JP2004116349A

JP2004116349A - Capacity control valve for variable capacity compressor

Info

Publication number: JP2004116349A
Application number: JP2002278764A
Authority: JP
Inventors: Hisatoshi Hirota; 広田　久寿
Original assignee: TGK Co Ltd
Current assignee: TGK Co Ltd
Priority date: 2002-09-25
Filing date: 2002-09-25
Publication date: 2004-04-15
Anticipated expiration: 2022-09-25
Also published as: JP4130566B2; EP1403516A2; EP1403516A3; US20040057840A1

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a capacity control valve for a variable capacity compressor of a flow control type without necessity of a large solenoid force. SOLUTION: A first control valve 30A disposed at a discharge side refrigerant channel of the compressor, and having a function of a variable orifice which can freely set a channel sectional area in response to the solenoid force of a solenoid 30C; and a second control valve 30B for controlling a flow rate of a refrigerant of a discharge pressure PdH to be introduced to a crank chamber of a pressure Pc, so that a differential pressure between a discharge pressure PdH of an upstream side of the valve 30A and a discharge pressure PdL of a downstream side becomes a predetermined value; are integrally constituted. Thus, a small-sized low cost capacity control valve for the variable capacity compressor can be realized. Since the solenoid 30C controls the valve 30A so as to generate a small differential pressure, the solenoid 30C may have a small solenoid force, and can be thus reduced in size. COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、可変容量圧縮機用容量制御弁に関し、特に可変容量圧縮機から吐出される冷媒の流量を一定に制御する可変容量圧縮機用容量制御弁に関する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用空調装置の冷凍サイクル中で冷媒を圧縮するために用いられる圧縮機は、エンジンを駆動源としているので、回転数制御を行うことができない。そこで、エンジンの回転数に制約されることなく適切な冷房能力を得るために、冷媒の容量（吐出量）を変えることができる可変容量圧縮機が用いられている。
【０００３】
このような可変容量圧縮機においては、エンジンによって回転駆動される軸に取り付けられた揺動板（斜板）にピストンが連結され、クランク室内で揺動板の傾斜角度を変えながら回転させることによってピストンのストロークを変更して、圧縮機の容量、すなわち冷媒の吐出量を変えるようにしている。
【０００４】
揺動板の傾斜角度を変更するには、密閉されたクランク室内に圧縮された冷媒の一部を導入し、クランク室内の圧力を変化させることによって、揺動板に連結されたピストンの両面に加わる圧力の釣合いを変化させて、揺動板の傾斜角度を連続的に変えている。
【０００５】
クランク室内の圧力の変化は、冷媒の吐出口とクランク室との間、またはクランク室と吸入口との間に設けられた容量制御弁により行っている。この容量制御弁は、その前後差圧を所定の圧力値に保つように連通または閉塞させるように制御するものであって、具体的には外部から容量制御弁の制御電流値を変化させることによって、差圧を所定の圧力値に設定することができるようになっている。これにより、エンジンの回転数が上昇したときには、クランク室に導入される圧力が増加して圧縮できる冷媒の容量を小さくし、回転数が低下したときには、クランク室に導入される圧力が減少して圧縮できる冷媒の容量を大きくして、可変容量圧縮機から吐出される冷媒の容量が一定に保たれるようにしている。
【０００６】
このような可変容量圧縮機の容量を制御する方法の１つとして、特許文献１に示すように、可変容量圧縮機から吐出される冷媒の流量が一定になるように制御する容量制御弁が知られている。
【０００７】
この特許文献１によれば、吸入室へ吸入される冷媒の流量を、２つの圧力監視点間の差圧をセンサで検出することによって間接的に把握し、この吸入流量が一定になるように容量制御弁が吐出室からクランク室に導入する冷媒流量を制御し、これによって、圧縮機から吐出される冷媒の流量が一定になるように制御されている。
【０００８】
【特許文献１】
特開２００１−１０７８５４号公報（段落番号〔００３５〕〜〔００３６〕，図３）
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、特許文献１に記載のような流量制御式の容量制御弁では、差圧を検出して容量制御弁を制御するためのセンサおよび制御装置を必要とし、可変容量圧縮機のコストアップに繋がるという問題点があった。
【００１０】
また、自動車用空調装置の冷凍サイクルに使用されている冷媒としては、代替フロンＨＦＣ−１３４ａが一般的に用いられるが、近年、冷媒の臨界温度を越えた超臨界域で冷凍作用を行わせる、たとえば二酸化炭素を冷媒とする冷凍サイクルが開発されている。しかしながら、圧縮機の吐出圧力に応じてクランク室へ導入する圧力を制御する容量制御弁において、二酸化炭素を冷媒とするような冷凍サイクルでは、冷媒を超臨界域まで昇圧させるため、冷媒の吐出口とクランク室との間の差圧が非常に高くなり、差圧を制御するためのソレノイド力も大きくなって、大型のソレノイドが必要になり、その結果、容量制御弁の大型化を招き、コストアップに繋がるという問題点があった。
【００１１】
本発明はこのような点に鑑みてなされたものであり、センサなどを必要とせずにコンパクトに構成でき、また、一般的なＨＦＣ−１３４ａを冷媒とする冷凍サイクルはもちろん、超臨界で作動するような高圧の冷媒を用いた冷凍サイクルにおいても大きなソレノイド力を必要としない流量制御式の可変容量圧縮機に用いられる可変容量圧縮機用容量制御弁を提供することを目的とする。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
本発明では上記問題を解決するために、可変容量圧縮機から吐出される冷媒の流量を一定に制御する可変容量圧縮機用容量制御弁において、前記可変容量圧縮機の吸入室または吐出室へ通じる冷媒流路の流路面積を設定する第１の制御弁と、前記第１の制御弁の前後に発生する差圧を感知して前記差圧が所定値になるように前記可変容量圧縮機のクランク室に導入する冷媒流量またはクランク室から導出される冷媒流量を制御する第２の制御弁と、前記第１の制御弁による前記流路面積を外部条件の変化に応じて設定するソレノイド部と、を一体に備えていることを特徴とする可変容量圧縮機用容量制御弁が提供される。
【００１３】
このような可変容量圧縮機用容量制御弁によれば、第１の制御弁がソレノイド部により外部条件の変化に応じて冷媒流路の流路面積が設定される可変オリフィスを構成し、第２の制御弁がその可変オリフィスの前後の差圧を感知してクランク室の圧力をその差圧が所定値になるように制御する。ある流路面積のオリフィスの前後の差圧が所定値に保持されることにより、可変容量圧縮機における冷媒の吸入または吐出流量が一定に制御されることになる。また、第１の制御弁および第２の制御弁が一体に構成されていることにより、流量制御式の容量制御弁としては、差圧を検知するためのセンサが不要であり、低コストの可変容量圧縮機を作成することが可能になる。さらに、小さな差圧を作るための冷媒流路の流路面積の設定は、小型のソレノイドで行うことができ、したがって超臨界で作動するような高圧の冷媒を用いた冷凍サイクルにおいても大きなソレノイド力を必要としないことから、小型の可変容量圧縮機用容量制御弁を構成することが可能になる。
【００１４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を、吐出される冷媒の流量が一定になるように制御する流量制御式の可変容量圧縮機に適用される容量制御弁を例に図面を参照して詳細に説明する。
【００１５】
図１は、可変容量圧縮機の構成を示す断面図である。
最初に、図１に示す可変容量圧縮機１の全体構造について説明する。
可変容量圧縮機１は、図示しない車両エンジンにより駆動される回転駆動部１００、気密に形成されたクランク室を含む冷媒圧縮部２００、および吐出容量を制御する容量制御部３００から構成されている。また、可変容量圧縮機１の出口ポート１ａには、高圧冷媒管路２を介して凝縮器（またはガスクーラ）３が接続され、この凝縮器３から膨脹弁４、蒸発器５、および低圧冷媒管路６を経由して入口ポート１ｂまで配管されることによって、閉回路の冷凍サイクルが構成されている。
【００１６】
回転駆動部１００は、フロントハウジング１１から突出する回転軸１２に対して、被動プーリ１３からブラケット１４を介してエンジン回転力が伝達されるように構成されている。冷媒圧縮部２００のクランク室１５は、フロントハウジング１１とシリンダブロック１６とにより囲まれた空間により形成されている。回転軸１２は、クランク室１５内を通るようにフロントハウジング１１とシリンダブロック１６との間に回転可能に架設支持されている。
【００１７】
被動プーリ１３は、フロントハウジング１１にアンギュラベアリング１７を介して回転可能に支持されている。被動プーリ１３の外周部に図示しないベルトが巻き掛けられ、この被動プーリ１３と一体に回転するブラケット１４が、回転軸１２のフロントハウジング１１からの突出端部で連結されることによって、車両エンジンとの間で電磁クラッチ等のクラッチ機構を介することなく直結されている。
【００１８】
リップシール１８は、回転軸１２の前端側とフロントハウジング１１との間に介在され、クランク室１５を冷媒圧縮部２００の外部よりシールしている。回転支持体１９は、クランク室１５内において回転軸１２に止着されている。斜板２０は、回転軸１２に対して傾動可能に支持されている。支持アーム２１は回転支持体１９に突設されており、斜板２０に設けられたガイドピン２２の先端球状部と係合されている。そして、斜板２０は、支持アーム２１とガイドピン２２との連係により、回転軸１２と一体的に回転可能な構成となっている。
【００１９】
回転支持体１９と斜板２０との間には、斜板２０を傾角の減少方向に付勢する傾角減少ばね２３が介在されている。斜板２０は、回転支持体１９側へ突起して斜板２０の最大傾角を規制する傾角規制突部２０ａが形成されている。
【００２０】
回転軸１２は、その後端部がシリンダブロック１６の中心軸位置に形成されたラジアルベアリング２４によって回転可能に支持されている。
シリンダブロック１６内には、複数のシリンダボア１６ａが貫設形成され、複数の片頭ピストン（以下、単にピストンとする）２５が、それぞれのシリンダボア１６ａ内に収容されている。斜板２０はシュー２６を介してピストン２５の頭部に係合されており、斜板２０の回転運動をピストン２５の前後往復運動に変換している。なお、回転支持体１９とフロントハウジング１１との間には、スラストベアリング２８が介在され、このスラストベアリング２８は、冷媒圧縮時にピストン２５および斜板２０を介して回転支持体１９に作用する圧縮反力を受け止めている。
【００２１】
容量制御部３００は、冷媒圧縮部２００を区画するバルブプレート２７を挟んで配置されたリアハウジング３１と、その所定位置に挿入され、固定された後述する可変容量圧縮機用容量制御弁３０とから構成されている。リアハウジング３１内には、バルブプレート２７に隣接して、吸入圧力Ｐｓの領域を構成する吸入室３２、冷媒圧縮部２００で圧縮された冷媒の吐出圧力ＰｄＨの領域を構成する吐出室３３、およびクランク室と連通してクランク室の圧力Ｐｃの領域を構成する連通路３４が区画形成されている。また、リアハウジング３１には、可変容量圧縮機１の出口ポート１ａ、入口ポート１ｂ、および可変容量圧縮機用容量制御弁３０を収容する収容孔３５が設けられている。さらに、リアハウジング３１内に形成された第１連通孔３６によって入口ポート１ｂが吸入室３２と連通され、第２連通孔３７によって収容孔３５がクランク室１５への連通路３４と連通され、第３連通孔３８によって収容孔３５が吐出室３３と連通され、第４連通孔３９によって収容孔３５が可変容量圧縮機１の出口ポート１ａと連通されている。
【００２２】
なお、バルブプレート２７には、吸入室３２に連通する各ポートのシリンダボア１６ａ側にそれぞれ吸入用リリーフ弁３２ｖが設けられ、シリンダボア１６ａに連通する各ポートの吐出室３３側にそれぞれ吐出用リリーフ弁３３ｖが設けられている。また、各シリンダボア１６ａに対応して設けられた各吸入室３２はリアハウジング３１内において互いに連通して第１連通孔３６に繋がっており、各吐出室３３もリアハウジング３１内において互いに連通して第３連通孔３８に繋がっている。これにより、ピストン２５の復動動作にしたがって、吸入室３２内の冷媒ガスは、吸入用リリーフ弁３２ｖを介してシリンダボア１６ａ内に吸入され、シリンダボア１６ａ内の冷媒ガスは、吐出用リリーフ弁３３ｖを介して吐出室３３に吐出される。
【００２３】
なお、図１には示していないが、クランク室１５と吸入室３２との間には、クランク室１５に導入された冷媒を吸入室３２に逃がすための固定オリフィスが備えられている。
【００２４】
次に、可変容量圧縮機用容量制御弁の具体的な構成例について説明する。
（第１の実施の形態）
図２は、第１の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の詳細を示す断面図である。
【００２５】
可変容量圧縮機用容量制御弁３０は、第１の制御弁３０Ａ、第２の制御弁３０Ｂ、およびソレノイド部３０Ｃから構成されている。
第１の制御弁３０Ａは、ボディ４０に形成されたポート４１と、ポート４２とを有している。ポート４１には、図１に示すリアハウジング３１の第３連通孔３８を介して、吐出室３３からの吐出圧力ＰｄＨが導入される。また、ポート４２からは、第１の制御弁３０Ａにて減圧された吐出圧力ＰｄＬが、第４連通孔３９を介して高圧冷媒管路２へ導出される。これらのポート４１とポート４２との間には、これらを連通するよう弁孔４５が形成され、その上流側周縁部が第１の弁座４５ａをなしている。第１の弁座４５ａの上流側には、第１の弁体であるボール形状の弁体（ボール弁体）４６が第１の弁座４５ａに対向して配置されている。ポート４１に連通する空間には、ボール弁体４６を閉じる方向に付勢するコイルスプリング４８が配置されている。コイルスプリング４８の荷重は、ボディ４０に螺着されたアジャストねじ４７によって調整される。
【００２６】
また、ボール弁体４６の下流側からは、ソレノイド部３０Ｃの軸線方向から延びるシャフト４９の一端が、第１の弁座４５ａの弁孔を介して当接している。このシャフト４９は、ボディ４０に形成された軸受部５０ａによって支持されている。この軸受部５０ａには連通孔５０ｂが設けられて、ソレノイド部３０Ｃ内を吐出圧力ＰｄＬと同圧になるようにしている。
【００２７】
ソレノイド部３０Ｃには円筒状の中空部を有する電磁コイル５１が設けられ、その円筒状の中空部にはスリーブ５２が設けられている。このスリーブ５２の第１の制御弁３０Ａ側には、固定鉄芯をなすコア５３が圧入固定されている。また、スリーブ５２の中には、可動鉄芯をなすプランジャ５４が、コイルスプリング５５によって図の下方に付勢された状態で軸線方向にスリーブ５２内を摺動自在に配置されている。プランジャ５４は、コア５３の軸線位置を貫通するように配置されたシャフト４９の図の下端部に固定されている。これにより、電磁コイル５１が非通電状態のとき、コイルスプリング５５の付勢力によってプランジャ５４はコア５３から離れる方向に移動し、プランジャ５４に固定されたシャフト４９はボール弁体４６から離れ、ボール弁体４６はコイルスプリング４８によって第１の弁座４５ａに着座され、第１の制御弁３０Ａは全閉状態になる。電磁コイル５１が通電状態になると、プランジャ５４がコア５３に吸引され、シャフト４９を介してボール弁体４６を弁開方向に押圧する。ボール弁体４６の移動量、すなわち弁開度は、電磁コイル５１に供給される電流値に比例するため、この第１の制御弁３０Ａを通る冷媒の流路断面積は、電磁コイル５１に供給される制御電流の値によって決められる。したがって、この第１の制御弁３０Ａは、吐出された冷媒が通過する流路の流路断面積を制御電流によって自由に変化させることができる可変オリフィスとして機能する。
【００２８】
このソレノイド部３０Ｃは、第１の制御弁３０Ａを通過する冷媒の吐出流量Ｑｄによって小さな差圧を生じさせるよう制御するためのものであって、高圧を直接制御するものではないため、ソレノイド力が小さくて済むとともに、この部分の構成を小型化することができる。
【００２９】
