JP2011144688A

JP2011144688A - 圧縮機

Info

Publication number: JP2011144688A
Application number: JP2010003650A
Authority: JP
Inventors: Yoshiyuki Ishida; 欣之石田; Norio Suzuki; 規生鈴木; Nobuhiro Hayasaka; 信洋早坂
Original assignee: Valeo Japan Co Ltd
Current assignee: Valeo Japan Co Ltd
Priority date: 2010-01-12
Filing date: 2010-01-12
Publication date: 2011-07-28
Anticipated expiration: 2030-01-12
Also published as: JP5584476B2; WO2011086908A1; EP2524138A1

Abstract

【課題】低圧脈動が発生しやすい運転領域において、吸入通路を絞って低圧脈動を低減することが可能な吸入絞り弁を設けた圧縮機において、低圧脈動が発生しない運転領域において吸入通路が絞られて性能低下を招くことがないようにし、吸入絞り弁に導かれる圧力の内部漏れによる性能低下を抑える。
【解決手段】吸入口３５から吸入した冷媒を吸入室３３に導く吸入通路３６の途中に吸入通路を流れる冷媒の向きにほぼ直交する方向へ動くことで吸入通路３６を通過する冷媒の通路面積を調節する吸入絞り弁６０を設け、この吸入絞り弁６０の一端側にオイル分離器で分離されたオイルを導き、吸入絞り弁６０の他端側に吸入領域の作動流体を導くと共に吸入絞り弁を一端側に付勢するバネを設ける。
【選択図】図１

Description

本発明は、吸入弁の自励振動に起因する圧力脈動が圧縮機外に伝播して異音が発生することを防止する機構を備えたピストン型圧縮機、より詳しくは、圧力脈動が発生する運転領域において吸入通路を絞って圧力脈動の圧縮機外への伝搬を少なくし、圧力脈動が発生しない運転領域において吸入通路が絞られて性能低下を招くことを回避した可変容量斜板式圧縮機およびこれを用いた空調装置システムに関する。

ピストン型圧縮機においては、シリンダブロックの吸入弁の先端と対峙する位置に所定の深さを持つストッパが形成されており、シリンダボア内に冷媒ガスが吸入されるときに吸入弁の先端がこのストッパに当接することで、この吸入弁が自励振動を起こすことが防がれている。
しかし、ピストン型可変容量圧縮機においては、シリンダボアに吸入されるガス量が最大容量時と可変容量時とでは異なるために、最大容量時に合せてストッパの深さを設定すると、特に小容量時には吸入弁の変位量が小さいために吸入弁の先端がストッパに当らない状態となる。このため、吸入弁が自励振動を起こし、これにより吸入室の圧力変動が発生し、この圧力脈動が圧縮機外に伝播して異音が発生する不都合がある。

このため、従来においては、下記する特許文献１や特許文献２に示される対策が講じられている。
このうち、特許文献１に示す構成は、圧縮機の吸入通路に、開口面積を制御する開度制御弁を設け、この開度制御弁を吸入通路のガスの流れによる差圧とバネ力とを利用して作動させることにより、吸入流量が小さい時に吸入通路を絞って小容量時に発生する吸入脈動が圧縮機外に伝播することを抑制し、吸入流量が大きい時に吸入通路の開口面積を大きくするようにしている。

また、特許文献２に示す構成は、吸入通路上に吸入圧力とクランク室圧力との差圧に基づいて吸入通路の開度を調整する開度制御弁を設け、この開度調整弁を吐出容量に応じて変化するクランク室圧力を利用して、最大容量時にはバネによる付勢力の影響を弱めて開度を最大にし易くし、小容量時にはバネによる付勢力の影響を強めて開度を小さくし易くしている。

特開２０００−１３６７７６特開２００５−３３７２３２

しかしながら、上記特許文献１の構成では、吸入通路のガスの流れによる差圧とバネ力を利用して開度制御弁を作動させているため、脈動低減を重視してバネ力を強く設定すると最大容量時にも吸入通路が絞られて冷房能力が低下し、逆に最大容量時の冷房能力を重視してバネ力を弱く設定すると絞り効果が必要な低容量時に十分に脈動を低減することができないという不都合がある。

