WO2016098822A1 - 可変容量型圧縮機 - Google Patents

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WO2016098822A1
WO2016098822A1 PCT/JP2015/085259 JP2015085259W WO2016098822A1 WO 2016098822 A1 WO2016098822 A1 WO 2016098822A1 JP 2015085259 W JP2015085259 W JP 2015085259W WO 2016098822 A1 WO2016098822 A1 WO 2016098822A1
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WO
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chamber
passage
pressure
valve
discharge
Prior art date
Application number
PCT/JP2015/085259
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English (en)
French (fr)
Inventor
雅典 雨森
大沢　仁
Original Assignee
株式会社ヴァレオジャパン
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Publication date
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Priority to EP15870024.5A priority patent/EP3236068A4/en
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B27/08—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B27/14—Control
    • F04B27/16—Control of pumps with stationary cylinders
    • F04B27/18—Control of pumps with stationary cylinders by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B27/08—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B27/14—Control
    • F04B27/16—Control of pumps with stationary cylinders
    • F04B27/18—Control of pumps with stationary cylinders by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block
    • F04B27/1804—Controlled by crankcase pressure
    • F04B2027/1886—Open (not controlling) fluid passage
    • F04B2027/1895—Open (not controlling) fluid passage between crankcase and suction chamber

Definitions

  • the present invention relates to a variable displacement compressor that varies a discharge capacity by adjusting a pressure in a control pressure chamber, and more particularly, an air supply passage that connects a discharge chamber and a control pressure chamber, and a control pressure chamber and a suction chamber.
  • the present invention relates to a variable capacity compressor that adjusts the pressure of a control pressure chamber through a bleed passage that communicates with the compressor.
  • the variable displacement compressor employs a mechanism that adjusts the stroke of the piston by changing the inclination angle of the swash plate by adjusting the pressure in the control pressure chamber, thereby varying the discharge capacity.
  • the control pressure chamber and the suction chamber are communicated with each other via an extraction passage, and a control valve is provided on an air supply passage that communicates the discharge chamber and the control pressure chamber.
  • a configuration in which the pressure in the control pressure chamber is controlled by adjusting the opening of the air passage to adjust the amount of refrigerant flowing into the control pressure chamber.
  • the refrigerant flowing into the control pressure chamber from the discharge chamber via the air supply passage is returned to the suction chamber without flowing out of the compressor.
  • the refrigerant coolant which circulates through the inside of a compressor, without circulating through a refrigerating cycle does not contribute at all to the refrigerating capacity as a refrigerating cycle, it is preferable that it is as few as possible in order to improve the performance in an intermediate stroke state.
  • the compressor By the way, if the compressor is not operated and is stopped for a long time, the pressure in the refrigeration cycle is balanced, and the refrigerant in the refrigeration cycle is liquefied at the lowest temperature in the refrigeration cycle. . Since the compressor has the largest heat capacity among the elements constituting the refrigeration cycle and hardly warms following changes in the outside air temperature, an event occurs in which the refrigerant in the refrigeration cycle liquefies. And if a refrigerant
  • the pressure in the suction chamber decreases due to the operation of the compressor, and accordingly, the refrigerant in the crank chamber is discharged to the suction chamber through the extraction passage.
  • the crank chamber is saturated because the gas-phase refrigerant and the liquid-phase refrigerant coexist, so even if the refrigerant in the crank chamber is discharged to the suction chamber through the extraction passage, The crank chamber pressure is maintained at the saturation pressure.
  • a differential pressure valve is provided to connect the control pressure chamber and the suction chamber when the pressure difference between the discharge chamber and the suction chamber becomes a predetermined value or less to ensure the startability of the compressor.
  • This differential pressure valve is, for example, as shown in FIG. 6, and is formed so as to face the housing space 102 in which the spool 101 is slidably contacted and one end side of the spool 101, and communicates with the discharge chamber 103.
  • the spool 101 is formed so as to face the high pressure port 104, the other end of the spool 101, communicate with the suction chamber 105, communicate with the low pressure port 106, and communicate with the control pressure chamber 107.
  • the control pressure port 108 whose opening degree is adjusted by this displacement and the spring 109 that biases the spool 101 toward the high-pressure port 104 are configured.
  • the spool 101 when the difference between the pressure Pd of the discharge chamber 103 and the pressure Ps of the suction chamber 105 becomes smaller than the urging force of the spring 109, the spool 101 has a high pressure as shown in FIG.
  • the control pressure port 108 and the low pressure port 106 are communicated with each other by shifting to the port 104 side.
  • the difference between the pressure Pd of the discharge chamber 103 and the pressure Ps of the suction chamber 105 is larger than the urging force of the spring 109, as shown in FIG.
  • the spool 101 is displaced toward the low pressure port 106 against the force, and the control pressure port 108 is closed to block communication between the control pressure port 108 and the low pressure port 106.
  • the control pressure port 108 and the low pressure port 106 communicate with each other, and the refrigerant in the control pressure chamber 107 passes through the conventional extraction passage 110. Since it is discharged to the suction chamber 105 by two systems, a system through which the control pressure port 108 and the low pressure port 106 communicate with each other, the pressure in the control pressure chamber 107 can be reduced early (the control pressure chamber It is possible to avoid the disadvantage that the time until all the liquid refrigerant accumulated in the gas is evaporated and discharged into the suction chamber is shortened, and the time until the discharge capacity control can be performed becomes long.
  • the difference between the pressure in the discharge chamber 103 and the pressure in the suction chamber 105 gradually increases to a predetermined pressure difference or more. Then, the communication between the control pressure port 108 and the low pressure port 106 is cut off, and the refrigerant in the control pressure chamber 107 is discharged to the suction chamber 105 only through the conventional extraction passage 110.
  • This differential pressure valve is accommodated in a spool 202 accommodated in a slidable contact with a spool accommodating portion 201 formed in a cylinder block, and a ball valve accommodating portion 203 formed subsequent to the spool accommodating portion 201.
  • a contact ball valve 204 ; a high pressure port 206 connected to the distal end side of the spool housing portion 201 and communicating with the discharge chamber 205; a control pressure port 208 opened to the ball valve housing portion 203 and communicating with the control pressure chamber 207; A low-pressure port 211 that is formed in a valve plate 209 that covers the ball valve housing portion 203 to communicate the ball valve housing portion 203 and the suction chamber 210 and that is opened and closed by the ball valve 204.
  • the spring 212 is inserted into the ball valve housing 203 from the low pressure chamber side, and the ball valve 204 is connected to the spool 20 And so as to abut constantly.
  • the control pressure port 208 and the low pressure port 211 communicate with each other, and the refrigerant in the control pressure chamber 207 flows through the conventional extraction passage 213.
  • the time until all the liquid refrigerant accumulated in the control pressure chamber is vaporized and discharged into the suction chamber is shortened), and it is possible to avoid the disadvantage that the time until the discharge capacity control can be performed becomes long.
  • the difference between the pressure in the discharge chamber 205 and the pressure in the suction chamber 210 gradually increases and becomes a predetermined pressure difference or more.
  • the communication between the control pressure port 208 and the low pressure port 211 is cut off, and the refrigerant in the control pressure chamber 207 is discharged to the suction chamber 210 only through the conventional extraction passage 213.
  • the valve element accommodated in the accommodating space is constituted by a spool that is slidably displaced on the inner wall of the accommodating space, or the spool is accommodated by a spool that is accommodated slidably in the spool accommodating portion.
  • the valve body accommodated in the section is displaced, and the pressure (Pd) in the discharge chamber acts as a back pressure to control the movement of the spool. It is necessary to strictly manage the clearance between the space and the inner wall of the spool housing portion and the spool, which disadvantageously increases the cost.
  • the clearance between the housing space and the inner wall of the spool housing portion and the spool is set to a very small value, it is possible to effectively suppress back pressure leakage, while contamination or the like may occur in the housing space or the spool housing portion.
  • the inner wall and the sliding contact surface of the spool are likely to be bitten, and there is a concern that the spool may not move and hinder the pressure control of the control pressure chamber.
  • the present invention has been made in view of such circumstances, and can improve the start-up performance of the compressor, reduce the internal circulation refrigerant at the time of the intermediate stroke, and become uncontrollable due to contamination or the like in the refrigerant.