第２の制御弁３０Ｂは、第１の制御弁３０Ａと直列に配置されていて、ボディ４０に螺着されたボディ４０ａを有している。このボディ４０ａは、クランク室へ制御された圧力Ｐｃを導入するように形成されたポート４３と、第１の制御弁３０Ａによって減圧された吐出圧力ＰｄＬを導入するように形成されたポート４４とを有し、下端部にはアジャストねじ４７の連通孔４７ａを介して吐出室３３の吐出圧力ＰｄＨを受けるようポート４１に連通された開口部を有している。この開口部とポート４３との間には、第２の弁座５６がボディ４０ａと一体に形成されている。この第２の弁座５６に対して、ポート４３側から第２の弁体５７が配置されている。この第２の弁体５７は、円筒形のピストン５８と一体に構成されたテーパ状の弁体であって、ピストン５８は、ボディ４０ａの軸線位置に形成されたシリンダ部に軸線方向に進退自在に配置されている。ピストン５８の図の上部には、第２の弁体５７を閉じる方向へ付勢するコイルスプリング６０が配置されており、このコイルスプリング６０の荷重は、ボディ４０ａに螺着されたアジャストねじ５９の螺入量により調整される。アジャストねじ５９は、その中心部に貫通孔５９ａが形成され、この貫通孔５９ａを介してポート４４からピストン５８の上部の空間に減圧された吐出圧力ＰｄＬが導入されるようになっている。第２の弁体５７およびピストン５８は、その軸線方向両端面にそれぞれポート４１からの吐出圧力ＰｄＨとポート４４からの吐出圧力ＰｄＬとを受けており、それらの差圧ΔＰによって第２の弁体５７の開度が決まる。詳しくは、この第２の制御弁３０Ｂは、第１の制御弁３０Ａによって決められた流路断面積を冷媒が通過することによって発生する前後差圧ΔＰが一定になるようにクランク室１５へ導入する冷媒の流量を制御する定差圧弁として機能する。
【００３０】
この可変容量圧縮機用容量制御弁３０の外側には、ポート４４とポート４３との間をシールするＯリング２９ａ、ポート４３とポート４１との間をシールするＯリング２９ｂ、ポート４１とポート４２との間をシールするＯリング２９ｃ、ポート４２とソレノイド部３０Ｃとの間をシールするＯリング２９ｄ、ソレノイド部３０Ｃと大気との間をシールするＯリング２９ｅとが周設されている。
【００３１】
以上のように構成された可変容量圧縮機１において、エンジンから駆動力が伝達されて回転軸１２が回転すると、その回転軸１２に設けられた斜板２０が回転しながら揺動運動する。すると、斜板２０の外周部に連結されたピストン２５が往復運動し、これによって吸入室３２の冷媒がシリンダブロック１６に吸入されて圧縮され、圧縮された冷媒が吐出室３３へ吐出される。
【００３２】
このとき、ソレノイド部３０Ｃが非通電状態にあるときには、第１の制御弁３０Ａは、全閉状態にあり、したがって、吐出室３３へ吐出された冷媒は、第２の制御弁３０Ｂを介してすべてクランク室１５へ導入されるので、可変容量圧縮機１は最少容量の運転状態になる。
【００３３】
ソレノイド部３０Ｃが所定の制御電流の供給を受けると、第１の制御弁３０Ａは、電流値に応じた所定の開度に設定される。これにより、第１の制御弁３０Ａは、凝縮器３に連通する高圧冷媒管路２への冷媒流路の流路断面積が絞られた所定の大きさのオリフィスを形成し、このオリフィスの前後にこれを通過する冷媒の吐出流量Ｑｄによって所定の差圧（ＰｄＨ−ＰｄＬ＝ΔＰ）を発生させるようにしている。
【００３４】
また、第２の制御弁３０Ｂは、第２の弁体５７およびピストン５８が第１の制御弁３０Ａによるオリフィス前後の差圧ΔＰを感知し、その差圧ΔＰが一定の値を維持するように吐出室３３からクランク室１５へ導入される冷媒の流量を制御して、可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の流量が一定になるように容量を変化させる。
【００３５】
なお、可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の流量は、冷凍サイクルが必要とする冷凍能力によって決められ、冷凍能力は、エンジンの回転数、車速、アクセル開度、車室内外の温度、設定温度、各種温度および圧力センサからの検知信号などを基にして演算され、その演算結果を基にして電磁コイル５１に供給される通電電流値が求められる。
【００３６】
ここで、エンジン回転数が上昇するなどして、冷媒の吐出流量が増えると、第１の制御弁３０Ａの前後に発生する差圧ΔＰが大きくなる。すると、第２の制御弁３０Ｂは、その差圧ΔＰを感じて開く方向に移動し、吐出室３３からクランク室１５へ導入する冷媒流量を増やすように制御する。これにより、クランク室１５の圧力Ｐｃが上昇して、可変容量圧縮機１は最少運転側に制御されるので、吐出容量が減らされ、冷媒の吐出流量が減らされて差圧ΔＰが減るようになる。このようにして、第２の制御弁３０Ｂは、電磁比例式の第１の制御弁３０Ａによって設定されたオリフィスの前後差圧が一定になるように制御することで、冷媒の吐出流量Ｑｄが一定に保たれることになる。
【００３７】
逆に、エンジン回転数が低下するなどして、第１の制御弁３０Ａの前後に発生する差圧が小さくなった場合、冷媒の吐出圧力ＰｄＨが低下するので、第２の制御弁３０Ｂは、吐出室３３からクランク室１５へ導入する冷媒の流量を減少させるように制御する。これにより、クランク室１５の圧力Ｐｃが低下して、可変容量圧縮機１は最大運転側に制御されて、冷媒の吐出流量を増やすように動作し、冷媒の吐出流量Ｑｄが一定に保たれることになる。
【００３８】
このように、この発明の可変容量圧縮機用容量制御弁３０では、ソレノイド部３０Ｃによって設定される可変オリフィスを構成する第１の制御弁３０Ａと、この可変オリフィスの前後差圧が一定になるようにクランク室１５の圧力を制御する第２の制御弁３０Ｂとを一体に構成したことにより、可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の吐出流量Ｑｄを一定の流量に制御する機能をコンパクトに構成することができる。
【００３９】
（第２の実施の形態）
図３は、第２の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図３において、図２に示した可変容量圧縮機用容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【００４０】
この第２の実施の形態では、第１の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図２）と比較して、第１の制御弁３０Ａと第２の制御弁３０Ｂの基本的な構造、およびそれらを直列に接続している点については同じであるが、第１の制御弁３０Ａのボール弁体４６が冷媒の流れ方向に対して弁開方向に設けられている点で異なる。すなわち、第１の弁体であるボール弁体４６は、第１の弁座４５ａの下流側に配置されている。これに伴って、ソレノイド部３０Ｃでは、プランジャ５４とコア５３との位置が逆になっている。
【００４１】
ソレノイド部３０Ｃが非通電のとき、ボール弁体４６は、プランジャ５４とコア５３との間に配置されているコイルスプリング５５によって第１の弁座４５ａに着座されて全閉状態に維持されている。したがって、ポート４１に導入された吐出圧力ＰｄＨの冷媒は、すべて第２の制御弁３０Ｂを介してポート４３からクランク室１５へ導出されるので、可変容量圧縮機１は最少容量の運転状態に制御される。
【００４２】
ソレノイド部３０Ｃの電磁コイル５１に所定の制御電流を供給すると、プランジャ５４がコア５３に吸引されて、制御電流値に対応した吸引力とコイルスプリング５５の付勢力とがバランスした位置で停止する。ボール弁体４６は、コイルスプリング４８によってシャフト４９に当接し、所定の大きさのオリフィスを構成している。
【００４３】
エンジンの回転数変動に伴って冷媒の吐出流量が変化したときの可変容量圧縮機用容量制御弁３０の動作は、第１の実施の形態の可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図２）と同じである。
【００４４】
（第３の実施の形態）
図４は、第３の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図４においては、図２、図３に示した容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【００４５】
この第３の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０は、第１、第２の実施の形態では第１の弁体がボール弁体４６であった（図２、図３）が、第１の弁座４５ａの上流側で弁開方向に付勢されたテーパ状の弁体６１に置き換えている点で異なっている。また、第２の制御弁３０Ｂに吐出圧力ＰｄＬを導入するためのポート４４を無くし、ボディ４０に形成された連通孔６２によって連通させている点についても、第１、および第２の実施の形態における構造とは異なっている。これに伴い、吐出圧力ＰｄＨを導入するポート４１と吐出圧力ＰｄＬを導入するポート４２の位置を入れ替えてある。また、クランク室１５へ導入する冷媒は、オリフィスを通過した吐出圧力ＰｄＬの冷媒にしている。
【００４６】
すなわち、第１の制御弁３０Ａは、吐出室３３からの吐出圧力ＰｄＨを導入するようにボディ４０に形成されたポート４１と、この第１の制御弁３０Ａにて減圧された吐出圧力ＰｄＬを高圧冷媒管路２へ導出するようにボディ４０に形成されたポート４２とを有している。これらのポート４１とポート４２との間には、これらを連通するよう弁孔４５が形成されており、その上流側周縁部が第１の弁座４５ａをなしている。第１の弁座４５ａの上流側には、第１の弁体であるテーパ状の弁体６１が第１の弁座４５ａに対向して配置されている。この弁体６１は、第１の弁座４５ａとは反対側の外周面にフランジ６１ａが一体に形成されている。
【００４７】
また、弁体６１と第１の弁座４５ａとの間には、弁体６１を開く方向に付勢するコイルスプリング４８が、フランジ６１ａによって保持されている。さらに、第１の弁体６１には、ソレノイド部３０Ｃの軸線方向から延びるシャフト４９の一端が連結され、ソレノイド部３０Ｃが非通電時には、コイルスプリング５５によって第１の弁体６１が第１の弁座４５ａに着座される構成にされている。このシャフト４９は、第１の制御弁３０Ａ側が軸受部５０ａにより支持され、下端はコア５３の中央開口部に圧入された軸受５０ｃにより支持されている。
【００４８】
第２の制御弁３０Ｂは、第１の制御弁３０Ａと直列に配置されており、ピストン５８の上部空間は蓋５９ｂによって閉止され、かつ、ボディ４０に形成された連通孔６２によって第１の制御弁３０Ａのポート４１に連通し、吐出圧力ＰｄＬをピストン５８の背面に導入するようにしている。これにより、第３の実施の形態では、ボディ４０に形成すべきポートの数が減ることになるから、可変容量圧縮機１の容量制御部３００での加工および可変容量圧縮機用容量制御弁３０を可変容量圧縮機１の収容孔３５に挿入する際に必要なＯリングを減らすことができる。
【００４９】
このように、この可変容量圧縮機用容量制御弁３０では、第１の制御弁３０Ａは、第１の弁体６１と第１の弁座４５ａとを備え、第１の弁体６１は、第１の弁座４５ａの上流側に配置されたテーパ状の弁体であって、ソレノイド部３０Ｃにより冷媒流路の流路断面積を設定するように構成され、このとき第２の制御弁３０Ｂが第１の制御弁３０Ａの前後差圧を感知して、吐出室３３からクランク室１５へ導入される冷媒の流量を制御することにより、可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の吐出流量Ｑｄを一定の流量に制御するようにしている。
【００５０】
（第４の実施の形態）
図５は、第４の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図５において、図２に示した容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【００５１】
この実施の形態は、第１の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図２）と比較して、第１の制御弁３０Ａでは第１の弁体をスプール状の弁体６３により構成している点で、第２の制御弁３０Ｂでは第２の弁体をテーパ状の弁体６４により構成している点で、それぞれ異なる。また、第１の弁体であるスプール状の弁体６３に対して、第１の弁座６３ａが第２の制御弁３０Ｂの第２の弁体側に設けられて移動しながら流路断面積を設定するように構成している点に特徴がある。
【００５２】
すなわち、第２の制御弁３０Ｂは、吐出室３３に繋がるポート４１とクランク室１５に繋がるポート４３との間の冷媒通路の途中にボディ４０と一体に形成された第２の弁座５６とこの第２の弁座５６の上流側（吐出圧力ＰｄＨ側）に配置されたテーパ状の第２の弁体６４とからなり、この第２の弁体６４は、コイルスプリング６６によって弁開方向に付勢されている。第２の弁体６４は、また、その基部に吐出圧力ＰｄＨと吐出圧力ＰｄＬとの差圧を感じて第２の弁座５６に対し軸線方向に接離自在にボディ４０内に配置された感圧部６４ａを一体に形成している。この感圧部６４ａは、その軸線位置に下方が開口された中空部を有し、その中空部と吐出圧力ＰｄＨを導入するポート４１との間を連通するよう切欠き部６４ｂを有している。
【００５３】
第１の制御弁３０Ａは、感圧部６４ａの下方開口端に形成された第１の弁座６３ａと第１の弁体であるスプール状の弁体６３とを有し、冷媒がポート４１から感圧部６４ａの切欠き部６４ｂを介してポート４２に流れる通路の流路断面積を設定するよう構成される。
【００５４】
第１の弁体であるスプール状の弁体６３は、第１の弁座６３ａにより形成される弁孔面積に等しい断面積の感圧ピストン６３ｐと一体に構成され、第１の弁座６３ａの下流側に形成されているフランジ６３ｂによって保持されたコイルスプリング４８によって、弁開方向に付勢されている。この感圧ピストン６３ｐは、また、第２の弁体６４の感圧部６４ａとの間にコイルスプリング６０が配置されている。感圧ピストン６３ｐは、ボディ４０の下部を封止するプラグ４０ｂによって摺動自在に保持されるとともに、ソレノイド部３０Ｃの軸線方向に延びるシャフト４９の一端が感圧ピストン６３ｐを下端面から押し上げるように構成されている。さらに、この感圧ピストン６３ｐには、第１の弁座６３ａの上流側から背圧を導入する均圧孔６５が形成されている。したがって、ポート４１から導入される吐出圧力ＰｄＨは、スプール状の弁体６３および感圧ピストン６３ｐの軸線方向両端面に等しくかかるため、スプール状の弁体６３および感圧ピストン６３ｐに対する影響はキャンセルされて、吐出圧力ＰｄＨがソレノイド部３０Ｃによるスプール状の弁体６３に対する位置制御に影響を与えることはない。
【００５５】
以上の構成の可変容量圧縮機用容量制御弁３０において、ソレノイド部３０Ｃが非通電のときは、プランジャ５４およびシャフト４９はコイルスプリング５５により図の上方へ付勢されており、第１の制御弁３０Ａはスプール状の弁体６３が感圧部６４ａの中央開口部に嵌入されて全閉状態になっている。
【００５６】
ソレノイド部３０Ｃが通電されると、シャフト４９が図の下方へ移動するので、スプール状の弁体６３は第１の弁座６３ａから抜け出て第１の弁座６３ａとの間に所定の開度を保持する。これにより、ポート４１に導入された吐出圧力ＰｄＨの冷媒は、第１の制御弁３０Ａを通ってポート４２へ流れる。このとき、第２の制御弁３０Ｂは、第２の弁体６４の感圧部６４ａが吐出圧力ＰｄＨと吐出圧力ＰｄＬとの差圧を感じて第２の弁体６４を図の下方へ移動させ、吐出圧力ＰｄＨの冷媒をポート４３からクランク室１５へ供給する。
【００５７】
第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が増えると、その前後差圧が大きくなるので、第２の制御弁３０Ｂの第２の弁体６４は開く方向に動いてクランク室１５への冷媒流量を増やし、可変容量圧縮機１の吐出容量を減らして、吐出流量が元の流量になるよう制御する。第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が減った場合は、第２の制御弁３０Ｂは閉じる方向に動いてクランク室１５への冷媒流量を減らし、可変容量圧縮機１の吐出容量を増やして、結果的に可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の吐出流量Ｑｄを一定の流量に制御する。
【００５８】
（第５の実施の形態）
図６は、第５の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図６において、図５に示した容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【００５９】
この実施の形態は、第４の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図５）と比較して、第１の制御弁３０Ａにおいて第１の弁体がスプール状の弁体６３により構成されている点については同じであるが、吐出圧力ＰｄＨが導入されるポート４１と吐出圧力ＰｄＬを導出するポート４２との配置を入れ替えている点で異なる。また、第４の実施の形態における第２の制御弁３０Ｂ（図５）は、第２の弁体がテーパ状の弁体６４により構成されていたが、ここでは第２の弁体をボール弁体６７により構成して第２の弁座５６の下流側に配置するとともに、このボール弁体６７を弁孔を介して第１の制御弁３０Ａの側から弁開方向に付勢するよう構成されている。
【００６０】
すなわち、第２の制御弁３０Ｂは、ボディ４０と一体に形成された第２の弁座５６と、この第２の弁座５６に対向して下流側に配置されたボール弁体６７とを有し、このボール弁体６７はコイルスプリング６０によって弁閉方向に付勢され、そのコイルスプリング６０の荷重は、アジャストねじ５９により調整されるようになっている。このアジャストねじ５９は、その中心部に貫通孔５９ａが形成されており、その貫通孔５９ａは、クランク室１５へ通じるポート４３を構成している。
【００６１】
下端部に第１の制御弁３０Ａの第１の弁座６３ａを構成している感圧部６４ａは、軸線方向に第２の制御弁３０Ｂの弁孔を介して延びるシャフト６８が一体に形成されている。このシャフト６８の上端は、第２の制御弁３０Ｂのボール弁体６７に当接されている。
【００６２】
このような可変容量圧縮機用容量制御弁３０では、ソレノイド部３０Ｃが非通電のときは、プランジャ５４およびシャフト４９はコイルスプリング５５により図の上方へ付勢されており、第１の制御弁３０Ａはスプール状の弁体６３が感圧部６４ａの中央開口部に嵌入されて全閉状態になっている。
【００６３】
ソレノイド部３０Ｃが通電されると、シャフト４９が図の下方へ移動するので、スプール状の弁体６３は第１の弁座６３ａから抜け出て第１の弁座６３ａとの間に所定の開度を保持する。これにより、ポート４１に導入された吐出圧力ＰｄＨの冷媒は、第１の制御弁３０Ａを通ってポート４２へ流れる。このとき、第２の制御弁３０Ｂは、第２の弁体６４の感圧部６４ａが吐出圧力ＰｄＨと吐出圧力ＰｄＬとの差圧を感じて図の上方へ移動し、これに伴って第２の弁体６４を図の上方へ移動させ、吐出圧力ＰｄＬの冷媒をポート４３からクランク室１５へ供給する。
【００６４】