また、一般的に可変容量圧縮機においては、各ピストンに作用するシリンダボア内の圧力とクランク室圧力との差に基づいて斜板の傾斜角度を変化させる構造となっている。シリンダボア内の圧力は、ピストンが下死点にあるときは吸入室の圧力にほぼ等しく、ピストンによって冷媒ガスが圧縮されるのに伴い徐々に上昇していく。そしてシリンダボア内の圧力が吐出室の圧力を超えると吐出弁前後の圧力差により弁が開かれ冷媒ガスが吐出室に吐出される。すなわちシリンダボア内の圧力は、斜板が一回転する間に吸入圧から吐出圧（厳密には吐出弁の開き遅れや抵抗のためもう少し高く）まで変化し、その圧力は常時ピストンに作用している。

ピストンに作用するシリンダボア内の圧力は、斜板の傾斜角を増加させる方向に作用するため、吸入室とクランク室の圧力差が同じであっても、吐出圧が高い条件ほど相対的に傾斜角が大きい（吐出容量が大きい）角度に斜板が制御されることとなる。

このため、特許文献２に開示される開度調整弁は、吐出圧力に関わらず吸入室圧力とクランク室圧力との差圧に基づいて開度を調整するものであるため、例えばクランク室の圧力と吸入室の圧力の差が０．１ＭＰａを超えたときにこの開度調整弁が吸入通路を絞るように設定したとすると、吐出室の圧力が低い（例えば０．８ＭＰａ）条件時には、斜板の傾斜角が３０％以下になるまで開度制御弁が作動せず、吐出室の圧力が高い（例えば２．５ＭＰａ）条件時には、斜板の傾斜角が７０％以下の条件で開度調整弁が吸入通路を絞り始めるということが起こりうる。このことは、低圧脈動が発生せず吸入通路を絞る必要がない高負荷時に吸入通路を絞って性能を損なってしまうことを意味しており、特許文献２に示す開度調整弁においても、各負荷条件に対応して冷房能力の確保と脈動低減を両立することが出来ないものであった。

またいずれの開度制御弁も、吸入通路を流れるガスの方向に対峙する向きに開度制御弁が設けられているため、吸入ガスが開度制御弁を押し開いて吸入室に流入する際には、吸入ガスが開度制御弁に衝突して直角方向に流れの向きを変えねばならず、スムーズな吸入冷媒の流れが阻害されていた。

また、特許文献２に開示される開度調整弁は、この開度制御弁の一端側に導かれる圧力がクランク室のガスであるため、このガスが開度制御弁の弁体と弁体が挿入される弁孔とのクリアランスから低圧領域側に漏れて効率を低下させる不都合がある。
さらに、この漏れを抑えるために開度制御弁の弁体と弁体が挿入される弁孔とのクリアランスを小さく設定する必要があるが、開度制御弁に侵入した異物が、この小さいクリアランスに挟まり、弁体の動作が阻害される恐れがある。

本発明は、係る事情に鑑みてなされたものであり、低圧脈動が発生しやすい運転領域において、吸入通路を絞って低圧脈動を低減することが可能な吸入絞り弁を設けた圧縮機において、低圧脈動が発生しない運転領域において吸入通路が絞られて性能低下を招くことがない吸入絞り弁を提供することを主たる課題としている。
また本発明は、吸入絞り弁に導かれる圧力の内部漏れによる性能低下を抑えることも課題としている。
さらに本発明は、吸入絞り弁の弁体と弁体が挿入される弁孔とのクリアランスに異物が挟まり、弁体の動作が阻害されることを防ぐことをも目的としている。

