JPWO2004061304A1 - Control unit for variable capacity compressor - Google Patents

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Abstract

クランク室２４の圧力が高くなると吐出容量が減少し、低くなると吐出容量が増加するように構成された可変容量型圧縮機に用いられ、吐出室２７とクランク室２４とを連通する給気通路４０と、クランク室２４と吸入室２６とを連通する抽気通路４１とを有し、これら給気通路４０と抽気通路４１とを介してクランク室２４の圧力を調節するようにしている構成において、吐出室２７とそれ以外の領域（吸入室２６又はクランク室２４）の圧力差が所定値以下となった場合にクランク室２４と吸入室２６とを連通させる差圧弁４４を設ける。圧縮機の高効率化を図って省動力化のニーズに対応でき、クラッチレスタイプの可変容量型圧縮機に対応できる。また、圧縮機の起動性を確保できる。When the pressure in the crank chamber 24 increases, the discharge capacity decreases, and when the pressure decreases, the discharge capacity decreases, and the discharge capacity increases. The air supply passage 40 that connects the discharge chamber 27 and the crank chamber 24 communicates with the discharge chamber 27. And a bleed passage 41 communicating with the crank chamber 24 and the suction chamber 26, and the pressure in the crank chamber 24 is adjusted via the supply passage 40 and the bleed passage 41. A differential pressure valve 44 is provided for connecting the crank chamber 24 and the suction chamber 26 when the pressure difference between the chamber 27 and the other region (the suction chamber 26 or the crank chamber 24) becomes a predetermined value or less. It is possible to meet the needs for power saving by increasing the efficiency of the compressor, and it can be applied to a clutchless type variable capacity compressor. In addition, the startability of the compressor can be ensured.

Description

本発明は、吐出圧領域と制御圧室とを連通する給気通路、及び、制御圧室と吸入圧領域とを連通する抽気通路を介して制御圧室の圧力を調節し、吐出容量を可変させるようにしている可変容量型圧縮機の制御装置に関する。  The present invention adjusts the pressure of the control pressure chamber through the air supply passage that communicates the discharge pressure region and the control pressure chamber, and the bleed passage that communicates the control pressure chamber and the suction pressure region, thereby varying the discharge capacity. The present invention relates to a control device for a variable displacement compressor.

近年、車両用空調装置の省動力化のニーズが高まり、吐出容量を任意に変更可能な外制式の可変容量型圧縮機が主流となりつつある。中でも、圧縮機の軽量化、コストの低減等を目的としてクラッチレスタイプの可変容量型圧縮機を用いる場合が多くなってきている。
容量可変制御は、圧縮機のクランク室の圧力を制御弁で調節することで行われるが、吐出圧領域とクランク室とを連通する給気通路に外部制御弁を設け、クランク室と吸入圧領域とを連通する抽気通路に固定オリフィスを設ける構成が一般的である（特許文献１参照）。これに対して、吐出圧領域とクランク室とを連通する給気通路とクランク室と吸入圧領域とを連通する抽気通路とを同時に制御する３方弁方式の制御弁なども提案されている（特許文献２参照）。
特開２００１−１５３０４２号公報（００３０欄、図１、図３） 特開２００１−１２３５８号公報（００２４〜００２９欄、図３） In recent years, the need for power saving of vehicle air conditioners has increased, and external variable displacement compressors capable of arbitrarily changing the discharge capacity are becoming mainstream. In particular, a clutchless type variable displacement compressor is often used for the purpose of reducing the weight of the compressor and reducing the cost.
The variable capacity control is performed by adjusting the pressure in the crank chamber of the compressor with a control valve. An external control valve is provided in the air supply passage that connects the discharge pressure region and the crank chamber, and the crank chamber and the suction pressure region. In general, a fixed orifice is provided in a bleed passage that communicates with each other (see Patent Document 1). On the other hand, a three-way valve type control valve that simultaneously controls an air supply passage that communicates the discharge pressure region and the crank chamber and a bleed passage that communicates the crank chamber and the suction pressure region has also been proposed ( Patent Document 2).
Japanese Unexamined Patent Publication No. 2001-153042 (column 0030, FIGS. 1 and 3) JP 2001-12358 A (columns 0024 to 0029, FIG. 3)

ところで、クラッチレスタイプの可変容量型圧縮機にあっては、最小吐出容量時、即ちエアコンオフ時においても冷媒が微小ながら吐出される。最小吐出容量時、即ちエアコンオフ時には、冷凍サイクルへの冷媒の流出を避ける必要から圧縮機の吐出通路に逆止弁を設け、吐出圧領域の冷媒をクランク室を介して吸入圧領域へ戻す内部循環経路が必要となる。
この点、前者の構成においては、第１６図に示されるように、抽気通路（Ｐｃ−Ｐｓ間）が常時開放されているので、圧縮機内部の冷媒循環を最小吐出容量時においても確保できる利点はあるが、中間吐出容量時においては、クランク室の圧力を所定圧に保つ必要から多くの圧縮ガスの供給が必要となり、圧縮機効率が悪く、省動力化が図りづらいという欠点がある。
このため、前者の構成においては、逃し通路であるオリフィスの径をできるだけ小さく設定することが望ましい。しかしながら、逃し通路の径を小さく設定し過ぎると、ブローバイとしてクランク室に流入されたガスを速やかに逃すことができなくなり、制御弁によって給気通路を閉鎖してもクランク室が十分に低下せず、ピストンストロークを最大ストロークまで制御することができなくなる不都合がある。よって、逃し通路の径は、制御弁によってピストンストロークが最大ストロークまで制御できるような範囲で可能な限り小さく設定することが要請される。
ところが、このように逃し通路を調整した場合においても、ピストンストロークが最小となる圧縮機の起動時においては、ピストンに作用する高圧が十分に高まっていないにも拘わらず、微少なブローバイガスは発生しているので、斜板の傾動角（揺動角）を増大させるだけの十分なモーメントが発生せず、圧縮機が起動しなくなるという不都合がある。
また、圧縮機が長時間停止していると、クランク室に液冷媒が溜まってくるので、その状態から圧縮機を起動させようとしても、液冷媒が全て気化して抽気通路から抜けるまでクランク室圧が下がらず、起動しなくなるという不都合がある。
これに対して、後者の構成においては、第１７図に示されるように、圧縮機の吐出容量が小さくなると給気通路の開度が大きくなり、また、抽気通路の開度が小さくなるので、クランク室圧を所定圧に保つために多くの圧縮ガスが必要とならず、圧縮機効率に優れ、省動力化のニーズに適うものである。しかしながら、最小吐出容量時においては、抽気通路が全閉になるので、圧縮機内部の冷媒循環が実現できなくなり、クラッチレスタイプの可変容量型圧縮機には対応できなくなる不都合があった。また、抽気通路が全閉になる場合には、クランク室圧が必要以上に上昇し、機械損失を増大させる不都合もある。
そこで、この発明においては、上述した各種タイプの可変容量型圧縮機で生じる不都合を解消し、圧縮機の高効率化を図って省動力化のニーズに対応することができ、また、クラッチレスタイプの圧縮機に適用し得る可変容量型圧縮機の制御装置を提供することを課題としている。また、圧縮機の起動性の確保することをも課題としている。By the way, in the variable capacity compressor of the clutchless type, the refrigerant is discharged with a minute amount even at the minimum discharge capacity, that is, when the air conditioner is off. At the minimum discharge capacity, that is, when the air conditioner is off, an internal check valve is provided in the discharge passage of the compressor to return the refrigerant in the discharge pressure area to the suction pressure area through the crank chamber because it is necessary to prevent the refrigerant from flowing out to the refrigeration cycle. A circulation path is required.
In this regard, in the former configuration, as shown in FIG. 16, since the extraction passage (between Pc and Ps) is always open, the refrigerant circulation inside the compressor can be ensured even at the minimum discharge capacity. However, at the time of intermediate discharge capacity, it is necessary to supply a large amount of compressed gas because it is necessary to keep the pressure in the crank chamber at a predetermined pressure, so that the compressor efficiency is poor and it is difficult to save power.
For this reason, in the former configuration, it is desirable to set the diameter of the orifice as the escape passage as small as possible. However, if the diameter of the escape passage is set too small, the gas that has flowed into the crank chamber as blow-by cannot be released quickly, and the crank chamber does not drop sufficiently even if the supply passage is closed by the control valve. There is a disadvantage that the piston stroke cannot be controlled to the maximum stroke. Therefore, the diameter of the escape passage is required to be set as small as possible within a range in which the piston stroke can be controlled to the maximum stroke by the control valve.
However, even when the escape passage is adjusted in this way, a slight blow-by gas is generated at the start of the compressor where the piston stroke is minimized, even though the high pressure acting on the piston is not sufficiently increased. Therefore, there is a disadvantage that a sufficient moment for increasing the tilt angle (swing angle) of the swash plate is not generated and the compressor does not start.
In addition, when the compressor is stopped for a long time, liquid refrigerant accumulates in the crank chamber. Therefore, even if it is attempted to start the compressor from that state, until the liquid refrigerant is completely vaporized and escapes from the extraction passage, the crank chamber There is an inconvenience that the pressure does not drop and it does not start.
On the other hand, in the latter configuration, as shown in FIG. 17, when the discharge capacity of the compressor is reduced, the opening degree of the supply passage is increased, and the opening degree of the extraction passage is reduced. In order to maintain the crank chamber pressure at a predetermined pressure, a large amount of compressed gas is not required, and the compressor efficiency is excellent and it meets the needs for power saving. However, since the extraction passage is fully closed at the minimum discharge capacity, refrigerant circulation inside the compressor cannot be realized, and there is a disadvantage that the clutchless type variable capacity compressor cannot be handled. Further, when the bleed passage is fully closed, the crank chamber pressure rises more than necessary, and there is a disadvantage that mechanical loss increases.
Therefore, in the present invention, it is possible to eliminate the disadvantages caused by the various types of variable capacity compressors described above, meet the needs for power saving by increasing the efficiency of the compressor, and the clutchless type. It is an object of the present invention to provide a control device for a variable capacity compressor that can be applied to the compressor of this type. It is also an object to ensure startability of the compressor.

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の制御装置は、制御圧室（クランク室）の圧力が高くなると吐出容量が減少し、前記制御圧室の圧力が低くなると吐出容量が増加するように構成された可変容量型圧縮機に用いられ、吐出圧領域と前記制御圧室とを連通する給気通路と、前記制御圧室と吸入圧領域とを連通する抽気通路とを備え、前記給気通路及び抽気通路を介して前記制御圧室の圧力を調節するようにしている構成において、前記吐出圧領域とそれ以外の領域、例えば、前記吸入圧領域又は前記制御圧室との圧力差が所定値以下となった場合に前起制御圧室と前記吸入圧領域とを連通させる差圧弁を設けるようにしたことを特徴としている。
したがって、吐出容量が小さくなると、吐出圧領域の圧力と吸入圧領域又は制御圧室の圧力との差は小さくなってくるので、吐出圧領域と吸入圧領域又は制御圧室との圧力差が所定値以下になると差圧弁が作動して制御圧室と吸入圧領域とが連通されることとなり、抽気通路の連通が遮断された場合でも、制御圧室と吸入圧領域との連通状態が確保されることとなる。このため、最小吐出容量時においても圧縮機内部の冷媒循環を確保することが可能となる。また、起動時においても、吐出圧領域の圧力と吸入圧領域又は制御圧室の圧力との差は小さくなっているので、差圧弁が開いて制御圧室と吸入圧領域との連通状態は確保されており、クランク室圧を吸入圧領域へ速やかに逃すことが可能となる。
このような可変容量型圧縮機は、吐出圧領域とクランク室とを連通する給気通路とクランク室と吸入圧領域とを連通する抽気通路のそれぞれの連通状態を調節する制御弁を有し、この制御弁を外部から供給される制御信号により制御して前記制御圧室の圧力を調節するようにした所謂出入口制御の圧縮機であっても、給気通路の連通状態を調節する制御弁と、絞りが設けられた抽気通路とを有し、制御弁を外部から供給される制御信号により制御して制御圧室の圧力を調節する所謂入口制御の圧縮機であっても良い。ここで、このような差圧弁は、可変容量型圧縮機のハウジングに制御弁とは別に設けられるものであっても、制御弁に一体に設けるものであってもよい。
また、本発明に係る可変容量型圧縮機の制御装置は、制御圧室の圧力が高くなると吐出容量が減少し、前記制御圧室の圧力が低くなると吐出容量が増加するように構成された可変容量型圧縮機に用いられ、吐出圧領域と制御圧室とを連通する給気通路と、前記制御圧室と吸入圧領域とを連通する抽気通路と、前記給気通路の連通状態及び前記抽気通路の連通状態を調節する制御弁とを有し、この制御弁を外部から供給される制御信号により制御して前記制御圧室の圧力を調節するようにしている構成において、制御弁を、給気通路の開度を吐出容量の減少につれて増大させ、前記抽気通路の開度を吐出容量の減少につれて減少させると共に最小吐出容量時に前記制御圧室と前記吸入圧領域との連通を確保する開度特性を有して構成してもよい。
このような構成によれば、圧縮機の吐出容量が小さくなると、給気通路の開度が増大し、抽気通路の開度が減少してくるので、制御圧室をある圧力に保つために多くの圧縮ガスを必要としなくなる。また、最小吐出容量時においては、給気通路の連通が確保されるので、圧縮機内部の冷媒循環を確保することが可能となる。
尚、上述の可変容量圧縮機としては、シリンダブロック内に設けられる駆動軸と、駆動軸と共に回転し、該駆動軸に対する傾斜角度が可変自在である駆動斜板と、前記シリンダブロック内に設けられ、駆動軸と平行な軸を有するシリンダと、シリンダに摺動自在に配され、駆動斜板の回転に伴ってシリンダ内を往復動するピストンと、シリンダとピストンとによって画成される圧縮室と、ピストンの反圧縮室側に形成される制御圧室を構成するクランク室と、ピストンの吸入行程において圧縮室と連通する吸入圧領域を構成する吸入室と、及び、ピストンの圧縮行程において圧縮室と連通する吐出圧領域を構成する吐出室とを有して構成される斜板式可変容量型圧縮機などを用いるとよい。
以上述べたようにこの発明によれば、制御圧室の圧力が高くなると吐出容量が減少し、前記制御圧室の圧力が低くなると吐出容量が増加するように構成された可変容量型圧縮機に用いられ、吐出圧領域と制御圧室とを連通する給気通路と、前記制御圧室と吸入圧領域とを連通する抽気通路とを備え、前記給気通路及び抽気通路を介して前記制御圧室の圧力を調節するようにしている構成において、吐出圧領域とそれ以外の領域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圧領域とを連通させる差圧弁を設けたので、最小吐出容量時において制御弁による抽気通路の連通が遮断された場合においても、制御圧室と吸入圧領域との間の連通を確保することが可能となり、圧縮機内部の冷媒循環を確保することが可能となる。このため、圧縮機の高効率化を図って省動力化のニーズに対応することが可能になるとともに、クラッチレスタイプの可変容量型圧縮機に対応させることが可能となる。
また、吐出圧領域と制御圧室とを連通する給気通路の連通状態と、制御圧室と吸入圧領域とを連通する抽気通路の連通状態とを調節する制御弁を、給気通路の開度を吐出容量の減少につれて増大させ、前記抽気通路の開度を吐出容量の減少につれて減少させると共に最小吐出容量時に制御圧室と吸入圧領域との連通を確保する開度特性を有して構成したので、圧縮機の高効率化を図って省動力化のニーズに対応できるとともに、最小吐出容量時において給気通路の連通が確保されるので、圧縮機内部の冷媒循環を確保することが可能となり、クラッチレスタイプの可変容量型圧縮機に対応させることが可能となる。
さらに、吐出圧領域と吸入圧領域又は制御圧室との圧力差が所定値以下となる長時間放置後の起動時においては、差圧弁により制御圧室と吸入圧領域とを連通させることで、速やかにクランク室の圧力を低下させることができ、圧縮機の起動性を向上させることが可能となる。In order to achieve the above object, the variable displacement compressor control device according to the present invention reduces the discharge capacity when the pressure in the control pressure chamber (crank chamber) increases, and discharges when the pressure in the control pressure chamber decreases. An air supply passage that communicates the discharge pressure region and the control pressure chamber; and a bleed passage that communicates the control pressure chamber and the suction pressure region. In which the pressure of the control pressure chamber is adjusted via the supply passage and the extraction passage, for example, the discharge pressure region and other regions, for example, the suction pressure region or the control pressure chamber A differential pressure valve is provided for connecting the front-starting control pressure chamber and the suction pressure region when the pressure difference between the pressure and the suction pressure region becomes equal to or less than a predetermined value.
Therefore, when the discharge capacity is reduced, the difference between the pressure in the discharge pressure region and the pressure in the suction pressure region or the control pressure chamber becomes small. Therefore, the pressure difference between the discharge pressure region and the suction pressure region or the control pressure chamber is predetermined. When the value is less than the value, the differential pressure valve is activated and the control pressure chamber communicates with the suction pressure region, so that the communication state between the control pressure chamber and the suction pressure region is ensured even when the communication of the extraction passage is interrupted. The Rukoto. For this reason, it is possible to ensure refrigerant circulation inside the compressor even at the minimum discharge capacity. In addition, since the difference between the pressure in the discharge pressure area and the pressure in the suction pressure area or the control pressure chamber is small even at the time of start-up, the differential pressure valve opens and the communication state between the control pressure chamber and the suction pressure area is secured. Therefore, the crank chamber pressure can be quickly released to the suction pressure region.
Such a variable displacement compressor has a control valve that adjusts the communication state of the air supply passage that connects the discharge pressure region and the crank chamber, and the bleed passage that connects the crank chamber and the suction pressure region, Even in a so-called inlet / outlet control compressor in which this control valve is controlled by a control signal supplied from the outside to adjust the pressure in the control pressure chamber, a control valve for adjusting the communication state of the air supply passage, Further, the compressor may be a so-called inlet-controlled compressor that has a bleed passage provided with a throttle and controls the control valve by a control signal supplied from the outside to adjust the pressure of the control pressure chamber. Here, such a differential pressure valve may be provided separately from the control valve in the housing of the variable displacement compressor, or may be provided integrally with the control valve.
Further, the control device for the variable displacement compressor according to the present invention is configured so that the discharge capacity decreases when the pressure in the control pressure chamber increases, and the discharge capacity increases when the pressure in the control pressure chamber decreases. Used in a capacity type compressor, an air supply passage communicating the discharge pressure region and the control pressure chamber, a bleed passage communicating the control pressure chamber and the suction pressure region, a communication state of the supply passage and the bleed air And a control valve that adjusts the communication state of the passage, and the control valve is controlled by a control signal supplied from the outside to adjust the pressure of the control pressure chamber. The opening degree that increases the opening degree of the air passage as the discharge capacity decreases, decreases the opening degree of the extraction passage as the discharge capacity decreases, and ensures the communication between the control pressure chamber and the suction pressure area at the minimum discharge capacity It may be configured with characteristics
According to such a configuration, when the discharge capacity of the compressor is reduced, the opening degree of the supply passage is increased and the opening degree of the extraction passage is decreased, so that the control pressure chamber is often kept at a certain pressure. No need for compressed gas. Further, since the communication of the air supply passage is ensured at the minimum discharge capacity, it is possible to ensure the refrigerant circulation inside the compressor.
The variable displacement compressor described above is provided in the cylinder block, a drive shaft provided in the cylinder block, a drive swash plate that rotates together with the drive shaft, and an inclination angle with respect to the drive shaft is variable. A cylinder having an axis parallel to the drive shaft, a piston slidably disposed in the cylinder and reciprocating in the cylinder as the drive swash plate rotates, and a compression chamber defined by the cylinder and the piston A crank chamber constituting a control pressure chamber formed on the side opposite to the compression chamber of the piston, a suction chamber constituting a suction pressure region communicating with the compression chamber in the piston suction stroke, and a compression chamber in the piston compression stroke It is preferable to use a swash plate type variable displacement compressor that has a discharge chamber that forms a discharge pressure region that communicates with the compressor.
As described above, according to the present invention, the variable displacement compressor is configured such that the discharge capacity decreases when the pressure in the control pressure chamber increases, and the discharge capacity increases when the pressure in the control pressure chamber decreases. A supply passage that communicates the discharge pressure region and the control pressure chamber, and a bleed passage that communicates the control pressure chamber and the suction pressure region, and the control pressure is provided via the supply passage and the bleed passage. In the configuration in which the pressure of the chamber is adjusted, a differential pressure valve is provided that communicates the control pressure chamber and the suction pressure region when the pressure difference between the discharge pressure region and the other region becomes a predetermined value or less. Therefore, even when the communication of the bleed passage by the control valve is interrupted at the minimum discharge capacity, it is possible to ensure communication between the control pressure chamber and the suction pressure region, and ensure refrigerant circulation inside the compressor. It becomes possible to do. For this reason, it is possible to increase the efficiency of the compressor to meet the need for power saving, and to cope with a clutchless type variable displacement compressor.
In addition, a control valve that adjusts the communication state of the air supply passage that communicates the discharge pressure region and the control pressure chamber and the communication state of the extraction passage that communicates the control pressure chamber and the suction pressure region is provided to open the air supply passage. The degree of opening is increased as the discharge capacity is decreased, and the opening degree of the extraction passage is decreased as the discharge capacity is decreased, and at the minimum discharge capacity, the control pressure chamber and the suction pressure region are ensured to have communication characteristics. Therefore, it is possible to meet the needs for power saving by improving the efficiency of the compressor, and the communication of the supply air passage is ensured at the minimum discharge capacity, so that it is possible to ensure refrigerant circulation inside the compressor. Thus, it becomes possible to correspond to a clutchless type variable displacement compressor.
Furthermore, at the time of starting after leaving for a long time when the pressure difference between the discharge pressure region and the suction pressure region or the control pressure chamber is equal to or less than a predetermined value, the control pressure chamber and the suction pressure region are communicated by the differential pressure valve, The pressure in the crank chamber can be quickly reduced, and the startability of the compressor can be improved.