第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が増えると、その前後差圧が大きくなるので、第２の制御弁３０Ｂの第２の弁体６４はより開いてクランク室１５への冷媒流量を増やし、可変容量圧縮機１の吐出容量を減らして、吐出流量が元の流量になるよう制御する。第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が減った場合は、第２の制御弁３０Ｂは閉じる方向に動いてクランク室１５への冷媒流量を減らし、可変容量圧縮機１の吐出容量を増やして、結果的に可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の吐出流量Ｑｄを一定の流量になるよう制御する。
【００６５】
（第６の実施の形態）
図７は、第６の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図７において、図２、図４あるいは図６に示した容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【００６６】
この実施の形態は、第５の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図６）と比較して、第１の制御弁３０Ａの第１の弁体が、第３の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図４）と同様、第１の弁座６３ａの上流側で弁開方向に付勢されたテーパ状の弁体６１である点で異なる。
【００６７】
このような可変容量圧縮機用容量制御弁３０では、ソレノイド部３０Ｃが非通電のときは、プランジャ５４およびシャフト４９はコイルスプリング５５により図の上方へ付勢されており、第１の制御弁３０Ａはテーパ状の弁体６１が第１の弁座６３ａに着座されて全閉状態になっている。
【００６８】
ソレノイド部３０Ｃが通電されると、シャフト４９が図の下方へ移動するので、テーパ状の弁体６１は第１の弁座６３ａから離れて第１の弁座６３ａとの間に所定の開度を保持する。これにより、ポート４１に導入された吐出圧力ＰｄＨの冷媒は、第１の制御弁３０Ａを通ってポート４２へ流れる。このとき、第２の弁体６４の感圧部６４ａが吐出圧力ＰｄＨと吐出圧力ＰｄＬとの差圧を感じて図の上方へ移動し、これに伴って第２の制御弁３０Ｂは、第２の弁体６４が図の上方へ移動させられ、吐出圧力ＰｄＬの冷媒をポート４３からクランク室１５へ供給する。
【００６９】
第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が増えると、その前後差圧が大きくなるので、第２の制御弁３０Ｂの第２の弁体６４は感圧部６４ａによりさらに開く方向に駆動され、クランク室１５への冷媒流量を増やし、可変容量圧縮機１の吐出容量を減らして、吐出流量が元の流量になるよう制御する。第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が減った場合は、第２の制御弁３０Ｂは閉じる方向に動いてクランク室１５への冷媒流量を減らし、可変容量圧縮機１の吐出容量を増やして、結果的に可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の吐出流量Ｑｄを一定の流量になるよう制御する。
【００７０】
（第７の実施の形態）
図８は、第７の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図８において、図６あるいは図７に示した容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【００７１】
この実施の形態は、第６の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図７）と比較して、第１の制御弁３０Ａの第１の弁体６１が、第６の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図６）と同様に、吐出圧力ＰｄＨの影響を受けないよう背圧キャンセルの構造にした点で異なるだけである。したがって、この可変容量圧縮機用容量制御弁３０の動作は、第６の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０の動作と基本的に同じである。
【００７２】
すなわち、ソレノイド部３０Ｃが非通電のときは、プランジャ５４およびシャフト４９はコイルスプリング５５により図の上方へ付勢されており、第１の制御弁３０Ａはテーパ状の弁体６１が第１の弁座６３ａに着座されて全閉状態になっている。
【００７３】
ソレノイド部３０Ｃが通電されると、シャフト４９が図の下方へ移動するので、テーパ状の弁体６１は第１の弁座６３ａから離れて第１の弁座６３ａとの間に所定の開度を保持する。これにより、ポート４１に導入された吐出圧力ＰｄＨの冷媒は、第１の制御弁３０Ａを通ってポート４２へ流れる。このとき、第２の弁体６４の感圧部６４ａが吐出圧力ＰｄＨと吐出圧力ＰｄＬとの差圧を感じて図の上方へ移動し、これに伴って第２の制御弁３０Ｂは、第２の弁体６４が図の上方へ移動させられ、吐出圧力ＰｄＬの冷媒をポート４３からクランク室１５へ供給する。
【００７４】
第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が増えると、その前後差圧が大きくなるので、第２の制御弁３０Ｂの第２の弁体６４は感圧部６４ａによりさらに開く方向に駆動され、クランク室１５への冷媒流量を増やし、可変容量圧縮機１の吐出容量を減らして、吐出流量が元の流量になるよう制御する。第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が減った場合は、第２の制御弁３０Ｂは閉じる方向に動いてクランク室１５への冷媒流量を減らし、可変容量圧縮機１の吐出容量を増やして、結果的に可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の吐出流量Ｑｄを一定の流量になるよう制御する。
【００７５】
（第８の実施の形態）
図９は、第８の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図９において、図２あるいは図５に示した容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【００７６】
この実施の形態は、第４の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図５）と比較して、第２の制御弁３０Ｂでは第２の弁体をテーパ状の弁体６４により構成している点については同じであるが、第１の制御弁３０Ａではその第１の弁座４５ａが動かずに、ボディ４０に一体に形成されており、第１の弁体が複数のボール弁体４６で構成している点で異なる。
【００７７】
すなわち、第１の制御弁３０Ａは、ボディ４０の軸心と同心の円周上に複数の弁孔４５を穿設し、それらの下端周縁部がそれぞれ第１の弁座４５ａになっている。各第１の弁座４５ａの下流側にそれぞれボール弁体４６が配置されている。これらのボール弁体４６は、支持部材７０によって下流側から支持されており、この支持部材７０は、コイルスプリング６０により図の下方へ付勢されているとともに、ソレノイド部３０Ｃのコイルスプリング５５によりプランジャ５４およびシャフト４９を介して図の上方へ付勢されている。
【００７８】
また、第２の制御弁３０Ｂは、感圧部６４ａがコイルスプリング６６によって図の上方へ付勢されており、感圧部６４ａと一体になっている第２の弁体６４を弁閉方向に付勢している。この第２の弁体６４と一体に形成された感圧部６４ａは、第１の制御弁３０Ａの上流側の吐出圧力ＰｄＨと下流側の吐出圧力ＰｄＬとの差圧ΔＰを感知するように構成されている。
【００７９】
ソレノイド部３０Ｃが非通電のときは、プランジャ５４およびシャフト４９はコイルスプリング５５により図の上方へ付勢されており、第１の制御弁３０Ａは各ボール弁体４６が第１の弁座４５ａに着座されて全閉状態になっている。このとき、ポート４１に吐出圧力ＰｄＨの冷媒が導入されていると、第２の制御弁３０Ｂは、その感圧部６４ａにかかる差圧が最大になっているので、全開になり、可変容量圧縮機１を最少容量の運転状態に制御することになる。
【００８０】
ソレノイド部３０Ｃが通電されると、シャフト４９が図の下方へ移動する。これに伴って支持部材７０がコイルスプリング６０によりシャフト４９に当接しながら図の下方へ移動するので、各ボール弁体４６は第１の弁座４５ａから離れて第１の弁座４５ａとの間に所定の開度を保持する。これにより、ポート４１に導入された吐出圧力ＰｄＨの冷媒は、第１の制御弁３０Ａを通ってポート４２へ流れる。このとき、第２の制御弁３０Ｂは、第２の弁体６４の感圧部６４ａが吐出圧力ＰｄＨと吐出圧力ＰｄＬとの差圧を受け、コイルスプリング６６の付勢力に抗して図の下方へ移動すると、ポート４１に供給された吐出圧力ＰｄＨの冷媒がポート４３からクランク室１５へ供給される。
【００８１】
第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が増えると、その前後差圧が大きくなるので、第２の制御弁３０Ｂの第２の弁体６４はその感圧部６４ａが差圧の増加を受けてさらに開く方向に駆動され、クランク室１５への冷媒流量を増やし、可変容量圧縮機１の吐出容量を減らして、吐出流量が元の流量になるよう制御する。逆に、第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が減った場合は、第２の制御弁３０Ｂは感圧部６４ａが第２の弁体６４を閉じる方向に動かしてクランク室１５への冷媒流量を減らし、可変容量圧縮機１の吐出容量を増やして、結果的に可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の吐出流量Ｑｄを一定の流量になるよう制御する。
【００８２】
（第９の実施の形態）
図１０は、第９の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図１０において、図９に示した容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【００８３】
この実施の形態は、第８の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図９）と比較して、第１の制御弁３０Ａの第１の弁体および第１の弁座の構造を変更してある。
【００８４】
すなわち、第１の制御弁３０Ａは、ボディ４０の軸心と同心の円周上に形成したドーナツ状の弁孔４５を設け、その下端周縁部が第１の弁座４５ａになっている。ただし、ドーナツ状の弁孔４５は全周で貫通形成されているわけではなく、途中で何ヶ所か感圧部６４ａを収容している部分をボディ４０に繋げるようにしている。第１の弁座４５ａの下流側には、プラグ４０ｂによって軸線方向に摺動自在に保持された平弁体７１が配置されている。
【００８５】
このような構成の可変容量圧縮機用容量制御弁３０において、ソレノイド部３０Ｃが非通電のときは、プランジャ５４およびシャフト４９はコイルスプリング５５により図の上方へ付勢されており、第１の制御弁３０Ａは平弁体７１が第１の弁座４５ａに着座されて全閉状態になっている。このとき、ポート４１に吐出圧力ＰｄＨの冷媒が導入されていると、第２の制御弁３０Ｂは、その感圧部６４ａにかかる差圧が最大になっているので、全開になり、可変容量圧縮機１を最少容量の運転状態に制御することになる。
【００８６】
ここで、ソレノイド部３０Ｃが通電されると、シャフト４９が図の下方へ移動する。これに伴って平弁体７１がコイルスプリング６０によりシャフト４９に当接しながら図の下方へ移動するので、平弁体７１は第１の弁座４５ａから離れて第１の弁座４５ａとの間に所定の開度を保持する。これにより、ポート４１に導入された吐出圧力ＰｄＨの冷媒は、第１の制御弁３０Ａを通ってポート４２へ流れる。このとき、第２の制御弁３０Ｂは、第２の弁体６４の感圧部６４ａが吐出圧力ＰｄＨと吐出圧力ＰｄＬとの差圧を受け、コイルスプリング６６の付勢力に抗して図の下方へ移動し、これによって第２の弁体６４がその第２の弁座５６から離れて、ポート４１に供給された吐出圧力ＰｄＨの冷媒がポート４３からクランク室１５へ供給される。
【００８７】
第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が増えると、その前後差圧が大きくなるので、第２の制御弁３０Ｂの第２の弁体６４はその感圧部６４ａが差圧の増加を受けてさらに開く方向に駆動され、クランク室１５への冷媒流量を増やし、可変容量圧縮機１の吐出容量を減らして、吐出流量が元の流量になるよう制御する。逆に、第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が減った場合は、第２の制御弁３０Ｂは感圧部６４ａが第２の弁体６４を閉じる方向に動かしてクランク室１５への冷媒流量を減らし、可変容量圧縮機１の吐出容量を増やして、結果的に可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の吐出流量Ｑｄを一定の流量になるよう制御する。
【００８８】
（第１０の実施の形態）
図１１は、第１０の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図１１において、図２あるいは図４に示した容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【００８９】
この第１０の実施の形態は、第１の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図２）と比較して、大きくは、第１の制御弁３０Ａの上流側と下流側との間に発生する差圧を感知する部分をダイヤフラム７２を用いている点で異なる。
【００９０】
すなわち、ボディ４０の中央部に筒状体４０ｃをボディ４０と一体に形成し、その中空部をポート４１とポート４２とを繋ぐ弁孔４５としている。筒状体４０ｃの下端部は、第１の制御弁３０Ａの第１の弁座４５ａを構成しており、ポート４２に連通する下流側空間には、第１の弁座４５ａに対向して、ソレノイド部３０Ｃのプランジャ５４と一体に形成されたテーパ状の弁体６１が配置されている。このテーパ状の弁体６１は、プランジャ５４との結合部分に周設されたリング状の溝部６１ｂにピストンリング７４が嵌め込まれており、このピストンリング７４がプランジャ５４をスリーブ５２の内壁面に対して摺動自在に保持するとともに、テーパ状の弁体６１をスリーブ５２の軸線位置に心決めしている。
【００９１】
第２の制御弁３０Ｂは、ポート４１からポート４３に連通する弁孔が形成され、その下端部が第２の弁座５６を構成している。その第２の弁座５６に対向して上流側にテーパ状の第２の弁体６４が配置されている。この第２の弁体６４は、その頂部にはシャフト６４ｃを介してピストン６４ｄが一体に形成されている。このピストン６４ｄは、第２の弁座５６の弁孔径と同じ外径を有し、第２の弁体６４と反対側の端面に、連通孔６２を介してポート４１に導入された冷媒の吐出圧力ＰｄＨを受けるように構成されており、これによって、第２の弁体６４が吐出圧力ＰｄＨに影響されることなく純粋に吐出圧力ＰｄＨと吐出圧力ＰｄＬとの差圧のみによって動かすことができるようになる。第２の弁体６４は、また、ポート４１からの吐出圧力ＰｄＨを筒状体４０ｃの中空部に導入するための切欠き部６４ｂを有する拡径された基部６４ｅが一体に形成されている。
【００９２】
ボディ４０の中央部に形成された筒状体４０ｃには、その外周面を上下方向に移動自在な摺動部材７３が嵌合されている。この摺動部材７３とボディ４０，４０ａの内周面とはダイヤフラム７２によって連結されている。ダイヤフラム７２は、中央部分が開いたドーナツ状のシートであり、その外周端は、ボディ４０ａをボディ４０に圧入することによって挾持され、内周端は、摺動部材７３にリング７３ａを嵌着することによって挾持される。この摺動部材７３の上には、第２の弁体６４の基部６４ｅが載置され、これらは、コイルスプリング６０，６６によって互いに当接するよう付勢されている。これにより、ダイヤフラム７２がポート４１からの吐出圧力ＰｄＨとポート４２での吐出圧力ＰｄＬとの差圧を受け、その差圧に応じて、摺動部材７３が軸線方向に変位し、これに連動して第２の弁体６４がその第２の弁座５６に対して接離するよう動作する。
【００９３】
以上の構成の可変容量圧縮機用容量制御弁３０において、ソレノイド部３０Ｃが非通電のときは、プランジャ５４およびテーパ状の弁体６１はコイルスプリング５５により図の上方へ付勢されており、第１の制御弁３０Ａはテーパ状の弁体６１が第１の弁座４５ａに着座されて全閉状態になっている。このとき、ポート４１に吐出圧力ＰｄＨの冷媒が導入されていると、第２の制御弁３０Ｂは、そのダイヤフラム７２にかかる差圧が最大になっているので、全開になり、可変容量圧縮機１を最少容量の運転状態に制御することになる。
【００９４】
ここで、ソレノイド部３０Ｃが通電されると、プランジャ５４が図の下方へ移動し、これによってテーパ状の弁体６１が第１の弁座４５ａから離れて第１の弁座４５ａとの間に所定の開度を保持する。これにより、ポート４１に導入された吐出圧力ＰｄＨの冷媒は、第２の弁体６４の切欠き部６４ｂ、筒状体４０ｃの中空部および第１の制御弁３０Ａを通ってポート４２へ流れる。このとき、第２の制御弁３０Ｂは、ダイヤフラム７２が吐出圧力ＰｄＨと吐出圧力ＰｄＬとの差圧を受け、摺動部材７３が図の下方へ移動し、これによって第２の弁体６４も図の下方へ移動し、第２の弁座５６から離れて、ポート４１に供給された吐出圧力ＰｄＨの冷媒がポート４３からクランク室１５へ供給される。
【００９５】
第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が増えると、その前後差圧が大きくなるので、第２の制御弁３０Ｂのダイヤフラム７２が差圧の増加を受けて第２の弁体６４はさらに開く方向に駆動され、クランク室１５への冷媒流量を増やし、可変容量圧縮機１の吐出容量を減らして、吐出流量が元の流量になるよう制御する。逆に、第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が減った場合は、第２の制御弁３０Ｂのダイヤフラム７２が差圧の減少を受けて、摺動部材７３が第２の弁体６４を閉じる方向に動かしてクランク室１５への冷媒流量を減らし、可変容量圧縮機１の吐出容量を増やして、結果的に可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の吐出流量Ｑｄを一定の流量になるよう制御する。このとき、第２の制御弁３０Ｂは、第２の弁体６４が吐出圧力ＰｄＨをキャンセルするよう構成されているので、吐出圧力ＰｄＨと吐出圧力ＰｄＬとの差圧だけで制御することになる。
【００９６】
（第１１の実施の形態）