  • the main object is to provide a variable displacement compressor capable of eliminating fear.
  • a variable displacement compressor is compressed by a compression chamber for compressing a working fluid, a suction chamber for storing the working fluid to be compressed in the compression chamber, and the compression chamber.
  • a bleed passage that constantly communicates the control pressure chamber and the suction chamber, and the discharge capacity is varied by adjusting the pressure of the control pressure chamber.
  • the lower part from the valve storage chamber to the suction chamber A side opening passage, a valve body accommodated in the valve storage chamber so as to open and close the downstream side opening passage, biasing means for biasing the valve body in the opening direction of the downstream side opening passage, and the valve
  • a discharge pressure introduction passage communicating with the storage chamber and the discharge chamber, and a pressure introduced from the discharge chamber to the valve storage chamber acting in a direction to close the downstream open passage of the valve body; and the upstream side And a check valve that is provided on the open passage and allows only a flow of fluid from the control pressure chamber to the valve storage chamber.
  • the valve body housed in the valve storage chamber is urged by the urging means to open the downstream open passage so that the compressor can be started.
  • the pressure in the suction chamber decreases with respect to the pressure in the control pressure chamber
  • the vaporized refrigerant in the control pressure chamber is discharged to the suction chamber through the extraction passage and flows into the valve storage chamber through the upstream open passage.
  • the valve storage chamber is discharged to the suction chamber through the downstream open passage.
  • the refrigerant in the control pressure chamber can be quickly released to the suction chamber, and the time until all the liquid refrigerant that has accumulated in the control pressure chamber is vaporized and discharged to the suction chamber can be shortened.
  • the pressure in the discharge chamber rises, and the pressure introduced into the valve storage chamber via the discharge chamber introduction passage and the pressure in the low pressure chamber
  • the pressure in the valve storage chamber is higher than the pressure in the control pressure chamber due to the pressure in the discharge chamber introduced into the valve storage chamber via the discharge pressure introduction passage, but the control pressure chamber and the valve storage chamber are connected. Since the upstream open passage is provided with a check valve that allows only the flow of fluid from the control pressure chamber to the valve storage chamber, the check valve is closed, and the discharge pressure introduction passage leads to the control pressure chamber. The refrigerant flow is cut off.
  • the check valve can reliably prevent the refrigerant that has flowed into the valve storage chamber through the discharge pressure introduction passage from flowing into the control pressure chamber. There is no inconvenience that the pressure in the discharge chamber flows into the control pressure chamber, which hinders the discharge capacity control, or the internal circulation refrigerant circulating in the compressor increases and the performance is lowered.
  • a check valve is provided separately from the valve body for opening and closing the downstream side open passage so as to block the flow of the refrigerant from the discharge pressure introduction passage to the control pressure chamber. It is not necessary to configure, and strict clearance management between the valve body and the valve storage chamber is not necessary. Further, avoiding the use of the spool valve eliminates the possibility of the valve body becoming uncontrollable due to contamination in the refrigerant.
  • the valve body in a state where at least the valve body closes the downstream opening passage, the valve body does not block between the portion where the discharge pressure introduction passage of the valve storage chamber opens and the portion where the upstream opening passage opens, Since the discharge pressure introduction passage can be configured not to be driven by a sliding member (in the state where the valve body closes the downstream release passage, between the discharge pressure introduction passage and the upstream release passage, or the discharge pressure introduction passage Therefore, the movement of the valve body is less affected by contamination or the like.
  • the pressure of the control pressure chamber is controlled via the supply passage that communicates the discharge chamber and the control pressure chamber, and the extraction passage that communicates the control pressure chamber and the suction chamber.
  • a valve storage chamber connected to the upstream open passage communicating with the control pressure chamber and connected to the downstream open passage communicating with the suction chamber is provided,
  • the side opening passage is opened and closed, and the valve body that is urged in the opening direction by the urging means is accommodated in the opening direction, and the pressure in the discharge chamber is opened downstream from the valve body in this valve housing chamber.
  • a discharge pressure introduction passage that acts in the direction of closing the passage is connected, and a check valve that allows only the flow of fluid from the control pressure chamber to the valve storage chamber is provided on the upstream open passage.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing a compressor according to the present invention, and is a view showing a state at the start of the compressor.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a compressor according to the present invention, and shows a state at the time of a full stroke.
  • FIG. 3 is an image diagram of an open state adjusting mechanism that adjusts the open state of the open passage, where (a) is a state at the initial stage of startup of the compressor, and (b) is a view illustrating a state during operation of the compressor. is there.
  • 4A and 4B are diagrams showing a specific configuration example of an open state adjusting mechanism that adjusts the open state of the open passage.
  • FIG. 4A is a state at the initial stage of starting the compressor, and FIG.
  • FIG. 4B is an intermediate stroke of the compressor. It is a figure which shows the state of time.
  • FIG. 5 is a characteristic diagram illustrating the temporal transition of the pressure (Pd) in the discharge chamber, the pressure (Pc) in the control pressure chamber, and the pressure (Ps) in the suction chamber of the compressor according to the present invention.
  • FIG. 6 is a diagram illustrating a configuration example of a differential pressure valve conventionally proposed in a variable displacement compressor.
  • FIG. 7 is a diagram illustrating another configuration example of a differential pressure valve conventionally proposed in a variable displacement compressor.
  • variable capacity compressor includes a cylinder block 1, a rear head 3 assembled on the rear side (right side in the figure) of the cylinder block 1 via a valve plate 2, and a front side (in the figure, The front head 5 is assembled so as to close the left side) and defines the control pressure chamber 4.
  • the front head 5, the cylinder block 1, the valve plate 2, and the rear head 3 are configured. Are fastened in the axial direction by fastening bolts 6 and constitute a compressor housing.
  • a drive shaft 7 having one end protruding from the front head 5 passes through the control pressure chamber 4 provided by the front head 5 and the cylinder block 1.
  • a drive pulley 10 that is rotatably fitted to the boss portion 5a of the front head 5 via a relay member 9 that is attached in the axial direction by bolts 8 is connected to the portion of the drive shaft 7 that protrudes from the front head 5.
  • rotational power is transmitted from the vehicle engine via a drive belt (not shown).
  • one end side of the drive shaft 7 is hermetically sealed with the front head 5 via a seal member 11 provided between the front shaft 5 and is rotatably supported by a radial bearing 12.
  • the other end side of the drive shaft 7 is rotatably supported by a radial bearing 14 accommodated in an accommodation hole 13 formed substantially at the center of the cylinder block 1.
  • the cylinder block 1 is formed with the accommodation hole 13 in which the radial bearing 14 is accommodated, and a plurality of cylinder bores 15 arranged at equal intervals on the circumference around the accommodation hole 13.
  • a single-head piston 16 is inserted into the cylinder bore 15 so as to be slidable back and forth.
  • a thrust flange 17 that rotates integrally with the drive shaft 7 is fixed to the drive shaft 7 in the control pressure chamber 4.
  • the thrust flange 17 is rotatably supported on the inner surface of the front head 5 via a thrust bearing 18, and a swash plate 20 is connected to the thrust flange 17 via a link member 19.
  • the swash plate 20 is provided so as to be tiltable about a hinge ball 21 slidably provided on the drive shaft 7, and is integrated with the rotation of the thrust flange 17 via the link member 19. It is designed to rotate. And the engaging part 16a of the single-headed piston 16 is moored by the peripheral part through the pair of shoes 22 at the swash plate 20.
  • the valve plate 2 is formed with suction holes 31 and discharge holes 32 corresponding to the respective cylinder bores 15, and the rear head 3 has a suction chamber 33 for storing the working fluid compressed in the compression chamber 23.
  • a discharge chamber 34 for accommodating the working fluid compressed and discharged in the compression chamber 23 is provided.
  • the suction chamber 33 is formed in the central portion of the rear head 3 and communicates with a suction port (not shown) that communicates with the outlet side of the evaporator and is connected to the compression chamber 23 via the suction hole 31 that is opened and closed by a suction valve (not shown). Communication is possible.
