JPWO2004061306A1 - Swash plate variable displacement compressor for supercritical refrigeration cycle - Google Patents

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宏 金井
古屋　俊一
俊一 古屋
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Abstract

超臨界冷凍サイクル（１）に用いられるコンプレッサ（１０）であり、回転可能に設けられた斜板（４００）と、斜板に連結されたピストン（５００）と、ピストンを移動可能に保持するシリンダ（６００）とを備え、シリンダには、超臨界冷凍サイクルの冷媒を吸入する吸入弁（１５０）と、冷媒を吐出する吐出弁（１６０）とを設けてなる斜板式可変容量コンプレッサにおいて、吸入弁は、冷媒を吸入する吸入ポート（１４１）に可撓性を有する弁体（１５２）を装着してなり、当該斜板式可変容量コンプレッサは、冷媒が圧縮され始める際の斜板の回転数を低減するように、吸入ポートの弁座に弁体を弾性変形した状態で圧接した。A compressor (10) used in the supercritical refrigeration cycle (1), which is rotatably provided with a swash plate (400), a piston (500) connected to the swash plate, and a cylinder that holds the piston movably In the swash plate type variable capacity compressor, the cylinder is provided with a suction valve (150) for sucking the refrigerant of the supercritical refrigeration cycle and a discharge valve (160) for discharging the refrigerant. Has a flexible valve body (152) attached to the suction port (141) for sucking refrigerant, and the swash plate type variable capacity compressor reduces the number of rotations of the swash plate when the refrigerant starts to be compressed. Thus, the valve body was pressed against the valve seat of the suction port while being elastically deformed.

Description

本発明は、超臨界冷凍サイクルに用いられる斜板式可変容量コンプレッサに関する。  The present invention relates to a swash plate type variable displacement compressor used in a supercritical refrigeration cycle.

冷凍サイクルの冷媒を圧縮する斜板式可変容量コンプレッサの吸入弁及び吐出弁については、従来様々な構成が知られている。例えば吐出弁としては、弁体を吐出ポートの弁座に弾性変形した状態で圧接してなるものが知られている。この種の吐出弁の構造は、例えば実開昭６１−４４０７４号公報、特開２００１−１５３０００号公報にも開示されている。
更に、冷凍サイクルの冷媒には潤滑オイルが混合されており、吸入弁及び吐出弁の良好な開閉動作を確保するには、弁体と弁座との隙間に回り込む潤滑オイルの表面張力を考慮する必要がある。潤滑オイルの表面張力は、弁の密閉性を確保するうえで重要ではあるものの、弁体が開く際の抵抗となるので、これが必要以上に大きい場合は、弁体の動作が遅れるうえに、コンプレッサの振動や騒音を増大する原因ともなる。特開平７−１６７０５８号公報、特開平７−１８０６６２号公報には、このような問題に対処するべく、弁体が閉じた状態においても弁体と弁座との間に僅かな隙間が残るように構成された弁構造が開示されている。冷凍サイクルに用いる斜板式可変容量コンプレッサの場合、吸入弁や吐出弁は、このように振動や騒音等を防止する構成も重視されてきた訳である。
さて、冷凍サイクルの冷媒としては、これまで代替フロンを含めフロン系の冷媒が広く採用されてきたところ、近年では地球環境に配慮して、これをＣＯ２に変更するための開発がなされている。ＣＯ２を冷媒とする冷凍サイクルは、フロン系の冷媒を用いた冷凍サイクルと比較すると、内部の圧力が極めて高く、とりわけ高圧側の圧力は、気温等の使用条件によって、冷媒の臨界点を超えることがある。臨界点とは、気層と液層が共存する状態の高圧側の限界（つまり高温側の限界）であり、蒸気圧曲線の一方での終点である。臨界点での圧力、温度、密度は、それぞれ臨界圧力、臨界温度、臨界密度となる。特に、冷凍サイクルの放熱器においては、圧力が冷媒の臨界点を上まわると、冷媒が凝縮することはない。この種の超臨界冷凍サイクルは、例えば自動車に搭載され、車内空調に利用される。
また、超臨界冷凍サイクルに用いられるコンプレッサは、例えば特開２００２−２５７０３７号公報にも記載されている。同公報に記載されたコンプレッサは、回転可能に設けられた斜板の傾斜に応じてピストンのストロークが可変可能に構成されたものである。ピストンはシリンダに往復移動可能に保持されており、シリンダには冷媒を吸入する吸入弁と、冷媒を吐出する吐出弁とが設けられている。冷凍サイクルを循環する冷媒は、吸入弁からシリンダの内部に吸入されて圧縮され、吐出弁からシリンダの外部に吐出される。また、車内空調用の冷凍サイクルの場合、コンプレッサは、自動車の動力機関に連結され、かかる動力機関の力で作動する構成となっている。
ところで、超臨界冷凍サイクルは、これまでのフロン系の冷凍サイクルとは耐圧性能が格段に異なるものであり、超臨界冷凍サイクル用のコンプレッサについても、その耐圧性能等を踏まえ、より優れた構造的工夫が求められている。
例えば前述した特開２００２−２５７０３７号公報特の記載によれば、超臨界冷凍サイクル用のコンプレッサの場合は、作動圧が高いことから、僅かな隙間からの冷媒洩れも性能低下の原因になるとある。そして、同公報に記載されたコンプレッサは、吸入弁の弁体を弁座に押し付ける弾性部材を設け、弁体と弁座との間に生じる隙間を解消したものである。
しかしながら、弁体を弁座に押し付ける弾性部材を設けた場合は、部品点数が多くなる故に、構造の複雑化、精密化、及びコストの増大等を招くという不都合がある。また本願発明者の耐久試験によると、このような弾性部材は、耐久性の劣化等が回避し難い問題であることも判明した。
更に、超臨界冷凍サイクルの場合、自動車の動力機関の力で作動するコンプレッサは、駆動機関の始動時における起動性の確保が重要となる。つまり、このようなコンプレッサは、フロン系の冷媒を用いた冷凍サイクルのコンプレッサと比較すると、耐圧性の問題からシリンダの容積が比較的小さなものとなる故に、吸入弁や吐出弁における冷媒洩れの影響が顕著であるところ、弁体と弁座とのシート面も狭くなるので、それらの間に回り込む潤滑オイルも不足気味となり、弁体の良好な開閉動作の確保が困難になるという問題もある。そして、このようなオイルの不足によるシート不良は、特に圧力が均衡した状態（冷媒の微小流量時）からの冷媒の吸入・吐出作用の発生を遅らせる原因となる故に、既存のコンプレッサについては、起動時の回転数、つまり冷媒が圧縮され始める際の斜板の回転数が必要以上に大きくなっていると考えられる。
また、自動車に搭載するコンプレッサとしては、クラッチを介さずに自動車の駆動機関と連結されたクラッチレスコンプレッサが知られている。クラッチレスコンプレッサの場合、その斜板は、冷媒の非圧縮時にも定常的に回転しており、ピストンの最小ストロークは、通常は最大ストロークの約５パーセント以下となっている。近年では、このようなスクラッチレスコンプレッサについても、起動時の回転数の低下が極めて重要な課題とされている。
特に超臨界冷凍サイクルの場合は、コンプレッサの起動時における冷媒の圧力は、３０℃雰囲気下で７．２ＭＰａ前後となる。これに対し、フロン系冷媒を用いた冷凍サイクルの場合は、コンプレッサの起動時における冷媒の圧力は、３０℃雰囲気下で０．６７ＭＰａ前後となる。従って、超臨界冷凍サイクルのコンプレッサにおいては、シリンダの容積やポートの開口面積を小さく設定することにより、高い耐圧性能を確保する。一般的なものであれば、超臨界冷凍サイクルのコンプレッサの場合は、シリンダのボア径は１５．０〜２１．０ｍｍ、シリンダの容積は２０〜３３ｃｍ３、吸入弁及び吐出弁におけるポートの開口面積は７．０〜２９．０ｍｍ２である。これに対し、フロン系冷媒を用いた冷凍サイクルのコンプレッサの場合は、シリンダのボア径は３２〜４０ｍｍ、シリンダの容積は９０ｃｍ３〜１７０ｃｍ３、吸入弁及び吐出弁におけるポートの開口面積は．３８．５〜１１３．０ｍｍ２である。
また、このような超臨界冷凍サイクルのコンプレッサやフロン系の冷媒を用いた冷凍サイクルのコンプレッサについて、シリンダやピストンの加工精度が同じであれば、超臨界冷凍サイクルの場合は、ピストンが上支点にあるときのシリンダの容積に対するシリンダとピストンとの隙間の割合が比較的大きくなる。これも、超臨界冷凍サイクルの起動時の回転数を増加する原因の１つである。
本発明は、かかる事情に鑑みてなされたものであり、その目的は、超臨界冷凍サイクル用の斜板式可変容量コンプレッサの性能向上を達成することである。Conventionally, various configurations are known for the intake valve and the discharge valve of the swash plate type variable capacity compressor that compresses the refrigerant of the refrigeration cycle. For example, as a discharge valve, a valve formed by pressure-contacting a valve body in a state of being elastically deformed to a valve seat of a discharge port is known. The structure of this type of discharge valve is also disclosed in, for example, Japanese Utility Model Laid-Open Nos. 61-44074 and 2001-153000.