図１２は、第１１の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図１２において、図２、図５あるいは図１１に示した可変容量圧縮機用容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【００９７】
この第１１の実施の形態は、第１０の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図１１）と比較して、感圧部材としてダイヤフラム７２を用いている点については同じであるが、第１の制御弁３０Ａにおけるテーパ状の弁体（第１の弁体）６１が、筒状体４０ｃの上端部に形成された第１の弁座４５ｂの上流側に配置されている点で異なっている。このため、ソレノイド部３０Ｃでは、プランジャ５４とコア５３との軸線方向の位置が逆になっており、第１の弁体６１とソレノイド部３０Ｃのプランジャ５４とは、シャフト４９により結合されていて、第１の弁体６１はコイルスプリング５５によって弁閉方向に付勢されている。
【００９８】
また、ダイヤフラム７２によって第１の制御弁３０Ａの上流側と下流側との間に発生する差圧ΔＰを感知して、この差圧ΔＰに応じて第２の制御弁３０Ｂにおける冷媒の流量を制御している点で、第１０の実施の形態に示す構成のものと、基本的な構成および動作はほぼ同じである。なお、第２の弁体６４の拡径された基部６４ｅには、ポート４１からの吐出圧力ＰｄＨを第１の弁体６１の上流側に導入する円孔６４ｆが切欠き部６４ｂとともに形成されている。
【００９９】
このように、この発明の可変容量圧縮機用容量制御弁３０では、ソレノイド部３０Ｃが非通電のときは、プランジャ５４、シャフト４９および第１の弁体６１はコイルスプリング５５により図の下方へ付勢されており、第１の制御弁３０Ａは第１の弁体６１が第１の弁座４５ｂに着座されて全閉状態になっている。このとき、ポート４１に吐出圧力ＰｄＨの冷媒が導入されていると、第２の制御弁３０Ｂは、そのダイヤフラム７２にかかる差圧が最大になっているので、全開になり、可変容量圧縮機１を最少容量の運転状態に制御することになる。
【０１００】
ここで、ソレノイド部３０Ｃが通電されると、プランジャ５４が図の上方へ移動し、これによって第１の弁体６１が第１の弁座４５ｂから離れて第１の弁座４５ｂとの間に所定の開度を保持する。これにより、ポート４１に導入された吐出圧力ＰｄＨの冷媒は、第２の弁体６４の切欠き部６４ｂおよび円孔６４ｆ、第１の制御弁３０Ａおよび筒状体４０ｃの中空部を通ってポート４２へ流れる。このとき、第２の制御弁３０Ｂは、ダイヤフラム７２が吐出圧力ＰｄＨと吐出圧力ＰｄＬとの差圧を受け、摺動部材７３が図の下方へ移動し、これによって第２の弁体６４も図の下方へ移動し、第２の弁座５６から離れて、ポート４１に供給された吐出圧力ＰｄＨの冷媒がポート４３からクランク室１５へ供給される。
【０１０１】
第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が増えると、その前後差圧が大きくなるので、第２の制御弁３０Ｂのダイヤフラム７２が差圧の増加を受けて第２の弁体６４はさらに開く方向に駆動され、クランク室１５への冷媒流量を増やし、可変容量圧縮機１の吐出容量を減らして、吐出流量が元の流量になるよう制御する。逆に、第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が減った場合は、第２の制御弁３０Ｂのダイヤフラム７２が差圧の減少を受けて、摺動部材７３が第２の弁体６４を閉じる方向に動かしてクランク室１５への冷媒流量を減らし、可変容量圧縮機１の吐出容量を増やして、結果的に可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の吐出流量Ｑｄを一定の流量になるよう制御する。
【０１０２】
（第１２の実施の形態）
図１３は、第１２の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図１３において、図４に示した可変容量圧縮機用容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【０１０３】
この第１２の実施の形態は、第３の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図４）の第１の制御弁３０Ａが吐出室３３とクランク室１５との間に配置されて、クランク室１５における圧力の制御を、吐出室３３から吐出された吐出圧力ＰｄＬの冷媒がクランク室１５へ導入される流量を制御することによって行っていたのに対し、クランク室１５から吸入室３２へ導出される流量を制御することによって行っている点で異なる。この場合、可変容量圧縮機１には、吐出室３３とクランク室１５との間に、吐出室３３から吐出された冷媒をクランク室１５へ導入するための固定オリフィスが備えられている。
【０１０４】
すなわち、この可変容量圧縮機用容量制御弁３０は、第１の制御弁３０Ａおよびソレノイド部３０Ｃについては、同じ構造を有しているが、吐出された冷媒をテーパ状の弁体６１が第１の弁座４５ａから離れる方向、つまり弁開方向に流すようにしている。
【０１０５】
第２の制御弁３０Ｂは、ピストン５８，５８ａと第２の弁体５７とが一体に形成されており、ピストン５８，５８ａは第２の弁座５６の弁孔径と同じ外径を有し、ピストン５８ａには吐出圧力ＰｄＨが受圧し、ピストン５８には連通孔６２を介して吐出圧力ＰｄＬが受圧するようにしている。第２の弁体５７の上流側は、ポート４３を介してクランク室１５から圧力Ｐｃを導入し、下流側は、ポート７５を介して吸入圧力Ｐｓの吸入室３２に連通されている。これにより、第２の制御弁３０Ｂは、ピストン５８および第２の弁体５７が第１の制御弁３０Ａによるオリフィス前後の差圧ΔＰを感知し、その差圧ΔＰが一定の値を維持するようにクランク室１５から吸入室３２へ導出される冷媒の流量を制御して、可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の流量が一定になるように容量を変化させる。
【０１０６】
このように、この発明の可変容量圧縮機用容量制御弁３０において、ソレノイド部３０Ｃが非通電のときは、プランジャ５４、シャフト４９および第１の弁体６１はコイルスプリング５５により図の上方へ付勢され、第１の制御弁３０Ａは第１の弁体６１が第１の弁座４５ａに着座されて全閉状態になっている。
【０１０７】
ここで、ソレノイド部３０Ｃが通電されると、プランジャ５４が図の下方へ移動し、これによって第１の弁体６１が第１の弁座４５ａから離れて第１の弁座４５ａとの間に所定の開度を保持する。これにより、ポート４１に導入された吐出圧力ＰｄＨの冷媒は、第１の制御弁３０Ａを通ってポート４２へ流れる。このとき、第２の制御弁３０Ｂは、一体に形成された第２の弁体５７およびピストン５８が吐出圧力ＰｄＨと吐出圧力ＰｄＬとの差圧とコイルスプリング６０の荷重とを受けて、それらがバランスした位置に停止する。これによって、第２の制御弁３０Ｂは、クランク室１５における圧力Ｐｃの冷媒を吸入室３２に流すことができ、クランク室１５内の圧力Ｐｃ、すなわち、可変容量圧縮機１の吐出容量を制御することができる。
【０１０８】
エンジン回転数の急上昇などによって第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が増えると、その前後差圧が大きくなるので、第２の制御弁３０Ｂはさらに閉じる方向に駆動され、クランク室１５から抜かれる冷媒流量を減らし、可変容量圧縮機１の吐出容量を減らして、吐出流量が元の流量になるよう制御する。逆に、第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が減った場合は、第２の制御弁３０Ｂは開く方向に駆動されてクランク室１５から抜かれる冷媒流量を増やし、可変容量圧縮機１の吐出容量を増やして、結果的に可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の吐出流量Ｑｄを一定の流量になるよう制御する。
【０１０９】
（第１３の実施の形態）
図１４は、第１３の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図１４において、図１３に示した可変容量圧縮機用容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【０１１０】
この第１３の実施の形態は、クランク室１５へ冷媒を導入する流量を制御する、いわゆる入れ制御の第３の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図４）とクランク室１５から冷媒を導出する流量を制御する、いわゆる抜き制御の第１２の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図１３）とを組み合わせた構成になっている。したがって、この可変容量圧縮機用容量制御弁３０は、吐出室３３に連通する通路に配置される第１の制御弁３０Ａおよびこの第１の制御弁３０Ａの流路面積を設定するソレノイド部３０Ｃのほかに、第１の制御弁３０Ａの前後に発生する差圧を感知してその差圧が所定値になるようにクランク室１５内の圧力を制御する第２の制御弁３０Ｂおよび第３の制御弁３０Ｄを備えている。
【０１１１】
第２の制御弁３０Ｂおよび第３の制御弁３０Ｄは、ピストン５８と第２の弁体５７と第３の弁体７６とが一体に形成されており、ピストン５８は第３の弁座７７の弁孔径と同じ外径を有している。第２の弁体５７は吐出圧力ＰｄＨを受圧し、ピストン５８は連通孔６２を介して吐出圧力ＰｄＬを受圧するよう構成されている。第２の弁体５７の上流側は、ポート４１を介して吐出圧力ＰｄＨを導入し、下流側は、ポート４３ａを介してクランク室１５へ圧力Ｐｃ１を導出するよう連通されている。第３の弁体７６の上流側は、ポート４３ｂを介してクランク室１５から圧力Ｐｃ２を導入するよう連通され、下流側は、ポート７５を介して吸入圧力Ｐｓの吸入室３２に連通されている。
【０１１２】
これにより、第２の制御弁３０Ｂおよび第３の制御弁３０Ｄは、ピストン５８および第２の弁体５７が第１の制御弁３０Ａによるオリフィス前後の差圧ΔＰを感知し、その差圧ΔＰが一定の値を維持するように吐出室３３からクランク室１５へ導入される冷媒の流量を制御するとともに、クランク室１５から吸入室３２へ導出される冷媒の流量を制御する三方弁を構成する。
【０１１３】
このように、この発明の可変容量圧縮機用容量制御弁３０において、ソレノイド部３０Ｃが非通電のときは、プランジャ５４、シャフト４９および第１の弁体６１はコイルスプリング５５により図の上方へ付勢されており、第１の制御弁３０Ａは第１の弁体６１が第１の弁座４５ａに着座されて全閉状態にある。
【０１１４】
ここで、ソレノイド部３０Ｃが通電されると、プランジャ５４が図の下方へ移動し、これによって第１の弁体６１が第１の弁座４５ａから離れて所定の開度を保持する。これにより、ポート４１に導入された吐出圧力ＰｄＨの冷媒は、第１の制御弁３０Ａを通ってポート４２へ流れる。このとき、第２の制御弁３０Ｂは、一体に形成された第２の弁体５７、第３の弁体７６およびピストン５８が吐出圧力ＰｄＨと吐出圧力ＰｄＬとの差圧とコイルスプリング６０の荷重とを受けて、それらがバランスした位置に停止する。これによって、第２の制御弁３０Ｂは、吐出圧力ＰｄＨの冷媒をクランク室１５に導入するとともに、第３の制御弁３０Ｄがクランク室１５における圧力Ｐｃの冷媒を吸入室３２に逃がすことができるので、クランク室１５内の圧力Ｐｃを制御することができ、可変容量圧縮機１の吐出容量を制御することができる。
【０１１５】
エンジン回転数の急上昇などによって第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が増えると、その前後差圧が大きくなるので、第２の制御弁３０Ｂはさらに開き、第３の制御弁３０Ｄはさらに閉じる方向に駆動され、クランク室１５に導入される冷媒流量を増やすとともに、クランク室１５から抜かれる冷媒流量を減らして、可変容量圧縮機１の吐出容量を減らすようにし、吐出流量が元の流量になるよう制御する。逆に、第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が減った場合は、第２の制御弁３０Ｂは閉じ方向に駆動されるとともに第３の制御弁３０Ｄは開く方向に駆動されてクランク室１５に導入される冷媒流量を減らすとともに、クランク室１５から抜かれる冷媒流量を増やして、可変容量圧縮機１の吐出容量を増やすようにし、結果的に可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の吐出流量Ｑｄを一定の流量になるよう制御する。
【０１１６】
（第１４の実施の形態）
図１５は、第１４の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図１５において、図１３に示した可変容量圧縮機用容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【０１１７】
この第１４の実施の形態は、第１２の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図１３）と比較して、吐出された冷媒をクランク室１５に導入する流量を制御するものであって、第１の制御弁３０Ａの前後差圧を感知する部分と第２の制御弁３０Ｂの第２の弁体５７とが別体に構成された例を示す。
【０１１８】
すなわち、第２の制御弁３０Ｂは、吐出圧力ＰｄＬをピストン５８へ導入するための連通孔６２とクランク室１５へ連通するポート４３との間にボディ４０と一体に第２の弁座５６が形成され、その第２の弁座５６に対向して下流側から進退自在に第２の弁体５７が配置されている。この第２の弁体５７は吐出圧力ＰｄＬを受圧するピストン５８と一体に形成されている。また、吐出圧力ＰｄＨが導入されるポート４１と連通孔６２との間の第２の弁体５７およびピストン５８と同一軸線上に、ピストン７８、コイルスプリング７９およびばね受８０が設けられている。ピストン７８は、コイルスプリング７９の付勢力によって、第２の弁体５７と一体に形成され連通孔６２に連通する空間に弁孔を介して延びるシャフトに当接されている。第２の弁体５７の受圧面積およびピストン５８の受圧面積は、ほぼ同じにしてあるので、これらにかかる吐出圧力ＰｄＬはキャンセルされている。したがって、この第２の制御弁３０Ｂは、ピストン７８が第１の制御弁３０Ａによるオリフィス前後の差圧ΔＰを感知し、その差圧ΔＰが一定の値を維持するように吐出室３３からクランク室１５へ導入される冷媒の流量を制御して、可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の流量が一定になるように容量を変化させる。
【０１１９】
このような構成の可変容量圧縮機用容量制御弁３０において、ソレノイド部３０Ｃが非通電のときは、プランジャ５４、シャフト４９および第１の弁体６１はコイルスプリング５５により図の上方へ付勢されており、第１の制御弁３０Ａは第１の弁体６１が第１の弁座４５ａに着座されて全閉状態になっている。
【０１２０】
ここで、ソレノイド部３０Ｃが通電されると、プランジャ５４が図の下方へ移動し、これによって第１の弁体６１が第１の弁座４５ａから離れて第１の弁座４５ａとの間に所定の開度を保持する。これにより、ポート４１に導入された吐出圧力ＰｄＨの冷媒は、第１の制御弁３０Ａを通ってポート４２へ流れる。このとき、第２の制御弁３０Ｂは、ピストン７８が吐出圧力ＰｄＨと吐出圧力ＰｄＬとの差圧とコイルスプリング６０，７９の荷重とを受けて、それらがバランスした位置に停止する。これによって、第２の制御弁３０Ｂは、吐出圧力ＰｄＨの冷媒をクランク室１５に導入することができ、クランク室１５内の圧力Ｐｃ、すなわち、可変容量圧縮機１の吐出容量を制御することができる。
【０１２１】
エンジン回転数の急上昇などによって第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が増えると、その前後差圧が大きくなるので、第２の制御弁３０Ｂはさらに開く方向に駆動され、クランク室１５に導入される冷媒流量を増やし、可変容量圧縮機１の吐出容量を減らして、吐出流量が元の流量になるよう制御する。逆に、第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が減った場合は、第２の制御弁３０Ｂは閉じる方向に駆動されてクランク室１５に導入される冷媒流量を減らし、可変容量圧縮機１の吐出容量を増やして、結果的に可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の吐出流量Ｑｄを一定の流量になるよう制御する。
【０１２２】
（第１５の実施の形態）
図１６は、第１５の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図１６において、図１３に示した可変容量圧縮機用容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【０１２３】
この第１５の実施の形態は、第１２の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図１３）と比較して、クランク室１５から吸入室３２に抜く冷媒の流量を制御する点で同じであるが、第１の制御弁３０Ａの前後差圧を感知する部分と第２の制御弁３０Ｂの第２の弁体５７とが別体に構成された例を示す。
【０１２４】
すなわち、第２の制御弁３０Ｂは、第１の制御弁３０Ａの前後差圧を感知する部分をピストン７８、コイルスプリング７９およびばね受８０により構成している。クランク室１５に連通するポート４３と吸入室３２に連通するポート７５との間には、第２の弁座５６がボディ４０と一体に形成され、ポート４３に連通する上流側から第２の弁体５７が第２の弁座５６に対して進退自在に配置されている。第２の弁体５７は、第２の弁座５６の弁孔と同じ径のピストン５８が一体に形成され、ピストン５８の背面には、連通孔６２を介して吐出圧力ＰｄＬを受圧するようにしている。第２の弁体５７は、また、第２の弁座５６の弁孔とほぼ同じ径のピストン５８ａが一体に形成され、その軸線方向に進退自在にボディ４０に気密状態で保持されていて、吐出圧力ＰｄＬを受圧するように構成されている。ピストン５８ａの図の下端部には、ピストン７８が当接されている。ピストン７８に当接しているピストン５８ａおよびピストン５８は、径がほぼ同じなので、これらにかかる吐出圧力ＰｄＬはキャンセルされている。これにより、第２の制御弁３０Ｂは、ピストン７８が第１の制御弁３０Ａによるオリフィス前後の差圧ΔＰを感知し、その差圧ΔＰが一定の値を維持するようにクランク室１５から吸入室３２へ導出される冷媒の流量を制御して、可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の流量が一定になるように容量を変化させる。
