JP4640351B2 - 可変容量型圧縮機の吸入絞り弁 - Google Patents

Description

この発明は、例えば、車両空調設備等に用いられる可変容量型圧縮機の吸入絞り弁に係り、特に可変容量運転時の吸入脈動に起因する振動及び異音の低減に関する。

一般的に、車両空調設備等に用いられる圧縮機として、吐出容量を可変制御することができる可変容量型圧縮機（以下、単に「圧縮機」と呼ぶ）が知られている。このような圧縮機においては、低流量時に吸入脈動による異音が発生することがあり、その異音対策として、吸入ポートと吸入室の間に吸入冷媒流量に応じて開口通路面積を変化させる吸入絞り弁が用いられる。
特許文献１で開示された従来技術では、吸入ポート１７と吸入室１６の間にはガス通路１８が形成され、ガス通路１８と吸入ポート１７の間には弁作動室が設けられている。弁作動室には開度制御弁２２が上下動可能に配置されている。開度制御弁２２はスプリング２３により上方へ付勢されており、弁作動室内にはスプリング２３の収容された弁室２１が形成されている。開度制御弁２２は、上下動によりガス通路１８の開口面積を制御するものであり、吸入ポート１７より吸入室１６に吸入される冷媒流量に応じて開口面積が変化する。また弁室２１は連通孔２４を介して吸入室１６に連通されており、開度制御弁２２には弁孔２５が形成されている。

このような構成を持つ圧縮機においては、高流量時には、吸入ポート１７と吸入室１６との圧力差が大きくなるので、この圧力差により開度制御弁２２はスプリング２３の付勢力に抗して押し下げる方向の力を受け、開度制御弁２２が下降し、ガス通路１８の開口面積は大きくなる。
一方、低流量時には、吸入ポート１７と吸入室１６との圧力差が小さくなるので、開度制御弁２２はスプリング２３の付勢力が優勢となることにより上昇し、ガス通路１８の開口面積は小さくなる。この開度制御弁２２の絞り効果により、低流量時における吸入脈動に起因する異音等の発生を低減できるとしている。
特開２０００−１３６７７６号公報（第２〜３頁、図１）

ところで、スプリング２３が収容された弁室２１はダンパー機能を有し、このダンパー機能により開度制御弁２２は上向きの押圧力を受ける。この開度制御弁２２に作用するダンパー効果は、弁室２１の密閉状態に応じて変化する。即ち、弁室２１の密閉状態を上げればダンパー効果は大きくなり、弁室２１の密閉状態を下げればダンパー効果は小さくなる。しかし、弁室２１は一定の孔径を有する連通孔２４を介して吸入室１６に連通されており、開度制御弁２２に形成された弁孔２５を介して吸入ポート１７に連通されている。従って、弁室２１の密閉状態はそれ程高くはないので、開度制御弁２２に作用するダンパー効果もそれ程大きくはなく、また流量に関わらず一定の大きさとなっている。

このダンパー効果は、高流量時においては開度制御弁２２の動きを阻害する要因となり、吸入通路の開度を充分に確保できない恐れがあり、また、低流量時においては吸入脈動低減に対して充分な効果を上げるところまでは至らない。よって、低流量時における開度制御弁２２の絞り効果を増大させるためには、スプリング２３のバネ定数を大きくとる必要が生じる。しかし、スプリング２３のバネ定数を大きくとり過ぎると、低流量時における絞り効果は増大するが、逆に、高流量時において吸入通路の開度が絞り込まれ過ぎて必要な開度を確保することができない問題がある。このように特許文献１で開示された従来技術では、低流量時における吸入通路の開度の絞り込み効果の増大と、高流量時における吸入通路の開度の確保という相反する課題を両立させることは非常に難しい。その結果、開度制御弁２２の動きが冷媒流量の変化にスムースに対応しきれなくなり、運転条件に応じた圧縮機の性能維持が困難となってしまう。

本発明は上記の問題点に鑑みてなされたもので、本発明の目的は、吸入脈動に起因する振動及び異音の低減を図ることができ、且つ全流量範囲に渡って性能維持を可能とする可変容量型圧縮機の吸入絞り弁の提供にある。