Furthermore, lubricating oil is mixed with the refrigerant of the refrigeration cycle, and in order to ensure a good opening / closing operation of the intake valve and the discharge valve, the surface tension of the lubricating oil that goes into the gap between the valve body and the valve seat is taken into consideration. There is a need. Although the surface tension of the lubricating oil is important for ensuring the sealing of the valve, it becomes a resistance when the valve body opens.If this is larger than necessary, the operation of the valve body will be delayed and the compressor will be delayed. This also increases the vibration and noise. In order to cope with such problems, Japanese Patent Laid-Open Nos. 7-1607058 and 7-180662 have a slight gap between the valve body and the valve seat even when the valve body is closed. A valve structure configured as described above is disclosed. In the case of a swash plate type variable displacement compressor used in the refrigeration cycle, the suction valve and the discharge valve have been emphasized in such a configuration for preventing vibration and noise.
As refrigeration cycle refrigerants, chlorofluorocarbon refrigerants, including alternative chlorofluorocarbons, have been widely adopted so far, and in recent years, development has been made to change them to CO 2 in consideration of the global environment. . The refrigeration cycle using CO 2 as a refrigerant has an extremely high internal pressure compared to the refrigeration cycle using a fluorocarbon refrigerant, and the pressure on the high pressure side in particular exceeds the critical point of the refrigerant depending on the use conditions such as the temperature. Sometimes. The critical point is a limit on the high-pressure side (that is, a limit on the high-temperature side) where the gas layer and the liquid layer coexist, and is an end point on one side of the vapor pressure curve. The pressure, temperature, and density at the critical point are the critical pressure, critical temperature, and critical density, respectively. In particular, in a radiator of a refrigeration cycle, when the pressure exceeds the critical point of the refrigerant, the refrigerant does not condense. This type of supercritical refrigeration cycle is mounted on, for example, an automobile and used for in-vehicle air conditioning.
Moreover, the compressor used for a supercritical refrigerating cycle is described also in Unexamined-Japanese-Patent No. 2002-257037, for example. The compressor described in the publication is configured such that the stroke of the piston can be varied according to the inclination of a swash plate that is rotatably provided. The piston is reciprocally held in the cylinder, and the cylinder is provided with a suction valve for sucking refrigerant and a discharge valve for discharging refrigerant. The refrigerant circulating in the refrigeration cycle is sucked into the cylinder from the suction valve, compressed, and discharged from the discharge valve to the outside of the cylinder. In the case of a refrigeration cycle for in-vehicle air conditioning, the compressor is connected to a power engine of an automobile and is operated by the power of the power engine.
By the way, the supercritical refrigeration cycle has a significantly different pressure resistance from the conventional fluorocarbon refrigeration cycles, and the compressor for the supercritical refrigeration cycle has a more excellent structural structure based on its pressure resistance. Ingenuity is required.
For example, according to the description of Japanese Patent Laid-Open No. 2002-257037 described above, in the case of a compressor for a supercritical refrigeration cycle, since the operating pressure is high, refrigerant leakage from a slight gap may cause a decrease in performance. . The compressor described in the publication is provided with an elastic member that presses the valve body of the suction valve against the valve seat, and eliminates a gap generated between the valve body and the valve seat.
However, when an elastic member that presses the valve body against the valve seat is provided, the number of parts is increased, resulting in inconvenience that the structure is complicated, precise, and cost is increased. Further, according to the endurance test of the inventor of the present application, it has been found that such an elastic member is a problem in which deterioration of durability or the like is difficult to avoid.
Furthermore, in the case of a supercritical refrigeration cycle, it is important for a compressor that operates with the power of a power engine of an automobile to ensure startability when the drive engine is started. In other words, such a compressor has a relatively small cylinder volume due to pressure resistance, compared to a refrigeration cycle compressor that uses a fluorocarbon refrigerant. However, since the seat surfaces of the valve body and the valve seat are also narrowed, there is a problem that the lubricating oil that wraps around between them becomes insufficient, and it is difficult to ensure a good opening / closing operation of the valve body. In addition, such poor seats due to lack of oil cause delays in the intake and discharge of refrigerant from a state where pressure is balanced (at a minute flow rate of refrigerant). It is considered that the rotational speed at the time, that is, the rotational speed of the swash plate when the refrigerant starts to be compressed is larger than necessary.