【０１２５】
このような構成の可変容量圧縮機用容量制御弁３０において、ソレノイド部３０Ｃが非通電のときは、プランジャ５４、シャフト４９および第１の弁体６１はコイルスプリング５５により図の上方へ付勢されており、第１の制御弁３０Ａは第１の弁体６１が第１の弁座４５ａに着座されて全閉状態になっている。
【０１２６】
ここで、ソレノイド部３０Ｃが通電されると、プランジャ５４が図の下方へ移動し、これによって第１の弁体６１が第１の弁座４５ａから離れて第１の弁座４５ａとの間に所定の開度を保持する。これにより、ポート４１に導入された吐出圧力ＰｄＨの冷媒は、第１の制御弁３０Ａを通ってポート４２へ流れる。このとき、第２の制御弁３０Ｂは、ピストン７８が吐出圧力ＰｄＨと吐出圧力ＰｄＬとの差圧とコイルスプリング６０，７９の荷重とを受けて、それらがバランスした位置に停止する。これによって、第２の制御弁３０Ｂは、クランク室１５における圧力Ｐｃの冷媒を吸入室３２に流すことができ、クランク室１５内の圧力Ｐｃ、すなわち、可変容量圧縮機１の吐出容量を制御することができる。
【０１２７】
エンジン回転数の急上昇などによって第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が増えると、その前後差圧が大きくなるので、第２の制御弁３０Ｂはさらに閉じる方向に駆動され、クランク室１５から抜かれる冷媒流量を減らしてクランク室１５内の圧力Ｐｃを高め、これにより可変容量圧縮機１の吐出容量を減らして、吐出流量が元の流量になるよう制御する。逆に、第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が減った場合は、第２の制御弁３０Ｂは開く方向に駆動されてクランク室１５から抜かれる冷媒流量を増やしてクランク室１５内の圧力Ｐｃを低減し、これにより可変容量圧縮機１の吐出容量を増やして、結果的に可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の吐出流量Ｑｄを一定の流量になるよう制御する。
【０１２８】
（第１６の実施の形態）
図１７は、第１６の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図１７において、図１４および図１６に示した可変容量圧縮機用容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【０１２９】
この第１６の実施の形態は、第１３の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図１４）と比較して、クランク室１５への冷媒流量を制御する入れ制御とクランク室１５からの冷媒流量を制御する抜き制御とを同時に行う点で同じであるが、第１の制御弁３０Ａの前後差圧を感知する部分と第２の制御弁３０Ｂの第２の弁体５７とが別体に構成された点で異なる。また、第１の制御弁３０Ａの前後差圧を感知する部分については、第１５の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図１６）と同じ構成である。
【０１３０】
すなわち、第２の制御弁３０Ｂおよび第３の制御弁３０Ｄは、ピストン５８と第２の弁体５７と第３の弁体７６とが一体に形成されており、ピストン５８は第２の弁座５６および第３の弁座７７の弁孔径と同じ外径を有し、吐出圧力ＰｄＬをキャンセルする構造にしている。したがって、第２の制御弁３０Ｂおよび第３の制御弁３０Ｄは、ピストン５８および第２の弁体５７が第１の制御弁３０Ａによるオリフィス前後の差圧ΔＰを感知し、その差圧ΔＰが一定の値を維持するように、吐出室３３からクランク室１５へ導入される冷媒の流量とクランク室１５から吸入室３２へ導出される冷媒の流量とを同時に制御する三方弁を構成している。
【０１３１】
この構成の可変容量圧縮機用容量制御弁３０において、ソレノイド部３０Ｃが非通電のときは、プランジャ５４、シャフト４９および第１の弁体６１はコイルスプリング５５により図の上方へ付勢されており、第１の制御弁３０Ａは第１の弁体６１が第１の弁座４５ａに着座されて全閉状態になっている。
【０１３２】
ここで、ソレノイド部３０Ｃが通電されると、プランジャ５４が図の下方へ移動し、これによって第１の弁体６１が第１の弁座４５ａから離れて所定の開度を保持する。これにより、ポート４１に導入された吐出圧力ＰｄＨの冷媒は、第１の制御弁３０Ａを通ってポート４２へ流れる。このとき、第２の制御弁３０Ｂは、一体に形成された第２の弁体５７、第３の弁体７６およびピストン５８が吐出圧力ＰｄＨと吐出圧力ＰｄＬとの差圧とコイルスプリング６０，７９の荷重とを受けて、それらがバランスした位置に停止する。これによって、第２の制御弁３０Ｂは、吐出圧力ＰｄＬの冷媒を制御して圧力Ｐｃ１の冷媒をクランク室１５に導入するとともに、第３の制御弁３０Ｄがクランク室１５における圧力Ｐｃ２の冷媒を吸入室３２に逃がすことができるので、クランク室１５内の圧力Ｐｃを制御することができ、可変容量圧縮機１の吐出容量を制御することができる。
【０１３３】
エンジン回転数の急上昇などによって第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が増えると、その前後差圧が大きくなるので、第２の制御弁３０Ｂはさらに開き、第３の制御弁３０Ｄはさらに閉じる方向に駆動され、クランク室１５に導入される冷媒流量を増やすとともに、クランク室１５から抜かれる冷媒流量を減らして、可変容量圧縮機１の吐出容量を減らすようにし、吐出流量が元の流量になるよう制御する。逆に、第１の制御弁３０Ａを流れる冷媒の流量が減った場合は、第２の制御弁３０Ｂは閉じ方向に駆動されるとともに第３の制御弁３０Ｄは開く方向に駆動されてクランク室１５に導入される冷媒流量を減らすとともに、クランク室１５から抜かれる冷媒流量を増やして、可変容量圧縮機１の吐出容量を増やすようにし、結果的に可変容量圧縮機１から吐出される冷媒の吐出流量Ｑｄを一定の流量になるよう制御する。
【０１３４】
（第１７の実施の形態）
図１８は、第１７の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図１８において、図１５に示した可変容量圧縮機用容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【０１３５】
この第１７の実施の形態は、第１４の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図１５）と同様に、吐出された冷媒をクランク室１５に導入する流量を制御するものであって、第１の制御弁３０Ａの前後差圧を感知する部分と第２の制御弁３０Ｂの第２の弁体５７とを別体に構成したものであるが、第２の弁体５７を背圧キャンセルしない構成にしてある。
【０１３６】
すなわち、第２の制御弁３０Ｂにおいて、第２の弁体５７がコイルスプリング６０によって弁閉方向に付勢されており、連通孔６２を介して導入される吐出圧力ＰｄＬは、第２の弁体５７とピストン７８だけにかかるようになっている。コイルスプリング６０の図の上端は、通気孔を有する蓋５９ｃによって受けられている。この可変容量圧縮機用容量制御弁３０を可変容量圧縮機１に組み込んだとき、Ｏリング２９ｂによってシールされた部分より図の上方がポート４３の圧力Ｐｃと同じになるため、コイルスプリング６０が収容されている空間は、圧力Ｐｃと同圧になるようにしている。
【０１３７】
このような可変容量圧縮機用容量制御弁３０は、第２の弁体５７が背圧キャンセルされていない点を除いて、第１４の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図１５）と同じ構成を有しているため、ソレノイド部３０Ｃが非通電のとき、ソレノイド部３０Ｃが通電されたとき、および、エンジン回転数の変動に伴う制御動作は、第１４の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図１５）と同じである。
【０１３８】
（第１８の実施の形態）
図１９は、第１８の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図１９において、図１６に示した可変容量圧縮機用容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【０１３９】
この第１８の実施の形態は、第１５の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図１６）と同様に、クランク室１５から吸入室３２に抜く冷媒の流量を制御するものであって、第１の制御弁３０Ａの前後差圧を感知する部分と第２の制御弁３０Ｂの第２の弁体５７とを別体に構成したものであるが、第２の弁体５７を背圧キャンセルしない構成にしてある。
【０１４０】
すなわち、第２の制御弁３０Ｂにおいて、第２の弁体５７がコイルスプリング６０によって弁開方向に付勢されており、連通孔６２を介して導入される吐出圧力ＰｄＬは、第２の弁体５７を延長して形成されたピストン部分とピストン７８だけにかかるようになっている。コイルスプリング６０は、第２の弁体５７と一体に形成されたピストン５８と通気孔を有する蓋５９ｃとの間に配置されている。このコイルスプリング６０が収容されている空間は、蓋５９ｃの通気孔を介して圧力Ｐｓと同圧になるようにしている。
【０１４１】
このような可変容量圧縮機用容量制御弁３０は、第２の弁体５７が背圧キャンセルされていない点を除いて、第１５の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図１６）と同じ構成を有しているため、ソレノイド部３０Ｃが非通電のとき、ソレノイド部３０Ｃが通電されたとき、および、エンジン回転数の変動に伴う制御動作は、第１５の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図１６）と同じである。
【０１４２】
（第１９の実施の形態）
図２０は、第１９の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。なお、図２０において、図１７に示した可変容量圧縮機用容量制御弁の構成要素と同一または同等の要素については同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。
【０１４３】
この第１９の実施の形態は、第１７の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図１４）と同様に、クランク室１５への冷媒流量を制御する入れ制御とクランク室１５からの冷媒流量を制御する抜き制御とを同時に行い、第１の制御弁３０Ａの前後差圧を感知する部分と第２の制御弁３０Ｂの第２の弁体５７とを別体に構成したものであるが、第２の弁体５７を背圧キャンセルしない構成にしてある。
【０１４４】
すなわち、第２の制御弁３０Ｂおよび第３の制御弁３０Ｄにおいて、三方弁を構成する第２の弁体５７および第３の弁体７６がコイルスプリング６０によって弁開方向に付勢されており、連通孔６２を介して導入される吐出圧力ＰｄＬは、第２の弁体５７とピストン７８だけにかかるようになっている。コイルスプリング６０は、第２の弁体５７および第３の弁体７６と一体に形成されたピストン５８と通気孔を有する蓋５９ｃとの間に配置されている。このコイルスプリング６０が収容されている空間は、蓋５９ｃの通気孔を介して圧力Ｐｓと同圧になるようにしている。
【０１４５】
このような可変容量圧縮機用容量制御弁３０は、第２の弁体５７および第３の弁体７６が背圧キャンセルされていない点を除いて、第１６の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図１７）と同じ構成を有しているため、ソレノイド部３０Ｃが非通電のとき、ソレノイド部３０Ｃが通電されたとき、および、エンジン回転数の変動に伴う制御動作は、第１６の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁３０（図１７）と同じである。
【０１４６】
なお、上記の各実施の形態は、第１の制御弁３０Ａが吐出側の流路断面積を制御し、第２の制御弁３０Ｂ（および第３の制御弁３０Ｄ）がその断面積の制御された流路の前後差圧を一定に維持するようにクランク室１５内の圧力Ｐｃを制御するよう構成した可変容量圧縮機用容量制御弁３０だけを示している。しかし、この発明の可変容量圧縮機用容量制御弁では、第１の制御弁３０Ａが吸入側の流路断面積を制御し、第２の制御弁３０Ｂ（および第３の制御弁３０Ｄ）がその断面積の制御された流路の前後差圧を一定に維持するようにクランク室１５内の圧力Ｐｃを制御するよう構成して、可変容量圧縮機の吐出流量を一定に保つ流量制御式の容量制御弁とすることもできる。
【０１４７】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明では、低圧冷媒管路から吸入室への流路断面積、または吐出室から高圧冷媒管路への流路断面積を、外部条件の変化に応じた大きさに設定する第１の制御弁と、第１の制御弁の上流側と下流側との間に発生する差圧を感知して、差圧が所定の圧力値になるようにクランク室の圧力を制御する第２の制御弁とを一体にする構成にした。これにより、可変容量圧縮機を小型化して、低コストとすることができる。
【０１４８】
また、第１の制御弁は、小さな差圧を発生させるためのものであるため、これを制御駆動するソレノイド部も小さなソレノイド力で良い。したがって、ソレノイド部を大型化する必要がなく、吐出室とクランク室との間またはクランク室と吸入室との間の差圧が小さな、ＨＦＣ−１３４ａを冷媒とする冷凍サイクルはもちろん、超臨界で作動するような高圧の冷媒を用いた冷凍サイクルにおいても容易に適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】可変容量圧縮機の構成を示す断面図である。
【図２】第１の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の詳細を示す断面図である。
【図３】第２の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図４】第３の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図５】第４の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図６】第５の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図７】第６の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図８】第７の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図９】第８の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図１０】第９の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図１１】第１０の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図１２】第１１の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図１３】第１２の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図１４】第１３の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図１５】第１４の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図１６】第１５の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図１７】第１６の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図１８】第１７の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図１９】第１８の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【図２０】第１９の実施の形態に係る可変容量圧縮機用容量制御弁の構成を示す断面図である。
【符号の説明】
３０　可変容量圧縮機用容量制御弁
３０Ａ　第１の制御弁
３０Ｂ　第２の制御弁
３０Ｃ　ソレノイド部
３０Ｄ　第３の制御弁
４０，４０ａ　ボディ
４０ｂ　プラグ
４０ｃ　筒状体
４１，４２，４３，４３ａ，４３ｂ，４４　ポート
４５　弁孔
４５ａ，４５ｂ　第１の弁座
４６　ボール弁体
４７　アジャストねじ
４７ａ　連通孔
４８　コイルスプリング
４９　シャフト
５０ａ　軸受部
５０ｂ　連通孔
５０ｃ　軸受
５１　電磁コイル
５２　スリーブ
５３　コア
５４　プランジャ
５５　コイルスプリング
５６　第２の弁座
５７　第２の弁体
５８　ピストン
５９　アジャストねじ
５９ａ　貫通孔
５９ｂ，５９ｃ　蓋
６０　コイルスプリング
６１　第１の弁体（テーパ状の弁体）
６１ａ　フランジ
６１ｂ　溝部
６２　連通孔
６３　第１の弁体（スプール状の弁体）
６３ａ　弁座
６３ｂ　フランジ
６３ｐ　感圧ピストン
６４　第２の弁体（テーパ状の弁体）
６４ａ　感圧部
６４ｂ　切欠き部
６４ｃ　シャフト
６４ｄ　ピストン
６４ｅ　基部
６４ｆ　円孔
６５　均圧孔
６６　コイルスプリング
６７　第２の弁体（ボール弁体）
６８　シャフト
７０　支持部材
７１　平弁体
７２　ダイヤフラム
７３　摺動部材
７３ａ　リング
７４　ピストンリング
７５　ポート
７６　第３の弁体
７７　第３の弁座
７８　ピストン
７９　コイルスプリング
８０　ばね受
Ｐｃ　クランク室の圧力
ＰｄＨ　吐出圧力（上流側）
ＰｄＬ　吐出圧力（下流側）
Ｐｓ　　吸入圧力
Ｑｄ　　冷媒の吐出流量[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a displacement control valve for a variable displacement compressor, and more particularly to a displacement control valve for a variable displacement compressor that controls a flow rate of a refrigerant discharged from the variable displacement compressor to a constant value.