  • the discharge chamber 34 is formed around the suction chamber 33 and can communicate with the compression chamber 23 through the discharge hole 32 opened and closed by a discharge valve (not shown), as well as the valve plate 2 and the cylinder. It communicates with a discharge space 37 formed around the cylinder block 1 through passages 2a, 1a formed in the block 1.
  • the discharge space 37 is defined by the cylinder block 1 and a cover 38 attached to the cylinder block 1, and a discharge port 39 that leads to the inlet side of the condenser is formed in the cover 38, and the discharge space 37 from the condenser is formed.
  • a check valve 36 for preventing the refrigerant from flowing backward is provided.
  • the discharge capacity of this compressor is determined by the stroke of the piston 16, and this stroke is determined by the inclination angle of the swash plate 20 with respect to the plane perpendicular to the drive shaft 7.
  • the inclination angle of the swash plate 20 depends on the moment derived from the differential pressure between the pressure in the compression chamber 23 (pressure in the cylinder bore) acting on each piston 16 and the pressure in the control pressure chamber 4, and the inertial force of the swash plate and piston. Balance is made at an angle at which the sum of the moments derived from the moment and the moments derived from the biasing force of the destroke spring 24 that biases the hinge ball 21 becomes zero.
  • the piston stroke is determined and the discharge capacity is determined.
  • the air supply passage 40 that connects the discharge chamber 34 and the control pressure chamber 4 is formed by the passages 1b, 2b, and 3b formed across the cylinder block 1, the valve plate 2, and the rear head 3.
  • the control pressure chamber 4 is formed through the accommodation hole 13 formed in the cylinder block 1 and the orifice hole 2c formed in the valve plate 2, the gap between the passage 7c formed in the drive shaft 7, the radial bearing 14, and the like.
  • a bleed passage 41 that communicates with the suction chamber 33 is formed.
  • a pressure control valve 42 is provided on the air supply passage 40, and the pressure of the control pressure chamber 4 is controlled by adjusting the flow rate of the refrigerant flowing from the discharge chamber 34 to the control pressure chamber 4 by the pressure control valve 42. I am doing so.
  • the pressure control valve 42 is inserted into a mounting hole 43 formed in the rear head 3, and controls the pressure of the control pressure chamber by adjusting the opening of the air supply passage 40 so that the suction pressure becomes a target value.
  • the supply passage 40 is fully opened by stopping energization, and control is performed such as increasing the pressure in the control pressure chamber to minimize the discharge capacity.
  • the refrigerant discharged from the compression chamber 23 to the discharge chamber 34 inside the compressor is pressure-controlled from the discharge chamber 34.
  • An internal circulation path that circulates in the order of the valve 42, the supply passage 40, the control pressure chamber 4, the extraction passage 41, the suction chamber 33, the suction hole 31, the compression chamber 23, the discharge hole 32, and the discharge chamber 34 is formed.
  • the sliding part inside the compressor is lubricated and cooled by the refrigerant gas circulating in the circulation path.
  • an open passage 50 that communicates the control pressure chamber 4 and the suction chamber 33 is provided.
  • one end of the open passage 50 is connected to a passage 1c (a portion upstream of the orifice hole of the extraction passage 41) formed in the cylinder block 1, and the other end is connected to the suction chamber 33 via the valve plate 2. It is connected to the. Therefore, the control pressure chamber 4 communicating with the suction chamber 33 via the open passage 50 includes a case where one end of the open passage 50 is connected to a space in which the pressure of the control pressure chamber 4 is reflected as it is. In the following description, a portion where one end of the open passage 50 is connected will be described as the control pressure chamber 4.
  • the open passage 50 is provided with an open state adjusting mechanism for automatically adjusting the open state of the passage.
  • a valve housing chamber 51 is formed on the open passage 50, and a portion of the open passage 50 that communicates the control pressure chamber 4 and the valve housing chamber 51 is defined as an upstream open passage 50 a.
  • a portion where the valve storage chamber 51 and the suction chamber 33 communicate with each other is used as a downstream open passage 50b, and a valve body 52 for opening and closing the downstream open passage 50b is stored in the valve storage chamber 51.
  • Urging means is always urged in the direction of opening the downstream open passage 50b.
  • the valve storage chamber 51 communicates with the discharge chamber 34, and discharge pressure introduction passage 54 that causes the pressure introduced from the discharge chamber 34 to the valve storage chamber 51 to act on the valve body in the direction in which the downstream side open passage 50b is closed. Is connected.
  • the valve body 52 has a shape that does not block between the portion where the discharge pressure introduction passage 54 of the valve storage chamber 51 is opened and the portion where the upstream opening passage 50a is open, in a state where the downstream opening passage 50b is closed, that is, The throttle is not formed between the discharge pressure introduction passage 54 and the upstream opening passage 50a of the valve storage chamber 51.
  • a check valve 55 that allows only the flow of fluid from the control pressure chamber 4 (passage 1c formed in the cylinder block 1) to the valve storage chamber 51 is provided in the upstream opening passage 50a.
  • valve body 52 when the force acting on the valve body 52 is smaller than the biasing force of the spring 53, the valve body 52 opens the downstream side open passage 50 b by the biasing force of the spring 53.
  • the check valve 55 When the pressure in the control pressure chamber 4 becomes larger than the pressure in the suction chamber 33 in this state, the check valve 55 is opened, and the pressure in the control pressure chamber 4 is increased to the upstream side open passage. 50a is discharged to the suction chamber 33 through the valve storage chamber 51 and the downstream side open passage 50b.
  • the valve body is caused by the pressure of the discharge chamber 34 introduced into the valve storage chamber 51 through the discharge pressure introduction passage 54. 52 closes the downstream open passage 50b. Further, since the pressure in the discharge chamber 34 also propagates to the upstream opening passage 50a through the valve storage chamber 51, the check valve 55 provided in the upstream opening passage 50a is closed. Therefore, the flow of the refrigerant (pressure) from the control pressure chamber 4 to the suction chamber 33 is interrupted, and the refrigerant (pressure) flowing from the discharge chamber 34 to the valve accommodating chamber 51 via the discharge pressure introduction passage 54 is upstream. It does not flow to the control pressure chamber 4 through the side opening passage 50a.
  • the above open state adjusting mechanism can have various specific configurations, but may be configured as shown in FIG. 4, for example.
  • a valve holder 61 is mounted in a holder mounting hole 60 formed in the cylinder block 1, and the valve holder 61 is surrounded by the valve holder 61 and a lid 62 screwed to the valve holder 61.
  • the accommodation chamber 51 is formed, and a relay space 63 for attaching the check valve 55 is formed adjacent to the holder mounting hole 60.
  • the relay space 63 is connected to the holder body 61a through a side hole 68.
  • the valve housing chamber 51 is communicated, and the relay space 63 and the passage 1 c communicating with the control pressure chamber 4 are communicated by the communication passage 64.
  • the communication passage 64, the relay space 63, and the side hole 68 formed in the valve holder constitute an upstream open passage 50a that allows the control pressure chamber 4 (passage 1c) and the valve storage chamber 51 to communicate with each other.
  • a high pressure introduction space 60 a is formed in the holder mounting hole 60 between the insertion end of the valve holder 61, and a high pressure communication path 65 communicating with the discharge chamber 34 is communicated with the high pressure introduction space 60 a. It has become.
  • the valve holder 61 is formed with a first shaft hole 66 having one end connected to the valve accommodating chamber 51 and the other end connected to the through hole 2d formed in the valve plate 2 and opened to the suction chamber 33. Moreover, the 2nd axial hole 67 which one end connects to the valve storage chamber 51, and the other end connects to the high voltage
  • the first shaft hole 66 and the through hole 2d constitute a downstream open passage 50b, and the second shaft hole 67, the holder mounting hole 60, and the high pressure communication passage 65 constitute a discharge pressure introduction passage 54. ing.
  • the valve accommodating chamber 51 accommodates a valve body 52 made of, for example, a steel ball.
  • the valve body 52 is accommodated in the valve accommodating chamber 51 so as to open and close the downstream side open passage 50b, and is attached in a direction to open the downstream side open passage 50b by a spring 53 held by the valve holder 61. It is energized.
