configuration can be simplified.
[0057]
In addition, the following aspects can also be implemented without departing from the spirit of the present invention.
A plurality of throttle valves 50b are configured separately in the throttle 50, respectively. For example, in the embodiment shown in FIGS. 5A and 5B, the diaphragm 50 is composed of two diaphragm structures 50A and 50B. Each throttle structure 50A, 50B includes a mounting portion 50a and a single throttle valve 50b.
[0058]
With such a configuration, when the outer diameter dimension (increase in diameter) of the throttle 50 is limited, for example, a narrow paraphrase indicated by a two-dot chain line for integrating a plurality of throttle valves 50b is processed. It is not necessary to set a difficult portion H, and the diaphragm 50 can be easily manufactured. Note that the case where the outer diameter of the throttle 50 is limited means that, for example, a carbon dioxide refrigerant that causes the refrigerant passage (discharge passage 34) to be set to a smaller diameter compared to the case where the R134a refrigerant is used. Is the case.
[0059]
When the diaphragm 50 is constituted by a plurality of diaphragm structures 50A and 50B, it is necessary to ensure the positioning of the diaphragm structures 50A and 50B in the discharge passage 34. Therefore, in the embodiment shown in FIG. 5, the concave portion 51c is formed in the locking portion 51, and the positioning is performed by fitting the mounting portions 50a of the respective throttle members 50A and 50B into the concave portion 51c.
[0060]
For example, as shown in FIG. 6, a bent portion 50d is formed on the outer peripheral edge portion of the mounting portion 50a in each of the diaphragm constituent bodies 50A and 50B as the positioning method of the diaphragm constituent bodies 50A and 50B. In addition, a method may be employed in which a groove 51d is formed in the locking portion 51, and the bent portion 50d and the groove 51d are engaged with each other in an uneven manner. In other words, as shown in FIG. 5, as a positioning method of the respective throttle members 50 </ b> A and 50 </ b> B in the discharge passage 34, as shown in FIG. In addition, it is also possible to employ a part of the mounting portion 50a to be engaged with the engaging portion 51 in a concavo-convex manner.
[0061]
-The aperture 50 should be in the form as shown in FIG. The throttle 50 is provided with a plurality of throttle valves 50b (six valves in this embodiment). Each throttle valve 50b has a triangular shape. The plurality of throttle valves 50b are arranged at equiangular intervals around the center with the apex of the triangle directed to the center of the ring of the mounting portion 50a.
[0062]
For example, as shown in FIGS. 8A and 8B, the throttle valve 50b of the throttle 50 should be only one. In the aspect of FIG. 8, the throttle valve 50b has a narrow width near the connection portion with the mounting portion 50a, and is easily elastically deformed. By using only one throttle valve 50b, the shape of the throttle 50 is simplified, and its manufacture becomes easy.
[0063]
In the embodiment of FIG. 8, a valve hole 51 a is set at the center of the locking part 51, and a valve seat 51 b is set at the opening edge of the valve hole 51 a in the locking part 51. Therefore, when the compressor is stopped, the throttle valve 50b is seated on the valve seat 51b and the discharge passage 34 is blocked. When the compressor is started, the throttle valve 50b is separated from the valve seat 51b by the flow of the refrigerant, and the discharge passage 34 is opened. And the passage cross-sectional area between the throttle valve 50b and the valve seat 51b will be changed because the deformation amount of the throttle valve 50b changes according to the refrigerant | coolant flow rate Q.
[0064]
In the case of the mode of FIG. 8, when the compressor is in the minimum discharge capacity state, the function of the check valve 35 is set to the throttle 50 by setting the elastic coefficient so that the throttle valve 50b does not separate from the valve seat 51b. It can also be combined. In this case, the check valve 35 can be deleted to simplify the configuration of the compressor.
[0065]
-As shown in FIG. 9, the aspect of FIG. 8 mentioned above is changed, and the vicinity of the connection part with the attachment part 50a is not made narrow in the throttle valve 50b. In this way, the shape of the throttle valve 50b is simplified, and the manufacture of the throttle 50 is further facilitated.