[0002]
[Prior art]
A compressor used for compressing a refrigerant in a refrigeration cycle of an automotive air conditioner uses an engine as a drive source, and thus cannot perform rotation speed control. Therefore, in order to obtain an appropriate cooling capacity without being restricted by the rotation speed of the engine, a variable displacement compressor that can change the capacity (discharge amount) of the refrigerant is used.
[0003]
In such a variable displacement compressor, a piston is connected to a swing plate (swash plate) attached to a shaft that is rotationally driven by the engine, and the piston is rotated while changing the tilt angle of the swing plate in the crank chamber. By changing the stroke of the piston, the capacity of the compressor, that is, the discharge amount of the refrigerant is changed.
[0004]
To change the tilt angle of the rocking plate, a part of the compressed refrigerant is introduced into the closed crank chamber, and the pressure inside the crank chamber is changed, so that both sides of the piston connected to the rocking plate are changed. The tilt angle of the rocking plate is continuously changed by changing the balance of the applied pressure.
[0005]
The pressure in the crank chamber is changed by a displacement control valve provided between the refrigerant discharge port and the crank chamber or between the crank chamber and the suction port. This capacity control valve is controlled to communicate or close so as to maintain the differential pressure before and after the pressure at a predetermined pressure value.Specifically, by changing the control current value of the capacity control valve from the outside, The differential pressure can be set to a predetermined pressure value. As a result, when the engine speed increases, the pressure introduced into the crankcase increases to reduce the capacity of the compressible refrigerant, and when the engine speed decreases, the pressure introduced into the crankcase decreases. The capacity of the refrigerant that can be compressed is increased so that the capacity of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor is kept constant.
[0006]
As one of methods for controlling the capacity of such a variable displacement compressor, as disclosed in Patent Document 1, there is known a displacement control valve for controlling the flow rate of refrigerant discharged from the variable displacement compressor to be constant. Have been.
[0007]
According to Patent Document 1, the flow rate of the refrigerant sucked into the suction chamber is indirectly grasped by detecting a differential pressure between two pressure monitoring points by a sensor, and the suction flow rate is made constant. The displacement control valve controls the flow rate of the refrigerant introduced from the discharge chamber to the crank chamber, whereby the flow rate of the refrigerant discharged from the compressor is controlled to be constant.
[0008]
[Patent Document 1]
JP 2001-107854 A (paragraph numbers [0035] to [0036], FIG. 3)
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
However, a flow control type displacement control valve as described in Patent Document 1 requires a sensor and a control device for detecting a differential pressure and controlling the displacement control valve, which leads to an increase in cost of a variable displacement compressor. There was a problem.
[0010]
In addition, as a refrigerant used in a refrigeration cycle of an air conditioner for a vehicle, an alternative Freon HFC-134a is generally used. In recent years, a refrigeration operation is performed in a supercritical region exceeding a critical temperature of the refrigerant. For example, a refrigeration cycle using carbon dioxide as a refrigerant has been developed. However, in a capacity control valve that controls the pressure introduced into the crank chamber in accordance with the discharge pressure of the compressor, in a refrigeration cycle in which carbon dioxide is used as a refrigerant, the pressure of the refrigerant is increased to a supercritical range, so that the refrigerant discharge port The pressure difference between the engine and the crankcase becomes extremely high, the solenoid force for controlling the pressure difference also increases, and a large solenoid is required.As a result, the capacity control valve becomes large, and the cost increases. There was a problem that leads to.
[0011]
The present invention has been made in view of such a point, and can be compactly configured without the need for a sensor or the like. In addition, the present invention can operate not only in a general refrigeration cycle using HFC-134a as a refrigerant but also in a supercritical state. An object of the present invention is to provide a displacement control valve for a variable displacement compressor used in a flow control type variable displacement compressor that does not require a large solenoid force even in a refrigeration cycle using such a high-pressure refrigerant.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
In the present invention, in order to solve the above problem, in a displacement control valve for a variable displacement compressor for controlling a flow rate of a refrigerant discharged from a variable displacement compressor to be constant, the valve communicates with a suction chamber or a discharge chamber of the variable displacement compressor. A first control valve for setting a flow passage area of the refrigerant flow passage; and a variable pressure compressor for detecting a differential pressure generated before and after the first control valve so that the differential pressure becomes a predetermined value. A second control valve for controlling a flow rate of the refrigerant introduced into the crank chamber or a flow rate of the refrigerant derived from the crank chamber; and a solenoid unit for setting the flow path area by the first control valve in accordance with a change in an external condition. , Are provided integrally, and a displacement control valve for a variable displacement compressor is provided.
[0013]
According to such a displacement control valve for a variable displacement compressor, the first control valve constitutes the variable orifice in which the flow passage area of the refrigerant flow passage is set by the solenoid unit in accordance with a change in the external condition, Control valve senses the pressure difference across the variable orifice and controls the pressure in the crankcase so that the pressure difference is at a predetermined value. By maintaining the differential pressure before and after the orifice of a certain flow passage area at a predetermined value, the flow rate of refrigerant suction or discharge in the variable displacement compressor is controlled to be constant. Further, since the first control valve and the second control valve are integrally formed, a sensor for detecting a differential pressure is not required as a flow control type capacity control valve, and a low-cost variable control valve is used. It is possible to create a capacity compressor. Further, the flow path area of the refrigerant flow path for creating a small differential pressure can be set by a small solenoid, and therefore a large solenoid force is used even in a refrigeration cycle using a high-pressure refrigerant that operates in a supercritical state. Is not required, it is possible to configure a small displacement control valve for a variable displacement compressor.
[0014]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings, taking a displacement control valve applied to a flow control type variable displacement compressor that controls the flow rate of a discharged refrigerant to be constant, as an example. I do.
[0015]
FIG. 1 is a sectional view showing the configuration of the variable displacement compressor.
First, the overall structure of the variable displacement compressor 1 shown in FIG. 1 will be described.
The variable displacement compressor 1 includes a rotary drive unit 100 driven by a vehicle engine (not shown), a refrigerant compression unit 200 including an airtight crank chamber, and a displacement control unit 300 for controlling a discharge displacement. A condenser (or gas cooler) 3 is connected to an outlet port 1a of the variable capacity compressor 1 via a high-pressure refrigerant line 2, and an expansion valve 4, an evaporator 5, and a low-pressure refrigerant pipe A closed circuit refrigeration cycle is configured by piping to the inlet port 1b via the path 6.
[0016]
The rotation drive unit 100 is configured to transmit an engine torque from a driven pulley 13 via a bracket 14 to a rotation shaft 12 protruding from the front housing 11. The crank chamber 15 of the refrigerant compression section 200 is formed by a space surrounded by the front housing 11 and the cylinder block 16. The rotating shaft 12 is rotatably supported between the front housing 11 and the cylinder block 16 so as to pass through the crank chamber 15.
[0017]
The driven pulley 13 is rotatably supported by the front housing 11 via an angular bearing 17. A belt (not shown) is wound around an outer peripheral portion of the driven pulley 13, and a bracket 14 that rotates integrally with the driven pulley 13 is connected to a protruding end of the rotating shaft 12 from the front housing 11, thereby connecting with the vehicle engine. Are directly connected without the intervention of a clutch mechanism such as an electromagnetic clutch.
[0018]
The lip seal 18 is interposed between the front end side of the rotating shaft 12 and the front housing 11, and seals the crank chamber 15 from the outside of the refrigerant compression unit 200. The rotation support 19 is fixed to the rotation shaft 12 in the crank chamber 15. The swash plate 20 is supported so as to be tiltable with respect to the rotation shaft 12. The support arm 21 protrudes from the rotation support 19 and is engaged with a spherical end portion of a guide pin 22 provided on the swash plate 20. The swash plate 20 is configured to be integrally rotatable with the rotating shaft 12 by the cooperation of the support arm 21 and the guide pin 22.
[0019]
Between the rotary support 19 and the swash plate 20, an inclination-reducing spring 23 for urging the swash plate 20 in the direction of decreasing the inclination is interposed. The swash plate 20 is formed with an inclination restricting projection 20a that protrudes toward the rotation support 19 and restricts the maximum inclination of the swash plate 20.
[0020]
The rotating shaft 12 is rotatably supported at its rear end by a radial bearing 24 formed at the center axis position of the cylinder block 16.
A plurality of cylinder bores 16a are formed in the cylinder block 16, and a plurality of single-headed pistons (hereinafter simply referred to as pistons) 25 are accommodated in the respective cylinder bores 16a. The swash plate 20 is engaged with the head of the piston 25 via the shoe 26, and converts the rotational motion of the swash plate 20 into the reciprocating motion of the piston 25. A thrust bearing 28 is interposed between the rotary support 19 and the front housing 11, and the thrust bearing 28 acts on the rotary support 19 via the piston 25 and the swash plate 20 when compressing the refrigerant. I'm taking power.
[0021]
The capacity control unit 300 is composed of a rear housing 31 arranged with a valve plate 27 partitioning the refrigerant compression unit 200 interposed therebetween, and a variable capacity compressor capacity control valve 30 described later inserted and fixed at a predetermined position. It is configured. In the rear housing 31, adjacent to the valve plate 27, a suction chamber 32 forming a region of a suction pressure Ps, a discharge chamber 33 forming a region of a discharge pressure PdH of the refrigerant compressed by the refrigerant compression section 200, and A communication passage 34 that communicates with the crank chamber and forms a region of the pressure Pc of the crank chamber is defined. The rear housing 31 is provided with an outlet port 1a, an inlet port 1b of the variable displacement compressor 1, and a receiving hole 35 for receiving the displacement control valve 30 for the variable displacement compressor. Further, the inlet port 1b is communicated with the suction chamber 32 by the first communication hole 36 formed in the rear housing 31, and the housing hole 35 is communicated by the second communication hole 37 with the communication passage 34 to the crank chamber 15. The accommodation hole 35 communicates with the discharge chamber 33 through the three communication holes 38, and the accommodation hole 35 communicates with the outlet port 1 a of the variable displacement compressor 1 through the fourth communication hole 39.
[0022]
The valve plate 27 is provided with a suction relief valve 32v on the cylinder bore 16a side of each port communicating with the suction chamber 32, and the discharge relief valve 33v is provided on the discharge chamber 33 side of each port communicating with the cylinder bore 16a. Is provided. The suction chambers 32 provided corresponding to the cylinder bores 16a communicate with each other in the rear housing 31 and are connected to the first communication holes 36. The discharge chambers 33 also communicate with each other in the rear housing 31. It is connected to the third communication hole 38. Accordingly, the refrigerant gas in the suction chamber 32 is sucked into the cylinder bore 16a via the suction relief valve 32v in accordance with the reciprocating operation of the piston 25, and the refrigerant gas in the cylinder bore 16a passes through the discharge relief valve 33v. The liquid is discharged into the discharge chamber 33 through the discharge chamber 33.
[0023]
Although not shown in FIG. 1, a fixed orifice is provided between the crank chamber 15 and the suction chamber 32 to allow the refrigerant introduced into the crank chamber 15 to escape to the suction chamber 32.
[0024]
Next, a specific configuration example of the displacement control valve for the variable displacement compressor will be described.
(First Embodiment)
FIG. 2 is a sectional view showing details of the displacement control valve for the variable displacement compressor according to the first embodiment.
[0025]
The variable displacement compressor displacement control valve 30 includes a first control valve 30A, a second control valve 30B, and a solenoid 30C.
The first control valve 30A has a port 41 formed in the body 40 and a port 42. The discharge pressure PdH from the discharge chamber 33 is introduced to the port 41 through the third communication hole 38 of the rear housing 31 shown in FIG. Further, the discharge pressure PdL reduced in pressure by the first control valve 30 A is led out from the port 42 to the high-pressure refrigerant pipe 2 through the fourth communication hole 39. A valve hole 45 is formed between these ports 41 and 42 so as to communicate with each other, and an upstream peripheral edge thereof forms a first valve seat 45a. On the upstream side of the first valve seat 45a, a ball-shaped valve body (ball valve body) 46, which is a first valve body, is disposed so as to face the first valve seat 45a. In a space communicating with the port 41, a coil spring 48 for urging the ball valve body 46 in a closing direction is disposed. The load of the coil spring 48 is adjusted by an adjusting screw 47 screwed to the body 40.
[0026]
Further, from the downstream side of the ball valve body 46, one end of a shaft 49 extending in the axial direction of the solenoid portion 30C is in contact with the first valve seat 45a via a valve hole. The shaft 49 is supported by a bearing 50a formed on the body 40. The bearing portion 50a is provided with a communication hole 50b so that the inside of the solenoid portion 30C has the same pressure as the discharge pressure PdL.
[0027]
An electromagnetic coil 51 having a cylindrical hollow portion is provided in the solenoid portion 30C, and a sleeve 52 is provided in the cylindrical hollow portion. A core 53 serving as a fixed iron core is press-fitted and fixed to the first control valve 30A side of the sleeve 52. A plunger 54 serving as a movable iron core is slidably disposed in the sleeve 52 in the axial direction while being urged downward by a coil spring 55 in the sleeve 52. The plunger 54 is fixed to the lower end of the shaft 49 arranged so as to pass through the axial position of the core 53 in the drawing. Thus, when the electromagnetic coil 51 is in a non-energized state, the plunger 54 moves in a direction away from the core 53 by the urging force of the coil spring 55, and the shaft 49 fixed to the plunger 54 separates from the ball valve body 46, and the ball valve The body 46 is seated on the first valve seat 45a by the coil spring 48, and the first control valve 30A is fully closed. When the electromagnetic coil 51 is energized, the plunger 54 is attracted by the core 53 and presses the ball valve body 46 via the shaft 49 in the valve opening direction. Since the amount of movement of the ball valve body 46, that is, the valve opening, is proportional to the value of the current supplied to the electromagnetic coil 51, the flow path cross-sectional area of the refrigerant passing through the first control valve 30A is Is determined by the value of the control current to be applied. Therefore, the first control valve 30A functions as a variable orifice that can freely change the flow path cross-sectional area of the flow path through which the discharged refrigerant passes by the control current.