上記課題を達成するため、請求項１記載の発明は、冷媒ガスを吸入する吸入ポートと吸入された冷媒ガスを収容する吸入室との間の吸入通路に、該吸入通路の開度を調節するための弁体が移動自在に配設され、前記弁体を前記吸入通路の開度を縮小する方向に付勢する付勢部材が設けられた弁室を備えた可変容量型圧縮機の吸入絞り弁において、前記弁室と前記吸入室とを連通する連通孔を設け、前記連通孔の開度を、最大容量運転時においては全開状態となり、前記最大容量運転時よりも容量が小さい可変容量運転時においては縮小状態となるように、前記弁体の移動に応じて可変としたことを特徴とする。
請求項１記載の発明によれば、弁室と吸入室とを連通する連通孔が設けられ、連通孔の開度は弁体の移動に応じて可変とされ、最大容量運転時においては連通孔の開度が全開状態となることにより、弁室の密閉状態は低くなり、密閉状態により決まるダンパー効果は最大容量運転時においては殆ど作用しない。高流量の冷媒ガスが吸入通路より吸入室へ吸入されることにより吸入圧力と吸入室圧力の間に差圧が生じ、この差圧により弁体は弁体を吸入通路の開度を縮小する方向である吸入ポート側に付勢する付勢部材の付勢力に抗する押圧力を受けて吸入通路の開度を拡大する方向である吸入ポートと反対側に移動し、吸入通路の開度は最大となる。この時、ダンパー効果は殆ど作用しないので、弁体の下方への移動はスムースに行われる。
一方、最大容量運転時よりも容量が小さい可変容量運転時においては、連通孔の開度が縮小状態となることにより、弁室の密閉状態は高くなり、密閉状態により決まるダンパー効果は大きく作用することになる。特に、吸入脈動に起因する振動及び異音の発生し易い低容量運転時においては、弁体は付勢部材の付勢力に加えて、ダンパー効果による押圧力を大きく受けて吸入ポート側に移動し、吸入通路の開度を確実に絞り込むことができる。
このように本発明では、低容量時における吸入通路の開度の絞り込み効果の増大と、高容量時における吸入通路の開度の確保という相反する課題を両立させることができ、低容量運転時における吸入脈動に起因する振動及び異音の低減を図ると共に、低容量から高容量に至る全流量範囲に渡って性能維持が可能となる。

請求項２記載の発明は、請求項１記載の可変容量型圧縮機の吸入絞り弁において、前記弁体を吸入圧力を受けて移動自在に配置された第１弁体と、クランク室圧力を受けて移動自在に配置された第２弁体とで構成し、前記第１弁体と前記第２弁体の間に前記付勢部材を設けた前記弁室を形成し、前記第１弁体と前記第２弁体の間に前記第２弁体の移動を規制するストッパを設け、前記第２弁体により前記連通孔の開度を調整することを特徴とする。
請求項２記載の発明によれば、吸入圧力をＰｓとしクランク室圧力をＰｃとすれば、最大容量運転時においては、吸入圧力Ｐｓとクランク室圧力Ｐｃはほぼ同等となるので、第２弁体は吸入ポートと反対側に移動し、弁室と吸入室とを連通する連通孔は全開状態となることにより、弁室の密閉状態は低くなり、密閉状態により決まるダンパー効果は最も小さくなる。高流量の冷媒ガスが吸入通路より吸入室へ吸入されることにより吸入圧力Ｐｓと吸入室圧力Ｐｔの間に差圧が生じ、また吸入室圧力Ｐｔと弁室圧力Ｐｖは等しいことにより、第１弁体は第１弁体を吸入ポート側に付勢する付勢部材の付勢力に抗する押圧力を受けて吸入ポートと反対側に移動し、吸入通路の開度は最大となる。この時、ダンパー効果は殆ど作用しないので、第１弁体の下方への移動はスムースに行われる。
一方、可変容量運転時においては、クランク室圧力Ｐｃが吸入圧力Ｐｓより高くなることにより、第２弁体はクランク室圧力Ｐｃを受けて吸入ポート側に移動し、連通孔の開度が縮小状態となることにより、弁室の密閉状態は高くなり、密閉状態により決まるダンパー効果は大きく作用することになる。特に、低容量運転時においては、第２弁体がストッパに接地することで、連通孔は最も小さい状態となり、弁室の密閉状態により決まるダンパー効果は最も大きく作用する。また、第１弁体と第２弁体の間に設けられた付勢部材は、第１弁体に作用する吸入圧力Ｐｓと第２弁体に作用するクランク室圧力Ｐｄとの圧力差により、圧縮されることにより第１弁体に作用する付勢部材の付勢力は増大する。従って、可変容量運転時においては、第１弁体は増大した付勢部材の付勢力に加えて、ダンパー効果による押圧力を大きく受けて吸入ポート側に移動し、吸入通路の開度の絞り込み効果を更に増大できる。