第１図は、本願発明の実施形態に係る冷凍サイクルと可変容量型圧縮機の制御装置を示す概略構成図である。
第２図は、本発明の実施形態に係るクラッチレスタイプの可変容量型圧縮機の構成例を示す断面図である。
第３図は、第２図の圧縮機に用いられる差圧弁の構成例を示す断面図である。
第４図は、差圧弁の特性を示す線図である。
第５図は、吐出室とクランク室とを連通する通路の有効通路面積とクランク室と吸入室とを連通する通路の有効通路面積の特性を示す線図である。
第６図は、本発明の他の実施形態に係るクラッチ付きタイプの可変容量型圧縮機の構成例を示す断面図である。
第７図は、第６図の圧縮機に用いられる差圧弁の構成例を示す断面図である。
第８図は、本発明の他の実施形態に係るクラッチレスタイプの可変容量型圧縮機の構成例を示す断面図である。
第９図は、第８図の圧縮機に用いられる差圧弁の構成例を示す断面図である。
第１０図は、吐出室とクランク室とを連通する通路の有効通路面積とクランク室と吸入室とを連通する通路の有効通路面積の特性を示す線図である。
第１１図は、本発明の他の実施形態に係るクラッチ付きタイプの可変容量型圧縮機の構成例を示す断面図である。
第１２図は、圧力制御弁の構成例を示す断面図である。
第１３図は、圧力制御弁の開度特性を示す線図である。
第１４図は、第１３図の開度特性を有する圧力制御弁の構成例を示す図である。
第１５図は、第１３図の開度特性を有する圧力制御弁の他の構成例を示す図である。
第１６図は、抽気通路に固定オリフィスを設けた従来の圧縮機の開度特性を示す線図である。
第１７図は、従来の三方弁式のディーティ制御弁の開度特性を示す線図である。FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a control device for a refrigeration cycle and a variable capacity compressor according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing a configuration example of a clutchless type variable displacement compressor according to an embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a cross-sectional view showing a configuration example of a differential pressure valve used in the compressor of FIG.
FIG. 4 is a diagram showing the characteristics of the differential pressure valve.
FIG. 5 is a diagram showing the characteristics of the effective passage area of the passage communicating the discharge chamber and the crank chamber and the effective passage area of the passage communicating the crank chamber and the suction chamber.
FIG. 6 is a cross-sectional view showing a configuration example of a variable displacement compressor with a clutch according to another embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a sectional view showing a configuration example of a differential pressure valve used in the compressor of FIG.
FIG. 8 is a cross-sectional view showing a configuration example of a clutchless type variable displacement compressor according to another embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a sectional view showing a configuration example of a differential pressure valve used in the compressor of FIG.
FIG. 10 is a diagram showing the characteristics of the effective passage area of the passage communicating the discharge chamber and the crank chamber and the effective passage area of the passage communicating the crank chamber and the suction chamber.
FIG. 11 is a cross-sectional view showing a configuration example of a variable displacement compressor with a clutch according to another embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a sectional view showing a configuration example of the pressure control valve.
FIG. 13 is a diagram showing the opening characteristics of the pressure control valve.
FIG. 14 is a diagram showing a configuration example of a pressure control valve having the opening characteristic of FIG.
FIG. 15 is a diagram showing another configuration example of the pressure control valve having the opening characteristic of FIG.
FIG. 16 is a diagram showing the opening characteristics of a conventional compressor in which a fixed orifice is provided in the extraction passage.
FIG. 17 is a diagram showing the opening characteristics of a conventional three-way valve type duty control valve.