As a compressor mounted on an automobile, a clutchless compressor connected to an automobile drive engine without a clutch is known. In the case of a clutchless compressor, the swash plate rotates constantly even when the refrigerant is not compressed, and the minimum stroke of the piston is usually about 5% or less of the maximum stroke. In recent years, also for such a scratchless compressor, a reduction in the number of revolutions at the time of starting is regarded as an extremely important issue.
Particularly in the case of a supercritical refrigeration cycle, the pressure of the refrigerant when the compressor is started is about 7.2 MPa in a 30 ° C. atmosphere. On the other hand, in the case of a refrigeration cycle using a chlorofluorocarbon refrigerant, the pressure of the refrigerant when the compressor is started is around 0.67 MPa in a 30 ° C. atmosphere. Therefore, in the compressor of the supercritical refrigeration cycle, high pressure resistance is ensured by setting the cylinder volume and the port opening area small. In general, in the case of a compressor of a supercritical refrigeration cycle, the bore diameter of the cylinder is 15.0 to 21.0 mm, the volume of the cylinder is 20 to 33 cm 3 , and the opening area of the ports in the intake valve and the discharge valve Is 7.0 to 29.0 mm 2 . On the other hand, in the case of a compressor of a refrigeration cycle using a chlorofluorocarbon refrigerant, the bore diameter of the cylinder is 32 to 40 mm, the volume of the cylinder is 90 cm 3 to 170 cm 3 , and the opening area of the ports in the intake and discharge valves is. 38.5 to 113.0 mm 2 .
In addition, for such a supercritical refrigeration cycle compressor or a refrigeration cycle compressor using a fluorocarbon refrigerant, if the processing accuracy of the cylinder and piston is the same, the piston is the upper fulcrum in the supercritical refrigeration cycle. The ratio of the gap between the cylinder and the piston to the volume of the cylinder at a certain time becomes relatively large. This is also one of the causes for increasing the rotational speed at the start of the supercritical refrigeration cycle.
This invention is made | formed in view of this situation, The objective is to achieve the performance improvement of the swash plate type variable capacity compressor for a supercritical refrigeration cycle.

本願第１請求項に記載した発明は、超臨界冷凍サイクルに用いられるコンプレッサであり、回転可能に設けられた斜板と、前記斜板に連結されたピストンと、前記ピストンを移動可能に保持するシリンダとを備え、前記シリンダには、前記超臨界冷凍サイクルの冷媒を吸入する吸入弁と、前記冷媒を吐出する吐出弁とを設けてなる斜板式可変容量コンプレッサにおいて、前記吸入弁は、前記冷媒を吸入する吸入ポートに可撓性を有する弁体を装着してなり、当該斜板式可変容量コンプレッサは、前記冷媒が圧縮され始める際の前記斜板の回転数を低減するように、前記吸入ポートの弁座に前記弁体を弾性変形した状態で圧接してなる構成の斜板式可変容量コンプレッサである。このような構成によると、超臨界冷凍サイクル用の斜板式可変容量コンプレッサの性能は確実に向上される。
本願発明者は、超臨界冷凍サイクル用の斜板式可変容量コンプレッサにおける好適な弁構造を得るべく、各種の弁構造についてそれぞれ試作及び実験を行った。同実験によれば、前述したような弁体と弁座との隙間の解消は、起動時の回転数を低減するという観点からは、吐出弁よりもむしろ吸入弁の方が重要であることが判明した。また、起動性、耐久性、及び弁体の良好な開閉動作等を確保するという点で最も有効であった吸入弁は、冷媒を吸入する吸入ポートに可撓性を有する弁体を装着してなるとともに、吸入ポートの弁座に弁体を僅かに弾性変形した状態で圧接したものであった。吸入弁の弁体は、吸入ポートに装着した後における適切な内部応力を考慮して設計される。
このような構成によれば、弁体と弁座とのシート面がやや狭くとも、それらのシート不良を効率よく回避することが可能である。その結果、冷媒が圧縮され始める際の斜板の回転数は確実に低減される。
吸入弁の弁体を弁座に対して弾性変形した状態で圧接した場合としなかった場合とを実験により比較したところ、圧接した場合の起動時の回転数は、圧接しなかった場合の起動時の回転数に対し、３０〜７０パーセントであった。つまり本発明において、冷媒が圧縮され始める際の斜板の回転数を低減するとは、吸入弁の弁体が弁座に弾性変形した状態で圧接されていない場合との比較によるものである。
以上のように、本発明は、超臨界冷凍サイクルに用いられる斜板式可変容量コンプレッサの細部における極めて重要な構造に着眼してなるものであり、その結果、非常に簡素な構造的工夫によって、かかるコンプレッサの性能を飛躍的に向上するという顕著な効果を達成した斜板式可変容量コンプレッサである。
本願第２請求項に記載した発明は、請求項１において、前記弁体を前記吸入ポート装着したときの当該弁体のたわみが１ｍｍ以下であるとともに、このとき前記弁体が前記吸入ポートの弁座から受ける外力が１．８Ｎ以下である構成の斜板式可変容量コンプレッサである。すなわち、弁体のたわみを１ｍｍ以下とし、更に弁体が吸入ポートの弁座から受ける外力を１．８Ｎ以下とすることによれば、弁体の円滑な開閉動作を維持しつつ弁体と弁座とのシート性を良好に確保することが可能である。
本願第３請求項に記載した発明は、請求項１又は２において、前記超臨界冷凍サイクルは、自動車に搭載される車内空調用の冷凍サイクルであり、当該斜板式可変容量コンプレッサは、クラッチを介さずに前記自動車の駆動機関と連結されたクラッチレスコンプレッサである構成の斜板式可変容量コンプレッサである。すなわち、本発明の斜板式可変容量コンプレッサは、冷媒が圧縮され始める際の斜板の回転数を確実に低減したものであり、車内空調用の冷凍サイクルに用いられるクラッチレスコンプレッサとして、極めて好適に利用することが可能である。The invention described in claim 1 of the present application is a compressor used in a supercritical refrigeration cycle, and is configured to rotatably support a swash plate, a piston connected to the swash plate, and the piston to be movable. A swash plate type variable capacity compressor, wherein the cylinder is provided with a suction valve for sucking the refrigerant of the supercritical refrigeration cycle and a discharge valve for discharging the refrigerant. A flexible valve body is attached to the suction port for sucking in the suction port, and the swash plate type variable capacity compressor is configured to reduce the number of rotations of the swash plate when the refrigerant starts to be compressed. This is a swash plate type variable displacement compressor having a configuration in which the valve body is pressed against the valve seat in a state of being elastically deformed. According to such a configuration, the performance of the swash plate type variable displacement compressor for the supercritical refrigeration cycle is surely improved.