上記課題を達成するために、本発明に係る圧縮機は、ハウジングに回転可能に軸支された駆動軸と、前記駆動軸の回転によって軸方向に往復動する複数のピストンと、前記複数のピストンが摺動する複数のシリンダボアが形成され、前記ピストンとともに圧縮機構を構成するシリンダブロックと、前記シリンダブロックの端部に設けられ、吸入弁により開閉される吸入孔を介して前記圧縮機構に吸入される作動流体を吸入口から流入する吸入室と、前記圧縮機構により圧縮された作動流体を吐出弁により開閉される吐出孔を介して吐出する吐出領域と、を有する圧縮機において、前記吸入口から吸入した冷媒を前記吸入室に導く吸入通路と、前記吸入通路の途中に設けられ、この吸入通路を流れる冷媒の向きにほぼ直交する方向へ動くことにより前記吸入通路を通過する冷媒の通路面積を調節する吸入絞り弁と、前記吸入絞り弁の一端側に前記吐出領域に吐出された作動流体を導き、前記吸入絞り弁の他端側に前記吸入室に流入する作動流体を導くと共に前記吸入絞り弁を前記一端側に向けて付勢するバネを設け、前記吸入絞り弁の一端側に作用する高圧の作動流体により、前記吸入絞り弁を前記吸入通路の通路面積を大きくする方向へ付勢し、前記吸入絞り弁の他端側に作用する低圧の作動流体及びバネ力により、前記吸入絞り弁を前記吸入通路の通路面積を小さくする方向へ付勢するようにしたことを特徴としている。

したがって、吸入絞り弁が吸入通路と直交するように設けられているので、バネ力に起因して吸入通路が絞られることがなく、また、吸入ガスが吸入絞り弁に衝突して流れの方向を変えられることがなく、スムーズな吸入ガスの流れが確保される。これにより、吸入脈動が発生せず、吸入通路を絞る必要がない中〜高負荷条件において、吸入絞り弁の存在によって性能が阻害されることがない。

また、高圧領域の圧力と吸入領域の圧力差に基づいて吸入通路の通路面積を調節するようにしたので、低圧脈動が発生せず吸入通路を絞る必要がない高負荷時に吸入通路を絞って性能を損なってしまう不都合がなくなり、各負荷条件に対応して冷房能力の確保と脈動低減を両立させることが可能となる。

上述した吸入絞り弁の構成例としては、前記シリンダブロックの端部にバルブプレートを介して組み付けられたシリンダヘッドに設けられるものであり、前記シリンダヘッドに形成された細孔部に摺動可能に収容される細径部と、前記細孔部に続いて形成されると共に前記吸入通路と交差する太孔部に摺動可能に収容される太径部と、前記太径部の前記細径部側の端部に設けられ、前記太径部による前記吸入通路の全閉を回避するストッパ部と、前記細径部と前記ストッパ部との間に設けられ、前記細径部より径が小さい逃げ部とを有して構成される弁体を有し、前記細径部の先端に前記オイルを供給し、前記大径部の背面に前記吸入室に流入する作動流体を供給する構成が有用である。

このような構成によれば、ストッパ部により弁体の動きが制約されて、弁体が最小開度位置にあっても吸入通路を全閉することがなく、また、細径部と細孔部との嵌合長を短くして異物が進入した場合でも通り抜けて低圧側に排出させやすくすることができ、また、弁体が最大開度位置にあるときには、逃げ部を吸入通路に臨ませることで吸入通路の通路面積を狭めることがなく、また、吸入抵抗となることを抑えることが可能となる。

また、前記圧縮機構により圧縮された作動流体からオイルを分離するオイル分離器を吐出領域に設け、このオイル分離器で分離した高圧オイルを吸入絞り弁の一端に導くようにしてもよい。このような構成によれば、吸入絞り弁の弁体と弁体が挿入される孔とのクリアランスがオイルによりシールされることとなり、弁体の一端側から低圧領域側にガスが漏れることを防ぐことが可能となる。

また、オイル分離器で分離されたオイルを吸入絞り弁の一端側に導く通路上にフィルタを設けるようにするとよい。このような構成によれば、吐出領域から弁体の動作を阻害する異物の侵入を防ぐことが可能となる。