以下、この発明の最良の実施形態を添付図面を参照しながら説明する。
第１図において、車両に搭載される冷凍サイクルの構成例が示され、冷凍サイクル１は、吐出容量を可変するための圧力制御弁２を有する可変容量型圧縮機（以下、圧縮機という）３、冷媒を冷却する放熱器４、冷媒を減圧する膨張装置５、冷媒を蒸発気化する蒸発器６を有して構成されている。この冷凍サイクル１では、圧縮機３の吐出側を放熱器４を介して膨張装置５に接続し、圧縮機３の吐出側から膨張装置５の流入側に至る経路によって高圧ライン７が構成されている。また、膨張装置５の流出側は蒸発器６に接続され、この蒸発器６の流出側は圧縮機３の吸入側に接続されており、膨張装置５の流出側から圧縮機３の吸入側に至る経路によって低圧ライン８が構成されている。
したがって、この冷凍サイクル１においては、圧縮機３で圧縮された冷媒が、高温高圧の冷媒として放熱器４に入り、ここで冷却されて膨張装置５へ送られる。そして、この膨張装置５において減圧されて低温低圧の湿り蒸気となり、蒸発器６においてここを通過する空気と熱交換してガス状となり、しかる後に圧縮機３へ戻される。
９は、低圧ライン８に設けられた圧縮機の吸入圧力Ｐｓを検出する圧力センサであり、この圧力センサ９からの信号は、蒸発器６を通過した空気の温度を検出する吹出空気温度センサ１１等の各種センサ信号や、車室内の目標温度などを設定する操作パネル１２からの信号などと共にコントロールユニット１３に入力される。
このコントロールユニット１３は、前述した各種信号をデータとして入力する入力回路、読出専用メモリ（ＲＯＭ）及びランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）からなるメモリ部、前記メモリ部に格納されたプログラムを呼び出して前記データを加工したり制御データを演算する中央演算処理装置（ＣＰＵ）、圧力制御弁２へ出力する制御信号を出力する制御信号出力回路などから構成されている。
（圧縮機がクラッチレスタイプで出入口制御の場合）
前記圧縮機３は、例えば第２図に示されるようなクラッチレスタイプの斜板型可変容量圧縮機であり、この圧縮機３のハウジング２０は、クランク室２４を画成するフロントヘッド２１と、複数のシリンダ２５が画成されたシリンダブロック２２と、このシリンダブロック２２にバルブプレート１９を介して組みつけられ、吸入室２６及び吐出室２７とを画成するリアヘッド２３とによって構成されている。
前記ハウジング２０内を貫通して配される駆動軸２８は、フロントヘッド２１及びシリンダブロック２２にベアリング２９ａ，２９ｂを介して回転自在に保持されており、この駆動軸２８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、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。また、この駆動軸２８には、駆動軸２８の回転と共に回転し、この駆動軸２８に対して傾斜自在である斜板３０が設けられている。
前記シリンダブロック２２に形成されたシリンダ２５は、前記駆動軸２８の周囲に所定の間隔を空けて複数形成され、前記駆動軸２８の軸に平行な中心軸を有する円筒状に形成されているもので、このシリンダ２５には、ロッドを介して前記斜板３０に保持されたピストン３１が摺動自在に挿入されている。
以上の構成において、駆動軸２８が回転すると斜板３０が所定の傾斜を有して回転するので、斜板３０の縁部は駆動軸２８の軸方向に所定の幅で揺動することとなる。これによって、この斜板３０の縁部に固定されたピストン３１は、駆動軸２８の軸方向に往復動して、シリンダ２５内に画成された圧縮室３２の容積を変化させ、吸入弁３３によって開閉されるバルブプレート１９に形成された吸入口３４を介して吸入室２６から冷媒を吸引し、吐出弁３５によって開閉されるバルブプレート１９に形成された吐出口３６を介して圧縮された冷媒を吐出室２７に吐出するようにしている。
この圧縮機３の吐出容量はピストン３１のストロークによって決定され、このピストンストロークは、ピストン３１の前面にかかる圧力、即ち圧縮室３２の圧力と、ピストンの背面にかかる圧力、即ちクランク室２４内の圧力（クランク室圧Ｐｃ）との差圧によって決定される。具体的には、クランク室２４内の圧力を高くすれば、圧縮室３２とクランク室２４との差圧が小さくなって斜板３０の傾斜角度（揺動角度）が小さくなり、ピストンストロークが小さくなって吐出容量が少なくなる。逆に、クランク室２４の圧力を低くすれば、圧縮室３２とクランク室２４との差圧が大きくなって斜板３０の傾斜角度（揺動角度）が大きくなり、ピストンストロークが大きくなって吐出容量が大きくなる。
そして、クランク室２４の圧力Ｐｃは、吐出室２７からクランク室２４に流入する冷媒量とクランク室２４から吸入室２６へ流出する冷媒量とをリアヘッド２３に設けられた圧力制御弁２によって制御することで可変させるようにしている。ここで用いられる圧力制御弁２は、吐出室２７（吐出圧領域）とクランク室２４（制御圧室）とを連通する給気通路４０の連通状態とクランク室（制御圧室）と吸入室（吸入圧領域）とを連通する抽気通路４１との連通状態とを同時に調節する三方弁式のデューティ制御弁から構成されているもので、外部からのデューティ信号によって決定される給気通路の開放時間と給気通路の開放時間との割合によりそれぞれの通路の単位時間あたりの平均開度が決定される、特開２００１−１２３５８号公報などに開示されたそれ自体公知のものである。この圧力制御弁２は、コントロールユニット１３からの制御信号によって制御され、吸入圧力が目標値となるようにクランク室圧Ｐｃを調整し、吐出容量を制御するようにしている。
また、この圧力制御弁２は、第１７図に示される開弁特性を有しており、吐出容量を小さくする要請があるほど給気通路４０の開度（圧力制御弁２のデューティ制御による給気通路４０を開状態とする割合）を大きくし、抽気通路４１の開度（制御弁のデューティ制御による抽気通路４１を開状態とする割合）を小さくし、最小吐出容量時においては、給気通路４０を全開、抽気通路４１を全閉としている。
以上のような圧縮機３において、リアヘッド２３には、吐出室２７の圧力Ｐｄと吸入室２６の圧力Ｐｓとの差が所定圧以下となった場合にクランク室２４と吸入室２６とを連通させる差圧弁４４が設けられている。
この差圧弁４４は、例えば、第３図に示されるように、収容空間４５に摺接可能に収容されたスリーブ４６と、スリーブ４６の一端側に臨むように形成されて吐出室２７と連通する高圧ポート４７と、他端側に臨むように形成されて吸入室２６と連通する低圧ポート４８と、低圧ポート４８と連通可能に形成されると共にクランク室２４に連通されてスリーブ４６の変位によって開度が調節される制御圧ポート４９と、前記スリーブ４６を高圧ポート側へ付勢するスプリング５０とを有して構成されているもので、吐出室２７の圧力Ｐｄが吸入室２６の圧力Ｐｓよりも十分に大きい場合には、第３図（ａ）に示されるように、スプリング５０の付勢力に抗してスリーブ４６を低圧ポート側へ変位させ、制御圧ポート４９を閉塞して制御圧ポート４９と低圧ポート４８との連通を遮断する。これに対して、吐出室２７の圧力Ｐｄと吸入室２６の圧力Ｐｓとの差がスプリング５０の付勢力Ｐ１よりも小さくなると、第３図（ｂ）に示されるように、スリーブ４６が高圧ポート側へ変位し、制御圧ポート４９と低圧ポート４８とが連通されるようになっている。
したがって、給気通路４０の開度が大きくなってクランク室２４の圧力が高くなり、斜板３０の傾斜角度が変化してピストンストロークが小さくなると、吐出容量が小さくなるので、吐出室２７と吸入室２６との差圧は小さくなるが、この差圧がスプリング５０の付勢力とバランスする圧力Ｐ１よりも小さくなると差圧弁４４が作動してクランク室２４と吸入室２６との間が連通し始め（第３図（ｂ））、第４図に示されるように、クランク室２４と吸入室２６との間を連通する通路面積が増大することとなる。
ここで、最小吐出容量時に差圧弁４４によって開放されるクランク室２４と吸入室２６との間の有効通路開口面積Ｓは、０．４ｍｍ２〜１．５ｍｍ２の範囲で設定され、Ｐ１は、冷媒としてＲ１３４ａを用いた場合に約０．１ＭＰａ、冷媒として二酸化炭素（ＣＯ２）を用いた場合に０．３〜１ＭＰａとなるようスプリング５０のばね定数が設定されている。
したがって、圧力制御弁２と差圧弁４４とを合わせた特性は、第５図に示されるようになり、最小吐出容量時においては、抽気通路４１が圧力制御弁２によって全閉となるが、リアヘッド２３に設けられた差圧弁４４によってクランク室２４と吸入室２６との間の連通が確保されるので、圧縮機内部の冷媒循環を確保することが可能となる。このため、吐出室２７と吸入室２６との差圧がＰ１に至るまでは、吐出容量の減少に伴い抽気通路４１の開度は小さくなるので、圧縮機３の高効率化を図って省動力化のニーズに対応することができ、また、最小吐出容量時においては、圧縮機内部の冷媒循環を確保することが可能となるので、クラッチレスタイプの可変容量型圧縮機に対応させることが可能となる。尚、上述の構成においては、差圧弁４４の構成を、吐出室２７の圧力Ｐｄと吸入室２６の圧力Ｐｓとの差が所定圧以下となった場合にクランク室２４と吸入室２６とを連通させるようにしたが、吐出室２７の圧力Ｐｄとそれ以外の領域である例えばクランク室２４の圧力Ｐｃとの差が所定圧以下となった場合にクランク室２４と吸入室２６とを連通させるようにしても良い。
上述の構成においては、クラッチレスタイプの可変容量型圧縮機３のハウジング２０（リアヘッド２３）に差圧弁４４を設けた構成例を示したが、クラッチ付きタイプの可変容量型圧縮機について吐出圧領域である吐出室とそれ以外の領域との圧力差が所定値以下となった場合にクランク室と低圧室とを連通させる差圧弁を設けるようにしてもよい。
（圧縮機がクラッチ付きタイプで出入口制御の場合）
第６図において、その具体的な構成例が示されており、この例において、可変容量型圧縮機は、走行用エンジンからの動力をクラッチを介して伝達するクラッチ付きタイプのもので、シリンダブロック１２２と、このシリンダブロック１２２のリア側（図中、右側）にバルブプレート１１９を介して組み付けられたリアヘッド１２３と、シリンダブロック１２２のフロント側（図中、左側）を閉塞するように組み付けられたフロントヘッド１２１とを有して構成されている。これらフロントヘッド１２１、シリンダブロック１２２、バルブプレート１１９、及び、リアヘッド１２３は、締結ボルト１１８により軸方向に締結されており、圧縮機全体のハウジング１２０を構成している。
フロントヘッド１２１とシリンダブロック１２２とによって画設されるクランク室１２４には、一端がフロントヘッド１２１から突出する駆動軸１２８が収容されている。この駆動軸１２８のフロントヘッド１２１から突出した部分には、軸方向に取り付けられた中継部材１１７を介してクラッチ板１１６が固定されている。フロントヘッド１２１のボス部１２１ａには回転自在に外嵌された駆動プーリ１１５がクラッチ板１１６に対峙して設けられ、クラッチ板１１６は、駆動プーリ１１５に埋設された励磁コイル１１４への通電により駆動プーリ１１５に吸着され、駆動プーリ１１５に与えられる回転動力を駆動軸１２８に伝達するようにしている。また、この駆動軸１２８の一端側は、フロントヘッド１２１との間に設けられたシール部材１１３を介してフロントヘッド１２１との間が気密よく封じられると共にラジアル軸受１２９ａにて回転自在に支持されており、駆動軸１２８の他端側は、シリンダブロック１２２に収容されたラジアル軸受１２９ｂにて回転自在に支持されている。
シリンダブロック１２２には、前記ラジアル軸受１２９ｂが収容される貫通孔１４０と、この貫通孔１４０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１２５とが形成されており、それぞれのシリンダボア１２５には、片頭ピストン１３１が往復摺動可能に挿入されている。この片頭ピストン１３１は、シリンダボア１２５内に挿入される頭部１３１ａと、クランク室１２４に突出する係合部１３１ｂとを軸方向に接合して中空に形成されている。
前記駆動軸１２８には、クランク室１２４内において、該駆動軸１２８と一体に回転するスラストフランジ１４１が固定されている。このスラストフランジ１４１は、フロントヘッド１２１に対してスラスト軸受１３９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１４１には、リンク部材１４２を介して斜板１３０が連結されている。斜板１３０は、駆動軸１２８上に設けられたヒンジボール１４３を中心に傾動可能に取り付けられているもので、スラストフランジ１４１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１３０は、その周縁部分が前後に設けられた一対のシュー１４５を介して片頭ピストン１３１の係合部１３１ｂに係留されている。
したがって、駆動軸１２８が回転すると、これに伴って斜板１３０が回転し、この斜板１３０の回転運動がシュー１４５を介して片頭ピストン１３１の往復直線運動に変換され、シリンダボア１２５内において片頭ピストン１３１とバルブプレート１１９との間に形成される圧縮室１３２の容積が変更されるようになっている。
バルブプレート１１９には、それぞれのシリンダボア１２５に対応して吸入孔１３４と吐出孔１３６とが形成され、また、リアヘッド１２３には、圧縮室１３２に供給する作動流体を収容する吸入室１２６と、圧縮室１３２から吐出した作動流体を収容する吐出室１２７とが画設されている。吸入室１２６は、リアヘッド１２３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バルブプレート１１９の吸入孔１３４を介して圧縮室１３２に連通可能となっている。また、吐出室１２７は、吸入室１２６の周囲に連続的に形成されており、凝縮器の入口側に通じる吐出口１４６に連通すると共にバルブプレート１１９の吐出孔１３６を介して圧縮室１３２に連通可能となっている。ここで、吸入孔１３４は、バルブプレート１１９のシリンダブロック側端面に設けられた吸入弁１３３によって開閉され、吐出孔１３６は、バルブプレート１１９のリアヘッド側端面に設けられた吐出弁１３５によって開閉されるようになっている。
圧縮機３の吐出容量は、ピストン１３１のストロークによって決定され、このストロークは、ピストン１３１の前面にかかる圧力、即ち圧縮室の圧力（シリンダボア内の圧力）と、ピストン１３１の背面にかかる圧力、即ちクランク室１２４内の圧力（クランク室圧Ｐｃ）との差圧によって決定される。具体的には、クランク室内の圧力を高くすれば、圧縮室１３２とクランク室１２４との差圧が小さくなるので、斜板１３０の傾斜角度（揺動角度）が小さくなり、このため、ピストン１３１のストロークが小さくなって吐出容量が小さくなり、逆に、クランク室１２４の圧力を低くすれば、圧縮室１３２とクランク室１２４との差圧が大きくなるので、斜板１３０の傾斜角度（揺動角度）が大きくなり、このため、ピストン１３１のストロークが大きくなって吐出容量が大きくなる。
この例においては、シリンダブロック１２２、バルブプレート１１９、及びリアヘッド１２３に形成される通路によって吐出室１２７とクランク室１２４とを連通する給気通路４０が形成され、バルブプレート１１９及びリアヘッド１３に形成された通路によってクランク室１２４に連通している貫通孔１４０と吸入室１２６とを連通する抽気通路４１が形成されている。そして、給気通路４０及び抽気通路４１上には、リアヘッド１２３に形成された制御弁装着孔１４７に装着される圧力制御弁２が設けられている。この圧力制御弁２は、給気通路４０と抽気通路４１との開度を調節することで、クランク室１６の圧力（クランク室圧Ｐｃ）を制御するもので、電磁ソレノイドなどのアクチュエータを有し、ソレノイドに供給される電流量を調節して給気通路４０及び抽気通路４１の開度を第１７図の特性が得られるように制御している。
また、この圧縮機３においては、シリンダブロック１２２及びバルブプレート１１９を介してクランク室１２４と吸入室１２６とを連通する連通路１５０が形成され、この連通路１５０の途中に、ここを開閉する差圧弁４４が設けられている。この差圧弁４４は、第７図にも示されるように、連通路１５０の途中に設けられた収容空間１５１に摺動自在に収容されたスリーブ１５２と、収容空間１５１の一端側に接続されて吐出室１２７と連通する高圧ポート１５３と、収容空間１５１の他端側に接続されてクランク室１２４と連通している貫通孔１４０に連通する連通ポート１５４と、スリーブ１５２の側面に臨むように開口されて吸入室１２６に連通する連通路１５０の一部を構成する低圧ポート１５５と、スリーブ１５２の側面に臨むように開口されてクランク室１２４に連通する連通路１５０の一部を構成する制御圧ポート１５６と、スリーブ１５２を高圧ポート側へ付勢するスプリング１５７とを有して構成されている。また、スリーブ１５２の側面には、該スリーブ１５２の変位により低圧ポート１５５と制御圧ポート１５６との連通状態を可変させる環状溝１５８が形成されており、吐出室１２７の圧力Ｐｄがクランク室圧と同視される貫通孔１４０内の圧力よりも十分に大きい場合には、第７図（ａ）に示されるように、スプリング１５７の付勢力に抗してスリーブ１５２を連通ポート側へ変位させ、低圧ポート１５５と制御圧ポート１５６をスリーブ１５２の側面によって閉塞して連通を遮断する。これに対して、吐出室１２７の圧力Ｐｄとクランク室圧と同視される貫通孔内の圧力との差がスプリング１５７の付勢力Ｐ１よりも小さくなると、第７図（ｂ）に示されるように、スリーブ１５２が高圧ポート側へ変位し、低圧ポート１５５と制御圧ポート１５６とが環状溝１５８を介して連通するようになっている。
したがって、給気通路４０の開度が大きくなってクランク室１２４の圧力が高くなり、斜板１３０の傾斜角度と共にピストンストロークが小さくなると、吐出容量が小さくなるので、吐出室１２７とクランク室１２４との差圧が小さくなるが、この差圧がスプリング１５７の付勢力とバランスする圧力Ｐ１よりも小さくなると差圧弁４４が作動してクランク室１２４と吸入室１２６とが連通し始め、第４図に示されるように、クランク室１２４と吸入室１２６との間の通路面積が増大することとなる。
よって、圧力制御弁２と差圧弁４４とを合わせた特性は、第５図に示されるようになり、最小吐出容量時においては、抽気通路４１が圧力制御弁２によって全閉となるが、シリンダブロック１２２に設けられた差圧弁４４を介してクランク室１２４と吸入室１２６との間の連通が確保されるので、ピストンストロークが最小となる圧縮機３の起動時においては、微少ながらブローバイガスが生じるものの、このブローバイガスを低圧側へ効果的に放出させることが可能となり、ピストン１３１に作用する高圧が十分に高まっていない場合でも、斜板１３０の傾動角（揺動角）を増大させるモーメントを発生させ、圧縮機３の起動を確保することが可能となる。また、圧縮機３が長時間停止していると、クランク室１２４に液冷媒が溜まるが、その状態から圧縮機３を起動させるような場合でも、気化された液冷媒を差圧弁を介して速やかに低圧側へ抜くことが可能となり、クランク室圧を速やかに低下させ、確実な起動を確保することが可能となる。
尚、上述の構成例においては、差圧弁４４の構成を、吐出室１２７の圧力Ｐｄとクランク室１２４の圧力Ｐｃを反映する貫通孔１４０の圧力との差が所定圧以下となった場合にクランク室１２４と吸入室１２６とを連通させるようにしたが、吐出室１２７の圧力Ｐｄとそれ以外の領域である例えば吸入室１２６の圧力Ｐｓとの差が所定圧以下となった場合にクランク室１２４と吸入室１２６とを連通させる構成としても良い。
以上までの構成においては、制御弁２により給気通路４０と抽気通路４１との開度を調節する所謂出入口制御を行う圧縮機の例を示したが、給気通路４０は制御弁２によって開度を調節し、抽気通路４１は、固定オリフィス等からなる絞りを設けて構成する所謂入口制御の圧縮機に同様の差圧弁４４を設けるようにしてもよい。
（圧縮機がクラッチレスタイプで入口制御の場合）
第８図に、そのような構成をクラッチレスタイプの可変容量型圧縮機に適用した例が示されており、この圧縮機において、抽気通路４１は、制御弁２によって制御されず、一端が貫通孔１４０に接続し、他端がシール部材１１３とラジアル軸受１２９ａとの間に形成されてスラスト軸受１３９やラジアル軸受１２９ａを介してクランク室１２４と連通する空間１５９に接続している駆動軸１２８に形成されたシャフト孔１６０やシリンダブロック１２２に支持されている駆動軸１２８の周囲に設けられたラジアル軸受１２９ｂなどの隙間と、貫通孔１４０に連通するバルブプレート１１９に形成されたオリフィス孔１６１とよってクランク室１２４と吸入室１２６とを連通する絞りを有する通路とによって構成されている。そして、シリンダブロック１２２、バルブプレート１１９、リアヘッド１２３に亘って形成された吐出室１２７とクランク室１２４とを連通する給気通路４０上に、リアヘッド１２３の制御弁装着孔１４７に取付けられた圧力制御弁２が設けられ、この圧力制御弁２により、給気通路４０の開度を調節してクランク室１２４の圧力（クランク室圧Ｐｃ）を制御している。
そして、この圧縮機においては、抽気通路４１のオリフィス孔１６１に対して並列的に差圧弁４４が設けられている。この差圧弁４４は、例えば、第９図にも示されるように、シリンダブロック１２２に形成されたスプール収容部１６２に摺接可能に収容されたスプール１６３と、スプール収容部１６２に続いて形成されたボール弁収容部１６４に収容されて前記スプール１６３に当接するボール弁１６５と、スプール収容部１６２の先端側に接続されて吐出室１２７と連通する高圧ポート１６６と、ボール弁収容部１６４に開口されてクランク室１２４に通じる貫通孔１４０に接続された制御圧ポート１６７と、ボール弁収容部１６４を覆うバルブプレート１１９に形成されてボール弁収容部１６４と吸入室１２６とを連通すると共にボール弁１６５によって開閉する低圧ポート１６８とを備えており、この低圧ポート１６８を介して低圧室側からボール弁収容部１６４にスプリング１６９が挿入され、ボール弁１６５をスプール１６３との当接方向へ常時付勢している。
その他の構成については、クラッチ機構を有しない点を除いて第６図に示す圧縮機の構成と同様であるので、同一箇所に同一番号を付して説明を省略する。
したがって、吐出室１２７の圧力がクランク室１２４に通じる貫通孔１４０の圧力よりも十分に大きい場合には、スプリング１６９の付勢力に抗してスプール１６３がボール弁１６５を付勢して低圧ポート側に変位し、低圧ポート１６８をボール弁１６５にて閉塞し、制御圧ポート１６７（貫通孔１４０）と低圧ポート１６８（吸入室１２６）との連通を遮断する。これに対して、吐出室１２７の圧力とクランク室１２４に通じる貫通孔１４０の圧力との差がスプリング１６９の付勢力Ｐ１よりも小さくなると、スプール１６３がスプリング１６９のばね力により高圧ポート１６６側へ変位し、制御圧ポート１６７と低圧ポート１６８とが連通されるようになる。
このため、この例においては、抽気通路４１がオリフィス孔１６１によって常時開放されているが、給気通路４０の開度が大きくなってクランク室１２４の圧力が高くなり、斜板１３０の傾斜角度と共にピストンストロークが小さくなると、吐出容量が小さくなるので、吐出室１２７とクランク室１２４との差圧が小さくなり、この差圧がスプリング１６９の付勢力とバランスする圧力Ｐ１よりも小さくなると差圧弁４４が作動してクランク室１２４と吸入室１２６との間が連通し始め、第４図に示されるように、クランク室２４と吸入室２６との間の通路面積が増大することとなる。
よって、圧力制御弁２と差圧弁４４とを合わせた特性は、第１０図に示されるようになり、最小吐出容量時においては、抽気通路４１はオリフィス孔などによって決定される通路面積によって連通されているが、シリンダブロック１２２に設けられた差圧弁４４によってクランク室１２４と吸入室１２６との間の十分な連通が確保されるので、圧縮機内部の冷媒循環を十分に確保することが可能となる。このため、吐出室１２７と吸入室１２６との差圧がＰ１に至るまでは、抽気通路４１の開度をできるだけ小さく設定しておくことで、圧縮機３の高効率化を図って省動力化のニーズに対応することができ、また、最小吐出容量時においては、圧縮機内部の冷媒循環を確保することが可能となるので、クラッチレスタイプの可変容量型圧縮機に対応させることが可能となる。さらに、ピストンストロークが最小となる圧縮機の起動時においては、微少ながらブローバイガスが生じることになるが、このブローバイガスを低圧側へ効果的に放出させることが可能となり、ピストンに作用する高圧が十分に高まっていない場合でも、斜板の傾動角（揺動角）を増大させるだけのモーメントを発生させ、圧縮機の起動を確保することが可能となる。また、圧縮機が長時間停止していると、クランク室に液冷媒が溜まるが、その状態から圧縮機を起動させる場合においても、気化された液冷媒を差圧弁４４を介して速やかに低圧側へ抜くことが可能となるので、クランク室圧を速やかに低下させ、確実な起動を確保することが可能となる。
尚、上述の構成においては、差圧弁４４の構成を、吐出室１２７の圧力Ｐｄと、クランク室圧を反映する貫通孔１４０の圧力との差が所定圧以下となった場合にクランク室２４と吸入室２６とを連通させるようにしたが、吐出室２７の圧力Ｐｄとそれ以外の領域である例えば低圧室の圧力Ｐｓとの差が所定圧以下となった場合にクランク室２４と吸入室２６とを連通させる構成としても良い。
また、上述の構成においては、クラッチレスタイプの可変容量型圧縮機３において、抽気通路に固定絞りを設け、給気通路の開度を制御弁で制御する所謂入口制御の構成例を示したが、クラッチ付きタイプの入口制御を行う可変容量型圧縮機に対して、吐出圧領域である吐出室とそれ以外の領域との圧力差が所定値以下となった場合にクランク室と低圧室との連通させる差圧弁を設けるようにしてもよい。
（圧縮機がクラッチ付きタンプで入口制御の場合）
例えば、第１１図に示されるように、第６図に示されるクラッチ付きの圧縮機に対して、抽気通路４１を、制御弁によって制御せず、一端が貫通孔１４０に接続し、他端がシール部材１１３とラジアル軸受１２９ａとの間に形成されてスラスト軸受１３９やラジアル軸受１２９ａを介してクランク室１２４と連通する空間１５９に接続している駆動軸１２８に形成されたシャフト孔１６０やシリンダブロック１２２に支持されている駆動軸１２８の周囲に設けられたラジアル軸受１２９ｂなどの隙間と、貫通孔１４０に連通するバルブプレート１１９に形成されたオリフィス孔１６１とよってクランク室１２４と吸入室１２６とを連通する絞りを有する通路によって構成する。
そして、シリンダブロック１２２、バルブプレート１１９、リアヘッド１２３に亘って形成された吐出室１２７とクランク室１２４とを連通する図示しない給気通路上に、リアヘッド１２３に形成された制御弁装着孔１４７に装着される圧力制御弁２が設けられ、この圧力制御弁２により、給気通路４０の開度を調節してクランク室１６の圧力（クランク室圧Ｐｃ）を制御するようにしている。そして、抽気通路４１のオリフィスに対して並列的に第７図と同様の差圧弁が設けられている。尚、他の構成は第６図と同様であるので、同一箇所に同一番号を付して説明を省略する。
したがって、給気通路４０の開度が大きくなってクランク室２４の圧力が高くなり、斜板３０の傾斜角度と共にピストンストロークが小さくなると、吐出容量が小さくなるので、吐出室２７とクランク室１２４との差圧が小さくなるが、この差圧がスプリング５０の付勢力とバランスする圧力Ｐ１よりも小さくなると差圧弁４４が作動してクランク室２４と吸入室２６との間が連通し始め、第４図に示されるように、クランク室１２４と吸入室１２６との間を連通する通路面積が増大することとなる。
よって、圧力制御弁２と差圧弁４４とを合わせた特性は、第１０図に示されるようになり、最小吐出容量時においては、抽気通路４１はオリフィス孔などによって決定される通路面積によって連通されているが、シリンダブロック１２２に設けられた差圧弁４４によってクランク室１２４と吸入室１２６との間の十分な連通が確保されるので、ピストンストロークが最小となる圧縮機の起動時において微少ながら生じるブローバイガスを低圧側へ放出させることができ、ピストンに作用する高圧が十分に高まっていない場合でも、斜板の傾動角（揺動角）を増大させるだけのモーメントを発生させ、圧縮機の起動を確保することが可能となる。また、圧縮機が長時間停止していると、クランク室に液冷媒が溜まるが、その状態から圧縮機を起動させる場合においても、気化された液冷媒を差圧弁を介して速やかに低圧側へ抜くことが可能となり、クランク室圧を速やかに低下させ、確実な起動を確保することが可能となる。
尚、上述の構成においては、差圧弁４４の構成を、吐出室１２７の圧力Ｐｄとクランク室１２４の圧力Ｐｃを反映する貫通孔の圧力との差が所定圧以下となった場合にクランク室１２４と吸入室１２６とを連通させるようにしたが、吐出室１２７の圧力Ｐｄとそれ以外の領域である例えば低圧室の圧力Ｐｓとの差が所定圧以下となった場合にクランク室１２４と吸入室１２６とを連通させるような構成としても良い。
以上までの構成においては、クラッチレスタイプ及びクラッチ付きタイプでの出入口制御又は入口制御の圧縮機において、差圧弁４４をハウジング（シリンダヘッド又はシリンダブロック）に設けた例を示したが、圧力制御弁２に一体に設けるようにしてもよい。
第１２図において、差圧弁４４を圧力制御弁２に設けた構成例が示されている。この圧力制御弁２は、駆動部６０、中央ブロック部７０及び弁体部８０から構成されているもので、前記駆動部６０は、中央ブロック部７０の一端にかしめ固定される円筒状のケース６１と、このケース６１内に収納されると共に中央ブロック部７０の一端に固定される円筒状のシリンダ６２と、このシリンダ６２の周囲に巻回される電磁コイル６３と、シリンダ６２の内部に摺動自在に挿入され、前記中央ブロック部７０側で弁体駆動ロッド６８に当接する一端面及びスプリング受孔６５が形成された他端面を有するプランジャ６４と、スプリング受孔６５に挿入されて一端がプランジャ６４に当接するスプリング６６と、このスプリング６６の他端側を保持すると共にシリンダ６２の他端側を密閉するようケース６１の他端側にかしめ固定される蓋体６７とによって構成されている。
中央ブロック部７０は、シリンダ６２を固定する円柱状突起部７１ａ及びケース６１がかしめ固定される外環部７１ｂとを一端側に有する円筒状のブロック７１からなり、弁体駆動ロッド６８が摺動自在に貫通する貫通孔７４と、ブロック７１の中央に形成された低圧室７３と、この低圧室７３から径方向に延出する低圧側連通孔７２とを有する。この低圧側連通孔７２は、リアヘッド２３に形成された図示しない通路を介して圧縮機３の吸入室２６に連通しており、低圧室７３内の圧力は、冷凍サイクル１の低圧ライン８の圧力にほぼ一致させている。
弁体部８０は、略円筒状の外側ケース８１と、この外側ケース８１に装着される内側ケース８２を有し、外側ケース８１の中央ブロック側には、圧力調整室８６が形成されると共にこの圧力調整室８６に弁体９０の開閉部９１が収納され、前記内側ケース８２には、弁体９０の摺動部９３を摺動自在に挿入すると共に弁体９０の小径部９２との間に高圧室８４を画成している。そして、圧力調整室８６は、外側ケース８１に開口するクランク室連通孔８５及びリアヘッド２３に形成された図示しない通路を介してクランク室２４と連通し、高圧室８４は外側ケース８１及び内側ケース８２を貫通して形成された連通孔８３及びリアヘッド２３に形成された図示しない通路を介して吐出室２７と連通している。
また、圧力調整室８６の内径は前記低圧室７３の内径よりも大きく形成され、また内側ケース８２の内径は圧力調整室８６の内径よりも小さく形成されているので、低圧室７３と圧力調整室８６との間には低圧側弁座７６が形成され、高圧室８４と圧力調整室８６との間には高圧側弁座７７が形成されている。そして、圧力調整室８６内に収納された弁体９０の開閉部９１が、低圧側弁座７６若しくは高圧側弁座７７に着座することによってそれぞれの間を連通／遮断するようになっている。
弁体９０の摺動部９３の端部と内側ケース８２との間には、低圧空間８７が形成され、この低圧空間８７は、内側ケース８２を外側ケース８１に固定する蓋部８８に形成された連通孔８９及びリアヘッド２３に形成された図示しない通路を介して吸入室２６と連通している。また、低圧空間８７には、弁体９０を低圧側弁座７６に押し付けるように付勢するスプリング９４が弾装されている。尚、このスプリング９４の付勢力は、スプリング６６の付勢力よりも大きく設定されているので、電磁コイル６３への通電がない場合には、開閉部９１を、低圧側弁座７６に押圧させる状態としている。
そして、吐出室２７に連通する連通孔８３と吸入室２６に連通する低圧側連通孔７２との間には、吐出室２７の圧力Ｐｄと吸入室２６の圧力Ｐｓとの差が所定圧以下となった場合に、圧力調整室８６を低圧側連通孔７２に接続し、クランク室２４と吸入室２６とを連通させる第３図に示す差圧弁４４が設けられている。
したがって、吐出容量を多くする要請がある場合には、圧力制御弁２の電磁コイル６３に通電される時間割合が大きくなり、プランジャ６４が電磁コイル６３に誘引され、スプリング９４の付勢力に抗して、弁体９０が弁体駆動ロッド６８を介して移動し、開閉部９１が低圧側弁座７６から離れて高圧側弁座７７に着座する時間割合が大きくなる。このため、クランク室２４は圧力調整室８６及び低圧室７３を介して吸入室２６と連通する時間が長くなるので、クランク室圧が低下し、ピストンストロークが大きくなって圧縮機３の吐出容量が増大することとなる。
これに対して、吐出容量を少なくする要請がある場合には、圧力制御弁２の電磁コイル６３に通電される時間割合が小さくなり、プランジャ６４が電磁コイルに６３に誘引され、スプリング９４の力に抗して、弁体９０が弁体駆動ロッド６８を介して移動し、開閉部９１が低圧側弁座７６から離れて高圧側弁座７７に着座する時間割合が小さくなる。このため、クランク室２４は圧力調整室８６及び低圧室７３を介して吸入室２６に連通する時間が短くなるので、クランク室圧が増加し、ピストンストロークが小さくなって圧縮機３の吐出容量が減少することとなる。そして、最小吐出容量時においては、圧力制御弁２への通電が遮断されるので、開閉部９１は低圧側弁座７６に着座した状態が保持され、クランク室２４と吸入室２６との間の連通が遮断され、クランク室２４の圧力Ｐｃは吐出室２７の圧力Ｐｄにほぼ等しくなる。
圧縮機３の吐出容量が小さくなると、圧縮機３の吐出室２７と吸入室２６との差圧が小さくなるので、この差圧がＰ１以下になると、差圧弁４４が作動してクランク室２４と吸入室２６との間が連通し始めることとなる。このため、最小吐出容量時においては圧力制御弁２の弁体９０によってクランク室２４と吸入室２６との間は遮断されることとなるが、差圧弁４４を介してクランク室２４と吸入室２６との連通が確保されることとなり、圧縮機内部の冷媒循環を確保することが可能となる。
なお、上述の構成においては、差圧弁４４は吐出室２７と吸入室２６との差圧を利用して作動させるようにしたが、吐出室２７とクランク室２４との差圧を利用して作動させてもよい。また、Ｐｄと、Ｐｓ又はＰｃとの圧力差が所定値以下となった場合に、クランク室２４と吸入室２６とを連通させる構造は第６図の構成に限るものではない。
以上の構成においては、圧力制御弁２自体の開弁特性を変更せずに差圧弁４４を設けることで最小吐出容量時における圧縮機内部の冷媒循環を確保するようにしたが、圧力制御弁自体の開弁特性を第１３図に示すように、給気通路４０の開度を圧縮機３の吐出容量が小さくなるほど大きくし、抽気通路４１の開度を圧縮機３の吐出容量が小さくなるほど小さくすると共に、所定の吐出容量（Ｂ）で開度を一旦零とし、さらに吐出容量が小さくなると開度を大きくし、最小吐出容量時において抽気通路４１の開状態を確保する特性にしてもよい。
第１４図において、このような開度特性を有する圧力制御弁２の構成例が示されている。この圧力制御弁２は、駆動部などを省略した概略構成を示すもので、ケース１００に給気通路の開度を調節する給気側開度調節部１０１と抽気通路の開度を調節する抽気側開度調節部１０２とを一体に形成して構成されている。
給気側開度調節部１０１は、クランク室２４と連通する給気用連通孔１０３と、この給気用連通孔１０３に接続し吐出室２７に連通する給気用弁孔１０４と、給気用弁孔１０４の通路面積を可変させる給気側弁体部１０５とを有して構成され、抽気側開度調節部１０２は、ケース１００に形成された弁体可動空間１０６と、この弁体可動空間１０６に接続しクランク室２４に連通する抽気用連通孔１０７と、弁体可動空間１０６に接続し吸入室２６に連通する抽気用弁孔１０８と、抽気用弁孔１０８を挿通可能に移動して該抽気用弁孔の開度を可変させる抽気側弁体部１０９とを有して構成されている。
給気側弁体部１０５は、給気用弁孔１０４の開口端に当接してこの給気用弁孔１０４を閉塞する位置から開口端から離れて給気用弁孔１０４の開度を最大にする位置にかけて変位するもので、変位量に対して開度がほぼ比例して変化するよう弁体の形状が設定されている。また、抽気側弁体部１０９は、抽気用弁孔１０８を介して弁体可動空間１０６の外部から内部にかけて変位するもので、径の最大部分は抽気用弁孔１０８の径にほぼ等しく形成され、抽気用弁孔１０８から外部又は内部への変位量に対して開度がほぼ比例して変化するよう弁体の形状が設定されている。
これら給気側弁体部１０５と抽気側弁体部１０９とは、ケース１００を挿通し、給気用弁孔１０４及び弁体可動空間１０６とに突出する連結ロッド１１０を介して連結されて一体に形成された弁体１１１を構成しており、給気側弁体部１０５が給気用弁孔１０４を閉塞する位置にある状態においては、抽気側弁体部１０９が弁体可動空間１０６の外側に位置し、給気側弁体部１０５のリフトが最大となる状態においては、抽気側弁体部１０９が弁体可動空間１０６の内部に位置するようになっている。
また、最小吐出容量時での抽気通路４１の圧力制御弁２による有効開口面積Ｓは、０．４ｍｍ２〜１．５ｍｍ２の範囲に設定され、なお且つ、給気通路４０の圧力制御弁２による有効開口面積よりも小さく設定されている。
このような構成において、吐出容量が最大となる場合は、第１３図のＡ位置の状態であり、弁体１１１は、第１４図（ａ）に示されるように、給気側弁体部１０５が給気用弁孔１０４の開口端に当接して吐出室２７とクランク室２４との間の通路面積を零とし、抽気側弁体部１０９が弁体可動空間１０６の外側に位置してクランク室２４と吸入室２６との間の通路面積を最大とする。
吐出容量が小さくなり、第１３図のＢ位置で示す状態となる場合には、弁体１１１は、第１４図（ｂ）に示されるように、給気側弁体部１０５が給気用弁孔１０４の開口端から離れて吐出室２７とクランク室２４との間の通路面積が大きくなり、抽気側弁体部１０９が抽気用弁孔１０８に位置してクランク室２４と吸入室２６との間の通路面積を零にする。さらに吐出容量が小さくなる場合には、第１４図（ｃ）に示されるように、弁体１１１は給気側弁体部１０５が給気用弁孔１０４の開口端からさらに離れるように移動し、抽気側弁体部１０９は弁体可動空間１０６の内部に入り、クランク室２４と吸入室２６との間の通路面積が大きくする。
したがって、上述の構成によれば、吐出容量の減少に伴い抽気通路４１の有効通路面積を徐々に小さくして一旦零とし、その後、徐々に大きくしたので、制御圧室をある圧力に保つために必要以上に圧縮ガスを必要とすることがなくなり、圧縮機３の効率化を促進することが可能となる。また、最小吐出容量時においては、クランク室２４と吸入室２６との連通が保されるので、圧縮機内部の冷媒循環を確保することが可能となる。
尚、上述においては、弁体１１１の形状を調節することで、第７図の特性を得るように構成したが、第９図（ａ）に示されるように、弁体１１１の抽気側弁体部１０９をポペット形状に形成し、抽気用弁孔１０８の通路断面を軸方向で変化させて弁体１１１の変位に伴い抽気側弁体部１０９と抽気用弁孔１０８との間の通路面積を可変させるようにしてもよい。
また、第９図（ｂ）に示されるように、圧力制御弁２の給気用連通孔１０３を吐出室２７に連通させると共に給気用弁孔１０４をクランク室２４に連通させ、抽気用連通孔１０７を吸入室２６に連通させると共に抽気用弁孔１０８をクランク室２４に連通させるようにしてもよい。さらには、第９図（ｃ）に示されるように、給気側開度調節部１０１と抽気側開度調節部１０２の位置関係を逆にした上で、抽気側開度調節部１０２を第８図と同様の構成とし、給気側開度調節部１０１をケース１００に形成された弁体可動空間１１２と、この弁体可動空間１１２に接続しクランク室２４に連通する給気用連通孔１０３と、弁体可動空間１１２に接続し吐出室２７に連通する給気用弁孔１０４と、給気用弁孔１０４を挿通可能に移動して該給気用弁孔１０４の開度を可変させる給気側弁体部１０５とを有して構成するようにしてもよい。
尚、可変容量型圧縮機３の構成は、上述した斜板式に限るものではなく、クランク室２４の圧力が高くなると吐出容量が減少し、低くなると吐出容量が増加するように構成される他形式の圧縮機に対して同様の構成を採用してもよい。DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS The best embodiment of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings.
FIG. 1 shows a configuration example of a refrigeration cycle mounted on a vehicle. A refrigeration cycle 1 includes a variable capacity compressor (hereinafter referred to as a compressor) 3 having a pressure control valve 2 for varying a discharge capacity. And a radiator 4 for cooling the refrigerant, an expansion device 5 for reducing the pressure of the refrigerant, and an evaporator 6 for evaporating and evaporating the refrigerant. In this refrigeration cycle 1, the discharge side of the compressor 3 is connected to the expansion device 5 via the radiator 4, and the high-pressure line 7 is configured by a path from the discharge side of the compressor 3 to the inflow side of the expansion device 5. Yes. The outflow side of the expansion device 5 is connected to the evaporator 6, and the outflow side of the evaporator 6 is connected to the suction side of the compressor 3, so that the outflow side of the expansion device 5 is connected to the suction side of the compressor 3. The low pressure line 8 is constituted by the route to reach.
Therefore, in the refrigeration cycle 1, the refrigerant compressed by the compressor 3 enters the radiator 4 as a high-temperature and high-pressure refrigerant, is cooled here, and is sent to the expansion device 5. Then, the pressure is reduced in the expansion device 5 into low-temperature and low-pressure wet steam, and heat is exchanged with the air passing therethrough in the evaporator 6 to form a gas, which is then returned to the compressor 3.
9 is a pressure sensor for detecting the suction pressure Ps of the compressor provided in the low pressure line 8, and a signal from the pressure sensor 9 is a blown air temperature sensor 11 for detecting the temperature of the air that has passed through the evaporator 6. Are input to the control unit 13 together with signals from the operation panel 12 for setting a target temperature in the passenger compartment.
The control unit 13 inputs the above-mentioned various signals as data, a memory unit composed of a read only memory (ROM) and a random access memory (RAM), and calls a program stored in the memory unit to retrieve the data. A central processing unit (CPU) that processes and calculates control data, a control signal output circuit that outputs a control signal to be output to the pressure control valve 2, and the like are configured.
(When the compressor is a clutchless type and has inlet / outlet control)
The compressor 3 is a clutchless type swash plate type variable capacity compressor as shown in FIG. 2, for example, and a housing 20 of the compressor 3 includes a front head 21 that defines a crank chamber 24, The cylinder block 22 includes a plurality of cylinders 25, and a rear head 23 that is assembled to the cylinder block 22 via a valve plate 19 and defines a suction chamber 26 and a discharge chamber 27.
A drive shaft 28 penetrating through the housing 20 is rotatably held by the front head 21 and the cylinder block 22 via bearings 29a and 29b. The drive shaft 28 is a travel engine (not shown). And a belt and a pulley, and the engine power is transmitted to rotate. The drive shaft 28 is provided with a swash plate 30 that rotates with the rotation of the drive shaft 28 and is tiltable with respect to the drive shaft 28.
A plurality of cylinders 25 formed in the cylinder block 22 are formed around the drive shaft 28 at a predetermined interval, and are formed in a cylindrical shape having a central axis parallel to the axis of the drive shaft 28. In this cylinder 25, a piston 31 held by the swash plate 30 is slidably inserted via a rod.
In the above configuration, when the drive shaft 28 rotates, the swash plate 30 rotates with a predetermined inclination, so that the edge of the swash plate 30 swings with a predetermined width in the axial direction of the drive shaft 28. . As a result, the piston 31 fixed to the edge of the swash plate 30 reciprocates in the axial direction of the drive shaft 28 to change the volume of the compression chamber 32 defined in the cylinder 25, and the suction valve 33. The refrigerant is sucked from the suction chamber 26 through the suction port 34 formed in the valve plate 19 that is opened and closed by the pressure, and is compressed through the discharge port 36 formed in the valve plate 19 that is opened and closed by the discharge valve 35. Is discharged into the discharge chamber 27.
The discharge capacity of the compressor 3 is determined by the stroke of the piston 31, and this piston stroke is determined by the pressure applied to the front surface of the piston 31, that is, the pressure in the compression chamber 32, and the pressure applied to the back surface of the piston, that is, in the crank chamber 24. It is determined by the differential pressure from the pressure (crank chamber pressure Pc). Specifically, if the pressure in the crank chamber 24 is increased, the differential pressure between the compression chamber 32 and the crank chamber 24 is reduced, the inclination angle (swing angle) of the swash plate 30 is reduced, and the piston stroke is reduced. As a result, the discharge capacity is reduced. On the contrary, if the pressure in the crank chamber 24 is lowered, the differential pressure between the compression chamber 32 and the crank chamber 24 is increased, the inclination angle (swing angle) of the swash plate 30 is increased, and the piston stroke is increased. Capacity increases.
The pressure Pc in the crank chamber 24 controls the amount of refrigerant flowing from the discharge chamber 27 into the crank chamber 24 and the amount of refrigerant flowing out from the crank chamber 24 into the suction chamber 26 by the pressure control valve 2 provided in the rear head 23. So that it can be varied. The pressure control valve 2 used here includes a communication state of an air supply passage 40 that connects the discharge chamber 27 (discharge pressure region) and the crank chamber 24 (control pressure chamber), a crank chamber (control pressure chamber), and a suction chamber ( It is composed of a three-way valve type duty control valve that simultaneously adjusts the communication state with the bleed passage 41 communicating with the suction pressure region), and the opening time of the air supply passage determined by a duty signal from the outside The average opening per unit time of each passage is determined by the ratio between the opening time of the air supply passage and the air passage passage, which is known per se as disclosed in JP-A-2001-12358. The pressure control valve 2 is controlled by a control signal from the control unit 13, and adjusts the crank chamber pressure Pc so that the suction pressure becomes a target value to control the discharge capacity.
Further, the pressure control valve 2 has the valve opening characteristic shown in FIG. 17, and the opening of the air supply passage 40 (the supply by duty control of the pressure control valve 2 is increased as the discharge capacity is reduced). The ratio of opening the air passage 40 is increased), the opening degree of the extraction passage 41 (the ratio of opening the extraction passage 41 by the duty control of the control valve) is decreased, and the supply air is supplied at the minimum discharge capacity. The passage 40 is fully opened and the extraction passage 41 is fully closed.
In the compressor 3 as described above, the crank chamber 24 and the suction chamber 26 are communicated with the rear head 23 when the difference between the pressure Pd of the discharge chamber 27 and the pressure Ps of the suction chamber 26 becomes a predetermined pressure or less. A differential pressure valve 44 is provided.
For example, as shown in FIG. 3, the differential pressure valve 44 is formed so as to face the one end side of the sleeve 46 slidably accommodated in the accommodating space 45, and communicates with the discharge chamber 27. A high pressure port 47, a low pressure port 48 formed so as to face the other end side and communicated with the suction chamber 26, a low pressure port 48 formed so as to communicate with the low pressure port 48, and communicated with the crank chamber 24 and opened by displacement of the sleeve 46. A control pressure port 49 whose degree is adjusted and a spring 50 that urges the sleeve 46 toward the high pressure port side are configured, and the pressure Pd of the discharge chamber 27 is higher than the pressure Ps of the suction chamber 26. 3 is sufficiently large, the sleeve 46 is displaced to the low pressure port side against the urging force of the spring 50, and the control pressure port 49 is closed by closing the control pressure port 49, as shown in FIG. To block the communication between the 49 and the low pressure port 48. On the other hand, when the difference between the pressure Pd of the discharge chamber 27 and the pressure Ps of the suction chamber 26 becomes smaller than the urging force P1 of the spring 50, as shown in FIG. The control pressure port 49 and the low pressure port 48 are communicated with each other.
Accordingly, when the opening of the air supply passage 40 is increased and the pressure in the crank chamber 24 is increased and the inclination angle of the swash plate 30 is changed and the piston stroke is reduced, the discharge capacity is reduced. Although the differential pressure with the chamber 26 becomes smaller, when the differential pressure becomes smaller than the pressure P1 that balances the urging force of the spring 50, the differential pressure valve 44 is activated and communication between the crank chamber 24 and the suction chamber 26 begins. As shown in FIG. 4 (FIG. 3B), the area of the passage communicating between the crank chamber 24 and the suction chamber 26 increases.
Here, the effective passage opening area S between the crank chamber 24 and the suction chamber 26 opened by the differential pressure valve 44 at the minimum discharge capacity is 0.4 mm. 2 ~ 1.5mm 2 The spring constant of the spring 50 is set so that P1 is about 0.1 MPa when R134a is used as the refrigerant and 0.3 to 1 MPa when carbon dioxide (CO2) is used as the refrigerant. ing.
Therefore, the combined characteristics of the pressure control valve 2 and the differential pressure valve 44 are as shown in FIG. 5, and the extraction passage 41 is fully closed by the pressure control valve 2 at the minimum discharge capacity. Since the communication between the crank chamber 24 and the suction chamber 26 is ensured by the differential pressure valve 44 provided at 23, it is possible to ensure the refrigerant circulation inside the compressor. For this reason, until the pressure difference between the discharge chamber 27 and the suction chamber 26 reaches P1, the opening degree of the extraction passage 41 decreases as the discharge capacity decreases. It is possible to meet the needs of the engine, and at the minimum discharge capacity, it is possible to secure refrigerant circulation inside the compressor, so it can be adapted to a clutchless type variable capacity compressor It becomes. In the above-described configuration, the configuration of the differential pressure valve 44 is such that the crank chamber 24 and the suction chamber 26 are communicated when the difference between the pressure Pd of the discharge chamber 27 and the pressure Ps of the suction chamber 26 is equal to or lower than a predetermined pressure. However, when the difference between the pressure Pd in the discharge chamber 27 and the pressure Pc in the other region, for example, the crank chamber 24 is equal to or lower than a predetermined pressure, the crank chamber 24 and the suction chamber 26 are communicated with each other. Anyway.
In the above-described configuration, the configuration example in which the differential pressure valve 44 is provided in the housing 20 (rear head 23) of the clutchless type variable displacement compressor 3 is shown. When the pressure difference between the discharge chamber and the other region is equal to or less than a predetermined value, a differential pressure valve that connects the crank chamber and the low pressure chamber may be provided.
(When the compressor is a type with a clutch and controls the entrance and exit)
FIG. 6 shows a specific configuration example. In this example, the variable displacement compressor is of a type with a clutch that transmits power from a traveling engine through a clutch, and is a cylinder block. 122, a rear head 123 assembled to the rear side (right side in the figure) of the cylinder block 122 via a valve plate 119, and a front side (left side in the figure) of the cylinder block 122. And a front head 121. The front head 121, the cylinder block 122, the valve plate 119, and the rear head 123 are fastened in the axial direction by fastening bolts 118, and constitute the housing 120 of the entire compressor.
A crank chamber 124 defined by the front head 121 and the cylinder block 122 accommodates a drive shaft 128 having one end protruding from the front head 121. A clutch plate 116 is fixed to a portion of the drive shaft 128 protruding from the front head 121 via a relay member 117 attached in the axial direction. A drive pulley 115 that is rotatably fitted around the boss portion 121 a of the front head 121 is provided opposite to the clutch plate 116, and the clutch plate 116 is driven by energizing an excitation coil 114 embedded in the drive pulley 115. Rotational power attracted by the pulley 115 and applied to the drive pulley 115 is transmitted to the drive shaft 128. Further, one end side of the drive shaft 128 is hermetically sealed with the front head 121 via a seal member 113 provided between the front shaft 121 and is rotatably supported by a radial bearing 129a. The other end of the drive shaft 128 is rotatably supported by a radial bearing 129b accommodated in the cylinder block 122.
The cylinder block 122 is formed with a through hole 140 in which the radial bearing 129b is accommodated, and a plurality of cylinder bores 125 arranged at equal intervals on a circumference centering on the through hole 140. A single-head piston 131 is inserted into the cylinder bore 125 so as to be able to reciprocate. The one-head piston 131 is formed hollow by joining a head portion 131a inserted into the cylinder bore 125 and an engaging portion 131b protruding into the crank chamber 124 in the axial direction.
A thrust flange 141 that rotates integrally with the drive shaft 128 is fixed to the drive shaft 128 in the crank chamber 124. The thrust flange 141 is rotatably supported with respect to the front head 121 via a thrust bearing 139, and a swash plate 130 is connected to the thrust flange 141 via a link member 142. The swash plate 130 is attached so as to be tiltable about a hinge ball 143 provided on the drive shaft 128, and rotates integrally with the rotation of the thrust flange 141. And the swash plate 130 is moored to the engaging part 131b of the one-headed piston 131 via a pair of shoes 145 provided at the front and rear thereof.
Accordingly, when the drive shaft 128 rotates, the swash plate 130 rotates with the rotation of the drive shaft 128, and the rotational motion of the swash plate 130 is converted into the reciprocating linear motion of the single-headed piston 131 via the shoe 145. The volume of the compression chamber 132 formed between 131 and the valve plate 119 is changed.
The valve plate 119 is formed with a suction hole 134 and a discharge hole 136 corresponding to each cylinder bore 125, and the rear head 123 is provided with a suction chamber 126 for storing a working fluid supplied to the compression chamber 132, and a compression A discharge chamber 127 for storing the working fluid discharged from the chamber 132 is provided. The suction chamber 126 is formed in the central portion of the rear head 123, communicates with a suction port (not shown) that communicates with the outlet side of the evaporator, and communicates with the compression chamber 132 through the suction hole 134 of the valve plate 119. Yes. The discharge chamber 127 is continuously formed around the suction chamber 126 and communicates with the discharge port 146 leading to the inlet side of the condenser and also communicates with the compression chamber 132 via the discharge hole 136 of the valve plate 119. It is possible. Here, the suction hole 134 is opened and closed by a suction valve 133 provided on the cylinder block side end surface of the valve plate 119, and the discharge hole 136 is opened and closed by a discharge valve 135 provided on the rear head side end surface of the valve plate 119. It is like that.
The discharge capacity of the compressor 3 is determined by the stroke of the piston 131, which is the pressure applied to the front surface of the piston 131, that is, the pressure in the compression chamber (pressure in the cylinder bore) and the pressure applied to the back surface of the piston 131, It is determined by the pressure difference from the pressure in the crank chamber 124 (crank chamber pressure Pc). Specifically, if the pressure in the crank chamber is increased, the differential pressure between the compression chamber 132 and the crank chamber 124 is decreased, and the inclination angle (swing angle) of the swash plate 130 is decreased. When the pressure in the crank chamber 124 is decreased, the differential pressure between the compression chamber 132 and the crank chamber 124 increases. The angle) increases, and the stroke of the piston 131 increases and the discharge capacity increases.