[0066]
-For example, like the aspect shown to Fig.10 (a) and FIG.10 (b), a latching | locking part shall be comprised by the latching member 56 of the housing 11 and another body. 10 (a) and 10 (b), the locking portion 51 is deleted from the mounting hole 34a of the discharge passage 34, and the housing 11 is separated from the housing 11 on the discharge chamber 22 side of the mounting hole 34a. The locking member 56 is press-fitted and fixed. A through hole 56 a that connects the discharge chamber 22 to the discharge passage 34 is formed at the center of the locking member 56.
[0067]
A recess 57 is formed on the inner peripheral surface of the mounting hole 34a on the discharge chamber 22 side. A convex portion 56 b that fits into the concave portion 57 of the attachment hole 34 a is formed on the outer peripheral edge portion of the locking member 56. An annular spacer 55 is interposed between the throttle 50 and the mounting portion 36 d of the check valve 35. The spacer 55 has a convex portion 55a that fits into the concave portion 57 of the mounting hole 34a. A diaphragm holding portion 55b is recessed in the end surface of the convex portion 55a on the locking member 56 side.
[0068]
The diaphragm 50 has only one throttle valve 50b, and the entire diaphragm 50 has a substantially rectangular shape. The aperture 50 is fitted into the aperture holder 55b of the spacer 55 with the mounting portion 50a and positioned in the mounting hole 34a. That is, the diaphragm 50 is sandwiched between the convex portion 56 b that is the locking portion of the locking member 56 and the convex portion 55 a of the spacer 55 by the attachment portion 55 a.
[0069]
As described above, in the embodiment of FIG. 10, the holding position of the throttle 50 by the check valve 35 (mounting portion 36d) and the locking portion (convex portion 56b) is offset to the outside of the above embodiments. ing. Therefore, it is possible to secure a long portion of the diaphragm 50 that is elastically deformed, in other words, to reduce the rigidity of the diaphragm 50. Therefore, the throttle valve 50b can be reliably deformed in accordance with the change in the refrigerant flow rate Q to change the degree of refrigerant throttling, and the capacity controllability in the small refrigerant flow rate range and the refrigerant in the large refrigerant flow rate range can be obtained. It becomes possible to achieve both a reduction in the pressure loss of the circulation circuit at a higher level.
[0070]
In the above embodiment, the locking portion 51 is integrally formed with the housing 11. By changing this, a locking member such as a circlip or a press-fit ring is attached in the discharge passage 34, and this locking member is used as a locking portion of the housing 11.
[0071]
The restrictor 50 is not limited to being disposed within the housing 11 of the compressor, but may be disposed in the refrigerant passage in the pipe of the external refrigerant circuit or in the device.
In the above embodiment, the differential pressure ΔPd between the two points is mechanically detected by the pressure sensitive mechanism 42 of the control valve CV. Change this so that the differential pressure ΔP between the two points is electrically detected by the sensor. In this case, the air conditioner ECU 71 compares the two-point differential pressure ΔPd information from the sensor with the set differential pressure calculated according to the cooling load or the like, and the two-point differential pressure ΔPd from the sensor becomes the set differential pressure. Thus, the electromagnetic actuator 43 of the control valve CV is feedback-controlled. Therefore, as the control valve CV, a simple solenoid valve type in which the pressure-sensitive mechanism 42 is deleted is used. In this aspect, the sensor serves as a differential pressure detection means, the control valve CV and the air conditioner ECU 71 serve as a compressor control means, and the air conditioner ECU 71 serves as a set differential pressure changing means.
[0072]
The first pressure monitoring point P1 is set in the suction pressure region between the two including the evaporator 33 and the suction chamber 21, and the second pressure monitoring point P2 is downstream of the first pressure monitoring point P1 in the same suction pressure region. Set to the side.
[0073]
As the control valve CV, a so-called vent side control valve that adjusts the internal pressure of the crank chamber 12 not by the supply passage 28 but by adjusting the opening degree of the extraction passage 27 is adopted.
・ Use a wobble type compressor as a variable capacity compressor.
[0074]
-For example, in a flow rate detection device that detects the flow rate of a hydraulic circuit or a water circuit other than the compressor capacity control device.
A technical idea that can be grasped from the above embodiment will be described.
[0075]
(1) When the flow rate of the fluid increases, the amount of deformation of the throttle valve increases and the passage sectional area increases. Conversely, when the fluid flow rate decreases, the amount of deformation of the throttle valve decreases and the passage sectional area decreases. It is a configuration to reduce Flow Quantity detection device.