この発明によれば、弁室と吸入室を連通する連通孔を設け、この連通孔を弁体の移動に応じて可変とすることにより、ダンパー効果を有効に作用させることができ、低容量運転時における吸入脈動に起因する振動及び異音の低減を図ると共に、低容量から高容量に至る全容量範囲に渡って圧縮機の性能維持が可能となる。

（第１の実施形態）
以下、第１の実施形態に係る可変容量型斜板式圧縮機（以下、単に「圧縮機」と呼ぶ）の吸入絞り弁を図１〜図３に基づいて説明する。
図１に示されるように、圧縮機１０においてはシリンダブロック１１の前部側にフロントハウジング１２が接合され、後部側にリヤハウジング１３が接合されている。尚、図１において圧縮機１０の左側を前方とし、右側を後方とする。
フロントハウジング１２には、クランク室１４が後部側をシリンダブロック１１により閉鎖された状態にて形成されている。

そして、クランク室１４の中央付近を貫通する駆動軸１５がシリンダブロック１１及びフロントハウジング１２に回転自在に支持されている。
駆動軸１５の前端は、突出端としてフロントハウジング１２の外側へ突出されており、この突出端は車両のエンジンやモータ等の駆動源（図示せず）から回転力の伝達を受ける機構（図示せず）と連結されている。
クランク室１４内における駆動軸１５には、回転支持体１６が固定されるとともに回転支持体１６に係合される斜板１７が備えられている。

斜板１７は、斜板１７の中心部に形成された貫通孔１８に駆動軸１５が貫通した状態にあり、斜板１７に突出して形成されたガイドピン１９が回転支持体１６に形成されたガイド孔２０にスライド可能に嵌入されている。
斜板１７は、ガイド孔２０に対するガイドピン１９の嵌入の関係に基づき、駆動軸１５と一体的に回転する。
また、斜板１７は、ガイド孔２０に対するガイドピン１９のスライドにより、駆動軸１５の軸方向にスライド可能であるほか傾動可能に駆動軸１５に支持されている。
なお、フロントハウジング１２内の前部内壁にスラストベアリング２１が備えられており、回転支持体１６はスラストベアリング２１を介してフロントハウジング１２に対して回動可能である。

駆動軸１５における回転支持体１６と斜板１７との間にはコイルスプリング２２が巻装され、コイルスプリング２２の押圧により斜板１７は後方へ付勢されている。
斜板１７は、コイルスプリング２２の付勢力を受けて常に後方、すなわち、斜板１７の傾斜角度が減少する方向へ向けて押圧される。尚、斜板１７の傾斜角度とは、ここでは駆動軸１５と直交する面と斜板１７の面により成す角度を意味している。

斜板１７の前部にはストッパ部１７ａが突設されており、このストッパ部１７ａが回転支持体１６に当接することにより、斜板１７の最大傾斜角位置が規制されるようになっている。斜板１７の後方における駆動軸１５には止め輪２３が取り付けられ、この止め輪２３の前方においてコイルスプリング２４が駆動軸１５に巻装されている。このコイルスプリング２４の前部に当接することにより斜板１７の最小傾斜角位置が規制されるようになっている。図１において、実線で示す斜板１７は最小傾斜角位置にあり、仮想線で示す斜板１７は最大傾斜角位置にある。

シリンダブロック１１には、駆動軸１５の周りに形成された複数のシリンダボア２５が配列されており、個々のシリンダボア２５には片頭型のピストン２６が摺動可能に収容されている。
各ピストン２６の前端は一対のシュー２７を介して斜板１７の外周と係合されており、斜板１７が駆動軸１５とともに回転すると、各ピストン２６はシュー２７を介してシリンダボア２５内を軸線方向へ往復移動する。