In this example, an air supply passage 40 that connects the discharge chamber 127 and the crank chamber 124 is formed by passages formed in the cylinder block 122, the valve plate 119, and the rear head 123, and is formed in the valve plate 119 and the rear head 13. A bleed passage 41 is formed through which the through hole 140 communicating with the crank chamber 124 and the suction chamber 126 communicate with each other. On the air supply passage 40 and the bleed passage 41, the pressure control valve 2 to be mounted in the control valve mounting hole 147 formed in the rear head 123 is provided. The pressure control valve 2 controls the pressure of the crank chamber 16 (crank chamber pressure Pc) by adjusting the opening degree of the supply passage 40 and the extraction passage 41, and has an actuator such as an electromagnetic solenoid. The opening of the supply passage 40 and the extraction passage 41 is controlled by adjusting the amount of current supplied to the solenoid so that the characteristics shown in FIG. 17 are obtained.
Further, in the compressor 3, a communication path 150 that connects the crank chamber 124 and the suction chamber 126 is formed via the cylinder block 122 and the valve plate 119, and a difference in opening and closing the communication path 150 is formed in the middle of the communication path 150. A pressure valve 44 is provided. As shown in FIG. 7, the differential pressure valve 44 is connected to a sleeve 152 slidably received in an accommodation space 151 provided in the middle of the communication passage 150, and one end side of the accommodation space 151. A high-pressure port 153 that communicates with the discharge chamber 127, a communication port 154 that is connected to the other end of the accommodation space 151 and communicates with the through-hole 140 that communicates with the crank chamber 124, and an opening that faces the side surface of the sleeve 152 The low pressure port 155 constituting a part of the communication passage 150 communicating with the suction chamber 126 and the control pressure constituting the part of the communication passage 150 opened so as to face the side surface of the sleeve 152 and communicating with the crank chamber 124. A port 156 and a spring 157 for urging the sleeve 152 toward the high-pressure port are configured. Further, an annular groove 158 is formed on the side surface of the sleeve 152 to change the communication state between the low pressure port 155 and the control pressure port 156 by the displacement of the sleeve 152, and the pressure Pd of the discharge chamber 127 is equal to the crank chamber pressure. When the pressure is sufficiently larger than the pressure in the through-hole 140, the sleeve 152 is displaced toward the communication port against the urging force of the spring 157 as shown in FIG. The port 155 and the control pressure port 156 are closed by the side surface of the sleeve 152 to block communication. On the other hand, when the difference between the pressure Pd in the discharge chamber 127 and the pressure in the through hole that is regarded as the crank chamber pressure is smaller than the biasing force P1 of the spring 157, as shown in FIG. 7 (b). The sleeve 152 is displaced to the high pressure port side, and the low pressure port 155 and the control pressure port 156 communicate with each other via the annular groove 158.
Accordingly, when the opening of the air supply passage 40 is increased and the pressure of the crank chamber 124 is increased, and the piston stroke is decreased along with the inclination angle of the swash plate 130, the discharge capacity is reduced, so that the discharge chamber 127 and the crank chamber 124 However, when this differential pressure becomes smaller than the pressure P1 that balances the urging force of the spring 157, the differential pressure valve 44 operates and the crank chamber 124 and the suction chamber 126 begin to communicate with each other, as shown in FIG. As shown, the area of the passage between the crank chamber 124 and the suction chamber 126 will increase.
Therefore, the combined characteristics of the pressure control valve 2 and the differential pressure valve 44 are as shown in FIG. 5. At the time of the minimum discharge capacity, the extraction passage 41 is fully closed by the pressure control valve 2, but the cylinder Since the communication between the crank chamber 124 and the suction chamber 126 is ensured via the differential pressure valve 44 provided in the block 122, the blow-by gas is slightly detected when starting the compressor 3 where the piston stroke is minimized. Although this occurs, this blow-by gas can be effectively discharged to the low pressure side, and even when the high pressure acting on the piston 131 is not sufficiently increased, the moment that increases the tilt angle (swing angle) of the swash plate 130. It is possible to ensure the startup of the compressor 3. Further, when the compressor 3 is stopped for a long time, the liquid refrigerant is accumulated in the crank chamber 124. Even when the compressor 3 is started from this state, the vaporized liquid refrigerant is promptly passed through the differential pressure valve. Therefore, the crank chamber pressure can be quickly reduced to ensure reliable start-up.
In the above configuration example, the configuration of the differential pressure valve 44 is changed when the difference between the pressure Pd in the discharge chamber 127 and the pressure in the through hole 140 reflecting the pressure Pc in the crank chamber 124 is equal to or lower than a predetermined pressure. The chamber 124 and the suction chamber 126 are made to communicate with each other. However, when the difference between the pressure Pd of the discharge chamber 127 and the pressure Ps of the suction chamber 126, which is another region, becomes a predetermined pressure or less, the crank chamber 124 And the suction chamber 126 may be in communication with each other.
In the above configuration, an example of a compressor that performs so-called inlet / outlet control in which the opening degree of the air supply passage 40 and the extraction passage 41 is adjusted by the control valve 2 has been shown, but the air supply passage 40 is opened by the control valve 2. By adjusting the degree, the bleed passage 41 may be provided with a similar differential pressure valve 44 in a so-called inlet-controlled compressor configured by providing a throttle made of a fixed orifice or the like.
(When the compressor is a clutchless type and has inlet control)
FIG. 8 shows an example in which such a configuration is applied to a clutchless type variable displacement compressor. In this compressor, the bleed passage 41 is not controlled by the control valve 2, and one end penetrates. Connected to the hole 140, the other end is formed between the seal member 113 and the radial bearing 129a, and is connected to the drive shaft 128 connected to the space 159 communicating with the crank chamber 124 via the thrust bearing 139 or the radial bearing 129a. A gap such as a radial bearing 129b provided around the shaft hole 160 and the drive shaft 128 supported by the cylinder block 122, and an orifice hole 161 formed in the valve plate 119 communicating with the through hole 140. A passage having a throttle communicating the crank chamber 124 and the suction chamber 126 is formed. Then, the pressure control attached to the control valve mounting hole 147 of the rear head 123 on the air supply passage 40 communicating with the discharge chamber 127 and the crank chamber 124 formed over the cylinder block 122, the valve plate 119 and the rear head 123. A valve 2 is provided, and the pressure of the crank chamber 124 (crank chamber pressure Pc) is controlled by adjusting the opening of the air supply passage 40 by the pressure control valve 2.
In this compressor, a differential pressure valve 44 is provided in parallel to the orifice hole 161 of the extraction passage 41. For example, as shown in FIG. 9, the differential pressure valve 44 is formed subsequent to the spool 163 slidably received in the spool accommodating portion 162 formed in the cylinder block 122 and the spool accommodating portion 162. A ball valve 165 which is accommodated in the ball valve accommodating portion 164 and contacts the spool 163, a high pressure port 166 which is connected to the distal end side of the spool accommodating portion 162 and communicates with the discharge chamber 127, and an opening in the ball valve accommodating portion 164. The control pressure port 167 connected to the through hole 140 connected to the crank chamber 124 and the valve plate 119 that covers the ball valve accommodating portion 164 are formed to communicate the ball valve accommodating portion 164 and the suction chamber 126 and to operate the ball valve. 165 and a low pressure port 168 that is opened and closed by a 165, and a ball valve from the low pressure chamber side through this low pressure port 168 Is inserted into the volume portion 164 spring 169 has a ball valve 165 normally urged into contact direction between the spool 163.
Since the other configuration is the same as the configuration of the compressor shown in FIG. 6 except that it does not have a clutch mechanism, the same number is assigned to the same portion and the description is omitted.
Therefore, when the pressure in the discharge chamber 127 is sufficiently larger than the pressure in the through hole 140 leading to the crank chamber 124, the spool 163 urges the ball valve 165 against the urging force of the spring 169, and the low pressure port side The low pressure port 168 is closed by the ball valve 165, and the communication between the control pressure port 167 (through hole 140) and the low pressure port 168 (suction chamber 126) is blocked. On the other hand, when the difference between the pressure in the discharge chamber 127 and the pressure in the through hole 140 leading to the crank chamber 124 becomes smaller than the biasing force P1 of the spring 169, the spool 163 is moved toward the high-pressure port 166 by the spring force of the spring 169. As a result, the control pressure port 167 and the low pressure port 168 communicate with each other.
Therefore, in this example, the bleed passage 41 is always opened by the orifice hole 161, but the opening of the supply passage 40 is increased, the pressure in the crank chamber 124 is increased, and the inclination angle of the swash plate 130 is increased. When the piston stroke becomes smaller, the discharge capacity becomes smaller, so the differential pressure between the discharge chamber 127 and the crank chamber 124 becomes smaller. When this differential pressure becomes smaller than the pressure P1 that balances the urging force of the spring 169, the differential pressure valve 44 becomes smaller. As a result, the crank chamber 124 and the suction chamber 126 begin to communicate with each other, and the passage area between the crank chamber 24 and the suction chamber 26 increases as shown in FIG.
Therefore, the combined characteristics of the pressure control valve 2 and the differential pressure valve 44 are as shown in FIG. 10, and the extraction passage 41 is communicated by a passage area determined by an orifice hole or the like at the minimum discharge capacity. However, since the sufficient communication between the crank chamber 124 and the suction chamber 126 is ensured by the differential pressure valve 44 provided in the cylinder block 122, it is possible to sufficiently ensure the refrigerant circulation inside the compressor. Become. Therefore, until the differential pressure between the discharge chamber 127 and the suction chamber 126 reaches P1, the opening degree of the extraction passage 41 is set as small as possible, so that the efficiency of the compressor 3 is increased and power saving is achieved. The refrigerant circulation inside the compressor can be secured at the minimum discharge capacity, so that it can be adapted to a clutchless type variable capacity compressor. Become. In addition, at the time of starting the compressor where the piston stroke is minimized, blowby gas is generated although it is very small. This blowby gas can be effectively discharged to the low pressure side, and the high pressure acting on the piston is reduced. Even if it is not sufficiently increased, it is possible to generate a moment sufficient to increase the tilt angle (swing angle) of the swash plate and to ensure the start-up of the compressor. Further, when the compressor is stopped for a long time, the liquid refrigerant is accumulated in the crank chamber. Even when the compressor is started from this state, the vaporized liquid refrigerant is quickly supplied to the low pressure side via the differential pressure valve 44. Therefore, it is possible to quickly reduce the crank chamber pressure and ensure reliable start-up.
In the above-described configuration, the differential pressure valve 44 is configured such that when the difference between the pressure Pd in the discharge chamber 127 and the pressure in the through hole 140 reflecting the crank chamber pressure is equal to or lower than a predetermined pressure, The suction chamber 26 is communicated with the crank chamber 24 and the suction chamber 26 when the difference between the pressure Pd in the discharge chamber 27 and the pressure Ps in the other region, for example, the low-pressure chamber is equal to or lower than a predetermined pressure. It is good also as a structure which communicates.
Further, in the above-described configuration, in the clutchless type variable displacement compressor 3, a configuration example of so-called inlet control in which a fixed throttle is provided in the extraction passage and the opening degree of the supply passage is controlled by the control valve is shown. When the pressure difference between the discharge chamber, which is the discharge pressure region, and the other region is less than a predetermined value for the variable capacity compressor that performs clutch-type inlet control, the crank chamber and the low pressure chamber A differential pressure valve that communicates may be provided.
(When the compressor is a tamp with a clutch and inlet control)
For example, as shown in FIG. 11, with respect to the compressor with a clutch shown in FIG. 6, the extraction passage 41 is not controlled by a control valve, one end is connected to the through hole 140, and the other end is A shaft hole 160 or cylinder block formed in the drive shaft 128 formed between the seal member 113 and the radial bearing 129a and connected to a space 159 communicating with the crank chamber 124 via the thrust bearing 139 or the radial bearing 129a. The crank chamber 124 and the suction chamber 126 are separated by a clearance such as a radial bearing 129b provided around the drive shaft 128 supported by the valve 122 and an orifice hole 161 formed in the valve plate 119 communicating with the through hole 140. It is comprised by the channel | path which has an aperture_diaphragm | restriction connected.
A control valve mounting hole 147 formed in the rear head 123 is mounted on an air supply passage (not shown) that connects the discharge chamber 127 and the crank chamber 124 formed over the cylinder block 122, the valve plate 119, and the rear head 123. The pressure control valve 2 is provided, and the pressure control valve 2 adjusts the opening of the air supply passage 40 to control the pressure in the crank chamber 16 (crank chamber pressure Pc). A differential pressure valve similar to that in FIG. 7 is provided in parallel with the orifice of the extraction passage 41. In addition, since the other structure is the same as that of FIG. 6, the same number is attached | subjected to the same location and description is abbreviate | omitted.
Therefore, when the opening of the air supply passage 40 is increased and the pressure of the crank chamber 24 is increased, and the piston stroke is reduced with the inclination angle of the swash plate 30, the discharge capacity is reduced. However, when this differential pressure becomes smaller than the pressure P1 that balances the urging force of the spring 50, the differential pressure valve 44 is actuated to start communication between the crank chamber 24 and the suction chamber 26. As shown in the figure, the area of the passage communicating between the crank chamber 124 and the suction chamber 126 increases.
Therefore, the combined characteristics of the pressure control valve 2 and the differential pressure valve 44 are as shown in FIG. 10, and the extraction passage 41 is communicated by a passage area determined by an orifice hole or the like at the minimum discharge capacity. However, since the sufficient communication between the crank chamber 124 and the suction chamber 126 is ensured by the differential pressure valve 44 provided in the cylinder block 122, it is slightly generated at the time of starting the compressor that minimizes the piston stroke. The blow-by gas can be released to the low pressure side, and even when the high pressure acting on the piston is not sufficiently increased, a moment is generated to increase the tilt angle (swing angle) of the swash plate, and the compressor is started. Can be secured. In addition, when the compressor is stopped for a long time, liquid refrigerant accumulates in the crank chamber. Even when the compressor is started from that state, the vaporized liquid refrigerant is quickly transferred to the low pressure side via the differential pressure valve. Thus, the crank chamber pressure can be quickly reduced to ensure reliable start-up.
In the above-described configuration, the differential pressure valve 44 is configured so that the crank chamber 124 is different when the difference between the pressure Pd in the discharge chamber 127 and the pressure in the through hole reflecting the pressure Pc in the crank chamber 124 is equal to or lower than a predetermined pressure. The suction chamber 126 and the suction chamber 126 communicate with each other. However, when the difference between the pressure Pd of the discharge chamber 127 and the pressure Ps in the other region, for example, the low pressure chamber is equal to or lower than a predetermined pressure, the crank chamber 124 and the suction chamber 126 It is good also as a structure which makes 126 communicate.
In the above configuration, the example in which the differential pressure valve 44 is provided in the housing (cylinder head or cylinder block) in the inlet / outlet control or inlet control compressors of the clutchless type and the clutch type has been described. 2 may be provided integrally.
FIG. 12 shows a configuration example in which the differential pressure valve 44 is provided in the pressure control valve 2. The pressure control valve 2 includes a drive unit 60, a central block unit 70, and a valve body unit 80, and the drive unit 60 is a cylindrical case 61 that is caulked and fixed to one end of the central block unit 70. A cylindrical cylinder 62 housed in the case 61 and fixed to one end of the central block 70, an electromagnetic coil 63 wound around the cylinder 62, and slid inside the cylinder 62. A plunger 64 that is freely inserted and has one end surface that contacts the valve element driving rod 68 on the side of the central block 70 and the other end surface in which a spring receiving hole 65 is formed, and one end that is inserted into the spring receiving hole 65 and has a plunger The spring 66 abutting against the spring 64 and the other end of the cylinder 62 are clamped to the other end of the case 61 so as to hold the other end of the spring 66 and seal the other end of the cylinder 62. It is constituted by the lid 67 to be.
The central block portion 70 is composed of a cylindrical block 71 having a cylindrical projection 71a for fixing the cylinder 62 and an outer ring portion 71b for caulking and fixing the case 61 on one end side, and the valve element driving rod 68 slides. It has a through-hole 74 that freely passes through, a low-pressure chamber 73 formed in the center of the block 71, and a low-pressure side communication hole 72 that extends from the low-pressure chamber 73 in the radial direction. The low pressure side communication hole 72 communicates with the suction chamber 26 of the compressor 3 through a passage (not shown) formed in the rear head 23, and the pressure in the low pressure chamber 73 is the pressure of the low pressure line 8 of the refrigeration cycle 1. Almost match.
The valve body 80 includes a substantially cylindrical outer case 81 and an inner case 82 attached to the outer case 81. A pressure adjusting chamber 86 is formed on the central block side of the outer case 81 and the pressure control chamber 86 is formed. An opening / closing portion 91 of the valve body 90 is accommodated in the pressure adjusting chamber 86, and a sliding portion 93 of the valve body 90 is slidably inserted into the inner case 82 and between the small diameter portion 92 of the valve body 90. A high pressure chamber 84 is defined. The pressure adjustment chamber 86 communicates with the crank chamber 24 through a crank chamber communication hole 85 opened in the outer case 81 and a passage (not shown) formed in the rear head 23, and the high pressure chamber 84 communicates with the outer case 81 and the inner case 82. The discharge chamber 27 communicates with a communication hole 83 formed so as to pass through and a passage (not shown) formed in the rear head 23.
Further, since the inner diameter of the pressure adjusting chamber 86 is formed larger than the inner diameter of the low pressure chamber 73 and the inner diameter of the inner case 82 is formed smaller than the inner diameter of the pressure adjusting chamber 86, the low pressure chamber 73 and the pressure adjusting chamber are formed. A low pressure side valve seat 76 is formed between the high pressure chamber 84 and the high pressure chamber 84, and a high pressure side valve seat 77 is formed between the pressure adjustment chamber 86 and the pressure adjustment chamber 86. The opening / closing portion 91 of the valve body 90 housed in the pressure adjusting chamber 86 is seated on the low-pressure side valve seat 76 or the high-pressure side valve seat 77 so as to communicate / block between them.
A low pressure space 87 is formed between the end of the sliding portion 93 of the valve body 90 and the inner case 82, and the low pressure space 87 is formed in a lid portion 88 that fixes the inner case 82 to the outer case 81. The communication hole 89 communicates with the suction chamber 26 through a passage (not shown) formed in the rear head 23. The low pressure space 87 is elastically provided with a spring 94 that urges the valve body 90 to press against the low pressure side valve seat 76. Since the biasing force of the spring 94 is set to be larger than the biasing force of the spring 66, when the electromagnetic coil 63 is not energized, the opening / closing part 91 is pressed against the low pressure side valve seat 76. It is said.
The difference between the pressure Pd in the discharge chamber 27 and the pressure Ps in the suction chamber 26 is less than or equal to a predetermined pressure between the communication hole 83 communicating with the discharge chamber 27 and the low-pressure side communication hole 72 communicating with the suction chamber 26. In such a case, the pressure regulating chamber 86 is connected to the low pressure side communication hole 72, and the differential pressure valve 44 shown in FIG. 3 is provided to connect the crank chamber 24 and the suction chamber 26.
Therefore, when there is a request to increase the discharge capacity, the proportion of time during which the electromagnetic coil 63 of the pressure control valve 2 is energized increases, and the plunger 64 is attracted by the electromagnetic coil 63 and resists the biasing force of the spring 94. Thus, the valve body 90 moves through the valve body drive rod 68, and the time ratio during which the opening / closing portion 91 is separated from the low pressure side valve seat 76 and is seated on the high pressure side valve seat 77 is increased. For this reason, the crank chamber 24 has a longer communication time with the suction chamber 26 via the pressure adjusting chamber 86 and the low pressure chamber 73, so that the crank chamber pressure decreases, the piston stroke increases, and the discharge capacity of the compressor 3 increases. Will increase.
On the other hand, when there is a request to reduce the discharge capacity, the proportion of time during which the electromagnetic coil 63 of the pressure control valve 2 is energized decreases, and the plunger 64 is attracted to the electromagnetic coil 63, and the force of the spring 94 is increased. On the other hand, the valve body 90 moves through the valve body drive rod 68, and the time ratio during which the opening / closing portion 91 is separated from the low pressure side valve seat 76 and is seated on the high pressure side valve seat 77 is reduced. For this reason, the time for which the crank chamber 24 communicates with the suction chamber 26 via the pressure adjustment chamber 86 and the low pressure chamber 73 is shortened, so that the crank chamber pressure increases, the piston stroke decreases, and the discharge capacity of the compressor 3 increases. Will decrease. At the time of the minimum discharge capacity, the power supply to the pressure control valve 2 is cut off, so that the opening / closing portion 91 is kept seated on the low pressure side valve seat 76, and between the crank chamber 24 and the suction chamber 26. The communication is cut off, and the pressure Pc in the crank chamber 24 becomes substantially equal to the pressure Pd in the discharge chamber 27.
When the discharge capacity of the compressor 3 becomes small, the differential pressure between the discharge chamber 27 and the suction chamber 26 of the compressor 3 becomes small. When this differential pressure becomes P1 or less, the differential pressure valve 44 operates and the crank chamber 24 and Communication with the suction chamber 26 starts. For this reason, the crank chamber 24 and the suction chamber 26 are blocked by the valve element 90 of the pressure control valve 2 at the minimum discharge capacity, but the crank chamber 24 and the suction chamber 26 are connected via the differential pressure valve 44. As a result, the refrigerant circulation inside the compressor can be ensured.
In the above-described configuration, the differential pressure valve 44 is operated using the differential pressure between the discharge chamber 27 and the suction chamber 26, but is operated using the differential pressure between the discharge chamber 27 and the crank chamber 24. You may let them. Further, the structure for connecting the crank chamber 24 and the suction chamber 26 when the pressure difference between Pd and Ps or Pc is not more than a predetermined value is not limited to the configuration shown in FIG.
In the above configuration, the differential pressure valve 44 is provided without changing the valve opening characteristic of the pressure control valve 2 itself so as to ensure refrigerant circulation inside the compressor at the minimum discharge capacity, but the pressure control valve itself As shown in FIG. 13, the opening degree of the air supply passage 40 is increased as the discharge capacity of the compressor 3 is decreased, and the opening degree of the extraction passage 41 is decreased as the discharge capacity of the compressor 3 is decreased. In addition, the opening degree may be once set to zero at a predetermined discharge capacity (B), and the opening degree may be increased when the discharge capacity becomes smaller, and the open state of the extraction passage 41 may be secured at the minimum discharge capacity.
FIG. 14 shows a configuration example of the pressure control valve 2 having such an opening characteristic. This pressure control valve 2 shows a schematic configuration in which a drive unit and the like are omitted, and an air supply side opening degree adjustment unit 101 that adjusts the opening degree of the air supply passage in the case 100 and an extraction air that adjusts the opening degree of the extraction passage. The side opening degree adjusting unit 102 is integrally formed.
The air supply side opening degree adjusting unit 101 includes an air supply communication hole 103 communicating with the crank chamber 24, an air supply valve hole 104 connected to the air supply communication hole 103 and connected to the discharge chamber 27, The bleed side opening degree adjusting unit 102 includes a valve body movable space 106 formed in the case 100, and the valve body. The extraction communication hole 107 connected to the movable space 106 and communicating with the crank chamber 24, the extraction valve hole 108 connected to the valve body movable space 106 and communicating with the suction chamber 26, and the extraction valve hole 108 are movably inserted. The bleed side valve body 109 is configured to vary the opening degree of the bleed valve hole.
The air supply side valve body portion 105 abuts the opening end of the air supply valve hole 104 and closes the air supply valve hole 104 away from the opening end to maximize the opening degree of the air supply valve hole 104. The shape of the valve body is set so that the opening degree changes substantially in proportion to the amount of displacement. Further, the bleed-side valve body 109 is displaced from the outside to the inside of the valve body movable space 106 via the bleed valve hole 108, and the maximum diameter portion is formed substantially equal to the diameter of the bleed valve hole 108. The shape of the valve body is set so that the opening degree changes substantially in proportion to the amount of displacement from the bleed valve hole 108 to the outside or the inside.
The supply side valve body portion 105 and the extraction side valve body portion 109 are connected to each other through a connecting rod 110 that passes through the case 100 and protrudes into the supply valve hole 104 and the valve body movable space 106. In the state in which the air supply side valve body portion 105 is in a position to close the air supply valve hole 104, the air extraction side valve body portion 109 is located in the valve body movable space 106. In a state where the lift of the air supply side valve body portion 105 is maximized, the extraction side valve body portion 109 is positioned inside the valve body movable space 106.
Moreover, the effective opening area S by the pressure control valve 2 of the extraction passage 41 at the time of the minimum discharge capacity is 0.4 mm. 2 ~ 1.5mm 2 And is set to be smaller than the effective opening area of the air supply passage 40 by the pressure control valve 2.
In such a configuration, when the discharge capacity is maximized, it is in the state of position A in FIG. 13, and the valve body 111 is, as shown in FIG. 14 (a), the supply side valve body portion 105. Comes into contact with the opening end of the air supply valve hole 104 and the passage area between the discharge chamber 27 and the crank chamber 24 becomes zero, and the bleed side valve body 109 is positioned outside the valve body movable space 106 and cranks. The passage area between the chamber 24 and the suction chamber 26 is maximized.
When the discharge capacity becomes small and the state shown by the position B in FIG. 13 is reached, the valve body 111 is configured such that the air supply side valve body 105 is an air supply valve, as shown in FIG. 14 (b). The passage area between the discharge chamber 27 and the crank chamber 24 is increased away from the opening end of the hole 104, and the extraction side valve body 109 is positioned in the extraction valve hole 108 so that the crank chamber 24 and the suction chamber 26 are separated from each other. The passage area between them is made zero. When the discharge capacity is further reduced, as shown in FIG. 14C, the valve body 111 moves so that the supply side valve body portion 105 is further away from the opening end of the supply valve hole 104. The extraction side valve element 109 enters the valve element movable space 106, and the passage area between the crank chamber 24 and the suction chamber 26 is increased.
Therefore, according to the above-described configuration, the effective passage area of the bleed passage 41 is gradually reduced to zero as the discharge capacity is decreased, and then gradually increased, so that the control pressure chamber is maintained at a certain pressure. The compressed gas is not required more than necessary, and the efficiency of the compressor 3 can be promoted. Further, since the communication between the crank chamber 24 and the suction chamber 26 is maintained at the minimum discharge capacity, it is possible to ensure refrigerant circulation inside the compressor.
In the above description, the characteristic of FIG. 7 is obtained by adjusting the shape of the valve body 111. However, as shown in FIG. The portion 109 is formed in a poppet shape, and the passage cross section between the extraction side valve body 109 and the extraction valve hole 108 is changed with the displacement of the valve body 111 by changing the passage cross section of the extraction valve hole 108 in the axial direction. It may be variable.
Further, as shown in FIG. 9 (b), the air supply communication hole 103 of the pressure control valve 2 is connected to the discharge chamber 27 and the air supply valve hole 104 is connected to the crank chamber 24, so The hole 107 may be communicated with the suction chamber 26 and the extraction valve hole 108 may be communicated with the crank chamber 24. Further, as shown in FIG. 9 (c), after the positional relationship between the supply side opening degree adjustment unit 101 and the extraction side opening degree adjustment unit 102 is reversed, the extraction side opening degree adjustment unit 102 is The valve body movable space 112 formed in the case 100 is connected to the valve body movable space 112 and communicated with the crank chamber 24 by using the same configuration as that in FIG. 103, the supply valve hole 104 connected to the valve body movable space 112 and communicating with the discharge chamber 27, and the supply valve hole 104 are movably inserted so that the opening degree of the supply valve hole 104 is variable. The air supply side valve body portion 105 may be configured to be configured.
The configuration of the variable displacement compressor 3 is not limited to the swash plate type described above, and other types are configured such that the discharge capacity decreases when the pressure in the crank chamber 24 increases and the discharge capacity increases when the crank chamber 24 pressure decreases. A similar configuration may be adopted for this compressor.