[0076]
(2) The throttle includes an annular mounting portion and a throttle valve extending inward from the inner peripheral edge of the mounting portion, and has a flat plate shape as a whole. Flow Quantity detection device.
[0077]
(3) The throttle has a plurality of throttle valves. Flow Quantity detection device.
(4) The plurality of throttle valves are integrally formed. Flow Quantity detection device.
[0078]
(5) Each of the plurality of throttle valves is configured separately. Flow Quantity detection device.
(6) The throttle has a check valve function for preventing the back flow of the refrigerant. That capacity Capacity control device for variable amount compressor.
[0079]
(7) When the flow rate of the refrigerant increases, the amount of deformation of the throttle valve increases and the passage sectional area increases. Conversely, when the amount of refrigerant decreases, the amount of deformation of the throttle valve decreases and the passage sectional area decreases. Configuration That capacity Capacity control device for variable amount compressor.
[0080]
(8) The throttle is disposed in the discharge pressure region of the refrigerant circuit. That capacity Capacity control device for variable amount compressor.
[0081]
【The invention's effect】
According to the present invention having the above-described configuration, a variable diaphragm that can change the cross-sectional area of the fluid according to the flow rate is used to detect the flow rate of the fluid. Therefore, it is possible to clarify both the clarification of the pressure difference before and after the throttling in the small flow rate region and the reduction of the pressure loss in the large flow rate region at a high level.
[0082]
Further, the throttle valve provided in the throttle has a lead shape having elasticity in itself. Therefore, for example, as compared with the case where a spool type throttle valve that requires another member (elastic member) such as a spring is employed, the number of parts constituting the throttle can be reduced and the configuration can be simplified.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of a variable capacity swash plate compressor.
FIG. 2 is a cross-sectional view of a control valve, a check valve, and a throttle.
FIG. 3 is a graph showing a “two-point differential pressure-refrigerant flow rate” characteristic.
4 is a cross-sectional view taken along line 1-1 of FIG.
FIG. 5 is a diagram showing another example of a diaphragm.
FIG. 6 is a diagram showing another example of a diaphragm.
FIG. 7 is a diagram showing another example of a diaphragm.
FIG. 8 is a diagram showing another example of a diaphragm.
FIG. 9 is a diagram showing another example of a diaphragm.
FIG. 10 is a diagram showing another example of a diaphragm.
[Explanation of symbols]
50: throttle, 50b: throttle valve, CV: control valve as differential pressure detecting means and compressor control means and set differential pressure changing means.

Claims

A capacity control device for controlling a discharge capacity of a variable capacity compressor constituting a refrigerant circulation circuit of an air conditioner,
A throttle disposed on the refrigerant passage of the refrigerant circulation circuit;
Differential pressure detecting means for detecting a pressure difference before and after the throttle;
Compressor control means for controlling the discharge capacity of the variable capacity compressor on the side to cancel the fluctuation of the pressure difference based on the fluctuation of the pressure difference before and after the throttling detected by the differential pressure detecting means;
A set differential pressure changing means capable of changing a set differential pressure which is a control target of the compressor control means,
The throttle has a lead-shaped throttle valve, the throttle valve can change the passage cross-sectional area of the refrigerant by changing the amount of elastic deformation according to the change of the refrigerant flow rate,
The throttle includes a plurality of throttle valves, and the plurality of throttle valves are integrally configured .

A capacity control device for controlling a discharge capacity of a variable capacity compressor constituting a refrigerant circulation circuit of an air conditioner,
A throttle disposed on the refrigerant passage of the refrigerant circulation circuit;
Differential pressure detecting means for detecting a pressure difference before and after the throttle;
Compressor control means for controlling the discharge capacity of the variable capacity compressor on the side to cancel the fluctuation of the pressure difference based on the fluctuation of the pressure difference before and after the throttling detected by the differential pressure detecting means;
A set differential pressure changing means capable of changing a set differential pressure which is a control target of the compressor control means,
The throttle has a lead-shaped throttle valve, the throttle valve can change the passage cross-sectional area of the refrigerant by changing the amount of elastic deformation according to the change of the refrigerant flow rate,
A check valve for preventing the reverse flow of the refrigerant is disposed on the refrigerant passage of the refrigerant circulation circuit, and similarly, a locking portion is provided on the refrigerant passage, and the throttle is associated with the check valve. A capacity control device for a variable capacity compressor that is nipped and fixed with a stopper .