[0028]
This solenoid portion 30C is for controlling so as to generate a small differential pressure by the discharge flow rate Qd of the refrigerant passing through the first control valve 30A, and is not for directly controlling the high pressure. In addition to being small, the configuration of this part can be reduced in size.
[0029]
The second control valve 30B is arranged in series with the first control valve 30A, and has a body 40a screwed to the body 40. The body 40a has a port 43 formed to introduce a controlled pressure Pc to the crank chamber and a port 44 formed to introduce a discharge pressure PdL reduced by the first control valve 30A. The lower end has an opening communicating with the port 41 to receive the discharge pressure PdH of the discharge chamber 33 via the communication hole 47a of the adjusting screw 47. Between this opening and the port 43, a second valve seat 56 is formed integrally with the body 40a. A second valve body 57 is disposed on the second valve seat 56 from the port 43 side. The second valve body 57 is a tapered valve body integrally formed with a cylindrical piston 58, and the piston 58 can freely advance and retreat in the axial direction to a cylinder portion formed at an axial position of the body 40a. Are located in A coil spring 60 that urges the second valve body 57 in the closing direction is disposed above the piston 58 in the drawing, and the load of the coil spring 60 is adjusted by an adjusting screw 59 screwed to the body 40a. It is adjusted by the screw-in amount. The adjusting screw 59 has a through-hole 59a formed at the center thereof, and the reduced discharge pressure PdL is introduced from the port 44 into the space above the piston 58 through the through-hole 59a. The second valve body 57 and the piston 58 receive the discharge pressure PdH from the port 41 and the discharge pressure PdL from the port 44, respectively, at both axial end surfaces thereof. 57 is determined. More specifically, the second control valve 30B is introduced into the crank chamber 15 so that the pressure difference ΔP generated before and after the refrigerant passes through the flow path cross-sectional area determined by the first control valve 30A becomes constant. It functions as a constant differential pressure valve for controlling the flow rate of the refrigerant flowing.
[0030]
Outside the variable capacity compressor control valve 30, an O-ring 29a for sealing between the port 44 and the port 43, an O-ring 29b for sealing between the port 43 and the port 41, and the port 41 and the port 42 O-ring 29c for sealing between port 42 and solenoid portion 30C, and O-ring 29e for sealing between solenoid portion 30C and the atmosphere.
[0031]
In the variable displacement compressor 1 configured as described above, when the driving force is transmitted from the engine and the rotating shaft 12 rotates, the swash plate 20 provided on the rotating shaft 12 swings while rotating. Then, the piston 25 connected to the outer peripheral portion of the swash plate 20 reciprocates, whereby the refrigerant in the suction chamber 32 is sucked into the cylinder block 16 and compressed, and the compressed refrigerant is discharged to the discharge chamber 33.
[0032]
At this time, when the solenoid section 30C is in the non-energized state, the first control valve 30A is in the fully closed state, and therefore, all the refrigerant discharged to the discharge chamber 33 is passed through the second control valve 30B. Since the variable displacement compressor 1 is introduced into the crank chamber 15, the variable displacement compressor 1 is in the operation state of the minimum displacement.
[0033]
When the solenoid unit 30C receives the supply of a predetermined control current, the first control valve 30A is set to a predetermined opening according to the current value. As a result, the first control valve 30A forms an orifice of a predetermined size in which the cross-sectional area of the refrigerant flow path to the high-pressure refrigerant pipe 2 communicating with the condenser 3 is narrowed, A predetermined differential pressure (PdH−PdL = ΔP) is generated according to the discharge flow rate Qd of the refrigerant passing therethrough.
[0034]
Further, the second control valve 30B detects the differential pressure ΔP before and after the orifice by the first control valve 30A by the second valve body 57 and the piston 58, and maintains the differential pressure ΔP at a constant value. The flow rate of the refrigerant introduced from the discharge chamber 33 to the crank chamber 15 is controlled to change the capacity so that the flow rate of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 becomes constant.
[0035]
The flow rate of the refrigerant discharged from the variable capacity compressor 1 is determined by the refrigerating capacity required by the refrigerating cycle, and the refrigerating capacity is determined by the engine speed, the vehicle speed, the accelerator opening, the temperature inside and outside the vehicle interior, and the setting. Calculation is performed based on the temperature, various temperatures, detection signals from the pressure sensors, and the like, and the value of the current supplied to the electromagnetic coil 51 is determined based on the calculation results.
[0036]
Here, when the discharge flow rate of the refrigerant increases due to, for example, an increase in the engine speed, the differential pressure ΔP generated before and after the first control valve 30A increases. Then, the second control valve 30B moves in the opening direction by sensing the differential pressure ΔP, and controls the flow rate of the refrigerant introduced from the discharge chamber 33 to the crank chamber 15 to increase. As a result, the pressure Pc in the crank chamber 15 increases, and the variable displacement compressor 1 is controlled to the minimum operation side, so that the discharge capacity is reduced, the refrigerant discharge flow rate is reduced, and the differential pressure ΔP is reduced. Become. In this way, the second control valve 30B controls the differential pressure across the orifice set by the first proportional control valve 30A to be constant, so that the refrigerant discharge flow rate Qd is constant. Will be kept.
[0037]
Conversely, when the differential pressure generated before and after the first control valve 30A decreases due to a decrease in the engine speed or the like, the refrigerant discharge pressure PdH decreases, so the second control valve 30B Control is performed to reduce the flow rate of the refrigerant introduced from the discharge chamber 33 to the crank chamber 15. As a result, the pressure Pc in the crank chamber 15 decreases, and the variable displacement compressor 1 is controlled to the maximum operation side, operates to increase the discharge flow rate of the refrigerant, and the discharge flow rate Qd of the refrigerant is kept constant. Will be.
[0038]
As described above, in the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the present invention, the first control valve 30A constituting the variable orifice set by the solenoid 30C and the differential pressure across the variable orifice are constant. And the second control valve 30B for controlling the pressure of the crank chamber 15 is integrally formed, so that the function of controlling the discharge flow rate Qd of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 to a constant flow rate is made compact. can do.
[0039]
(Second embodiment)
FIG. 3 is a cross-sectional view illustrating a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to the second embodiment. In FIG. 3, the same reference numerals are given to the same or equivalent components as those of the variable displacement compressor displacement control valve shown in FIG. 2, and the detailed description thereof will be omitted.
[0040]
In the second embodiment, the basics of the first control valve 30A and the second control valve 30B are different from the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor (FIG. 2) according to the first embodiment. In that the ball valve body 46 of the first control valve 30A is provided in the valve opening direction with respect to the refrigerant flow direction. different. That is, the ball valve body 46 as the first valve body is disposed downstream of the first valve seat 45a. Accordingly, in the solenoid section 30C, the positions of the plunger 54 and the core 53 are reversed.
[0041]
When the solenoid portion 30C is not energized, the ball valve body 46 is seated on the first valve seat 45a by the coil spring 55 disposed between the plunger 54 and the core 53, and is maintained in a fully closed state. . Therefore, all the refrigerant at the discharge pressure PdH introduced into the port 41 is led out from the port 43 to the crank chamber 15 through the second control valve 30B, so that the variable displacement compressor 1 is controlled to the minimum displacement operation state. Is done.
[0042]
When a predetermined control current is supplied to the electromagnetic coil 51 of the solenoid portion 30C, the plunger 54 is attracted to the core 53, and stops at a position where the attraction force corresponding to the control current value and the urging force of the coil spring 55 are balanced. The ball valve body 46 is in contact with a shaft 49 by a coil spring 48 and forms an orifice of a predetermined size.
[0043]
The operation of the displacement control valve 30 for the variable displacement compressor when the discharge flow rate of the refrigerant changes with the rotation speed of the engine is the displacement control valve 30 for the variable displacement compressor of the first embodiment (FIG. 2). Is the same as
[0044]
(Third embodiment)
FIG. 4 is a cross-sectional view illustrating a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to the third embodiment. In FIG. 4, the same or equivalent components as those of the capacity control valve shown in FIGS. 2 and 3 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
[0045]
In the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the third embodiment, in the first and second embodiments, the first valve body is a ball valve body 46 (FIGS. 2 and 3). However, the difference is that a tapered valve body 61 urged in the valve opening direction on the upstream side of the first valve seat 45a is replaced. Further, the first and second embodiments also have a point that the port 44 for introducing the discharge pressure PdL to the second control valve 30B is eliminated, and the second control valve 30B communicates with the communication hole 62 formed in the body 40. It is different from the structure in Accordingly, the positions of the port 41 for introducing the discharge pressure PdH and the port 42 for introducing the discharge pressure PdL are exchanged. The refrigerant introduced into the crank chamber 15 is a refrigerant having a discharge pressure PdL that has passed through the orifice.
[0046]
That is, the first control valve 30A increases the pressure of the port 41 formed in the body 40 so as to introduce the discharge pressure PdH from the discharge chamber 33 and the discharge pressure PdL reduced by the first control valve 30A. And a port 42 formed in the body 40 so as to be led out to the refrigerant pipe 2. A valve hole 45 is formed between these ports 41 and 42 so as to communicate with each other, and an upstream peripheral edge thereof forms a first valve seat 45a. On the upstream side of the first valve seat 45a, a tapered valve body 61 serving as a first valve body is disposed so as to face the first valve seat 45a. In the valve body 61, a flange 61a is integrally formed on the outer peripheral surface on the side opposite to the first valve seat 45a.
[0047]
A coil spring 48 for urging the valve body 61 in the opening direction is held between the valve body 61 and the first valve seat 45a by a flange 61a. Further, one end of a shaft 49 extending from the axial direction of the solenoid portion 30C is connected to the first valve body 61. When the solenoid portion 30C is not energized, the first valve body 61 is moved by the coil spring 55 to the first valve body. It is configured to be seated on the seat 45a. The shaft 49 has a first control valve 30A side supported by a bearing portion 50a, and a lower end supported by a bearing 50c press-fitted into a central opening of the core 53.
[0048]
The second control valve 30B is arranged in series with the first control valve 30A, the upper space of the piston 58 is closed by a lid 59b, and the first control valve is formed by a communication hole 62 formed in the body 40. The discharge pressure PdL is introduced to the back surface of the piston 58 by communicating with the port 41 of the valve 30A. Thereby, in the third embodiment, since the number of ports to be formed in the body 40 is reduced, the processing in the capacity control unit 300 of the variable capacity compressor 1 and the capacity control valve 30 for the variable capacity compressor are performed. The O-ring required when inserting the O-ring into the accommodation hole 35 of the variable capacity compressor 1 can be reduced.
[0049]
Thus, in the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor, the first control valve 30A includes the first valve body 61 and the first valve seat 45a, and the first valve body 61 This is a tapered valve disposed upstream of the first valve seat 45a, and is configured to set the flow path cross-sectional area of the refrigerant flow path by a solenoid portion 30C. At this time, the second control valve 30B is By sensing the pressure difference between the front and rear of the first control valve 30A and controlling the flow rate of the refrigerant introduced from the discharge chamber 33 to the crank chamber 15, the discharge flow rate Qd of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 is reduced. The flow rate is controlled to be constant.
[0050]
(Fourth embodiment)
FIG. 5 is a sectional view showing the configuration of the displacement control valve for a variable displacement compressor according to the fourth embodiment. In FIG. 5, the same or equivalent components as those of the capacity control valve shown in FIG. 2 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
[0051]
This embodiment is different from the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the first embodiment (FIG. 2) in that the first valve body of the first control valve 30A is a spool-shaped valve body. The second control valve 30 B differs from the second control valve 30 B in that the second valve body is formed of a tapered valve body 64. Further, with respect to the spool-shaped valve body 63 as the first valve body, the first valve seat 63a is provided on the second valve body side of the second control valve 30B to reduce the flow path cross-sectional area. The feature is that it is configured to be set.
[0052]
That is, the second control valve 30B includes a second valve seat 56 formed integrally with the body 40 in the middle of the refrigerant passage between the port 41 connected to the discharge chamber 33 and the port 43 connected to the crank chamber 15. It comprises a tapered second valve body 64 disposed on the upstream side (discharge pressure PdH side) of the second valve seat 56. The second valve body 64 is attached in the valve opening direction by a coil spring 66. It is being rushed. The second valve body 64 senses the pressure difference between the discharge pressure PdH and the discharge pressure PdL at the base thereof, and is arranged in the body 40 so as to be able to freely contact and separate in the axial direction with respect to the second valve seat 56. The pressure portion 64a is formed integrally. The pressure-sensitive portion 64a has a hollow portion whose lower part is opened at the axial position, and has a cutout portion 64b so as to communicate between the hollow portion and the port 41 for introducing the discharge pressure PdH. .
[0053]
The first control valve 30A has a first valve seat 63a formed at a lower opening end of the pressure sensing portion 64a and a spool-shaped valve body 63 as a first valve body. It is configured to set a flow path cross-sectional area of a passage that flows to the port 42 through the notch 64b of the pressure-sensitive portion 64a.
[0054]
The spool-shaped valve body 63 as the first valve body is integrally formed with a pressure-sensitive piston 63p having a cross-sectional area equal to the valve hole area formed by the first valve seat 63a. It is urged in the valve opening direction by a coil spring 48 held by a flange 63b formed on the downstream side. The coil spring 60 is disposed between the pressure sensing piston 63p and the pressure sensing portion 64a of the second valve body 64. The pressure-sensitive piston 63p is slidably held by a plug 40b that seals a lower part of the body 40, and one end of a shaft 49 extending in the axial direction of the solenoid portion 30C pushes the pressure-sensitive piston 63p up from the lower end surface. It is configured. Further, a pressure equalizing hole 65 for introducing a back pressure from an upstream side of the first valve seat 63a is formed in the pressure-sensitive piston 63p. Therefore, the discharge pressure PdH introduced from the port 41 is equally applied to both axial end surfaces of the spool-shaped valve body 63 and the pressure-sensitive piston 63p, so that the influence on the spool-shaped valve body 63 and the pressure-sensitive piston 63p is canceled. Thus, the discharge pressure PdH does not affect the position control of the solenoid-shaped portion 30C with respect to the spool-shaped valve body 63.
[0055]
In the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor having the above configuration, when the solenoid 30C is not energized, the plunger 54 and the shaft 49 are urged upward in the drawing by the coil spring 55, and the first control valve 30A is a fully closed state in which a spool-shaped valve body 63 is fitted into a central opening of the pressure-sensitive portion 64a.
[0056]
When the solenoid portion 30C is energized, the shaft 49 moves downward in the drawing, so that the spool-shaped valve body 63 comes out of the first valve seat 63a and has a predetermined opening between the first valve seat 63a. Hold. Thereby, the refrigerant having the discharge pressure PdH introduced into the port 41 flows to the port 42 through the first control valve 30A. At this time, the second control valve 30B moves the second valve body 64 downward in the figure when the pressure sensing portion 64a of the second valve body 64 senses the pressure difference between the discharge pressure PdH and the discharge pressure PdL. The refrigerant having the discharge pressure PdH is supplied from the port 43 to the crank chamber 15.
[0057]
When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A increases, the differential pressure across the first control valve 30A increases. Therefore, the second valve element 64 of the second control valve 30B moves in the opening direction to move the refrigerant flow rate to the crank chamber 15. Is increased, the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 is reduced, and control is performed so that the discharge flow rate becomes the original flow rate. When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A decreases, the second control valve 30B moves in the closing direction to reduce the flow rate of the refrigerant to the crank chamber 15 and increase the discharge capacity of the variable displacement compressor 1. As a result, the discharge flow rate Qd of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 is controlled to a constant flow rate.
[0058]
(Fifth embodiment)
FIG. 6 is a cross-sectional view illustrating a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to the fifth embodiment. In FIG. 6, the same or equivalent components as those of the capacity control valve shown in FIG. 5 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
[0059]
This embodiment is different from the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the fourth embodiment (FIG. 5) in that the first valve body of the first control valve 30A is a spool-shaped valve body. The configuration constituted by 63 is the same, except that the arrangement of the port 41 for introducing the discharge pressure PdH and the port 42 for deriving the discharge pressure PdL are interchanged. Further, in the second control valve 30B (FIG. 5) in the fourth embodiment, the second valve body is constituted by the tapered valve body 64, but here, the second valve body is a ball valve. The ball valve 67 is arranged downstream of the second valve seat 56 and urges the ball valve 67 from the side of the first control valve 30A through the valve hole in the valve opening direction. ing.