  • the check valve 55 provided on the upstream side open passage is provided on the communication passage 64 that communicates the relay space 63 and the passage 1c communicating with the control pressure chamber 4, and is constituted by, for example, a steel ball.
  • the check valve 55 made of steel balls closes the upstream open passage by sitting on the seat surface provided in the middle of the communication passage 64 from the relay space 63 side, and conversely opens the upstream open passage.
  • the lift amount is restricted by the pin 69 fixed to the cylinder block so as to protrude into the relay space, and the dropout is prevented.
  • the difference between the discharge chamber pressure (Pd) and the suction chamber pressure (Ps) is small, so that the downstream open passage 50b can be maintained in the open state by the biasing force of the spring 53. Further, since the pressure in the control pressure chamber is higher than the pressure in the suction chamber, the check valve 55 is opened, and the vaporized refrigerant in the control pressure chamber 4 flows to the valve storage chamber 51 through the upstream side open passage 50. The fluid flows out from the chamber 51 to the suction chamber 33.
  • the vaporized refrigerant continues to flow out to the suction chamber 33 via the open passage 50 in addition to the extraction passage 41 via the orifice 2c. Therefore, the pressure in the control pressure chamber 4 can be quickly released to the suction chamber, and the time T until the compressor starts to operate after the pressure in the control pressure chamber 4 decreases can be shortened.
  • the valve body 52 is closed before the liquid refrigerant is completely vaporized and the pressure in the control pressure chamber 4 is sufficiently reduced, so that the startability of the compressor is sufficiently increased. If the urging force is too strong and the urging force is too strong, the force acting on the valve body 52 due to the difference between the pressure in the discharge chamber and the pressure in the suction chamber during normal operation at a low load of the compressor is applied. The valve body 52 is opened and the pressure in the control pressure chamber cannot be increased, resulting in a poor control.
  • the urging force of the spring 53 is accumulated in the control pressure chamber 4 in anticipation of a time period in which almost all of the liquid refrigerant accumulated in the control pressure chamber 4 is vaporized and can be extracted from the open passage 50 to the suction chamber 33.
  • the difference between the pressure in the discharge chamber and the pressure in the suction chamber when the liquid refrigerant continues to vaporize is larger than the value ( ⁇ ) acting on the valve body, and the pressure in the discharge chamber and the suction chamber during low load operation
  • the pressure difference may be set to be smaller than the value ( ⁇ ) acting on the valve body.
  • the valve body 52 is not configured like a spool valve, the refrigerant in the discharge chamber 34 may flow into the control pressure chamber 4 after the downstream open passage 50b is closed by the valve body 52. Therefore, there is no inconvenience that the discharge capacity control is impaired by the pressure of the discharge chamber 34 flowing into the control pressure chamber 4, and the refrigerant flow from the discharge chamber 34 to the control pressure chamber 4 can be reliably prevented. There is no inconvenience that the performance decreases due to an increase in refrigerant.
  • valve body 52 closes the discharge pressure introduction passage 54 in a state where the valve body 52 opens the downstream side opening passage 50b.
  • the portion of the discharge pressure introduction passage 54 that opens to the valve storage chamber 51 is such that the discharge pressure introduced from the discharge chamber into the valve storage chamber 51 closes the valve body 52 and the downstream open passage 50b. It is sufficient if it is configured to act, and the present invention is not limited to this form.