一方、図１に示されるように、リヤハウジング１３の前部側とシリンダブロック１１の後部側は、バルブプレート２８を介在させて接合されている。
リヤハウジング１３内の中心側には吸入室２９が形成されており、リヤハウジング１３内の外周側には吐出室３０が形成されている。吸入室２９及び吐出室３０は、バルブプレート２８に設けられている吸入孔２８ａ及び吐出孔２８ｂによりシリンダボア２５内の圧縮室３１とそれぞれ連通されている。吸入孔２８ａ及び吐出孔２８ｂには、それぞれ吸入弁２８ｃ及び吐出弁２８ｄが設けられている。

尚、この圧縮機１０では、斜板１７の傾斜角度を変更させてピストン２６のストローク、即ち圧縮機１０の吐出容量を調整するために、リヤハウジング１３に容量制御弁３２が配設されている。
この容量制御弁３２は、クランク室１４と吐出室３０とを連通する給気通路３３の途中に配置されている。また、シリンダブロック１１には、クランク室１４と吸入室２９とを連通する抽気通路３４が形成されている。

リヤハウジング１３には、外部に露出する吸入ポート３５が形成されており、吸入ポート３５と吸入室２９は吸入通路３６により連通されている。吸入ポート３５は図示しない外部冷媒回路と接続される。
この吸入通路３６の途中には吸入通路３６の開度を調節する吸入絞り弁３７が配置されている。図２に示されるように、吸入絞り弁３７の弁ハウジング３８は、弁ハウジング３８の上部を構成するハウジング上部３９と、下部を構成するハウジング下部４０を有している。吸入絞り弁３７の弁ハウジング３８は、例えば、樹脂製材料により形成された有底の筒状部材である。
この実施形態では、図１及び図２において、ハウジング上部３９側を吸入絞り弁３７における上方とし、ハウジング下部４０側を下方とする。

ハウジング上部３９の内径はハウジング下部４０の内径よりも大きく設定されている。
ハウジング上部３９の側面には、吸入通路３６と連通する開口部４１が形成されている。弁ハウジング３８の外周は吸入通路３６の内壁面とほぼ一致するように形成されており、ハウジング上部３９の開口部４１は、吸入室２９を臨む吸入通路３６に対向している。
ハウジング上部３９の内部には弁作動室４２が形成され、弁作動室４２内には吸入通路３６を開閉するための円筒状の第１弁体４３が収容されている。第１弁体４３はハウジング上部３９の内径に対応する外径を有し、上下に往復移動可能に収容されている。
第１弁体４３は、最大流量時に弁作動室４２内の最下位置に案内され、最小流量時に弁作動室４２内の最上位置へ案内される弁体である。第１弁体４３は、吸入ポート３５側に対向する円盤状の弁本体４３ａと、弁作動室４２内において最上位に位置するときに開口部４１の全体を遮蔽する環状の側壁４３ｂを有している。

上方を臨むハウジング上部３９の開口端には、ハウジング上部３９の内径に対応する筒状キャップ４４が挿入固定されている。
筒状キャップ４４の開口端はフランジ状に形成され、ハウジング上部３９の開口端に係止される。ハウジング上部３９内に挿入固定された筒状キャップ４４の下端部は第１弁体４３の最上位置を規定する。
ハウジング上部３９とハウジング下部４０の間には、弁ハウジング３８の内周から弁ハウジング３８内の中心側へ向けて延設される環状突部４５が形成されており、環状突部４５は第１弁体４３の最下位置を規定する。

ハウジング下部４０の内部には弁作動室４６が形成され、弁作動室４６内には円筒状の第２弁体４７が収容されている。第２弁体４７はハウジング下部４０の内径に対応する外径を有し、上下に往復移動可能に収容されている。尚、弁作動室４２と弁作動室４６とは連通されている。
第２弁体４７は、円盤状の弁本体４７ａと、弁本体４７ａの外縁において上方へ延設された環状の側壁４７ｂとを有する。

第１弁体４３と第２弁体４７との間の空間には弁室４８が形成され、弁室４８内には、付勢部材としてのコイルばね４９が介在されており、コイルばね４９は第１弁体４３及び第２弁体４７の両者を常に引き離す方向への付勢力を有している。
第２弁体４７は、弁作動室４６内において環状突部４５の下面により最上位置を規定され、弁ハウジング３８の底面５０により最下位置を規定されている。尚、環状突部４５の下面が第２弁体４７の上方への移動を規制するストッパに相当する。
第２弁体４７は、クランク室１４と吐出室３０が給気通路３３を通じて連通されるとき（容量制御弁３２が開くとき）、最上位置に案内される弁体である。
第２弁体４７は、最上位置へ移動されたときにコイルばね４９を介して第１弁体４３に対する上向きの付勢力を増大させる。