以上述べたように、本発明によれば、吸入絞り弁が吸入通路に直交するように設けられているので、バネ力に起因して吸入通路が絞られることがない。また吸入ガスが吸入閉鎖弁に衝突して流れの方向を変えられることがない。このため、吸入脈動が発生せず、吸入通路を絞る必要がない中〜高負荷条件において、吸入絞り弁の存在によって性能が阻害されることがない。
また、高圧領域と吸入領域との圧力差に基づいて吸入通路の通路面積を調節するようにしたので、各負荷条件に対応して冷房能力の確保と脈動低減の両立を図ることが可能となる。
さらに、吸入絞り弁の一端にオイル分離器で分離した高圧オイルを導くようにしたので、吸入絞り弁の弁体と弁体が挿入される孔とのクリアランスがオイルによりシールされることになる。これにより弁体の一端側から低圧領域側にガスが漏れることを防ぐことを抑えることができる。
また、吸入絞り弁の一端側にオイルを導く通路上にフィルタを設けて吐出領域から異物の侵入を防ぐようにしたので、吸入絞り弁のクリアランスを小さく設定した場合であっても吸入絞り弁と弁が挿入される孔との間に異物が挟まって弁が動かなくなる不都合を防ぐことが出来る。

図１は、本発明に係る圧縮機の構成例を示す図であり、（ａ）はその断面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａから見た図である。図２は、本発明に係る圧縮機のオイル分離器が設けられている付近を示す図であり、（ａ）は図１（ｂ）のＢ−Ｂ線で切断した断面図、（ｂ）は（ａ）のＣ−Ｃ線から見た図である。図３は、図１（ｂ）のＤ−Ｄ線で切断した断面図であり、（ａ）は高負荷時の状態を示す図であり、（ｂ）は低負荷時の状態を示す図である。図４は、吸入絞り弁を構成する部品を示す図である。図５は、吸入絞り弁がない圧縮機と、従来の吸入絞り弁を有する圧縮機と、本発明に係る圧縮機とで圧力脈動を比較した特性線図である。

以下、本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において、冷媒を作動流体とする冷凍サイクルに適した可変容量型圧縮機が示されている。この圧縮機は、例えばクラッチレスタイプの斜板型可変容量圧縮機であり、シリンダブロック１と、このシリンダブロック１のリア側にバルブプレート２を介して組み付けられたシリンダヘッド３と、シリンダブロック１のフロント側を覆うように組付けられ、シリンダブロック１のフロント側でクランク室４を画成するフロントハウジング５とを有して構成されている。これらフロントハウジング５、シリンダブロック１、バルブプレート２、及び、シリンダヘッド３は、図示しない締結ボルトにより軸方向に締結されてハウジング６を構成している。

クランク室４に配される駆動軸７は、フロントハウジング５及びシリンダブロック１にベアリング８，９を介して回転自在に保持されており、この駆動軸７は、図示しない走行用エンジンとベルト及びプーリを介して接続され、走行用エンジンの動力が伝達されて回転するようになっている。

シリンダブロック１には、前記ベアリング９が収容される凹部１１と、この凹部１１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１２とが形成されており、それぞれのシリンダボア１２には、片頭ピストン１３が往復摺動可能に挿入されている。

前記駆動軸７には、クランク室４内において、該駆動軸７と一体に回転するスラストフランジ１４が固定されている。このスラストフランジ１４は、駆動軸７に対して略垂直に形成されたフロントハウジング５の内壁面にスラスト軸受１５を介して回転自在に支持されている。そして、このスラストフランジ１４には、リンク部材２０を介して斜板２１が連結されている。

斜板２１は、駆動軸７上に設けられたヒンジボール２２を介して傾動可能に保持され、スラストフランジ１４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２１の周縁部分には、前後に設けられた一対のシュー２３を介して片頭ピストン１３の係合部１３ａ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２１が回転し、この斜板２１の回転運動がシュー２３を介して片頭ピストン１３の往復直線運動に変換され、シリンダボア１２内において片頭ピストン１３とバルブプレート２との間に形成される圧縮室２５の容積を変化するようにしている。

前記バルブプレート２には、それぞれのシリンダボア１２に対応して吸入孔３１及び吐出孔３２が形成され、また、シリンダヘッド３には、圧縮室２５に供給する作動流体を収容する吸入室３３と、圧縮室２５から吐出した作動流体を収容する吐出室３４とが画設されている。この例において、吸入室３３は、シリンダヘッド３の中央部分に形成され、吐出室３４は吸入室３３の周囲に円環状に形成されている。

