JP4100254B2 - Capacity control mechanism of variable capacity compressor - Google Patents

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Description

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

Claims (8)

空調装置の冷媒循環回路を構成し、クランク室の圧力が上昇すれば吐出容量を減少し前記クランク室の圧力が低下すれば吐出容量を増大する構成の容量可変型圧縮機に用いられ、前記容量可変型圧縮機の吐出容量を制御するための容量制御機構であって、
前記クランク室と前記冷媒循環回路の吸入圧力領域とを接続する抽気通路と、
前記クランク室と前記冷媒循環回路の吐出圧力領域とを接続する給気通路と、
前記給気通路の開度を調節可能な第1制御弁と、
前記給気通路における第1制御弁の弁開度調節位置よりも下流側の領域と同じ圧力雰囲気とされた背圧室と、前記抽気通路の一部を構成し前記吸入圧力領域に連通された弁室と、前記抽気通路の一部を構成し前記弁室を前記クランク室に連通させる弁孔と、前記弁室に配置された第1弁部と前記背圧室に配置された背面とを有し該背面に作用する前記背圧室の圧力が高くなると前記第1弁部によって前記弁孔の開度を小さくするスプールとを備えた第2制御弁と
からなる容量制御機構において、
前記スプールには第2弁部が設けられ、前記第2弁部は前記第1弁部が前記弁孔を最小開度とした時に、前記第2制御弁内において前記スプールの円筒面周りに存在するクリアランスを介した、前記背圧室と前記弁室との間の連通を遮断する構成であることを特徴とする容量制御機構。
The refrigerant circulation circuit of the air conditioner is configured, and is used in a variable displacement compressor configured to decrease the discharge capacity when the crank chamber pressure increases and increase the discharge capacity when the crank chamber pressure decreases. A capacity control mechanism for controlling the discharge capacity of the variable compressor,
A bleed passage connecting the crank chamber and a suction pressure region of the refrigerant circulation circuit;
An air supply passage connecting the crank chamber and a discharge pressure region of the refrigerant circulation circuit;
A first control valve capable of adjusting the opening of the air supply passage;
A back pressure chamber having the same pressure atmosphere as a region downstream of the valve opening adjustment position of the first control valve in the supply passage, and a part of the extraction passage are configured and communicated with the suction pressure region A valve chamber, a valve hole that constitutes a part of the extraction passage and communicates the valve chamber with the crank chamber, a first valve portion disposed in the valve chamber, and a back surface disposed in the back pressure chamber. A capacity control mechanism comprising a second control valve provided with a spool that reduces the opening of the valve hole by the first valve portion when the pressure of the back pressure chamber acting on the back surface increases.
The spool is provided with a second valve portion, and the second valve portion exists around the cylindrical surface of the spool in the second control valve when the first valve portion sets the valve hole to a minimum opening. The capacity control mechanism is configured to block communication between the back pressure chamber and the valve chamber via a clearance.
前記スプールの円筒面には前記弁孔側に向かう壁面を有する円環状の可動側段差部が設けられているとともに、前記第2制御弁内には前記可動側段差部の壁面に対向する壁面を有する円環状の固定側段差部が配設されており、前記第2弁部を構成する前記可動側段差部の壁面が、前記第2弁部の弁座たる前記固定側段差部の壁面に着座することで、前記背圧室と前記弁室との間の連通が遮断される構成である請求項1に記載の容量制御機構。The cylindrical surface of the spool is provided with an annular movable side step portion having a wall surface facing the valve hole side, and a wall surface facing the wall surface of the movable side step portion is provided in the second control valve. An annular fixed step portion having an annular shape is disposed, and a wall surface of the movable side step portion constituting the second valve portion is seated on a wall surface of the fixed side step portion serving as a valve seat of the second valve portion. Thus, the capacity control mechanism according to claim 1, wherein communication between the back pressure chamber and the valve chamber is blocked. 前記第2制御弁の前記弁室には、前記スプールを弁開度が増大する方向に付勢する付勢バネが配置されており、前記可動側段差部の壁面は、前記第2弁部を構成する円環状領域よりも内側の領域が前記付勢バネのバネ座をなしている請求項2に記載の容量制御機構。The valve chamber of the second control valve is provided with a biasing spring that biases the spool in a direction in which the valve opening increases, and the wall surface of the movable side stepped portion has the second valve portion. The capacity control mechanism according to claim 2, wherein a region inside an annular region that constitutes a spring seat of the biasing spring. 前記給気通路において前記吐出圧力領域と前記第1制御弁の弁開度調節位置との間には、冷媒中に含まれる異物を除去するためのフィルタが配設されており、前記第2制御弁内において前記スプールの円筒面周りに存在するクリアランスは、前記フィルタを通過可能な異物よりも大きく設定されている請求項1〜3のいずれか一項に記載の容量制御機構。A filter for removing foreign substances contained in the refrigerant is disposed between the discharge pressure region and the valve opening adjustment position of the first control valve in the supply passage, and the second control The capacity control mechanism according to any one of claims 1 to 3, wherein a clearance existing around a cylindrical surface of the spool in the valve is set to be larger than a foreign substance that can pass through the filter. 