ところで、ハウジング下部４０の側面には、抜き通路５１が形成され、抜き通路５１は吸入室２９に繋がった連絡通路５２と連通されている。尚、抜き通路５１及び連絡通路５２が弁室４８と吸入室２９とを連通する連通孔に相当する。抜き通路５１は、ハウジング下部４０の上部において環状突部４５の下方に設けられ、抜き通路５１の通路孔の一部が環状突部４５に懸かった状態で形成されている。
従って、弁作動室４６内における第２弁体４７の上下方向への移動に伴い、抜き通路５１の開口面積は変化し、第２弁体４７が最下位置にある時には、抜き通路５１の開口面積は最も大きく全開状態となり、第２弁体４７が最上位置にある時には、抜き通路５１の開口面積は最も小さくなり縮小状態となる。尚、第２弁体４７が最上位置にあっても、抜き通路５１は完全に閉じられることは無く、若干の隙間を維持された状態にある。

弁ハウジング３８の底面５０には、通孔５３が形成され、通孔５３はクランク室１４と連通された分岐路５４につながっている。
第２弁体４７は、分岐路５４からのクランク室圧力Ｐｃを受けてハウジング下部４０内の弁作動室４６を上下に往復移動する。

次に、この実施形態に係る圧縮機の吸入絞り弁３７の動作について説明する。
駆動軸１５の回転に伴い、斜板１７は揺動回転運動を行い、斜板１７と連結されたピストン２６は、前後方向へ往復運動を行う。ピストン２６が前方に移動することにより吸入室２９の冷媒ガスは吸入孔２８ａ及び吸入弁２８ｃを介して圧縮室３１に吸入され、続くピストン２６の後方への移動により、圧縮室３１にて所定の圧力に圧縮された後、吐出孔２８ｂ及び吐出弁２８ｄを介して吐出室３０に吐出される。

容量制御弁３２の開度を変えてクランク室１４のクランク室圧力Ｐｃが変更されると、ピストン２６を挟んだクランク室１４内と圧縮室３１内の圧力の差が変更されて、斜板１７の傾斜角度が変化する。その結果、ピストン２６のストローク即ち圧縮機１０の吐出容量が調整される。
例えば、クランク室１４のクランク室圧力Ｐｃが下げられると、斜板１７の傾斜角度が増加してピストン２６のストロークが増大し、吐出容量が大きくなる。逆に、クランク室１４のクランク室圧力Ｐｃが上げられると、斜板１７の傾斜角度が減少してピストン２６のストロークが縮小し、吐出容量が小さくなる。

ここで、図３（ａ）には、斜板１７の傾斜角度が最大となる最大容量運転時における吸入絞り弁３７の状態を示している。吸入ガスの吸入圧力をＰｓとすれば、最大容量運転時においては、吸入圧力Ｐｓとクランク室圧力Ｐｃはほぼ同等となるので、第２弁体４７は下方に移動し、弁ハウジング３８の底面５０と当接する。この時、弁室４８と吸入室２９とを連通する抜き通路５１は全開状態となることにより、弁室４８の密閉状態は低くなり、密閉状態により決まるダンパー効果は最も小さくなる。

また、高流量の冷媒ガスが吸入通路３６を通って吸入ポート３５から吸入室２９に流れ込むので、吸入ガスの吸入圧力Ｐｓと吸入室圧力Ｐｔとの間に差圧が生じ（吸入圧力Ｐｓ＞吸入室圧力Ｐｔ）、抜き通路５１及び連絡通路５２を介して吸入室２９と連通している弁室４８の弁室圧力Ｐｖと吸入圧力Ｐｓとの間にも差圧（吸入圧力Ｐｓ＞弁室圧力Ｐｖ）が生じる。この差圧により、第１弁体４３は弁作動室４２内にて下方に押し下げる方向の力を受ける。

このため、第１弁体４３は第１弁体４３に作用するコイルばね４９の付勢力、即ち第１弁体４３を上方に押し上げる方向の力に抗して、弁作動室４２内を下方に移動し、開口部４１は全開状態となる。この時、弁室４８の密閉状態により決まるダンパー効果は最も小さくなるので、第１弁体４３の下方への移動を阻害する要因が少なくなり、第１弁体４３はスムースに移動し、冷房フィーリングの悪化が防止される。