吸入室３３は、円環状の吐出室３４を貫通するように径方向に延設された吸入通路３６を介して外部冷媒回路の低圧側（蒸発器の出口側）に接続される吸入口３５と連通し、吐出室３４は、外部冷媒回路の高圧側（放熱器の入口側）に接続される図示しない吐出口と連通している。また、吸入室３３は、吸入弁３７によって開閉される前記吸入孔３１を介して圧縮室２５に連通可能となっており、吐出室３４は、吐出弁３８によって開閉される前記吐出孔３２を介して圧縮室２５に連通可能となっている。

この圧縮機の吐出容量は、ピストン１３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２１の傾斜角度によって決定される。即ち、ピストン１３の前面にかかる圧力、即ち圧縮室２５の圧力（シリンダボア内の圧力）と、ピストン１３の背面にかかる圧力、即ちクランク室４の圧力（クランク室圧）との差圧、及び、ピストンストロークを小さくする方向及びピストンストロークを大きくする方向にヒンジボール２２を付勢するスプリング２８、２９の付勢力とがバランスするところで斜板２１の傾きが決定され、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。

尚、シリンダヘッド３には、吐出室３４とクランク室４とを連通する図示しない給気通路が形成され、この給気通路の連通状態が圧力制御弁４０により可変制御されている。また、クランク室４に流入した作動流体を吸入室３３に逃がすための抽気通路が、シャフトに形成された連通路４１及びこれに連通するバルブプレート２に設けられたオリフィス孔４２により形成されている。このため、給気通路の途中に設けられた圧力制御弁４０により、クランク室４に供給する作動流体の量が調整されてクランク室４の圧力が制御され、ピストンストローク、即ち、吐出容量が調節されるようになっている。

したがって、駆動軸７が回転すると斜板２１が所定の傾斜を有して回転するので、斜板２１の縁部は駆動軸７の軸方向に所定の幅で揺動することとなる。これにより、斜板２１の縁部に保持されたピストン１３は、駆動軸７の軸方向に所定のストロークで往復動し、シリンダボア１２内に画成された圧縮室２５の容積を変化させ、吸入行程時においては、吸入弁３７によって開閉される吸入孔３１を介して吸入室３３から圧縮室２５に冷媒を吸引し、圧縮行程時においては、吐出弁３８によって開閉される吐出孔３２を介して圧縮された冷媒を圧縮室２５から吐出室３４に吐出するようにしている。

また、シリンダヘッド３のリア側端部には、図２に示されるように、吐出室３４に吐出した作動流体に混在しているオイルを分離するオイル分離器４３が設けられている。このオイル分離器４３は、シリンダヘッド３のリア側上方端面に、第１のプレート４４、第２のプレート４５、及びカバー部材４６を積層して構成されているもので、第２のプレート４５に円筒状の分離空間４７を設け、この分離空間４７に突出するように分離パイプ４８の一端側を第１のプレート４４に圧入固定し、分離パイプ４８の他端側を分離空間４７と中心をほぼ一致させて配置させている。

前記吐出室３４は、シリンダヘッド３に形成された通孔４９及び第１のプレート４４に形成された通孔５０によって形成される導入路５１と、この導入路５１に臨み、第２のプレート４５のフロント側端面に形成された通路溝５２を介して分離空間４７に連通している。
通路溝５２は、分離空間４７の接線方向に向けられて形成されており、この通路溝５２を通って分離空間４７に導入された冷媒ガスは、自身の勢いによって分離パイプ４８の周囲を旋回するようになっている。この遠心分離作用によってオイルが分離された冷媒ガスはこの分離空間４７の中心に配置された分離パイプ４８を通ってシリンダヘッド３に設けられた副室５３に導かれる。

そして、副室５３に導かれたガスは、さらに吐出通路５４を通ってシリンダヘッド３のフロント側に導かれ、バルブプレート２の通孔を介して、シリンダブロック１の上部に設けられたマフラ室に導かれ、吐出口より、外部冷媒回路へ吐出される（図示せず）。したがって、このオイル分離器４３によるオイル分離器能により、熱交換の妨げとなるオイルの冷媒回路循環が抑えられる。

また、分離空間４７で分離されたオイルは、第２のプレート４５のリア側端面に設けられた溝５５を通って、シリンダヘッド３のリア側端面、第１のプレート４４、第２のプレート４５によって画成されたオイル溜まり室５６に導かれる。オイル溜まり室５６の下部には、排出孔５７が設けられており、この排出孔５７は吸入室３３に連通している。排出孔５７の入り口部にはオリフィス５８が設けられ、オイル溜まり室５６に溜められた高圧オイルは、このオリフィス５８により減圧されて吸入室３３に戻される。