The inventor of the present application made various prototypes and experiments for various valve structures in order to obtain a suitable valve structure in a swash plate type variable displacement compressor for a supercritical refrigeration cycle. According to the same experiment, the elimination of the gap between the valve body and the valve seat as described above is more important for the suction valve than for the discharge valve from the viewpoint of reducing the rotational speed at the time of startup. found. In addition, the most effective suction valve in terms of ensuring startability, durability, good opening / closing operation of the valve body, etc. has a flexible valve body attached to the suction port for sucking refrigerant. In addition, the valve body was pressed against the valve seat of the suction port in a state of being slightly elastically deformed. The valve body of the suction valve is designed in consideration of an appropriate internal stress after being attached to the suction port.
According to such a configuration, even if the seat surfaces of the valve body and the valve seat are somewhat narrow, it is possible to efficiently avoid such seat defects. As a result, the rotational speed of the swash plate when the refrigerant starts to be compressed is reliably reduced.
When the pressure of the valve body of the suction valve was pressed against the valve seat and was not contacted by experiment, the number of rotations at the time of starting with pressure contact was 30 to 70 percent with respect to the number of rotations. That is, in the present invention, the reduction in the number of rotations of the swash plate when the refrigerant starts to be compressed is due to a comparison with a case where the valve body of the suction valve is not pressed against the valve seat in an elastically deformed state.
As described above, the present invention focuses on the extremely important structure in the details of the swash plate type variable displacement compressor used in the supercritical refrigeration cycle, and as a result, it is applied by a very simple structural device. This is a swash plate type variable displacement compressor that has achieved a remarkable effect of dramatically improving the performance of the compressor.
The invention described in claim 2 of the present application is that in claim 1, when the valve body is mounted on the suction port, the deflection of the valve body is 1 mm or less, and at this time, the valve body is a valve of the suction port. This is a swash plate type variable displacement compressor having an external force received from the seat of 1.8 N or less. That is, when the deflection of the valve body is 1 mm or less and the external force that the valve body receives from the valve seat of the suction port is 1.8 N or less, the valve body and the valve are maintained while maintaining a smooth opening and closing operation of the valve body. It is possible to ensure a good sheet property with the seat.
The invention described in claim 3 of the present application is that in claim 1 or 2, the supercritical refrigeration cycle is a refrigeration cycle for in-vehicle air conditioning mounted on an automobile, and the swash plate type variable displacement compressor is connected via a clutch. The swash plate type variable displacement compressor is a clutchless compressor connected to the driving engine of the automobile. That is, the swash plate type variable displacement compressor of the present invention is a compressor that reliably reduces the number of revolutions of the swash plate when the refrigerant starts to be compressed, and is extremely suitable as a clutchless compressor used in a refrigeration cycle for air conditioning in a vehicle. It is possible to use.

図１
本発明の実施例に係り、超臨界冷凍サイクルを示す概要図である。
図２
本発明の実施例に係り、超臨界冷凍サイクル用の斜板式可変容量コンプレッサを示す断面図である。
図３
本発明の実施例に係り、バルブプレート及びシリンダ側弁体プレートを示す正面図である。
図４
本発明の実施例に係り、バルブプレート及びリヤハウジング側弁体プレートを示す正面図である。
図５
本発明の実施例に係り、吸入弁及び吐出弁を示す断面図である。
図６
本発明の実施例に係り、吸入弁及び吐出弁を示す分解断面図である。
図７
本発明の実施例に係り、吸入弁及び吐出弁を示す断面図である。
図８
本発明の実施例に係り、吸入弁及び吐出弁を示す断面図である。
図９
本発明の実施例に係り、改善前後における起動時の回転数の比較グラフである。
図１０
本発明の実施例に係り、吸入弁及び吐出弁を示す断面図である。
図１１
本発明の実施例に係り、吸入弁及び吐出弁を示す分解断面図である。
図１２
本発明の実施例に係り、吸入弁及び吐出弁を示す断面図である。
図１３
本発明の実施例に係り、吸入弁及び吐出弁を示す分解断面図である。FIG.
1 is a schematic diagram showing a supercritical refrigeration cycle according to an embodiment of the present invention.
FIG.
1 is a cross-sectional view showing a swash plate type variable capacity compressor for a supercritical refrigeration cycle according to an embodiment of the present invention.
FIG.
It is a front view which shows the valve plate and cylinder side valve body plate concerning the Example of this invention.
FIG.
It is a front view which shows the valve plate and the rear housing side valve body plate in the Example of this invention.
FIG.
It is sectional drawing which shows the suction valve and discharge valve concerning the Example of this invention.
FIG.
It is an exploded sectional view showing an intake valve and a discharge valve concerning an example of the present invention.
FIG.
It is sectional drawing which shows the suction valve and discharge valve concerning the Example of this invention.
FIG.
It is sectional drawing which shows the suction valve and discharge valve concerning the Example of this invention.
FIG.
It is a comparison graph of the rotation speed at the time of starting before and after improvement according to the embodiment of the present invention.
FIG.
It is sectional drawing which shows the suction valve and discharge valve concerning the Example of this invention.
FIG.
It is an exploded sectional view showing an intake valve and a discharge valve concerning an example of the present invention.
FIG.
It is sectional drawing which shows the suction valve and discharge valve concerning the Example of this invention.
FIG.
It is an exploded sectional view showing an intake valve and a discharge valve concerning an example of the present invention.