次に、図３（ｂ）には、斜板１７の傾斜角度が最大と最小の間の可変容量運転時における吸入絞り弁３７の状態を示している。可変容量運転時においては、クランク室圧力Ｐｃは上昇し、吸入圧力Ｐｓより高くなることにより、第２弁体４７はクランク室圧力Ｐｃを受けて弁作動室４６内を上方に移動し、抜き通路５１は縮小状態となる。これに伴い、弁室４８の密閉状態は高まり、密閉状態により決まるダンパー効果は大きくなる。

また、第２弁体４７が上方へ向けて移動することにより、第１弁体４３はコイルばね４９を介して上方への付勢力を受け、吸入通路３６の開口部４１を閉じるように移動される。そして、第１弁体４３と第２弁体４７の間に設けられたコイルばね４９は、第１弁体４３に作用する吸入圧力Ｐｓと第２弁体４７に作用するクランク室圧力Ｐｃとの圧力差により、圧縮されることにより第１弁体４３に作用するコイルばね４９の付勢力は増大する。

従って、可変容量運転時においては、吸入圧力Ｐｓと弁室圧力Ｐｖとの圧力差により第１弁体４３は弁作動室４２内にて下方に押し下げる方向の力を受けるが、増大したコイルばね４９の付勢力に加えて、ダンパー効果による押圧力を大きく受けることにより、上方に移動し、第１弁体４３が開口部４１の一部を遮蔽することにより、冷媒ガスの流量に応じた絞りが設けられることになる。よって、吸入弁２８ｃの自励振動による吸入脈動の伝播が防止される。

特に、低容量運転時においては、第２弁体４７が環状突部４５の下面に当接することで、抜き通路５１の開口面積は最も小さい状態となり、弁室４８の密閉状態により決まるダンパー効果は最も大きく作用する。また、コイルばね４９の付勢力も最も大きくなり、吸入通路３６の開度の絞り込み効果を更に増大できるので、低容量運転時における吸入脈動に起因する振動及び異音の低減を図ることができる。

この実施形態に係る圧縮機の吸入絞り弁３７によれば以下の効果を奏する。
（１）吸入通路３６の開度を調節するための弁体を、吸入圧力Ｐｓを受けて移動自在に配置された第１弁体４３と、クランク室圧力Ｐｃを受けて移動自在に配置された第２弁体４７とで構成し、第１弁体４３と第２弁体４７の間の弁室４８にコイルばね４９を設け、弁室４８と吸入室２９を連通する抜き通路５１を設け、この抜き通路５１の開度を第２弁体４７の上下移動に応じて可変とされているので、最大容量運転時においては、吸入圧力Ｐｓとクランク室圧力Ｐｃはほぼ同等となることにより、第２弁体４７は下方に移動し、弁室４８と吸入室２９とを連通する抜き通路５１は全開状態となり、弁室４８の密閉状態が低くなることによりダンパー効果は最も小さくなる。また、高流量の冷媒ガスが吸入通路３６より吸入室２９に吸入されることにより、吸入圧力Ｐｓと弁室圧力Ｐｖとの間に差圧が生じ、第１弁体４３はコイルばね４９の付勢力に抗する下方への押圧力を受け、弁作動室４２内を下方に移動し、開口部４１は全開状態となる。この時、弁室４８の密閉状態により決まるダンパー効果は最も小さくなるので、第１弁体４３の下方への移動を阻害する要因が少なくなり、第１弁体４３はスムースに移動し、冷房フィーリングの悪化が防止される。
（２）可変容量運転時においては、クランク室圧力Ｐｃが吸入圧力Ｐｓより高くなることにより、第２弁体４７はクランク室圧力Ｐｃを受けて上方に移動し、抜き通路５１は縮小状態となり、弁室４８の密閉状態が高くなることによりダンパー効果は大きくなる。また、第１弁体４３に作用するコイルばね４９の付勢力は増大し、第１弁体は増大した付勢部材の付勢力に加えて、ダンパー効果による押圧力を大きく受けて上方に移動し、吸入通路３６の開度の絞り込み効果を増大できる。よって、吸入弁２８ｃの自励振動による吸入脈動の伝播が防止される。特に、低容量運転時においては、第２弁体４７が環状突部４５の下面に当接することで、抜き通路５１の開口面積は最も小さい状態となり、弁室４８の密閉状態により決まるダンパー効果は最も大きく作用する。また、コイルばね４９の付勢力も最も大きくなり、吸入通路３６の開度の絞り込み効果を更に増大できるので、低容量運転時における吸入脈動に起因する振動及び異音の低減を確実に図ることができる。
（３）このように本実施形態においては、弁室４８と吸入室２９を連通する抜き通路５１を設け、この抜き通路５１の開口面積を第２弁体４７の移動に応じて可変とすることにより、ダンパー効果を有効に作用させることができ、低容量時における吸入通路３６の開度の絞り込み効果の増大と、高容量時における吸入通路３６の開度の確保という相反する課題を両立させることができる。よって、低容量運転時における吸入脈動に起因する振動及び異音の低減を図ると共に、低容量から高容量に至る全流量範囲に渡って性能維持が可能となる。
（４）弁室４８と吸入室２９を連通する抜き通路５１を設け、この抜き通路５１の開度を第２弁体４７の上下移動に応じて可変とされているので、抜き通路５１の開度を調整するための特別の駆動機構を設ける必要がなく、装置の小型化と部品点数の削減が可能となる。