本発明は、吐出圧領域と制御圧室とを連通する給気通路、及び、制御圧室と吸入圧領域とを連通する抽気通路を介して制御圧室（クランク室）の圧力を調節し、吐出容量を可変させるように構成された各種可変容量型圧縮機に適している。  The present invention adjusts the pressure of the control pressure chamber (crank chamber) via an air supply passage communicating the discharge pressure region and the control pressure chamber, and an extraction passage communicating the control pressure chamber and the suction pressure region, It is suitable for various variable capacity compressors configured to vary the discharge capacity.

【０００３】
てくるので、その状態から圧縮機を起動させようとしても、液冷媒が全て気化して抽気通路から抜けるまでクランク室圧が下がらず、起動しなくなるという不都合がある。
これに対して、後者の構成においては、第１７図に示されるように、圧縮機の吐出容量が小さくなると給気通路の開度が大きくなり、また、抽気通路の開度が小さくなるので、クランク室圧を所定圧に保つために多くの圧縮ガスが必要とならず、圧縮機効率に優れ、省動力化のニーズに適うものである。しかしながら、最小吐出容量時においては、抽気通路が全閉になるので、圧縮機内部の冷媒循環が実現できなくなり、クラッチレスタイプの可変容量型圧縮機には対応できなくなる不都合があった。また、抽気通路が全閉になる場合には、クランク室圧が必要以上に上昇し、機械損失を増大させる不都合もある。
そこで、この発明においては、上述した各種タイプの可変容量型圧縮機で生じる不都合を解消し、圧縮機の高効率化を図って省動力化のニーズに対応することができ、また、クラッチレスタイプの圧縮機に適用し得る可変容量型圧縮機の制御装置を提供することを課題としている。また、圧縮機の起動性の確保することをも課題としている。
【発明の開示】
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の制御装置は、制御圧室（クランク室）の圧力が高くなると吐出容量が減少し、前記制御圧室の圧力が低くなると吐出容量が増加するように構成された可変容量型圧縮機に用いられ、吐出圧領域と前記制御圧室とを連通する給気通路と、前記制御圧室と吸入圧領域とを連通する抽気通路とを備え、前記給気通路及び抽気通路を介して前記制御圧室の圧力を調節するようにしている構成において、前記吐出圧領域と前記吸入圧領域との圧力差[0003]
Therefore, even if it is attempted to start the compressor from this state, there is a disadvantage that the crank chamber pressure does not decrease until the liquid refrigerant is completely vaporized and escapes from the extraction passage, and thus the compressor does not start.
On the other hand, in the latter configuration, as shown in FIG. 17, when the discharge capacity of the compressor is reduced, the opening degree of the supply passage is increased, and the opening degree of the extraction passage is reduced. In order to maintain the crank chamber pressure at a predetermined pressure, a large amount of compressed gas is not required, and the compressor efficiency is excellent and it meets the needs for power saving. However, since the extraction passage is fully closed at the minimum discharge capacity, refrigerant circulation inside the compressor cannot be realized, and there is a disadvantage that the clutchless type variable capacity compressor cannot be handled. Further, when the bleed passage is fully closed, the crank chamber pressure rises more than necessary, and there is a disadvantage that mechanical loss increases.
Therefore, in the present invention, it is possible to eliminate the disadvantages caused by the various types of variable capacity compressors described above, meet the needs for power saving by increasing the efficiency of the compressor, and the clutchless type. It is an object of the present invention to provide a control device for a variable capacity compressor that can be applied to the compressor of this type. It is also an object to ensure startability of the compressor.
DISCLOSURE OF THE INVENTION
In order to achieve the above object, the variable displacement compressor control device according to the present invention reduces the discharge capacity when the pressure in the control pressure chamber (crank chamber) increases, and discharges when the pressure in the control pressure chamber decreases. An air supply passage that communicates the discharge pressure region and the control pressure chamber; and a bleed passage that communicates the control pressure chamber and the suction pressure region. A pressure difference between the discharge pressure region and the suction pressure region in a configuration in which the pressure of the control pressure chamber is adjusted via the supply passage and the extraction passage.