  • control pressure chamber 7 drive shaft 20 swash plate 33 suction chamber 34 discharge chamber 40 air supply passage 41 bleed passage 50 open passage 50a upstream open passage 50b downstream open passage 51 valve housing chamber 52 valve body 53 spring 54 discharge pressure introduction passage 55

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Abstract

【課題】圧縮機の起動性能を高めると共に、中間ストローク時の内部循環冷媒を少なくすることができ、また、冷媒中のコンタミ等によって制御不能に陥る恐れを無くすことが可能な可変容量型圧縮機を提供する。 【解決手段】制御圧室４と吸入室３３とを連通する開放通路５０と、この開放通路上に形成された弁収容室５１と、を備え、開放通路５０を、制御圧室４と弁収容室５１とを連通する上流側開放通路５０ａと、弁収容室５１と吸入室３３とを連通する下流側開放通路５１ｂと、を有して構成する。下流側開放通路５０ｂを開閉するように弁収容室５１に収容された弁体５２と、下流側開放通路５０ｂを開方向に弁体５２を付勢する付勢手段（スプリング５３）と、弁収容室５１と吐出室とを連通する吐出圧導入通路５４と、上流側開放通路５０ａ上に設けられ、制御圧室４から弁収容室５１への流体の流れのみを許容する逆止弁５５と、を設ける。

Description

可変容量型圧縮機
　本発明は、制御圧室の圧力を調整することで吐出容量を可変させる可変容量型圧縮機に関し、特に、吐出室と制御圧室とを連通する給気通路、及び、制御圧室と吸入室とを連通する抽気通路を介して制御圧室の圧力を調節する可変容量型圧縮機に関する。
可変容量型圧縮機は、制御圧室の圧力を調整することによって斜板の傾斜角度を変えてピストンのストローク量を調整し、これにより吐出容量を可変させる機構が採用されている。このような圧縮機としては、制御圧室と吸入室とを抽気通路を介して連通するとともに、吐出室と制御圧室とを連通する給気通路上に制御弁を設け、この制御弁によって給気通路の開度を調整して制御圧室に流入する冷媒量を調節することで制御圧室の圧力を制御する構成が知られている。
上述した制御圧室の圧力調整においては、吐出室から給気通路を介して制御圧室に流入した冷媒は、圧縮機外に流出することなく吸入室に戻されることとなる。このように冷凍サイクルを循環しないで圧縮機内部を循環する冷媒は、冷凍サイクルとしての冷凍能力に一切貢献しないため、中間ストローク状態での性能を改善する上では、極力少ないことが好ましい。
ところで、圧縮機が稼働されずに長時間停止していると、冷凍サイクル内の圧力が平衡してくるとともに、冷凍サイクル中の最も温度の低い部位で冷凍サイクル中の冷媒が液化することとなる。圧縮機は、冷凍サイクルを構成する要素の中で最も熱容量が大きく、外気温度の変化に追随して温まりにくいため、圧縮機内にて冷凍サイクル中の冷媒が液化する事象が発生する。そして圧縮機内で冷媒が液化すると、制御圧室であるクランク室にも液冷媒が溜まることとなる。
圧力が平衡した状態から圧縮機を起動させた場合、圧縮機の稼働により吸入室の圧力が低下し、これに伴いクランク室の冷媒が抽気通路を介して吸入室に排出されるようになる。しかしながら、クランク室内に液冷媒が溜まっていると、クランク室内は気相冷媒と液相冷媒が共存する飽和状態となるため、クランク室の冷媒が抽気通路を介して吸入室に排出されても、クランク室の圧力は飽和圧力のまま維持されることとなる。このため、全ての液冷媒が気化して抽気通路から排出されるまでは制御圧室であるクランク室の圧力が下がらず、吐出容量制御が行えない（吐出容量が増加しない）という不都合が知られている。
上述の問題を解決するために、吐出室と吸入室との圧力差が所定値以下となった場合に制御圧室と吸入室とを連通させる差圧弁を設けて圧縮機の起動性を確保するようにした構成が提案されている（特許文献１参照）。
この差圧弁は、例えば、図６に示されるようなもので、スプール１０１が摺接可能に収容された収容空間１０２と、スプール１０１の一端側に臨むように形成されて吐出室１０３と連通する高圧ポート１０４と、スプール１０１の他端側に臨むように形成されて吸入室１０５と連通する低圧ポート１０６と、低圧ポート１０６と連通可能に形成されると共に制御圧室１０７に連通されてスプール１０１の変位によって開度が調節される制御圧ポート１０８と、スプール１０１を高圧ポート１０４側へ付勢するスプリング１０９とを有して構成されている。
このような構成においては、吐出室１０３の圧力Ｐｄと吸入室１０５の圧力Ｐｓとの差がスプリング１０９の付勢力よりも小さくなると、第６図（ａ）に示されるように、スプール１０１が高圧ポート１０４側へ変位し、制御圧ポート１０８と低圧ポート１０６とが連通されるようになっている。これに対して、吐出室１０３の圧力Ｐｄと吸入室１０５の圧力Ｐｓとの差がスプリング１０９の付勢力よりも大きい場合には、第６図（ｂ）に示されるように、スプリング１０９の付勢力に抗してスプール１０１が低圧ポート１０６側へ変位し、制御圧ポート１０８を閉塞して制御圧ポート１０８と低圧ポート１０６との連通を遮断する。
したがって、吐出室１０３の圧力と吸入室１０５の圧力との差が小さい起動時においては、制御圧ポート１０８と低圧ポート１０６とが連通し、制御圧室１０７の冷媒は、従来の抽気通路１１０を通る系統と、制御圧ポート１０８と低圧ポート１０６とが連通する系統との２系統によって吸入室１０５に排出されるので、制御圧室１０７の圧力を早期に低下させることが可能となり（制御圧室に溜まっていた液冷媒が全て気化して吸入室に排出されるまでの時間が短くなり）、吐出容量制御が行えるまでの時間が長くなる不都合を回避することが可能となる。
そして、制御圧室に溜まっていた液冷媒が全て気化して吸入室に排出された後に、徐々に吐出室１０３の圧力と吸入室１０５の圧力との差が大きくなって所定の圧力差以上になると、制御圧ポート１０８と低圧ポート１０６との連通が遮断され、制御圧室１０７の冷媒は、従来の抽気通路１１０を介してのみ吸入室１０５へ排出されるようになる。
また、差圧弁は、図７に示されるような構成例も提案されている。この差圧弁は、シリンダブロックに形成されたスプール収容部２０１に摺接可能に収容されたスプール２０２と、スプール収容部２０１に続いて形成されたボール弁収容部２０３に収容されて前記スプール２０２に当接するボール弁２０４と、スプール収容部２０１の先端側に接続されて吐出室２０５と連通する高圧ポート２０６と、ボール弁収容部２０３に開口されて制御圧室２０７に連通する制御圧ポート２０８と、ボール弁収容部２０３を覆うバルブプレート２０９に形成されてボール弁収容部２０３と吸入室２１０とを連通すると共にボール弁２０４によって開閉する低圧ポート２１１とを備えており、この低圧ポート２１１を介して低圧室側からボール弁収容部２０３にスプリング２１２を挿入し、ボール弁２０４をスプール２０２に常時当接させるようにしている。
このような構成においては、吐出室２０５の圧力と制御圧室２０７の圧力との差がスプリング２１２の付勢力よりも小さくなると、図７（ａ）に示されるように、スプール２０２がスプリング２１２のばね力により高圧ポート２０６側へ変位し、制御圧ポート２０８と低圧ポート２１１とが連通されるようになる。
　これに対して、吐出室２０５の圧力と制御圧室２０７の圧力との差がスプリング２１２の付勢力よりも大きい場合には、図７（ｂ）に示されるように、スプリング２１２の付勢力に抗してスプール２０２がボール弁２０４を付勢して低圧ポート側に変位し、低圧ポート２１１をボール弁２０４によって閉塞し、制御圧ポート２０８と低圧ポート２１１との連通を遮断する。
したがって、吐出室２０５の圧力と制御圧室２０７の圧力との差が小さい起動時においては、制御圧ポート２０８と低圧ポート２１１とが連通し、制御圧室２０７の冷媒は、従来の抽気通路２１３を通る系統と、この制御圧ポート２０８と低圧ポート２１１とが連通する系統との２系統によって吸入室２１０に排出されるので、制御圧室２０７の圧力を早期に低下させることが可能となり、（制御圧室に溜まっていた液冷媒が全て気化して吸入室に排出されるまでの時間が短くなり）、吐出容量制御が行えるまでの時間が長くなる不都合を回避することが可能となる。