以下に、本発明の実施例を説明する。図１に示すように、本例の超臨界冷凍サイクル１は、自動車に搭載される車内空調用の冷凍サイクルであり、冷媒を圧縮する斜板式可変容量コンプレッサ１０と、このコンプレッサ１０で圧縮された冷媒を冷却する放熱器２０と、放熱器２０で冷却された冷媒を減圧して膨張する膨張弁３０と、膨張弁３０で減圧された冷媒を蒸発するエバポレータ４０と、エバポレータ４０から流出する冷媒を気層と液層に分離して気層の冷媒をコンプレッサ１０へ送るアキュムレータ５０と、高圧側の冷媒と低圧側の冷媒とを熱交換することによってサイクルの効率を向上する内部熱交換器６０とを備えたものである。冷媒としてはＣＯ２を用いており、当該超臨界冷凍サイクル１の高圧側の圧力は、気温等の使用条件により、冷媒の臨界点を上まわる。また冷媒には、コンプレッサ１０の駆動を円滑化する潤滑オイルが含まれている。
図２に示すように、本例の斜板式可変容量コンプレッサ１０は、フロントハウジング１１０と、シリンダブロック１２０と、リヤハウジング１３０と、バルブプレート１４０と、回転可能に設けられた駆動シャフト２００と、駆動シャフト２００に設けられたラグプレート３００と、駆動シャフト２００及びラグプレート３００に装着された斜板４００と、シュー４１０を介して斜板４００に連結されたピストン５００と、ピストン５００を往復移動可能に保持するシリンダ６００と、ピストン５００に作用する圧力を制御するコントロールバルブ７００とを備えている。
この斜板式可変容量コンプレッサ１０は、斜板４００が駆動シャフト２００及びラグプレート３００とともに回転してピストン５００が往復移動することにより、シリンダ６００内に冷媒を吸入し且つこれを圧縮して吐出し、更にコントロールバルブ７００がピストン５００に作用する圧力を制御することにより、斜板４００の傾きとともにピストン５００のストロークを変化して冷媒の吐出量を制御するものである。ピストン５００の最小ストロークは、最大ストロークの約５パーセント以下に設定されている。ピストン５００及びシリンダ６００は、駆動シャフト２００の回転軸を中心に等間隔で複数配置されている。
駆動シャフト２００は、ベアリングを介してフロントハウジング１１０及びシリンダブロック１２０に対して架設されている。また、この駆動シャフト２００は、クラッチを介さずに自動車の駆動機関たるエンジンと連結されている。すなわち当該斜板式可変容量コンプレッサ１０は、いわゆるクラッチレスコンプレッサである。フロントハウジング１１０の内部は、ラグプレート３００及び斜板４００が設けられたクランク室１１１となっている。シリンダブロック１２０は、複数のシリンダ６００を構成する部材である。
ラグプレート３００は、駆動シャフト２００に固定された部材であり、その要所には斜板４００を連結するアーム部３１０が設けられている。斜板４００は、シュー４１０を装着したガイド部４２０を備え、駆動シャフト２００に対しては、スライド移動可能且つ傾斜角度が可変可能に装着されている。尚、ラグプレート３００及び斜板４００の間には、斜板４００及びピストン５００をシリンダ６００側にある程度付勢するスプリング４３０が設けられている。
各ピストン５００は、シュー４１０に繋留されるとともにシリンダ６００のボア６１０と接触しており、斜板４００が回転するとともにシリンダ６００に対してそれぞれ往復移動する。
コントロールバルブ７００は、クランク室１１１の内部圧力を制御するものである。斜板４００の傾き及びピストン５００のストロークは、クランク室１１１の内部圧力に応じて変化する。
バルブプレート１４０は、冷媒をシリンダ６００に吸入する吸入弁１５０と、冷媒をシリンダ６００から吐出する吐出弁１６０とを構成する部材であり、シリンダブロック１２０とリヤハウジング１３０との間に配置されている。また、バルブプレート１４０の両面には、後に詳述するシリンダ側弁体プレート１５１、及びリヤハウジング側弁体プレート１６１がそれぞれねじ止めにより装着されている。各シリンダ１２０には、このようなバルブプレート１４０を配置することにより、それぞれ吸入弁１５０及び吐出弁１６０が設けられている。冷媒は、ピストン５００とバルブプレート１４０との間において圧縮される。
リヤハウジング１３０は、コントロールバルブ７００を装着するとともに、バルブプレート１４０との間に吸入室１３１及び吐出室１３２を構成するものである。
そして、当該コンプレッサ１の要所には、冷媒を流通する流路がそれぞれ設けられており、冷凍サイクル１を循環した圧縮前の低圧ガスは、吸入室１３１にもたらされる。吸入室１３１の低圧ガスは、ピストン５００が復動すると吸入弁１５０からシリンダ６００の内部に吸入され、更にピストン５００が往動すると高圧ガスとなって吐出孔１６０から吐出室１３２にもたらされる。吐出室１３２の高圧ガスは、再び冷凍サイクルを循環する。
コントロールバルブ７００は、クランク室１１１、吸入室１３１、及び吐出室１３２とそれぞれ所定の流路を通じて連通されており、低圧ガスの圧力が下降すると、その内部に具備されたベローズが膨らむことによってバルブが開動し、クランク室１１１に高圧ガスを導く構成となっている。また、低圧ガスの圧力が上昇すると、ベローズが縮むことによってバルブが閉動し、クランク室１１１に導かれる高圧ガスはカットされる。
斜板４００は、各シリンダ６００の内部圧力の平均とクランク室１１１の内部圧力とが釣り合う状態で往復移動する。つまり、斜板４００の傾き及びピストン５００のストロークは、コントロールバルブ７００におけるバルブの開度により制御され、高圧ガスの吐出量は、ピストン５００のストロークが大きくなると増加し、小さくなると減少する。
当該斜板式可変容量コンプレッサ１０の起動時における冷媒の圧力は、３０℃雰囲気下で７．２ＭＰａ前後となる。また、シリンダ６００のボア６１０の径は１５．０〜２１．０ｍｍ、シリンダ６００の容積は２０〜３３ｃｍ３、吸入弁１５０及び吐出弁１６０における各ポート１４１，１４２の開口面積は７．０〜２９．０ｍｍ２となっている。
次に、本例における弁構造を図３乃至図８を参照しながら説明する。バルブプレート１４０は、各シリンダ６００と吸入室１３１とを連通する複数の吸入ポート１４１と、各シリンダ６００と吐出室１３２とを連通する複数の吐出ポート１４２とを備えた部材である。また、シリンダ側弁体プレート１５１は、各吸入ポート１４１に対応する吸入弁１５０の弁体１５２と、各吐出ポート１４２に対応する孔部１５３とをそれぞれ複数備えた部材である。更に、リヤハウジング側弁体プレート１６１は、各吐出ポート１４２に対応する吐出弁１６０の弁体１６２と、吸入ポート１４１に対応する孔部１６３とをそれぞれ複数備えた部材である（図３及び図４参照）。
本例の吸入弁１５０は、シリンダ６００の内部に冷媒を吸入する吸入ポート１４１に、可撓性を有する弁体１５２を装着してなるものである。吸入弁１５０の弁体１５２は、吸入ポート１４１の弁座たるバルブプレート１４０の一方の表面に対し、僅かに弾性変形した状態で圧接している。また、本例の吐出弁１６０も同様に、シリンダ６００の内部から冷媒を吐出する吐出ポート１４２に、可撓性を有する弁体１６２を装着してなるものである。吐出弁１６０の弁体１６２は、吐出ポート１４２の弁座たるバルブプレート１４０の他方の表面に対し、僅かに弾性変形した状態で圧接している。尚、図中の１６４は、吐出弁１６０の弁体１６２の開度を規制するリテーナである。リテーナ１６４は、バルブプレート１４０にねじ止めして設けられている（図５参照）。