このような圧縮機において、吸入口３５の下流側、即ち、吸入口３５と吸入室３３とを連通する吸入通路３６の途中には、図３に示されるように、この吸入通路３６と直交するように吸入絞り弁６０が設けられる。

この吸入絞り弁６０は、図４にも示されるように、作動圧を感受するための細径部６１ａと、吸入通路３６の面積を絞るための太径部６１ｂと、太径部６１ｂの細径部側に一体に設けられたストッパ部６１ｃと、細径部６１ａとストッパ部６１ｃとを連結する逃げ部６１ｄとを有する弁体６１を備え、シリンダヘッド３に設けられた細孔部６２ａとこれに続いて形成されると共に吸入通路と交差する太孔部６２ｂとに、それぞれ弁体６１の細径部６１ａと太径部６１ｂを摺動可能に収容させている（細径部６１ａと細孔部６２ａとのクリアランスは約１５μｍ、太径部６１ｂと太孔部６２ｂとのクリアランスは約３０μｍに設定されている）。ストッパ部６１ｃは、太径部６１ｂの細径部側には太径部６１ｂより細く（径が小さく）、且つ、細径部６１ａより太く（径が大きく）形成され、また、逃げ部６１ｄは、細径部６１ａよりも細く（径が小さく）形成されている。

この例においては、吸入通路２６の径がφ＝１７となっており、吸入絞り弁６０の太径部６１ｂはφ＝１８として、吸入通路の径より大きく設定されている。太径部６１ｂの径の方が吸入通路径より太いために、太径部６１ｂが完全に吸入通路２６を覆ってしまうと、完全に吸入通路２６を塞いでしまうことになるが、ストッパ部６１ｃの径が細孔部６２ａの径より大きいため、弁体６１の動きが制約されて、弁体６１が最小開度位置（図３（ｂ）に示すストッパ部６１ｃが細孔部６２ａの開口周縁に当接する位置）にあっても吸入通路２６を完全に塞がないようになっている。
これにより、細径部６１ａと細孔部６２ａの嵌合長を短くすることができ、万が一異物がこの微小クリアランスに侵入した場合であっても、短い嵌合長を通り抜けさせて低圧側に排出しやすくなっている。

また弁体６１が最大開度位置にあるとき（図３（ａ）に示す大径部６１ｂの開口端がキャップ６４に当接する位置にあるとき）は、逃げ部６１ｄが吸入通路２６上に位置することになり、吸入通路面積を狭めることになるが、この逃げ部６１ｄが細径部６１ａよりさらに細く形成されているために、弁体６１が最大開度位置にあるときに通路面積が狭められて吸入抵抗となることを十分に抑制できるようになっている。

また嵌合長が短いと細径部６１ａの一端に作用する高圧のシール長さは短くなるが、そもそも、弁体６１が最大開度位置にあるときは、細径部６１ａはほとんど細孔部６２ａと嵌合しておらず、高低圧のシールには寄与していない。弁が最小開度位置にあるときは、弁体６１の一端に作用する圧力が相対的に低いので漏れはさらに小さくなる。このように、逃げ部６１ｄを設けることによって、細径部６１ａの漏れに対する影響を実質的に与えずに、吸入通路２６の通路抵抗の低減、細径部嵌合部の異物排出性を向上することが可能となる。

ちなみにＲ１３４ａを冷媒に用いる自動車用空調装置用空調装置においては、圧縮機の吸入通路面積はφ１５以上確保できれば実用上性能への影響はほぼないため、本実施例においては、この逃げ部６１ｄによって通路面積が狭められる分を考慮して吸入通路２６の面積を１８４mm²（φ１５．３相当）としている。

また、吸入絞り弁６０の他端側には、この弁体６１を最小開度位置方向に付勢するバネ６３が設けられている。このバネ６３は、一端側が太径部６１ｂの内側に内装され、他端側はキャップ６４により支承されている。
キャップ６４と太孔部６２ｂとの間には、太孔部６２ｂよりもわずかに孔径の大きな空間６５が設けられている。吸入室３３と空間６５は***６６により連絡しており、弁体６１の他端側である太径部６１ｂに速やかに吸入室圧力が導かれるようになっている。