【０００４】
が所定値以下となった場合に前記制御圧室と前記吸入圧領域とを連通させる差圧弁を設けるようにしたことを特徴としている。
したがって、吐出容量が小さくなり、吐出圧領域の圧力と吸入圧領域の圧力との差は小さくなってくると、差圧弁が作動して制御圧室と吸入圧領域とが連通されることとなり、抽気通路の連通が遮断された場合でも、制御圧室と吸入圧領域との連通状態が確保されることとなる。このため、最小吐出容量時においても圧縮機内部の冷媒循環を確保することが可能となる。また、起動時においても、吐出圧領域の圧力と吸入圧領域の圧力の差は小さくなっているので、差圧弁が開いて制御圧室と吸入圧領域との連通状態が確保されることになり、クランク室圧を吸入圧領域へ速やかに逃すことが可能となる。
このような可変容量型圧縮機は、吐出圧領域とクランク室とを連通する給気通路とクランク室と吸入圧領域とを連通する抽気通路のそれぞれの連通状態を調節する制御弁を有し、この制御弁を外部から供給される制御信号により制御して前記制御圧室の圧力を調節するようにした所謂出入口制御の圧縮機であっても、給気通路の連通状態を調節する制御弁と、絞りが設けられた抽気通路とを有し、制御弁を外部から供給される制御信号により制御して制御圧室の圧力を調節する所謂入口制御の圧縮機であっても良い。ここで、このような差圧弁は、可変容量型圧縮機のハウジングに制御弁とは別に設けられるものであっても、制御弁に一体に設けるものであってもよい。
また、本発明に係る可変容量型圧縮機の制御装置は、制御圧室の圧力が高くなると吐出容量が減少し、前記制御圧室の圧力が低くなると吐出容量が増加するように構成された可変容量型圧縮機に用いられ、吐出圧[0004]
A differential pressure valve is provided to connect the control pressure chamber and the suction pressure region when the pressure becomes equal to or less than a predetermined value.
Therefore, when the discharge capacity is reduced and the difference between the pressure in the discharge pressure region and the pressure in the suction pressure region is reduced, the differential pressure valve is activated to connect the control pressure chamber and the suction pressure region, Even when the communication of the extraction passage is interrupted, the communication state between the control pressure chamber and the suction pressure region is ensured. For this reason, it is possible to ensure refrigerant circulation inside the compressor even at the minimum discharge capacity. In addition, since the difference between the pressure in the discharge pressure region and the pressure in the suction pressure region is small even at the time of startup, the differential pressure valve opens and the communication state between the control pressure chamber and the suction pressure region is ensured. The crank chamber pressure can be quickly released to the suction pressure region.
Such a variable displacement compressor has a control valve that adjusts the communication state of the air supply passage that connects the discharge pressure region and the crank chamber, and the bleed passage that connects the crank chamber and the suction pressure region, Even in a so-called inlet / outlet control compressor in which this control valve is controlled by a control signal supplied from the outside to adjust the pressure in the control pressure chamber, a control valve for adjusting the communication state of the air supply passage, Further, the compressor may be a so-called inlet-controlled compressor that has a bleed passage provided with a throttle and controls the control valve by a control signal supplied from the outside to adjust the pressure of the control pressure chamber. Here, such a differential pressure valve may be provided separately from the control valve in the housing of the variable displacement compressor, or may be provided integrally with the control valve.
Further, the control device for the variable displacement compressor according to the present invention is configured so that the discharge capacity decreases when the pressure in the control pressure chamber increases, and the discharge capacity increases when the pressure in the control pressure chamber decreases. Used for capacity compressors, discharge pressure