前記第2制御弁において、前記第1弁部による前記弁孔の最小開度は、ゼロではない開度に設定されている請求項1〜4のいずれか一項に記載の容量制御機構。The capacity control mechanism according to any one of claims 1 to 4, wherein in the second control valve, a minimum opening of the valve hole by the first valve portion is set to a non-zero opening. 前記第2制御弁において、前記第1弁部による前記弁孔の最小開度はゼロに設定され、前記第1弁部、該第1弁部の弁座、前記第2弁部及び該第2弁部の弁座の少なくとも一つには弾性が付与されており、前記抽気通路を第1抽気通路とすると、前記クランク室と前記冷媒循環回路の吸入圧力領域とは固定絞りを備えた第2抽気通路によっても接続されている請求項1〜4のいずれか一項に記載の容量制御機構。In the second control valve, the minimum opening of the valve hole by the first valve portion is set to zero, the first valve portion, the valve seat of the first valve portion, the second valve portion, and the second valve portion. At least one of the valve seats of the valve portion is provided with elasticity, and when the extraction passage is the first extraction passage, the crank chamber and the suction pressure region of the refrigerant circulation circuit are provided with a fixed restrictor. The capacity | capacitance control mechanism as described in any one of Claims 1-4 connected also by the extraction passage. 空調装置の冷媒循環回路を構成し、クランク室の圧力が上昇すれば吐出容量を減少し前記クランク室の圧力が低下すれば吐出容量を増大する構成の容量可変型圧縮機に用いられ、前記容量可変型圧縮機の吐出容量を制御するための容量制御機構であって、
前記クランク室と前記冷媒循環回路の吸入圧力領域とを接続する第1抽気通路と、
前記クランク室と前記冷媒循環回路の吸入圧力領域とを接続する、固定絞りを備えた第2抽気通路と、
前記クランク室と前記冷媒循環回路の吐出圧力領域とを接続する給気通路と、
前記給気通路の開度を調節可能な第1制御弁と、
前記給気通路における第1制御弁の弁開度調節位置よりも下流側の領域と同じ圧力雰囲気とされた背圧室と、前記第1抽気通路の一部を構成する弁室と、前記第1抽気通路の一部を構成し前記弁室に連通された弁孔と、前記弁室に配置された弁部と前記背圧室に配置された背面とを有し該背面に作用する前記背圧室の圧力が高くなると前記弁部によって前記弁孔を閉塞するスプールとを備えた第2制御弁と
からなる容量制御機構において、
前記第2制御弁は、前記弁孔に前記吸入圧力領域が連通されているとともに前記弁室に前記クランク室が連通されており、前記スプールの前記弁部によって前記弁孔が閉塞されると、前記第2制御弁内において前記スプールの円筒面周りに存在するクリアランス及び前記弁室を介した前記背圧室と前記弁孔との間の連通も、前記弁部によって同時に遮断される構成であることを特徴とする容量制御機構。
The refrigerant circulation circuit of the air conditioner is configured, and is used in a variable displacement compressor configured to decrease the discharge capacity when the crank chamber pressure increases and increase the discharge capacity when the crank chamber pressure decreases. A capacity control mechanism for controlling the discharge capacity of the variable compressor,
A first extraction passage connecting the crank chamber and a suction pressure region of the refrigerant circulation circuit;
A second extraction passage having a fixed throttle connecting the crank chamber and the suction pressure region of the refrigerant circulation circuit;
An air supply passage connecting the crank chamber and a discharge pressure region of the refrigerant circulation circuit;
A first control valve capable of adjusting the opening of the air supply passage;
A back pressure chamber having the same pressure atmosphere as a region downstream of the valve opening adjustment position of the first control valve in the air supply passage, a valve chamber constituting a part of the first extraction passage, A valve hole communicating with the valve chamber and constituting a part of one extraction passage; a valve portion disposed in the valve chamber; and a back surface disposed in the back pressure chamber, the back acting on the back surface. In a capacity control mechanism comprising a second control valve provided with a spool that closes the valve hole by the valve portion when the pressure in the pressure chamber increases.
The second control valve has the suction pressure region communicated with the valve hole, the crank chamber communicated with the valve chamber, and the valve hole is closed by the valve portion of the spool. The clearance that exists around the cylindrical surface of the spool in the second control valve and the communication between the back pressure chamber and the valve hole via the valve chamber are simultaneously blocked by the valve portion. A capacity control mechanism characterized by that.
前記給気通路において前記吐出圧力領域と前記第1制御弁の弁開度調節位置との間には、冷媒中に含まれる異物を除去するためのフィルタが配設されており、前記第2制御弁内において前記スプールの円筒面周りに存在するクリアランスは、前記フィルタを通過可能な異物よりも大きく設定されている請求項7に記載の容量制御機構。A filter for removing foreign substances contained in the refrigerant is disposed between the discharge pressure region and the valve opening adjustment position of the first control valve in the supply passage, and the second control The capacity control mechanism according to claim 7, wherein a clearance existing around a cylindrical surface of the spool in the valve is set to be larger than a foreign substance that can pass through the filter.
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