キャップ６４の外周とシリンダヘッド３との間にはＯリング６７が設けられるとともに、反バネ側端面はスナップリング６８で止められ、これらの吸入絞り弁関連の部品はシリンダヘッド３の中に内装されている。

オイル溜まり室５６の下部には、吸入絞り弁６０の一端に高圧のオイルを導く導油孔７０が設けられている。この導油孔７０の位置は、便宜上、前記排出孔５７と同一面に示されているが、導油孔７０の方が僅かに下方に設けられており、仮にオイル溜まり室５６のオイルが排出孔５７よりほとんど吸入室３３に排出されてしまうような条件であったとしても、導油孔７０の位置の方が下方に位置しているため、絶えずオイルが確保されるようになっている。
また、導油孔７０の入り口にはフィルタ７１が設けられており、吸入絞り弁６０に導かれるオイルから異物が除去されるようになっている。

以上の構成において、吸入絞り弁６０が吸入通路３６と直交するように設けられているので、吸入ガスが吸入絞り弁６０に衝突して流れの方向を変えられることがなく、スムーズな吸入ガスの流れを確保することが可能となる。
また、上述のようにこの吸入絞り弁６０の一端側である細径部６１ａには吐出圧力（オイル分離器４３で分離された高圧オイル）が作用し、他端側である太径部６１ｂには吸入室圧力が作用しているが、この太径部６１ｂの他端側の反対側の面（すなわち吸入通路側）にも吸入圧力が作用しており、結局、この吸入絞り弁６０に作用する圧力による力は、
（細径部の面積）＊（吐出圧力−吸入圧力）
となる。よって、この吸入絞り弁６０の作動は、上記の圧力による力とバランスするようにバネ６３を適宜設定することで、所望の作動を得られることとなる。

筆者らが研究した成果によると、可変容量圧縮機を種々の熱負荷条件で運転したところ、吐出圧と吸入室の圧力差が０．６ＭＰａ以下となる条件においては、吸入脈動が観測され、同圧力差が１．０ＭＰａ以上の条件のときは、吸入脈動が発生しないことがわかった。
これらの知見を基に、Ｐｄ−Ｐｓ＞１．０ＭＰａの時、吸入絞り弁が全開度位置となり（吸入通路面積：１８４mm²前述の通り、吸入通路径の面積より吸入絞り弁逃げ部の投影面積を引いたもの）、Ｐｄ−Ｐｓ＝０．６〜１．０ＭＰａの区間は、当該圧力差の縮小に伴い徐々に通路面積が少なくなるようにし、Ｐｄ−Ｐｓ＜＝０．６ＭＰａの時は、弁が最小開度位置となるようにした。これにより得られた吸入脈動の対比結果を図５に示す。この結果から判るように、本発明に係る吸入絞り弁６０を用いた場合には、特に、低圧脈動が発生しやすい低回転領域（低負荷領域）においても効果的に脈動低減を図ることができ、各負荷条件に対応して冷房能力の確保と脈動低減を両立することができている。

また、上述の構成においては、吸入絞り弁６０の一端側である細径部６１ａの端面に、オイル溜まり室５６から導入された高圧油が作用しているが、細径部６１ａの径が吸入通路３６に対して十分細いため、細径部６１ａの周長が短く、高低圧間の漏れとなりうる面積が小さい。また、吸入絞り弁６０の一端側に導入されるのが、ガスでなくオイルであるため、油膜によるシール効果が得られ、細径部６１ａと細孔部６２ａとのクリアランスにばらつきがあっても漏れを圧倒的に少なくすることが可能となる。

尚、上述の実施例においては、オイル分離器４３で分離されたオイルをオリフィス５８を介して吸入室３３に戻すようにしたが、この構成に代えて、オイルを圧力制御弁４０の吐出圧導入孔に導いてもよい。この構造によれば、分離されたオイルが圧力制御弁４０を介してクランク室４に導かれるため、圧縮機の摺動箇所に潤沢なオイルを供給することが可能となる。また、上述の実施例と異なり高圧領域から低圧領域（クランク室、吸入室）へのガスの供給が１系統となり、冷凍能力に寄与しない圧縮機内の冷媒の循環量を少なくすることが可能となる。