【０００６】
気通路と、前記制御圧室と吸入圧領域とを連通する抽気通路とを備え、前記給気通路及び抽気通路を介して前記制御圧室の圧力を調節するようにしている構成において、吐出圧領域と吸入圧力領域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圧領域とを連通させる差圧弁を設けたので、最小吐出容量時において制御弁による抽気通路の連通が遮断された場合においても、制御圧室と吸入圧領域との間の連通を確保することが可能となり、圧縮機内部の冷媒循環を確保することが可能となる。このため、圧縮機の高効率化を図って省動力化のニーズに対応することが可能になるとともに、クラッチレスタイプの可変容量型圧縮機に対応させることが可能となる。
また、吐出圧領域と制御圧室とを連通する給気通路の連通状態と、制御圧室と吸入圧領域とを連通する抽気通路の連通状態とを調節する制御弁を、給気通路の開度を吐出容量の減少につれて増大させ、前記抽気通路の開度を吐出容量の減少につれて減少させると共に最小吐出容量時に制御圧室と吸入圧領域との連通を確保する開度特性を有して構成したので、圧縮機の高効率化を図って省動力化のニーズに対応できるとともに、最小吐出容量時において給気通路の連通が確保されるので、圧縮機内部の冷媒循環を確保することが可能となり、クラッチレスタイプの可変容量型圧縮機に対応させることが可能となる。
さらに、吐出圧領域と吸入圧領域との圧力差が所定値以下となる長時間放置後の起動時においては、差圧弁により制御圧室と吸入圧領域とを連通させることで、速やかにクランク室の圧力を低下させることができ、圧縮機の起動性を向上させることが可能となる。
【図面の簡単な説明】
第１図は、本願発明の実施形態に係る冷凍サイクルと可変容量型圧縮機の制御装置を示す概略構成図である。[0006]
In the configuration comprising an air passage, and a bleed passage that communicates the control pressure chamber and the suction pressure region, the pressure of the control pressure chamber is adjusted via the supply passage and the bleed passage. Since the differential pressure valve is provided to connect the control pressure chamber and the suction pressure area when the pressure difference between the pressure area and the suction pressure area is less than the specified value, the communication of the extraction passage by the control valve is cut off at the minimum discharge capacity. Even in this case, it is possible to ensure communication between the control pressure chamber and the suction pressure region, and it is possible to ensure refrigerant circulation inside the compressor. For this reason, it is possible to increase the efficiency of the compressor to meet the need for power saving, and to cope with a clutchless type variable displacement compressor.
In addition, a control valve that adjusts the communication state of the air supply passage that communicates the discharge pressure region and the control pressure chamber and the communication state of the extraction passage that communicates the control pressure chamber and the suction pressure region is provided to open the air supply passage. The degree of opening is increased as the discharge capacity is decreased, and the opening degree of the extraction passage is decreased as the discharge capacity is decreased, and at the minimum discharge capacity, the control pressure chamber and the suction pressure region are ensured to have communication characteristics. Therefore, it is possible to meet the needs for power saving by improving the efficiency of the compressor, and the communication of the supply air passage is ensured at the minimum discharge capacity, so that it is possible to ensure refrigerant circulation inside the compressor. Thus, it becomes possible to correspond to a clutchless type variable displacement compressor.
Further, at the time of start-up after leaving for a long time when the pressure difference between the discharge pressure region and the suction pressure region becomes a predetermined value or less, the control pressure chamber and the suction pressure region are communicated by the differential pressure valve so that the crank chamber can be quickly It is possible to reduce the pressure of the compressor and improve the startability of the compressor.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a control device for a refrigeration cycle and a variable capacity compressor according to an embodiment of the present invention.