なお、本発明は、上記した実施形態に限定されるものではなく発明の趣旨の範囲内で種々の変更が可能であり、例えば、次のように変更してもよい。
○ 第１の実施形態では、弁体を第１弁体と第２弁体とで構成するとして説明したが、弁体は１個で有っても良い。この場合には、弁体と弁体が往復動する弁作動室のハウジングとで弁室が形成され、この弁室と吸入室とを連通する連通孔を設け、この連通孔を弁体の移動に応じて可変とすれば良い。弁体が１個で済むので、装置の簡略化を図ることが可能となる。
○ 第１の実施形態では、弁ハウジングの上部の内径を下部の内径より大きく設定し、第１弁体の外径を第２弁体の外径より大きいとして説明したが、同等であっても良く、また、逆に第１弁体の外径が第２弁体の外径より小さくても良い。
○ 第１の実施形態における付勢部材としてコイルスプリングを用いるとしているが、両弁体を常に引き離す方向への付勢力を有している付勢部材であれば良く、皿ばね等でも良い。

第１の実施形態に係る圧縮機の全体構成を示す縦断面図である。 第１の実施形態に係る圧縮機の吸入絞り弁の主要部の拡大断面図である。 第１の実施形態に係る圧縮機の吸入絞り弁の作用説明用の模式図である。（ａ）最大容量運転時を示す。（ｂ）可変容量運転時を示す。

符号の説明

１０ 圧縮機
１４ クランク室
２９ 吸入室
３５ 吸入ポート
３６ 吸入通路
３７ 吸入絞り弁
４１ 開口部
４３ 第１弁体
４７ 第２弁体
４８ 弁室
４９ コイルバネ
５１ 抜き通路
Ｐｓ 吸入圧力
Ｐｃ クランク室圧力

Claims (2)

1. 冷媒ガスを吸入する吸入ポートと吸入された冷媒ガスを収容する吸入室との間の吸入通路に、該吸入通路の開度を調節するための弁体が移動自在に配設され、前記弁体を前記吸入通路の開度を縮小する方向に付勢する付勢部材が設けられた弁室を備えた可変容量型圧縮機の吸入絞り弁において、
   前記弁室と前記吸入室とを連通する連通孔を設け、
   前記連通孔の開度を、最大容量運転時においては全開状態となり、前記最大容量運転時よりも容量が小さい可変容量運転時においては縮小状態となるように、前記弁体の移動に応じて可変としたことを特徴とする可変容量型圧縮機の吸入絞り弁。
2. 前記弁体を吸入圧力を受けて移動自在に配置された第１弁体と、クランク室圧力を受けて移動自在に配置された第２弁体とで構成し、
   前記第１弁体と前記第２弁体の間に前記付勢部材を設けた前記弁室を形成し、
   前記第１弁体と前記第２弁体の間に前記第２弁体の移動を規制するストッパを設け、
   前記第２弁体により前記連通孔の開度を調整することを特徴とする請求項１に記載の可変容量型圧縮機の吸入絞り弁。

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