すなわち、シリンダ側弁体プレート１５１に設けられた吸入弁１５０の弁体１５２は、バルブプレート１４０に向って先端を突き出す体勢で湾曲状に塑性変形されており（図６参照）、シリンダ側弁体プレート１５１をバルブプレート１４０に装着するとともに、強制的に弾性変形される。この弁体１５２は、プレス加工により塑性変形されており、吸入ポート１４１に装着したときのたわみδ１は、１ｍｍ以下（より詳細には５０〜２００μｍ）となっている。吸入弁１５０の弁体１５２の素材の板厚は、望ましくは０．２〜０．３ｍｍであり、本例では０．２５ｍｍとなっている。その素材の縦弾性係数は、２．０６×１０５Ｎ／ｍｍ２前後である。そして、吸入弁１５０の弁体１５２がポート１４１の弁座から受ける外力Ｐは、弁体１５２の円滑な開閉動作を確保するべく、１．８Ｎ以下となっている。かかる外力Ｐのより望ましい範囲は１．２Ｎ以下であり、最も望ましい範囲は０．２〜０．７Ｎである。例えば、弁体１５２のばね定数ｋが約５．０Ｎ／ｍｍ、たわみδ１が２４０μｍであれば、その外力Ｐは、ｋ＝Ｐ／δ１、より、約１．２Ｎとなる。或いは、弁体１５２のばね定数ｋが約４．０Ｎ／ｍｍ、たわみδ１が１５０μｍであれば、その外力Ｐは、約０．６Ｎとなる。尚、ばね定数ｋは、素材の縦弾性係数及び弁体１５２の形状に依存する。
リヤハウジング側弁体プレート１６１に設けられた吐出弁１６０の弁体１６２の基本構造は、前述した吸入弁１５０の弁体１５２と同様である。つまり、吐出弁１６０の弁体１６２のたわみδ２は、１ｍｍ以下となっており、吐出弁１６０の弁体１６２がポート１４２の弁座から受ける外力Ｐは、１．８Ｎ以下となっている。
また、各弁体１５２，１６２の表面には、弁座とのシート性を向上するべく、ＰＴＦＥ等のコーティングが施されている。吸入弁１５０の弁体１５２及び吐出弁１６０の弁体１６２は、クランク室１１１、吸入室１３１、及び吐出室１３２の差圧によってそれぞれ開閉動作する（図７及び図８参照）。
本願発明者は、本例の斜板式可変容量コンプレッサ１０と、そのシリンダ側弁体プレート１５１を交換したものとについて、起動時の回転数の比較実験を異なる条件下で繰り返し行った。交換したシリンダ側弁体プレートは、フラット状のものであり、吸入弁１５０の弁体１５２が吸入ポート１４１の弁座たるバルブプレート１４０の表面に弾性変形した状態で圧接しないものである。その結果、本例の斜板式可変容量コンプレッサ１０の起動時の回転数は、シリンダ側弁体プレート１５１を交換したものの起動時の回転数に対し、３０〜７０パーセントの範囲であった。例えば、吸入弁の弁体が弁座に弾性変形した状態で圧接されていないものであって、起動時の回転数が７００ｒｐｍ程度の斜板式可変容量コンプレッサについて、弁体を交換し、これを僅かに弾性変形した状態で弁座に圧接するように構成すると、起動時の回転数は３００ｒｐｍ程度まで低減した。図９は、吸入弁の弁体を交換する前後、つまり改善前後における起動時の回転数の比較グラフである。このような実験によれば、本例の斜板式可変容量コンプレッサ１０は、冷媒が圧縮され始める際の斜板の回転数が確実に低減されたものであることが証明された。
尚、吸入弁１５０の弁体１５２の形状や、吐出弁１６０の弁体１６２の形状は、適宜に設計変更が可能であり、図例したものに限定されないことは勿論である。例えば図１０及び図１１に示すように、吸入弁１５０の弁体１５２又は吐出弁１６０の弁体１６２は、その先端部を半球状に成形し、円形の吸入ポート１４１又は吐出ポート１４２の縁部にその球状面が当接するように構成することも可能である。先端部の成形は、プレス加工にて行うとよい。吸入弁１５０の弁体１５２又は吐出弁１６０の弁体１６２は、これに挿通した雄ねじ部品Ｂをバルブプレート１４０に設けた雌ねじ部Ｎに螺合することにより、その先端部を吸入ポート１４１又は吐出ポート１４２の縁部に押し付けた状態に弾性変形する。
或いは図１２及び図１３に示すように、フラット状の弁体１５２，１６２が弾性変形をして曲面状のバルブプレート１４０の表面に圧接するように構成することも可能である。この場合は、弁体１５２，１６２の塑性変形は省略することができる。Examples of the present invention will be described below. As shown in FIG. 1, the supercritical refrigeration cycle 1 of this example is a refrigeration cycle for in-vehicle air conditioning installed in an automobile, and is compressed by a swash plate type variable capacity compressor 10 that compresses refrigerant and the compressor 10. The radiator 20 that cools the refrigerant, the expansion valve 30 that expands by decompressing the refrigerant cooled by the radiator 20, the evaporator 40 that evaporates the refrigerant decompressed by the expansion valve 30, and the refrigerant that flows out of the evaporator 40 An accumulator 50 for separating the gas layer and the liquid layer and sending the refrigerant in the gas layer to the compressor 10, and an internal heat exchanger 60 for improving the efficiency of the cycle by exchanging heat between the high-pressure side refrigerant and the low-pressure side refrigerant; It is equipped with. CO 2 is used as the refrigerant, and the pressure on the high-pressure side of the supercritical refrigeration cycle 1 exceeds the critical point of the refrigerant depending on the use conditions such as the temperature. The refrigerant also includes lubricating oil that facilitates driving of the compressor 10.
As shown in FIG. 2, the swash plate type variable displacement compressor 10 of this example includes a front housing 110, a cylinder block 120, a rear housing 130, a valve plate 140, a drive shaft 200 that is rotatably provided, and a drive. A lug plate 300 provided on the shaft 200, a drive shaft 200 and a swash plate 400 attached to the lug plate 300, a piston 500 connected to the swash plate 400 via a shoe 410, and the piston 500 can be reciprocated. The cylinder 600 to hold | maintain and the control valve 700 which controls the pressure which acts on the piston 500 are provided.