【００１３】
伴い抽気通路４１の開度は小さくなるので、圧縮機３の高効率化を図って省動力化のニーズに対応することができ、また、最小吐出容量時においては、圧縮機内部の冷媒循環を確保することが可能となるので、クラッチレスタイプの可変容量型圧縮機に対応させることが可能となる。
上述の構成においては、クラッチレスタイプの可変容量型圧縮機３のハウジング２０（リアヘッド２３）に差圧弁４４を設けた構成例を示したが、クラッチ付きタイプの可変容量型圧縮機について吐出圧領域である吐出室と吸入圧領域である吸入室との圧力差が所定値以下となった場合にクランク室と吸入室とを連通させる差圧弁を設けるようにしてもよい。
（圧縮機がクラッチ付きタイプで出入口制御の場合）
第６図において、その具体的な構成例が示されており、この例において、可変容量型圧縮機は、走行用エンジンからの動力をクラッチを介して伝達するクラッチ付きタイプのもので、シリンダブロック１２２と、このシリンダブロック１２２のリア側（図中、右側）にバルブプレート１１９を介して組み付けられたリアヘッド１２３と、シリンダブロック１２２のフロント側（図中、左側）を閉塞するように組み付けられたフロントヘッド１２１とを有して構成されている。これらフロントヘッド１２１、シリンダブロック１２２、バルブプレート１１９、及び、リアヘッド１２３は、締結ボルト１１８により軸方向に締結されており、圧縮機全体のハウジング１２０を構成している。[0013]
Accordingly, the opening degree of the extraction passage 41 is reduced, so that the efficiency of the compressor 3 can be increased to meet the needs for power saving, and the refrigerant circulation inside the compressor can be reduced at the minimum discharge capacity. Therefore, it is possible to make it compatible with a clutchless type variable capacity compressor.
In the above-described configuration, the configuration example in which the differential pressure valve 44 is provided in the housing 20 (rear head 23) of the clutchless type variable displacement compressor 3 is shown. When the pressure difference between the discharge chamber and the suction chamber, which is the suction pressure region, is equal to or less than a predetermined value, a differential pressure valve that connects the crank chamber and the suction chamber may be provided.
(When the compressor is a type with a clutch and controls the entrance and exit)
FIG. 6 shows a specific configuration example. In this example, the variable displacement compressor is of a type with a clutch that transmits power from a traveling engine through a clutch, and is a cylinder block. 122, a rear head 123 assembled to the rear side (right side in the figure) of the cylinder block 122 via a valve plate 119, and a front side (left side in the figure) of the cylinder block 122. And a front head 121. The front head 121, the cylinder block 122, the valve plate 119, and the rear head 123 are fastened in the axial direction by fastening bolts 118, and constitute the housing 120 of the entire compressor.

【００２７】
ンク室２４と吸入室２６との間の連通が遮断され、クランク室２４の圧力Ｐｃは吐出室２７の圧力Ｐｄにほぼ等しくなる。
圧縮機３の吐出容量が小さくなると、圧縮機３の吐出室２７と吸入室２６との差圧が小さくなるので、この差圧がＰ１以下になると、差圧弁４４が作動してクランク室２４と吸入室２６との間が連通し始めることとなる。このため、最小吐出容量時においては圧力制御弁２の弁体９０によってクランク室２４と吸入室２６との間は遮断されることとなるが、差圧弁４４を介してクランク室２４と吸入室２６との連通が確保されることとなり、圧縮機内部の冷媒循環を確保することが可能となる。
なお、上述の構成において、ＰｄとＰｓとの圧力差が所定値以下となった場合に、クランク室２４と吸入室２６とを連通させる構造は第３図の構成に限るものではない。
以上の構成においては、圧力制御弁２自体の開弁特性を変更せずに差圧弁４４を設けることで最小吐出容量時における圧縮機内部の冷媒循環を確保するようにしたが、圧力制御弁自体の開弁特性を第１３図に示すように、給気通路４０の開度を圧縮機３の吐出容量が小さくなるほど大きくし、抽気通路４１の開度を圧縮機３の吐出容量が小さくなるほど小さくすると共に、所定の吐出容量（Ｂ）で開度を一旦零とし、さらに吐出容量が小さくなると開度を大きくし、最小吐出容量時において抽気通路４１の開状態を確保する特性にしてもよい。
第１４図において、このような開度特性を有する圧力制御弁２の構成例が示されている。この圧力制御弁２は、駆動部などを省略した概略構成を示すもので、ケース１００に給気通路の開度を調節する給気側開度調節部１０１と抽気通路の開度を調節する抽気側開度調節部１０２とを[0027]
The communication between the suction chamber 24 and the suction chamber 26 is blocked, and the pressure Pc in the crank chamber 24 becomes substantially equal to the pressure Pd in the discharge chamber 27.
When the discharge capacity of the compressor 3 becomes small, the differential pressure between the discharge chamber 27 and the suction chamber 26 of the compressor 3 becomes small. When this differential pressure becomes P1 or less, the differential pressure valve 44 operates and the crank chamber 24 and Communication with the suction chamber 26 starts. For this reason, the crank chamber 24 and the suction chamber 26 are blocked by the valve element 90 of the pressure control valve 2 at the minimum discharge capacity, but the crank chamber 24 and the suction chamber 26 are connected via the differential pressure valve 44. As a result, the refrigerant circulation inside the compressor can be ensured.
In the above-described configuration, when the pressure difference between Pd and Ps is equal to or less than a predetermined value, the structure for connecting the crank chamber 24 and the suction chamber 26 is not limited to the configuration shown in FIG.
In the above configuration, the differential pressure valve 44 is provided without changing the valve opening characteristic of the pressure control valve 2 itself so as to ensure refrigerant circulation inside the compressor at the minimum discharge capacity, but the pressure control valve itself As shown in FIG. 13, the opening degree of the air supply passage 40 is increased as the discharge capacity of the compressor 3 is decreased, and the opening degree of the extraction passage 41 is decreased as the discharge capacity of the compressor 3 is decreased. In addition, the opening degree may be once set to zero at a predetermined discharge capacity (B), and the opening degree may be increased when the discharge capacity becomes smaller, and the open state of the extraction passage 41 may be secured at the minimum discharge capacity.
FIG. 14 shows a configuration example of the pressure control valve 2 having such an opening characteristic. This pressure control valve 2 shows a schematic configuration in which a drive unit and the like are omitted, and an air supply side opening degree adjustment unit 101 that adjusts the opening degree of the air supply passage in the case 100 and an extraction air that adjusts the opening degree of the extraction passage Side opening degree adjusting unit 102

【００３０】
の連通が保されるので、圧縮機内部の冷媒循環を確保することが可能となる。
尚、上述においては、弁体１１１の形状を調節することで、第１３図の特性を得るように構成したが、第１５図（ａ）に示されるように、弁体１１１の抽気側弁体部１０９をポペット形状に形成し、抽気用弁孔１０８の通路断面を軸方向で変化させて弁体１１１の変位に伴い抽気側弁体部１０９と抽気用弁孔１０８との間の通路面積を可変させるようにしてもよい。
また、第１５図（ｂ）に示されるように、圧力制御弁２の給気用連通孔１０３を吐出室２７に連通させると共に給気用弁孔１０４をクランク室２４に連通させ、抽気用連通孔１０７を吸入室２６に連通させると共に抽気用弁孔１０８をクランク室２４に連通させるようにしてもよい。さらには、第１５図（ｃ）に示されるように、給気側開度調節部１０１と抽気側開度調節部１０２の位置関係を逆にした上で、抽気側開度調節部１０２を第８図と同様の構成とし、給気側開度調節部１０１をケース１００に形成された弁体可動空間１１２と、この弁体可動空間１１２に接続しクランク室２４に連通する給気用連通孔１０３と、弁体可動空間１１２に接続し吐出室２７に連通する給気用弁孔１０４と、給気用弁孔１０４を挿通可能に移動して該給気用弁孔１０４の開度を可変させる給気側弁体部１０５とを有して構成するようにしてもよい。
尚、可変容量型圧縮機３の構成は、上述した斜板式に限るものではなく、クランク室２４の圧力が高くなると吐出容量が減少し、低くなると吐出容量が増加するように構成される他形式の圧縮機に対して同様の構成を採用してもよい。
【産業上の利用可能性】
本発明は、吐出圧領域と制御圧室とを連通する給気通路、及び、制御[0030]
Therefore, it is possible to ensure refrigerant circulation inside the compressor.
In the above description, the characteristic of FIG. 13 is obtained by adjusting the shape of the valve body 111. However, as shown in FIG. The portion 109 is formed in a poppet shape, and the passage cross section between the extraction side valve body 109 and the extraction valve hole 108 is changed with the displacement of the valve body 111 by changing the passage cross section of the extraction valve hole 108 in the axial direction. It may be variable.
Further, as shown in FIG. 15 (b), the air supply communication hole 103 of the pressure control valve 2 is connected to the discharge chamber 27 and the air supply valve hole 104 is connected to the crank chamber 24, so that the extraction communication is made. The hole 107 may be communicated with the suction chamber 26 and the extraction valve hole 108 may be communicated with the crank chamber 24. Further, as shown in FIG. 15 (c), after the positional relationship between the supply side opening degree adjustment unit 101 and the extraction side opening degree adjustment unit 102 is reversed, the extraction side opening degree adjustment unit 102 is The valve body movable space 112 formed in the case 100 is connected to the valve body movable space 112 and communicated with the crank chamber 24 by using the same configuration as that in FIG. 103, the supply valve hole 104 connected to the valve body movable space 112 and communicating with the discharge chamber 27, and the supply valve hole 104 are movably inserted so that the opening degree of the supply valve hole 104 is variable. The air supply side valve body portion 105 may be configured to be configured.
The configuration of the variable displacement compressor 3 is not limited to the swash plate type described above, and other types are configured such that the discharge capacity decreases when the pressure in the crank chamber 24 increases and the discharge capacity increases when the crank chamber 24 pressure decreases. A similar configuration may be adopted for this compressor.
[Industrial applicability]
The present invention relates to an air supply passage communicating a discharge pressure region and a control pressure chamber, and a control

Claims (6)

制御圧室の圧力が高くなると吐出容量が減少し、前記制御圧室の圧力が低くなると吐出容量が増加するように構成された可変容量型圧縮機に用いられ、吐出圧領域と制御圧室とを連通する給気通路と、前記制御圧室と吸入圧領域とを連通する抽気通路とを備え、前記給気通路及び抽気通路を介して前記制御圧室の圧力を調節するようにしている可変容量型圧縮機の制御装置において、
前記吐出圧領域とそれ以外の領域との圧力差が所定値以下となった場合に前記制御圧室と前記吸入圧領域とを連通させる差圧弁を設けたことを特徴とする可変容量型圧縮機の制御装置。Used in a variable capacity compressor configured to decrease the discharge capacity when the pressure in the control pressure chamber increases, and increase the discharge capacity when the pressure in the control pressure chamber decreases, the discharge pressure region, the control pressure chamber, A variable supply air passage that communicates with the control pressure chamber and a bleed passage that communicates the control pressure chamber with the suction pressure region, and adjusts the pressure of the control pressure chamber through the supply passage and the bleed passage. In the control device for the capacity compressor,
A variable displacement compressor comprising a differential pressure valve that communicates the control pressure chamber and the suction pressure region when a pressure difference between the discharge pressure region and the other region becomes a predetermined value or less. Control device. 前記可変容量型圧縮機は、前記給気通路の連通状態及び前記抽気通路の連通状態を調節する制御弁とを有し、この制御弁を外部から供給される制御信号により制御して前記制御圧室の圧力を調節するようにしていることを特徴とする請求項１記載の可変容量型圧縮機の制御装置。The variable displacement compressor has a control valve that adjusts the communication state of the air supply passage and the communication state of the extraction passage, and controls the control valve by a control signal supplied from outside to control the control pressure. 2. The control apparatus for a variable displacement compressor according to claim 1, wherein the pressure in the chamber is adjusted. 前記可変容量型圧縮機は、前記給気通路の連通状態を調節する制御弁と、絞りが設けられた前記抽気通路とを有し、前記制御弁を外部から供給される制御信号により制御して前記制御圧室の圧力を調節するようにしていることを特徴とする請求項１記載の可変容量型圧縮機の制御装置。The variable displacement compressor has a control valve for adjusting a communication state of the air supply passage and the extraction passage provided with a throttle, and controls the control valve by a control signal supplied from the outside. 2. The control apparatus for a variable displacement compressor according to claim 1, wherein the pressure in the control pressure chamber is adjusted. 前記差圧弁は、前記可変容量型圧縮機のハウジングに設けられていることを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の可変容量型圧縮機の制御装置。The control device for a variable displacement compressor according to any one of claims 1 to 3, wherein the differential pressure valve is provided in a housing of the variable displacement compressor. 前記差圧弁は、前記制御弁に設けられていることを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の可変容量型圧縮機の制御装置。The control apparatus for a variable displacement compressor according to any one of claims 1 to 3, wherein the differential pressure valve is provided in the control valve. 制御圧室の圧力が高くなると吐出容量が減少し、前記制御圧室の圧力が低くなると吐出容量が増加するように構成された可変容量型圧縮機に用いられ、吐出圧領域と制御圧室とを連通する給気通路と、前記制御圧室と吸入圧領域とを連通する抽気通路と、前記給気通路の連通状態及び前記抽気通路の連通状態を調節する制御弁とを有し、この制御弁を外部から供給される制御信号により制御して前記制御圧室の圧力を調節するようにしている可変容量型圧縮機の制御装置において、
前記制御弁は、前記給気通路の開度を吐出容量の減少につれて増大させ、前記抽気通路の開度を吐出容量の減少につれて減少させると共に最小吐出容量時に前記制御圧室と前記吸入圧領域との連通を確保する開度特性を有していることを特徴とする可変容量型圧縮機の制御装置。Used in a variable capacity compressor configured to decrease the discharge capacity when the pressure in the control pressure chamber increases, and increase the discharge capacity when the pressure in the control pressure chamber decreases, the discharge pressure region, the control pressure chamber, A supply passage that communicates with the control pressure chamber, a bleed passage that communicates the control pressure chamber and the suction pressure region, and a control valve that adjusts the communication state of the supply passage and the communication state of the bleed passage. In the control device for the variable displacement compressor, the valve is controlled by a control signal supplied from the outside to adjust the pressure of the control pressure chamber.
The control valve increases the opening of the supply passage as the discharge capacity decreases, decreases the opening of the extraction passage as the discharge capacity decreases, and at the minimum discharge capacity, the control pressure chamber and the suction pressure region A control apparatus for a variable capacity compressor, characterized by having an opening characteristic to ensure communication.
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