また、上述の実施形態では、給気通路の途中に設けた圧力制御弁４０によりクランク室４に供給する作動流体の量のみを制御するいわゆる入口制御方式を示したが、給気通路と抽気通路双方の開度を圧力制御弁により制御するいわゆる出入り口制御方式を採用しても良い。

さらに、上述の実施形態においては、オイル分離器４３で分離したオイルを吸入絞り弁６０の一端側に導く構成例を示したが、オイル分離器４３を設けず、吐出領域の作動流体（オイルが混合されているガス）をそのまま吸入絞り弁６０の一端側に導くようにしても、同様の作用効果を得ることが可能である。

１シリンダブロック
２バルブプレート
３シリンダヘッド
５フロントハウジング
６ハウジング
１２シリンダボア
１３ピストン
３１吸入孔
３２吐出孔
３３吸入室
３４吐出室
３５吸入口
３６吸入通路
３７吸入弁
３８吐出弁
４３オイル分離器
６０吸入絞り弁
６１ａ細径部
６１ｂ太径部
６１ｃストッパ部
６１ｄ逃げ部
６２ａ細孔部
６２ｂ太孔部
６３バネ
７０導油孔
７１フィルタ

Claims

ハウジングに回転可能に軸支された駆動軸と、
前記駆動軸の回転によって軸方向に往復動する複数のピストンと、
前記複数のピストンが摺動する複数のシリンダボアが形成され、前記ピストンとともに圧縮機構を構成するシリンダブロックと、
前記シリンダブロックの端部に設けられ、吸入弁により開閉される吸入孔を介して前記圧縮機構に吸入される作動流体を吸入口から流入する吸入室と、
前記圧縮機構により圧縮された作動流体が吐出弁により開閉される吐出孔を介して吐出される吐出領域と、
を有する圧縮機において、
前記吸入口から吸入した冷媒を前記吸入室に導く吸入通路と、
前記吸入通路の途中に設けられ、この吸入通路を流れる冷媒の向きにほぼ直交する方向へ動くことにより前記吸入通路を通過する冷媒の通路面積を調節する吸入絞り弁と、
前記吸入絞り弁の一端側に前記吐出領域に吐出された作動流体を導き、前記吸入絞り弁の他端側に前記吸入室に流入する作動流体を導くと共に前記吸入絞り弁を前記一端側に向けて付勢するバネを設け、
前記吸入絞り弁の一端側に作用する作動流体により、前記吸入絞り弁を前記吸入通路の通路面積を大きくする方向へ付勢し、前記吸入絞り弁の他端側に作用する作動流体及びバネ力により、前記吸入絞り弁を前記吸入通路の通路面積を小さくする方向へ付勢するようにしたことを特徴とする圧縮機。
前記吸入絞り弁は、前記シリンダブロックの端部にバルブプレートを介して組み付けられたシリンダヘッドに設けられ、
前記シリンダヘッドに形成された細孔部に摺動可能に収容される細径部と、前記細孔部に続いて形成されると共に前記吸入通路と交差する太孔部に摺動可能に収容される太径部と、前記太径部の前記細径部側の端部に設けられ、前記太径部による前記吸入通路の全閉を回避するストッパ部と、前記細径部と前記ストッパ部との間に設けられ、前記細径部より径が小さい逃げ部とを有して構成される弁体を有し、前記細径部の先端に前記吐出領域に吐出される作動流体を供給し、前記大径部の背面に前記吸入室に流入する作動流体を供給することを特徴とする請求項１記載の圧縮機。
前記吐出領域に設けられ、前記圧縮機構により圧縮された作動流体からオイルを分離するオイル分離器を有する圧縮機であって、
前記吸入絞り弁の一端側に導く前記作動流体は、前記オイル分離器で分離されたオイルであることを特徴とする請求項１又は２記載の圧縮機。
前記オイル分離器で分離されたオイルを前記吸入絞り弁の一端側に導く通路上にフィルタを設けたことを特徴とする請求項３記載の圧縮機。