In the swash plate type variable displacement compressor 10, the swash plate 400 rotates together with the drive shaft 200 and the lug plate 300 and the piston 500 reciprocates, thereby sucking the refrigerant into the cylinder 600 and compressing and discharging the refrigerant. Further, the control valve 700 controls the pressure acting on the piston 500, whereby the stroke of the piston 500 is changed with the inclination of the swash plate 400 to control the refrigerant discharge amount. The minimum stroke of the piston 500 is set to about 5% or less of the maximum stroke. A plurality of pistons 500 and cylinders 600 are arranged at equal intervals around the rotation axis of the drive shaft 200.
The drive shaft 200 is installed with respect to the front housing 110 and the cylinder block 120 via bearings. The drive shaft 200 is connected to an engine that is a drive engine of an automobile without using a clutch. That is, the swash plate type variable displacement compressor 10 is a so-called clutchless compressor. Inside the front housing 110 is a crank chamber 111 in which a lug plate 300 and a swash plate 400 are provided. The cylinder block 120 is a member that constitutes a plurality of cylinders 600.
The lug plate 300 is a member fixed to the drive shaft 200, and an arm portion 310 for connecting the swash plate 400 is provided at an important point thereof. The swash plate 400 includes a guide portion 420 to which a shoe 410 is attached. The swash plate 400 is attached to the drive shaft 200 so as to be slidable and to have a variable inclination angle. A spring 430 is provided between the lug plate 300 and the swash plate 400 to urge the swash plate 400 and the piston 500 to the cylinder 600 side to some extent.
Each piston 500 is anchored to the shoe 410 and is in contact with the bore 610 of the cylinder 600, and the swash plate 400 rotates and reciprocates with respect to the cylinder 600.
The control valve 700 controls the internal pressure of the crank chamber 111. The inclination of the swash plate 400 and the stroke of the piston 500 change according to the internal pressure of the crank chamber 111.
The valve plate 140 is a member that constitutes a suction valve 150 that sucks refrigerant into the cylinder 600 and a discharge valve 160 that discharges refrigerant from the cylinder 600, and is disposed between the cylinder block 120 and the rear housing 130. . Further, a cylinder side valve body plate 151 and a rear housing side valve body plate 161, which will be described in detail later, are respectively attached to both surfaces of the valve plate 140 by screws. Each cylinder 120 is provided with an intake valve 150 and a discharge valve 160 by arranging such a valve plate 140. The refrigerant is compressed between the piston 500 and the valve plate 140.
The rear housing 130 is equipped with a control valve 700 and constitutes a suction chamber 131 and a discharge chamber 132 between the rear housing 130 and the valve plate 140.
And the flow path which distribute | circulates a refrigerant | coolant is each provided in the principal part of the said compressor 1, The low pressure gas before the compression which circulated through the refrigerating cycle 1 is brought to the suction chamber 131. FIG. The low pressure gas in the suction chamber 131 is sucked into the cylinder 600 from the suction valve 150 when the piston 500 moves backward, and is further brought into the discharge chamber 132 from the discharge hole 160 as high pressure gas when the piston 500 moves forward. The high-pressure gas in the discharge chamber 132 circulates through the refrigeration cycle again.
The control valve 700 communicates with the crank chamber 111, the suction chamber 131, and the discharge chamber 132 through respective predetermined flow paths. When the pressure of the low-pressure gas is lowered, the bellows provided in the control valve 700 is expanded to expand the valve. It is configured to open and guide the high pressure gas to the crank chamber 111. Further, when the pressure of the low pressure gas rises, the bellows contracts to close the valve, and the high pressure gas guided to the crank chamber 111 is cut.
The swash plate 400 reciprocates in a state where the average internal pressure of each cylinder 600 and the internal pressure of the crank chamber 111 are balanced. That is, the inclination of the swash plate 400 and the stroke of the piston 500 are controlled by the valve opening of the control valve 700, and the discharge amount of the high-pressure gas increases as the stroke of the piston 500 increases, and decreases as it decreases.
The refrigerant pressure when the swash plate type variable displacement compressor 10 is started is about 7.2 MPa in an atmosphere of 30 ° C. The diameter of the bore 610 of the cylinder 600 is 15.0 to 21.0 mm, the volume of the cylinder 600 is 20 to 33 cm 3 , and the opening areas of the ports 141 and 142 in the suction valve 150 and the discharge valve 160 are 7.0 to 29. 0 mm 2 .
Next, the valve structure in this example will be described with reference to FIGS. The valve plate 140 is a member that includes a plurality of suction ports 141 that communicate each cylinder 600 and the suction chamber 131 and a plurality of discharge ports 142 that communicate each cylinder 600 and the discharge chamber 132. The cylinder-side valve body plate 151 is a member provided with a plurality of valve bodies 152 of the intake valves 150 corresponding to the respective intake ports 141 and a plurality of holes 153 corresponding to the respective discharge ports 142. Further, the rear housing side valve body plate 161 is a member provided with a plurality of valve bodies 162 of the discharge valves 160 corresponding to the respective discharge ports 142 and a plurality of holes 163 corresponding to the suction ports 141 (FIGS. 3 and FIG. 3). 4).
The suction valve 150 of this example is formed by mounting a flexible valve body 152 to a suction port 141 that sucks refrigerant into the cylinder 600. The valve body 152 of the suction valve 150 is in pressure contact with one surface of the valve plate 140 serving as a valve seat of the suction port 141 in a state of being slightly elastically deformed. Similarly, the discharge valve 160 of this example is formed by mounting a flexible valve body 162 to a discharge port 142 for discharging a refrigerant from the inside of the cylinder 600. The valve body 162 of the discharge valve 160 is in pressure contact with the other surface of the valve plate 140 serving as the valve seat of the discharge port 142 in a state of being slightly elastically deformed. In addition, 164 in a figure is a retainer which controls the opening degree of the valve body 162 of the discharge valve 160. FIG. The retainer 164 is screwed to the valve plate 140 (see FIG. 5).
That is, the valve body 152 of the suction valve 150 provided on the cylinder side valve body plate 151 is plastically deformed in a curved shape with a posture that protrudes toward the valve plate 140 (see FIG. 6). The plate 151 is mounted on the valve plate 140 and is forcibly elastically deformed. The valve body 152 is plastically deformed by press working, and the deflection δ 1 when mounted on the suction port 141 is 1 mm or less (more specifically, 50 to 200 μm). The plate thickness of the material of the valve body 152 of the suction valve 150 is desirably 0.2 to 0.3 mm, and is 0.25 mm in this example. The material has a longitudinal elastic modulus of about 2.06 × 10 5 N / mm 2 . The external force P received by the valve body 152 of the intake valve 150 from the valve seat of the port 141 is 1.8 N or less in order to ensure a smooth opening / closing operation of the valve body 152. A more desirable range of the external force P is 1.2 N or less, and a most desirable range is 0.2 to 0.7 N. For example, if the spring constant k of the valve body 152 is about 5.0 N / mm and the deflection δ 1 is 240 μm, the external force P is about 1.2 N from k = P / δ 1 . Alternatively, if the spring constant k of the valve body 152 is about 4.0 N / mm and the deflection δ 1 is 150 μm, the external force P is about 0.6 N. The spring constant k depends on the longitudinal elastic modulus of the material and the shape of the valve body 152.