そして、制御圧室に溜まっていた液冷媒が全て気化して吸入室に抜けた後に、徐々に吐出室２０５の圧力と吸入室２１０の圧力との差が大きくなって所定の圧力差以上になると、制御圧ポート２０８と低圧ポート２１１との連通が遮断され、制御圧室２０７の冷媒は、従来の抽気通路２１３を介してのみ吸入室２１０へ排出されるようになる。
特許第４５０１１１２号公報
しかしながら、上述した従来の構成においては、収容空間に収容する弁体を収容空間の内壁を摺接可能に変位するスプールで構成したり、スプール収容部に摺接可能に収容されるスプールで弁収容部に収容された弁体を変位させたりする構成であり、吐出室の圧力（Ｐｄ）をスプールの動きを制御する背圧として作用させているので、背圧の漏れを少なくするために、収容空間やスプール収容部の内壁とスプールとの間のクリアランスの管理を厳格に行う必要があり、コストが高くなる不都合がある。
さらに、収容空間やスプール収容部の内壁とスプールとの間のクリアランスを微小な値に設定すると、有効に背圧の漏れを抑えることが可能になる一方で、コンタミ等が収容空間やスプール収容部の内壁とスプールの摺接面に噛み込まれ易くなり、スプールが動かなくなって制御圧室の圧力制御に支障をきたす不都合が懸念されるものであった。
　本発明は、係る事情に鑑みてなされたものであり、圧縮機の起動性能を高めると共に、中間ストローク時の内部循環冷媒を少なくすることができ、また、冷媒中のコンタミ等によって制御不能に陥る恐れを無くすことが可能な可変容量型圧縮機を提供することを主たる課題としている。
上記課題を達成するために、本発明に係る可変容量型圧縮機は、作動流体を圧縮する圧縮室と、この圧縮室に圧縮される作動流体を収容する吸入室と、前記圧縮室で圧縮され吐出された作動流体を収容する吐出室と、駆動軸が貫通されると共にこの駆動軸の回転に伴って回転する斜板を収容する制御圧室と、前記吐出室と前記制御圧室とを連通する給気通路と、前記制御圧室と前記吸入室とを常時連通する抽気通路とを備え、前記制御圧室の圧力を調節することによって吐出容量を可変する構成において、前記制御圧室と前記吸入室とを連通する開放通路と、この開放通路上に形成された弁収容室と、前記開放通路のうち、前記制御圧室から前記弁収容室へ至る上流側開放通路と、前記開放通路のうち、前記弁収容室から前記吸入室へ至る下流側開放通路と、前記下流側開放通路を開閉するように前記弁収容室に収容された弁体と、前記下流側開放通路を開方向に前記弁体を付勢する付勢手段と、前記弁収容室と前記吐出室とを連通し、前記吐出室から前記弁収容室へ導入される圧力が前記弁体を前記下流側開放通路を閉鎖する方向に作用する吐出圧導入通路と、前記上流側開放通路上に設けられ、前記制御圧室から前記弁収容室への流体の流れのみを許容する逆止弁と、を具備することを特徴としている。
　前述の通り、圧縮機が長時間停止して、冷凍サイクル内の圧力が平衡している状態においては、制御圧室に液冷媒が溜まった状態となっている。弁収容室に収容されている弁体は、弁体の前後に作用する圧力が平衡しているため、付勢手段により付勢されて下流側開放通路を開状態としており、圧縮機の起動に伴い吸入室の圧力が制御圧室の圧力に対して低下すると、制御圧室の気化冷媒は、抽気通路を介して吸入室へ排出されると共に、上流側開放通路を介して弁収容室へ流れ込み、この弁収容室から下流側開放通路を介して吸入室へ排出される。
これにより、制御圧室の冷媒を吸入室に速やかに逃がすことが可能となり、制御圧室に溜まっていた液冷媒が全て気化して吸入室に排出されるまでの時間を短縮することが可能となる。
　その後、制御圧室の圧力が十分低下することにより圧縮機の吐出容量が大きくなると、吐出室の圧力が上昇し、吐出室導入通路を介して弁収容室へ導入された圧力と低圧室の圧力との差により弁体が下流側開放通路を閉鎖する方向に作用する力が付勢手段の付勢力を上回り、弁体が下流側開放通路を閉状態とすることとなる。一方、吐出圧導入通路を介して弁収容室に導入された吐出室の圧力により、弁収容室の圧力は制御圧室の圧力より高くなっているが、制御圧室と弁収容室を接続する上流側開放通路には、制御圧室から弁収容室への流体の流れのみを許容する逆止弁が設けられているので、逆止弁は閉状態となり、吐出圧導入通路から制御圧室への冷媒の流れを遮断することになる。
　したがって、弁体によって下流側開放通路が閉状態になった後は、吐出圧導入通路を介して弁収容室に流入した冷媒が制御圧室へ流れることを逆止弁により確実に阻止できるので、吐出室の圧力が制御圧室へ流れ込むことにより吐出容量制御に支障をきたしたり、圧縮機内を循環する内部循環冷媒が多くなり性能が低下したりする不都合もなくなる。
　このように、下流側開放通路を開閉する弁体とは別に逆止弁を設けて吐出圧導入通路から制御圧室への冷媒の流れを遮断するようにしているので、弁体はスプール弁で構成する必要はなく、また、弁体と弁収容室との間の厳格なクリアランス管理も不要となる。
また、スプール弁の使用を避けることにより、冷媒中のコンタミ等によって弁体が制御不能に陥る恐れもなくなる。すなわち、少なくとも弁体が下流側開放通路を閉鎖する状態において、この弁体が弁収容室の吐出圧導入通路が開口する部位と上流側開放通路が開口する部位との間を閉塞しない構成や、吐出圧導入通路を摺動する部材に従動しない構成とすることができるので（弁体が下流側開放通路を閉鎖する状態において、吐出圧導入通路と上流側開放通路との間や吐出圧導入通路に絞りを形成する必要がないので）、弁体の動きがコンタミ等によって影響を受けにくくなる。　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
以上述べたように、本発明によれば、制御圧室の圧力を、吐出室と制御圧室とを連通する給気通路、及び、制御圧室と吸入室とを連通する抽気通路を介して調節する可変容量型圧縮機において、制御圧室に連通する上流側開放通路に接続されると共に吸入室に連通する下流側開放通路に接続される弁収容室を設け、この弁収容室に、下流側開放通路を開閉し、付勢手段により下流側開放通路を開方向に付勢される弁体を収容し、また、この弁収容室に、弁体に対して吐出室の圧力を下流側開放通路を閉鎖する方向に作用させる吐出圧導入通路を接続し、さらに上流側開放通路上に、制御圧室から弁収容室への流体の流れのみを許容する逆止弁を設けたので、吐出室の圧力と吸入室の圧力とがほぼ等しくなっている圧縮機の起動時においては、弁収容室に収容されている弁体は、付勢手段により下流側開放通路を開状態としているので、制御圧室の気化冷媒を吸入室へ速やかに排出することが可能となり、圧縮機の起動性能を高めることが可能となる。
また、吐出室の圧力が上昇して、吐出室導入通路を介して弁収容室へ導入された吐出室の圧力と低圧室の圧力との差が付勢手段の付勢力を上回ると、弁体は下流側開放通路を閉状態とし、また、上流側開放通路に設けられた逆止弁が閉状態となって、吐出圧導入通路から制御圧室への冷媒の流れを完全に遮断することができるので、吐出容量制御に支障をきたしたり、内部循環冷媒が多くなり性能が低下したりする不都合もなくなる。
しかも、弁体にスプール弁を用いる必要がないので、冷媒中のコンタミ等によって弁体が制御不能に陥る恐れを無くすことも可能となる。
図１は、本発明に係る圧縮機を示す断面図であり、圧縮機の起動初期の状態を示す図である。 図２は、本発明に係る圧縮機を示す断面図であり、フルストローク時の状態を示す図である。 図３は、開放通路の開放状態を調節する開放状態調節機構のイメージ図であり、（ａ）は、圧縮機の起動初期の状態、（ｂ）は、圧縮機の稼働中の状態を示す図である。 図４は、開放通路の開放状態を調節する開放状態調節機構の具体的構成例を示す図であり、（ａ）は、圧縮機の起動初期の状態、（ｂ）は、圧縮機の中間ストローク時の状態を示す図である。 図５は、本発明に係る圧縮機の吐出室の圧力（Ｐｄ）、制御圧室の圧力（Ｐｃ）、吸入室の圧力（Ｐｓ）の時間的推移を説明する特性線図である。 図６は、可変容量型圧縮機において従来において提案された差圧弁の構成例を示す図である。 図７は、可変容量型圧縮機において従来において提案された差圧弁の他の構成例を示す図である。
　以下、この発明の実施形態を添付図面を参照しながら説明する。
　図１及び図２において、エンジン等の動力源によってベルト駆動されるクラッチレスタイプの可変容量型圧縮機が示されている。この可変容量型圧縮機は、シリンダブロック１と、このシリンダブロック１のリア側（図中、右側）にバルブプレート２を介して組み付けられたリアヘッド３と、シリンダブロック１のフロント側（図中、左側）を閉塞するように組み付けられて制御圧室４を画成するフロントヘッド５とを有して構成されているもので、これらフロントヘッド５、シリンダブロック１、バルブプレート２、及び、リアヘッド３は、締結ボルト６により軸方向に締結され、圧縮機のハウジングを構成している。
　フロントヘッド５とシリンダブロック１とによって画設される制御圧室４には、一端がフロントヘッド５から突出する駆動軸７が貫通している。この駆動軸７のフロントヘッド５から突出した部分には、ボルト８によって軸方向に取り付けられた中継部材９を介してフロントヘッド５のボス部５ａに回転自在に外嵌される駆動プーリ１０が連結され、車両のエンジンから図示しない駆動ベルトを介して回転動力が伝達されるようになっている。また、この駆動軸７の一端側は、フロントヘッド５との間に設けられたシール部材１１を介してフロントヘッド５との間が気密よく封じられると共にラジアル軸受１２にて回転自在に支持されており、駆動軸７の他端側は、シリンダブロック１の略中央に形成された収容孔１３に収容されたラジアル軸受１４にて回転自在に支持されている。
　シリンダブロック１には、前記ラジアル軸受１４が収容される前記収容孔１３と、この収容孔１３を中心とする円周上に等間隔に配された複数のシリンダボア１５とが形成されており、それぞれのシリンダボア１５には、片頭ピストン１６が往復摺動可能に挿入されている。
　前記駆動軸７には、制御圧室４において、該駆動軸７と一体に回転するスラストフランジ１７が固装されている。このスラストフランジ１７は、フロントヘッド５の内面に対してスラスト軸受１８を介して回転自在に支持されており、このスラストフランジ１７には、リンク部材１９を介して斜板２０が連結されている。
　斜板２０は、駆動軸７上に摺動自在に設けられたヒンジボール２１を中心に傾動可能に設けられているもので、リンク部材１９を介してスラストフランジ１７の回転に同期して一体に回転するようになっている。そして、斜板２０には、その周縁部分に一対のシュー２２を介して片頭ピストン１６の係合部１６ａが係留されている。
　したがって、駆動軸７が回転すると、これに伴って斜板２０が回転し、この斜板２０の回転運動がシュー２２を介して片頭ピストン１６の往復直線運動に変換され、シリンダボア１５内において片頭ピストン１６とバルブプレート２との間に形成された圧縮室２３の容積が変更されるようになっている。
　前記バルブプレート２には、それぞれのシリンダボア１５に対応して吸入孔３１と吐出孔３２とが形成され、また、リアヘッド３には、圧縮室２３で圧縮される作動流体を収容する吸入室３３と、圧縮室２３で圧縮吐出された作動流体を収容する吐出室３４とが画設されている。吸入室３３は、リアヘッド３の中央部分に形成されており、蒸発器の出口側に通じる図示しない吸入口に連通すると共に図示しない吸入弁によって開閉される前記吸入孔３１を介して圧縮室２３に連通可能となっている。また、吐出室３４は、吸入室３３の周囲に形成されており、図示しない吐出弁によって開閉される前記吐出孔３２を介して圧縮室２３に連通可能になっていると共に、バルブプレート２及びシリンダブロック１に形成された通路２ａ，１ａを介してシリンダブロック１の周囲に形成された吐出空間３７に連通している。この吐出空間３７は、シリンダブロック１とこれに取り付けられたカバー３８とによって画成され、カバー３８には、凝縮器の入口側に通じる吐出口３９が形成されると共に、凝縮器から吐出空間３７への冷媒の逆流を防ぐ逆止弁３６が設けられている。
　この圧縮機の吐出容量は、ピストン１６のストロークによって決定され、このストロークは、駆動軸７と垂直な面に対する斜板２０の傾斜角度によって決定される。斜板２０の傾斜角度は、それぞれのピストン１６に作用する圧縮室２３の圧力（シリンダボア内の圧力）と制御圧室４の圧力との差圧に由来するモーメント、斜板やピストンの慣性力に由来するモーメント、及び、ヒンジボール２１を付勢するデストロークスプリング２４の付勢力に由来するモーメントの総和がゼロとなる角度にてバランスする。これによりピストンストロークが決定されて吐出容量が決定されるようになっている。
　すなわち、制御圧室４の圧力が低くなれば、圧縮室２３と制御圧室４との差圧が大きくなるので、斜板２０の傾斜角度を大きくする方向にモーメントが働く。したがって、図２に示されるように、斜板２０の傾斜角度が大きくなると、デストロークスプリング２４からの付勢力に抗してヒンジボール２１がスラストフランジ側へ移動し、ピストン１６のストローク量が大きくなって吐出容量が大きくなる。
これに対して、制御圧室４の圧力が高くなって、圧縮室２３と制御圧室４との差圧が小さくなると、斜板２０の傾斜角度を小さくする方向にモーメントが働く。したがって、図１に示されるように、斜板２０の傾斜角度が小さくなると、ヒンジボール２１がスラストフランジ１７から遠ざかる方向に移動し、ピストン１６のストローク量が小さくなって吐出容量が小さくなる。
　そして、本構成例においては、シリンダブロック１、バルブプレート２、及びリアヘッド３に亘って形成された通路１ｂ，２ｂ，３ｂによって吐出室３４と制御圧室４とを連通する給気通路４０が形成され、また、シリンダブロック１に形成された収容孔１３及びバルブプレート２に形成されたオリフィス孔２ｃと、駆動軸７に形成された通路７ｃやラジアル軸受１４の隙間などを介して制御圧室４と吸入室３３とを連通する抽気通路４１が形成されている。また、給気通路４０上には圧力制御弁４２が設けられ、この圧力制御弁４２により吐出室３４から制御圧室４へ流入する冷媒流量を調節して、制御圧室４の圧力を制御するようにしている。
　ここで、圧力制御弁４２は、リアヘッド３に形成された装着孔４３に挿着され、吸入圧力が目標値となるよう給気通路４０の開度を調節して制御圧室の圧力を制御すると共に、通電を停止（ｏｆｆ）することで給気通路４０を全開状態とし、制御圧室の圧力を高めて吐出容量を最小にするなどの制御を行う。
　したがって、圧縮機が回転駆動している状態で圧力制御弁４２への通電が停止すると、圧縮機の内部に、圧縮室２３から吐出室３４に吐出された冷媒が、吐出室３４から、圧力制御弁４２、給気通路４０、制御圧室４、抽気通路４１、吸入室３３、吸入孔３１、圧縮室２３、吐出孔３２、吐出室３４の順で循環する内部循環経路が形成され、この内部循環経路を循環する冷媒ガスにより、圧縮機内部の摺動部分を潤滑及び冷却するようにしている。
このような圧縮機において、制御圧室４と吸入室３３とを連通する開放通路５０が設けられている。この開放通路５０は、この例では、一端がシリンダブロック１に形成された通路１ｃ（抽気通路４１のオリフィス孔より上流側の部分）に接続され、他端がバルブプレート２を介して吸入室３３に接続されている。
したがって、開放通路５０を介して吸入室３３と連通する制御圧室４とは、制御圧室４の圧力がそのまま反映されている空間に開放通路５０の一端が接続する場合を含むものであるが、以下においては、開放通路５０の一端が接続する部分を制御圧室４として説明する。
そして、この開放通路５０には、この通路の開放状態を自動調節する開放状態調節機構が設けられている。
この開放状態調節機構は、開放通路５０上に弁収容室５１を形成し、開放通路５０の制御圧室４と弁収容室５１とを連通する部分を上流側開放通路５０ａとし、開放通路５０の弁収容室５１と吸入室３３とを連通する部分を下流側開放通路５０ｂとし、弁収容室５１に下流側開放通路５０ｂを開閉する弁体５２を収容し、この弁体５２をスプリング５３（付勢手段）によって下流側開放通路５０ｂを開成する方向に常時付勢するようにしている。
また、弁収容室５１には、吐出室３４と連通し、吐出室３４から弁収容室５１へ導入される圧力を下流側開放通路５０ｂが閉鎖する方向に弁体に作用させる吐出圧導入通路５４が接続されている。この弁体５２は、下流側開放通路５０ｂを閉鎖する状態において、弁収容室５１の吐出圧導入通路５４が開口する部位と上流側開放通路５０ａが開口する部位との間を閉塞しない形状、即ち、弁収容室５１の吐出圧導入通路５４と上流側開放通路５０ａとの間に絞りが形成されない形状となっている。
さらに、上流側開放通路５０ａには、制御圧室４（シリンダブロック１に形成された通路１ｃ）から弁収容室５１への流体の流れのみを許容する逆止弁５５が設けられている。
したがって、吐出室３４と吸入室３３との差圧が弁体５２に作用する力がスプリング５３の付勢力よりも小さい場合には、弁体５２はスプリング５３の付勢力によって下流側開放通路５０ｂを開状態とする位置へ移動しており、この状態で制御圧室４の圧力が吸入室３３の圧力より大きくなると、逆止弁５５は開状態となり、制御圧室４の圧力が上流側開放通路５０ａから弁収容室５１、下流側開放通路５０ｂを介して吸入室３３へ排出される状態となる。
また、吐出室３４と吸入室３３との差圧がスプリング５３の付勢力よりも大きい場合には、吐出圧導入通路５４を介して弁収容室５１に導入された吐出室３４の圧力によって弁体５２は下流側開放通路５０ｂを閉鎖する。また、吐出室３４の圧力は、弁収容室５１を介して上流側開放通路５０ａへも伝搬するので、上流側開放通路５０ａに設けられた逆止弁５５を閉鎖する。したがって、制御圧室４から吸入室３３への冷媒（圧力）の流れが断たれると共に、吐出圧導入通路５４を介して吐出室３４から弁収容室５１へ流入された冷媒（圧力）が上流側開放通路５０ａを介して制御圧室４へ流れることもなくなる。
以上の開放状態調節機構は、いろいろな具体的構成が可能であるが、例えば、図４に示されるような構成としてもよい。