The basic structure of the valve body 162 of the discharge valve 160 provided on the rear housing side valve body plate 161 is the same as that of the valve body 152 of the intake valve 150 described above. That is, the deflection [delta] 2 of the valve body 162 of the discharge valve 160 is a 1mm or less, the external force P that the valve body 162 of the discharge valve 160 receives from the valve seat port 142 is equal to or less than 1.8 N.
Further, the surfaces of the valve bodies 152 and 162 are coated with PTFE or the like in order to improve the seating property with the valve seat. The valve body 152 of the suction valve 150 and the valve body 162 of the discharge valve 160 are opened and closed by the differential pressures of the crank chamber 111, the suction chamber 131, and the discharge chamber 132, respectively (see FIGS. 7 and 8).
The inventor of the present application repeatedly performed a comparison experiment of the number of revolutions at the time of startup for the swash plate type variable displacement compressor 10 of this example and the cylinder-side valve body plate 151 exchanged under different conditions. The exchanged cylinder side valve body plate is flat, and is not in pressure contact with the valve body 152 of the suction valve 150 being elastically deformed on the surface of the valve plate 140 serving as the valve seat of the suction port 141. As a result, the rotational speed at startup of the swash plate type variable displacement compressor 10 of this example was in the range of 30 to 70 percent with respect to the rotational speed at startup, although the cylinder side valve body plate 151 was replaced. For example, for a swash plate type variable displacement compressor having a valve body of an intake valve that is elastically deformed to a valve seat and is not pressure-contacted, and has a rotational speed of about 700 rpm at the time of startup, the valve body is replaced, When it is configured to be pressed against the valve seat while being elastically deformed, the rotational speed at the time of activation is reduced to about 300 rpm. FIG. 9 is a comparison graph of the number of rotations at the time of start-up before and after replacing the valve body of the intake valve, that is, before and after improvement. According to such an experiment, it has been proved that the swash plate type variable displacement compressor 10 of the present example surely reduces the rotational speed of the swash plate when the refrigerant starts to be compressed.
It should be noted that the shape of the valve body 152 of the intake valve 150 and the shape of the valve body 162 of the discharge valve 160 can be appropriately changed in design and are of course not limited to those illustrated. For example, as shown in FIGS. 10 and 11, the valve body 152 of the suction valve 150 or the valve body 162 of the discharge valve 160 has a hemispherical tip, and the edge of the circular suction port 141 or the discharge port 142. It is also possible to configure so that the spherical surface abuts. The tip portion may be formed by press working. The valve body 152 of the suction valve 150 or the valve body 162 of the discharge valve 160 is screwed into the female screw part N provided on the valve plate 140 with the male screw part B inserted therethrough, so that the tip part thereof is sucked into the suction port 141 or the discharge port. It is elastically deformed so as to be pressed against the edge of the port 142.
Alternatively, as shown in FIGS. 12 and 13, the flat valve bodies 152 and 162 may be configured to be elastically deformed and pressed against the surface of the curved valve plate 140. In this case, plastic deformation of the valve bodies 152 and 162 can be omitted.

本発明の斜板式可変容量コンプレッサは、高圧側の圧力が冷媒の臨界点を超える超臨界冷凍サイクルのコンプレッサとして好適に利用することができる。  The swash plate type variable displacement compressor of the present invention can be suitably used as a compressor for a supercritical refrigeration cycle in which the pressure on the high pressure side exceeds the critical point of the refrigerant.

Claims (3)

超臨界冷凍サイクルに用いられるコンプレッサであり、回転可能に設けられた斜板と、前記斜板に連結されたピストンと、前記ピストンを移動可能に保持するシリンダとを備え、前記シリンダには、前記超臨界冷凍サイクルの冷媒を吸入する吸入弁と、前記冷媒を吐出する吐出弁とを設けてなる斜板式可変容量コンプレッサにおいて、
前記吸入弁は、前記冷媒を吸入する吸入ポートに可撓性を有する弁体を装着してなり、
当該斜板式可変容量コンプレッサは、前記冷媒が圧縮され始める際の前記斜板の回転数を低減するように、前記吸入ポートの弁座に前記弁体を弾性変形した状態で圧接してなることを特徴とする斜板式可変容量コンプレッサ。A compressor used in a supercritical refrigeration cycle, comprising: a swash plate rotatably provided; a piston connected to the swash plate; and a cylinder holding the piston movably, In a swash plate type variable capacity compressor comprising a suction valve for sucking refrigerant of a supercritical refrigeration cycle and a discharge valve for discharging the refrigerant,
The suction valve is formed by mounting a flexible valve body on a suction port for sucking the refrigerant,
The swash plate type variable displacement compressor is configured to be in pressure contact with the valve body of the suction port in a state of being elastically deformed so as to reduce the rotation speed of the swash plate when the refrigerant starts to be compressed. Characteristic swash plate type variable displacement compressor. 前記弁体を前記吸入ポート装着したときの当該弁体のたわみが１ｍｍ以下であるとともに、このとき前記弁体が前記吸入ポートの弁座から受ける外力が１．８Ｎ以下であることを特徴とする請求項１記載の斜板式可変容量コンプレッサ。The deflection of the valve body when the valve body is attached to the suction port is 1 mm or less, and the external force that the valve body receives from the valve seat of the suction port at this time is 1.8 N or less. The swash plate type variable displacement compressor according to claim 1. 前記超臨界冷凍サイクルは、自動車に搭載される車内空調用の冷凍サイクルであり、当該斜板式可変容量コンプレッサは、クラッチを介さずに前記自動車の駆動機関と連結されたクラッチレスコンプレッサであることを特徴とする請求項１又は２記載の斜板式可変容量コンプレッサ。The supercritical refrigeration cycle is a refrigeration cycle for in-vehicle air conditioning mounted on an automobile, and the swash plate type variable capacity compressor is a clutchless compressor connected to the driving engine of the automobile without a clutch. 3. A swash plate type variable displacement compressor according to claim 1 or 2.
JP2004564511A 2002-12-27 2003-12-24 Swash plate variable displacement compressor for supercritical refrigeration cycle Pending JPWO2004061306A1 (en)

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