この例では、シリンダブロック１に形成されたホルダ装着孔６０に弁ホルダ６１を装着し、この弁ホルダ６１の内部にこの弁ホルダ６１とこれに螺合される蓋体６２とによって囲まれた弁収容室５１を形成し、また、ホルダ装着孔６０に隣接して逆止弁５５を取付けるための中継空間６３を形成し、この中継空間６３をホルダ本体６１ａに形成された側孔６８を介して弁収容室５１と連通させ、また、中継空間６３と制御圧室４に連通する通路１ｃとを連通路６４で連通させている。
この連通路６４、中継空間６３、及び弁ホルダに形成された側孔６８によって、制御圧室４（通路１ｃ）と弁収容室５１とを連通させる上流側開放通路５０ａが構成されている。
また、ホルダ装着孔６０には、弁ホルダ６１の挿入端との間に高圧導入空間６０ａが形成され、この高圧導入空間６０ａには、吐出室３４に連通する高圧連通路６５が連通されるようになっている。
そして、弁ホルダ６１には、一端が弁収容室５１に接続し、他端がバルブプレート２に形成されて吸入室３３に開口する通孔２ｄと接続する第１の軸孔６６が形成され、また、一端が弁収容室５１に接続し、他端が高圧導入空間６０ａに接続する第２の軸孔６７が形成されている。
この第１の軸孔６６と通孔２ｄとによって、下流側開放通路５０ｂが構成され、また、第２の軸孔６７、ホルダ装着孔６０、高圧連通路６５によって吐出圧導入通路５４が構成されている。
前記弁収容室５１には、例えば鋼球からなる弁体５２が収容されている。この弁体５２は、下流側開放通路５０ｂを開閉するように弁収容室５１に収容されているもので、弁ホルダ６１に保持されたスプリング５３により、下流側開放通路５０ｂを開放する方向に付勢されている。
また、上流側開放通路上に設けられる逆止弁５５は、中継空間６３と制御圧室４に通じる通路１ｃとを連通する連通路６４上に設けられているもので、例えば、鋼球によって構成されている。この鋼球からなる逆止弁５５は、連通路６４の途中に設けられた座面に中継空間６３の側から着座することにより上流側開放通路を閉塞し、反対に上流側開放通路を開放するときは、中継空間に突出するようにシリンダブロックに固定されたピン６９によって、リフト量を規制され脱落が防止されている。
以上の構成において、圧縮機が長時間停止している状態においては、吐出室３４の圧力、制御圧室４の圧力、及び吸入室３３の圧力はほぼ等しくなっており、また、圧力制御弁４２は、通電が停止（ｏｆｆ）していることから全開状態となっており、駆動軸７と垂直な面に対する斜板２０の傾斜角度は小さくなっている。
この状態からエンジンをＯＮにすると、圧力制御弁４２への通電が停止された状態でコンプレッサは回転し始め、ピストンは最少のストロークで動き始める。このため、コンレッサを内部循環する程度の量の冷媒が吐出室に吐出されるが、吐出空間３７に設けた逆止弁３６を押し開くまでの量ではなく、外部サイクルへは冷媒は供給されない。
この状態においては、図５に示されるように、エンジンをＯＮにした時刻ｔ０から吸入室３３の圧力（吸入圧Ｐｓ）は停止時に比べて僅かに低くなり、また、吐出室３４の圧力（吐出圧Ｐｄ）は停止時に比べて僅かに高くなり、制御圧室４の圧力（Ｐｃ）も圧力制御弁４２が全開状態であるので、僅かに高くなる。
その後、外部サイクルが起動して圧力制御弁４２への通電が開始されると（時刻ｔ１）、給気通路４０が閉じて圧縮室３４から制御圧室４への圧力供給がなくなり、その分、吐出室圧Ｐｄが高められる。この際、制御圧室４は、吐出室３４からの圧力供給はなくなるが、制御圧室４に溜まった液冷媒が気化され続けるので、制御圧室４の圧力は低下されずに、維持された状態となる。
起動初期においては、吐出室圧（Ｐｄ）と吸入室圧（Ｐｓ）との差が小さいので、スプリング５３の付勢力により下流側開放通路５０ｂを開状態とする位置に維持することができる。さらに、制御圧室の圧力が吸入室の圧力より高いため、逆止弁５５は開となり、制御圧室４の気化冷媒は上流側開放通路５０を通って弁収容室５１へ流れ、この弁収容室５１から吸入室３３へ流出されることになる。
したがって、制御圧室４に溜まっている液冷媒が気化している最中においても、オリフィス２ｃを介した抽気通路４１に加えて、気化冷媒は開放通路５０を介して吸入室３３へ流出され続けるので、制御圧室４の圧力を吸入室へ速やかに逃がすことができ、制御圧室４の圧力が低下して圧縮機が稼働を開始するまでの時間Ｔを短くすることが可能となる。
なお、スプリング５３の付勢力は、これが弱すぎると、液冷媒が完全に気化して制御圧室４の圧力が十分に低下する前に弁体５２が閉じてしまい圧縮機の起動性を十分に早められず、逆に付勢力が強すぎると、圧縮機の低負荷時の通常運転時において、吐出室の圧力と吸入室の圧力の差が弁体５２に作用する力が、スプリングの付勢力を下回ってしまい、弁体５２が開いて制御圧室の圧力が高められず制御不良に陥る不都合がある。したがって、前記スプリング５３の付勢力は、制御圧室４に溜まった液冷媒のほぼ全てが気化して開放通路５０から吸入室３３に抜くことができる程度の時間を見越して制御圧室４に溜まった液冷媒が気化し続けている場合の吐出室の圧力と吸入室の圧力の差が弁体に作用する値（α）よりも大きく、また低負荷運転時の吐出室の圧力と吸入室の圧力の差が弁体に作用する値（β）よりも小さくなるように設定するとよい。
　その後、圧縮機の吐出容量が大きくなることにより吐出室３４の圧力が上昇し、吐出室導入通路を介して弁収容室へ導入された吐出室３４の圧力と吸入室３３の圧力との差がスプリング５３の付勢力を上回って下流側開放通路５０ｂが弁体５２により閉状態となる。それと同時に吐出室３４の圧力が上流側開放通路５０ａを介して制御圧室４に流れようとするので、逆止弁５５は閉状態となり、吐出室３４から吸入室３３および制御圧室４への冷媒の流れを完全に遮断することになる。
　したがって、弁体５２をスプール弁のような構成にしなくても、弁体５２によって下流側開放通路５０ｂが閉状態となった後は、吐出室３４の冷媒が制御圧室４へ流入する恐れがなくなるので、吐出室３４の圧力が制御圧室４へ流れ込むことにより吐出容量制御を損なう不都合がなくなり、また、吐出室３４から制御圧室４への冷媒の流れを確実に阻止できるので、内部循環冷媒を増えて性能が低下する不都合もなくなる。
さらに、上記構成においては、弁体５２としてスプール弁を避けることが可能となるので、冷媒中のコンタミ等が弁体の動きに影響を与えることもなくなり、制御不能に陥る恐れもなくなる。
　なお、図３（ａ）及び図４（ａ）においては、弁体５２が下流側開放通路５０ｂを開放している状態において、弁体５２が吐出圧導入通路５４を閉鎖しているように図示されているが、吐出圧導入通路５４の弁収容室５１への開口する部位は、吐出室から弁収容室５１へ導入される吐出圧力が弁体５２を下流側開放通路５０ｂを閉鎖する方向に作用するよう構成されていれば足りるものであり、この形態に限定されるものではない。
　４　制御圧室
７　駆動軸
　２０　斜板
３３　吸入室
　３４　吐出室
　４０　給気通路
　４１　抽気通路
　５０　開放通路
　５０ａ　上流側開放通路
　５０ｂ　下流側開放通路
　５１　弁収容室
　５２　弁体
　５３　スプリング
　５４　吐出圧導入通路
　５５　逆止弁
 

Claims (3)

  1. 作動流体を圧縮する圧縮室と、この圧縮室に圧縮される作動流体を収容する吸入室と、前記圧縮室で圧縮され吐出された作動流体を収容する吐出室と、駆動軸が貫通されると共にこの駆動軸の回転に伴って回転する斜板を収容する制御圧室と、前記吐出室と前記制御圧室とを連通する給気通路と、前記制御圧室と前記吸入室とを常時連通する抽気通路とを備え、
    前記制御圧室の圧力を調節することによって吐出容量を可変する可変容量型圧縮機において、
    　前記制御圧室と前記吸入室とを連通する開放通路と、
    この開放通路上に形成された弁収容室と、を備え、
    前記開放通路は、前記制御圧室と前記弁収容室とを連通する上流側開放通路と、前記弁収容室と前記吸入室とを連通する下流側開放通路と、を有して構成され、
    前記下流側開放通路を開閉するように前記弁収容室に収容された弁体と、
    前記下流側開放通路を開方向に前記弁体を付勢する付勢手段と、
    前記弁収容室と前記吐出室とを連通し、前記吐出室から前記弁収容室へ導入される圧力が前記弁体を前記下流側開放通路を閉鎖する方向に作用する吐出圧導入通路と、
    前記上流側開放通路上に設けられ、前記制御圧室から前記弁収容室への流体の流れのみを許容する逆止弁と、
    を具備することを特徴とする可変容量型圧縮機。
  2. 前記弁体は、少なくともこの弁体が前記下流側開放通路を閉鎖する状態においては、前記弁収容室の前記吐出圧導入通路が開口する部位と前記上流側開放通路が開口する部位との間を閉塞しないものであることを特徴とする請求項１記載の可変容量型圧縮機。
  3. 前記弁体は、前記吐出圧導入通路を摺動する部材に従動しないものであることを特徴とする請求項１記載の可変容量型圧縮機。
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