[0060]
That is, the second control valve 30B has a second valve seat 56 formed integrally with the body 40, and a ball valve body 67 disposed on the downstream side opposite to the second valve seat 56. The ball valve body 67 is urged in the valve closing direction by the coil spring 60, and the load of the coil spring 60 is adjusted by the adjusting screw 59. The adjusting screw 59 has a through hole 59a formed at the center thereof, and the through hole 59a forms a port 43 communicating with the crank chamber 15.
[0061]
The pressure-sensitive portion 64a, which forms the first valve seat 63a of the first control valve 30A at the lower end, is integrally formed with a shaft 68 extending in the axial direction through the valve hole of the second control valve 30B. ing. The upper end of the shaft 68 is in contact with the ball valve body 67 of the second control valve 30B.
[0062]
In such a displacement control valve 30 for a variable displacement compressor, when the solenoid 30C is not energized, the plunger 54 and the shaft 49 are urged upward in the figure by the coil spring 55, and the first control valve 30A In the figure, the spool-shaped valve body 63 is fitted into the central opening of the pressure-sensitive portion 64a and is in a fully closed state.
[0063]
When the solenoid portion 30C is energized, the shaft 49 moves downward in the drawing, so that the spool-shaped valve body 63 comes out of the first valve seat 63a and has a predetermined opening between the first valve seat 63a. Hold. Thereby, the refrigerant having the discharge pressure PdH introduced into the port 41 flows to the port 42 through the first control valve 30A. At this time, the second control valve 30B moves upward in the figure when the pressure-sensitive portion 64a of the second valve body 64 senses the pressure difference between the discharge pressure PdH and the discharge pressure PdL, and moves along with the second control valve 30B. Is moved upward in the figure to supply the refrigerant at the discharge pressure PdL from the port 43 to the crank chamber 15.
[0064]
When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A increases, the differential pressure across the first control valve 30A increases. Therefore, the second valve body 64 of the second control valve 30B opens more to increase the flow rate of the refrigerant to the crank chamber 15. The discharge capacity of the variable displacement compressor 1 is reduced so that the discharge flow rate is controlled to the original flow rate. When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A decreases, the second control valve 30B moves in the closing direction to reduce the flow rate of the refrigerant to the crank chamber 15 and increase the discharge capacity of the variable displacement compressor 1. As a result, the discharge flow rate Qd of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 is controlled to be a constant flow rate.
[0065]
(Sixth embodiment)
FIG. 7 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to the sixth embodiment. In FIG. 7, the same or equivalent components as those of the capacity control valve shown in FIG. 2, FIG. 4, or FIG. 6 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
[0066]
This embodiment is different from the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the fifth embodiment (FIG. 6) in that the first valve body of the first control valve 30A is different from the third embodiment. Like the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the embodiment (FIG. 4), the difference is that the valve body 61 is a tapered valve body 61 urged in the valve opening direction upstream of the first valve seat 63a.
[0067]
In such a displacement control valve 30 for a variable displacement compressor, when the solenoid 30C is not energized, the plunger 54 and the shaft 49 are urged upward in the figure by the coil spring 55, and the first control valve 30A Is in a fully closed state with the tapered valve body 61 seated on the first valve seat 63a.
[0068]
When the solenoid portion 30C is energized, the shaft 49 moves downward in the drawing, so that the tapered valve body 61 separates from the first valve seat 63a and has a predetermined opening between the first valve seat 63a and the first valve seat 63a. Hold. Thereby, the refrigerant having the discharge pressure PdH introduced into the port 41 flows to the port 42 through the first control valve 30A. At this time, the pressure sensing portion 64a of the second valve body 64 senses the pressure difference between the discharge pressure PdH and the discharge pressure PdL and moves upward in the drawing, and accordingly, the second control valve 30B switches the second control valve 30B to the second position. Is moved upward in the drawing to supply the refrigerant at the discharge pressure PdL from the port 43 to the crank chamber 15.
[0069]
When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A increases, the differential pressure across the first control valve 30A increases, so that the second valve body 64 of the second control valve 30B is driven by the pressure sensing portion 64a in a further opening direction, The flow rate of the refrigerant to the crank chamber 15 is increased, the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 is reduced, and control is performed so that the discharge flow rate becomes the original flow rate. When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A decreases, the second control valve 30B moves in the closing direction to reduce the flow rate of the refrigerant to the crank chamber 15 and increase the discharge capacity of the variable displacement compressor 1. As a result, the discharge flow rate Qd of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 is controlled to be a constant flow rate.
[0070]
(Seventh embodiment)
FIG. 8 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to the seventh embodiment. In FIG. 8, the same or equivalent components as those of the capacity control valve shown in FIG. 6 or FIG. 7 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
[0071]
This embodiment is different from the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the sixth embodiment (FIG. 7) in that the first valve body 61 of the first control valve 30A is provided with a sixth valve 61A. As with the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the embodiment (FIG. 6), the only difference is that the back pressure is cancelled so as not to be affected by the discharge pressure PdH. Therefore, the operation of the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor is basically the same as the operation of the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the sixth embodiment.
[0072]
That is, when the solenoid portion 30C is not energized, the plunger 54 and the shaft 49 are urged upward in the drawing by the coil spring 55, and the first control valve 30A has a tapered valve body 61 with the first valve The seat 63a is seated and fully closed.
[0073]
When the solenoid portion 30C is energized, the shaft 49 moves downward in the drawing, so that the tapered valve body 61 separates from the first valve seat 63a and has a predetermined opening between the first valve seat 63a and the first valve seat 63a. Hold. Thereby, the refrigerant having the discharge pressure PdH introduced into the port 41 flows to the port 42 through the first control valve 30A. At this time, the pressure sensing portion 64a of the second valve body 64 senses the pressure difference between the discharge pressure PdH and the discharge pressure PdL and moves upward in the drawing, and accordingly, the second control valve 30B switches the second control valve 30B to the second position. Is moved upward in the drawing to supply the refrigerant at the discharge pressure PdL from the port 43 to the crank chamber 15.
[0074]
When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A increases, the differential pressure across the first control valve 30A increases, so that the second valve body 64 of the second control valve 30B is driven by the pressure sensing portion 64a in a further opening direction, The flow rate of the refrigerant to the crank chamber 15 is increased, the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 is reduced, and control is performed so that the discharge flow rate becomes the original flow rate. When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A decreases, the second control valve 30B moves in the closing direction to reduce the flow rate of the refrigerant to the crank chamber 15 and increase the discharge capacity of the variable displacement compressor 1. As a result, the discharge flow rate Qd of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 is controlled to be a constant flow rate.
[0075]
(Eighth embodiment)
FIG. 9 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to the eighth embodiment. In FIG. 9, the same reference numerals are given to the same or equivalent components as those of the displacement control valve shown in FIG. 2 or FIG. 5, and the detailed description thereof will be omitted.
[0076]
This embodiment is different from the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the fourth embodiment (FIG. 5) in that the second valve body of the second control valve 30B has a tapered valve body. However, the first control valve 30A is formed integrally with the body 40 without moving the first valve seat 45a, and the first control valve 30A has a plurality of first valve bodies. In that it is constituted by the ball valve element 46 of the first embodiment.
[0077]
That is, the first control valve 30A has a plurality of valve holes 45 formed on a circumference concentric with the axis of the body 40, and the lower peripheral edges of the respective holes are the first valve seats 45a. A ball valve element 46 is arranged downstream of each first valve seat 45a. These ball valve bodies 46 are supported from the downstream side by a support member 70. The support member 70 is urged downward in the figure by a coil spring 60, and is also plunged by a coil spring 55 of the solenoid 30C. It is urged upward in the figure via the shaft 54 and the shaft 49.
[0078]
In the second control valve 30B, the pressure sensing portion 64a is urged upward in the figure by the coil spring 66, and the second valve body 64 integrated with the pressure sensing portion 64a is moved in the valve closing direction. It is energizing. The pressure sensing portion 64a formed integrally with the second valve body 64 is configured to sense a pressure difference ΔP between the upstream discharge pressure PdH and the downstream discharge pressure PdL of the first control valve 30A. Have been.
[0079]
When the solenoid 30C is not energized, the plunger 54 and the shaft 49 are urged upward in the figure by the coil spring 55, and the first control valve 30A is configured such that each ball valve body 46 is connected to the first valve seat 45a. It is seated and fully closed. At this time, when the refrigerant having the discharge pressure PdH is introduced into the port 41, the second control valve 30B is fully opened because the differential pressure applied to the pressure sensing portion 64a is the maximum, and the second control valve 30B is fully opened. The machine 1 is controlled to the minimum capacity operation state.
[0080]
When the solenoid 30C is energized, the shaft 49 moves downward in the figure. Accordingly, the support member 70 moves downward in the figure while abutting on the shaft 49 by the coil spring 60, so that each ball valve element 46 separates from the first valve seat 45a and is separated from the first valve seat 45a. At a predetermined opening. Thereby, the refrigerant having the discharge pressure PdH introduced into the port 41 flows to the port 42 through the first control valve 30A. At this time, in the second control valve 30B, the pressure-sensitive portion 64a of the second valve body 64 receives the pressure difference between the discharge pressure PdH and the discharge pressure PdL, and resists the urging force of the coil spring 66. Then, the refrigerant at the discharge pressure PdH supplied to the port 41 is supplied from the port 43 to the crank chamber 15.
[0081]
When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A increases, the differential pressure across the first control valve 30A increases. Therefore, the second valve body 64 of the second control valve 30B receives the increase in the differential pressure of its pressure sensing portion 64a. The compressor is further driven in the opening direction to increase the flow rate of refrigerant to the crank chamber 15 and reduce the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 so as to control the discharge flow rate to the original flow rate. Conversely, when the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A decreases, the second control valve 30B moves the pressure-sensitive portion 64a in the direction in which the second valve body 64 closes, and the refrigerant flows into the crank chamber 15. The flow rate is reduced and the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 is increased, so that the discharge flow rate Qd of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 is controlled so as to be constant.
[0082]
(Ninth embodiment)
FIG. 10 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to the ninth embodiment. In FIG. 10, the same or equivalent components as those of the capacity control valve shown in FIG. 9 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
[0083]
This embodiment is different from the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the eighth embodiment (FIG. 9) in that a first valve body and a first valve seat of a first control valve 30A are provided. The structure of has been changed.
[0084]
That is, the first control valve 30A is provided with a donut-shaped valve hole 45 formed on the circumference concentric with the axis of the body 40, and the lower end peripheral portion thereof serves as the first valve seat 45a. However, the donut-shaped valve hole 45 is not formed so as to penetrate the entire circumference, and a portion accommodating several pressure-sensitive portions 64a is connected to the body 40 in the middle. A flat valve body 71 slidably held in the axial direction by a plug 40b is disposed downstream of the first valve seat 45a.
[0085]
In the capacity control valve 30 for a variable capacity compressor having such a configuration, when the solenoid 30C is not energized, the plunger 54 and the shaft 49 are urged upward in the figure by the coil spring 55, and the first control is performed. The valve 30A is in a fully closed state with the flat valve body 71 seated on the first valve seat 45a. At this time, when the refrigerant having the discharge pressure PdH is introduced into the port 41, the second control valve 30B is fully opened because the differential pressure applied to the pressure sensing portion 64a is the maximum, and the second control valve 30B is fully opened. The machine 1 is controlled to the minimum capacity operation state.
[0086]
Here, when the solenoid 30C is energized, the shaft 49 moves downward in the figure. Accordingly, the flat valve body 71 moves downward in the drawing while abutting on the shaft 49 by the coil spring 60, so that the flat valve body 71 separates from the first valve seat 45a and moves between the first valve seat 45a and the first valve seat 45a. At a predetermined opening. Thereby, the refrigerant having the discharge pressure PdH introduced into the port 41 flows to the port 42 through the first control valve 30A. At this time, in the second control valve 30B, the pressure-sensitive portion 64a of the second valve body 64 receives the pressure difference between the discharge pressure PdH and the discharge pressure PdL, and resists the urging force of the coil spring 66. Then, the second valve body 64 is separated from the second valve seat 56, and the refrigerant having the discharge pressure PdH supplied to the port 41 is supplied from the port 43 to the crank chamber 15.
[0087]
When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A increases, the differential pressure across the first control valve 30A increases. Therefore, the second valve body 64 of the second control valve 30B receives the increase in the differential pressure of its pressure sensing portion 64a. The compressor is further driven in the opening direction to increase the flow rate of refrigerant to the crank chamber 15 and reduce the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 so as to control the discharge flow rate to the original flow rate. Conversely, when the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A decreases, the second control valve 30B moves the pressure-sensitive portion 64a in the direction in which the second valve body 64 closes, and the refrigerant flows into the crank chamber 15. The flow rate is reduced and the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 is increased, so that the discharge flow rate Qd of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 is controlled so as to be constant.
[0088]
(Tenth embodiment)
FIG. 11 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to the tenth embodiment. In FIG. 11, the same or equivalent components as those of the capacity control valve shown in FIG. 2 or FIG. 4 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
[0089]
The tenth embodiment is largely different from the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor (FIG. 2) according to the first embodiment in the upstream and downstream sides of the first control valve 30A. The difference is that the diaphragm 72 is used to detect the differential pressure generated between the first and second diaphragms.
[0090]
That is, the cylindrical body 40c is formed integrally with the body 40 at the center of the body 40, and the hollow portion is formed as a valve hole 45 connecting the port 41 and the port 42. The lower end portion of the cylindrical body 40c constitutes a first valve seat 45a of the first control valve 30A, and a downstream space communicating with the port 42 faces the first valve seat 45a, A tapered valve body 61 formed integrally with the plunger 54 of the solenoid portion 30C is disposed. In this tapered valve body 61, a piston ring 74 is fitted into a ring-shaped groove 61 b provided around a joint portion with the plunger 54, and the piston ring 74 moves the plunger 54 against the inner wall surface of the sleeve 52. Slidably, and the tapered valve element 61 is centered at the axial position of the sleeve 52.
[0091]
The second control valve 30 B has a valve hole communicating from the port 41 to the port 43, and the lower end thereof forms a second valve seat 56. A tapered second valve body 64 is disposed on the upstream side facing the second valve seat 56. The second valve body 64 has a piston 64d integrally formed on the top thereof via a shaft 64c. The piston 64d has the same outer diameter as the valve hole diameter of the second valve seat 56, and discharges the refrigerant introduced into the port 41 through the communication hole 62 at the end face opposite to the second valve body 64. It is configured to receive the pressure PdH, so that the second valve body 64 can be moved only by a pure pressure difference between the discharge pressure PdH and the discharge pressure PdL without being affected by the discharge pressure PdH. become. The second valve body 64 is formed integrally with an enlarged base 64e having a notch 64b for introducing the discharge pressure PdH from the port 41 into the hollow portion of the cylindrical body 40c.
[0092]
A sliding member 73 that can move up and down on the outer peripheral surface thereof is fitted to the cylindrical body 40c formed at the center of the body 40. The sliding member 73 and the inner peripheral surfaces of the bodies 40 and 40a are connected by a diaphragm 72. The diaphragm 72 is a donut-shaped sheet having an open central portion. The outer peripheral end of the diaphragm 72 is clamped by press-fitting the body 40a into the body 40, and the inner peripheral end thereof is fitted with a ring 73a on a sliding member 73. It is pinched by. The base 64e of the second valve body 64 is placed on the sliding member 73, and these are urged by the coil springs 60 and 66 so as to abut each other. As a result, the diaphragm 72 receives the pressure difference between the discharge pressure PdH from the port 41 and the discharge pressure PdL at the port 42, and the sliding member 73 is displaced in the axial direction according to the pressure difference. Thus, the second valve body 64 operates so as to contact and separate from the second valve seat 56.
[0093]
In the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor having the above configuration, when the solenoid 30C is not energized, the plunger 54 and the tapered valve body 61 are urged upward by a coil spring 55 in the figure. The first control valve 30A is in a fully closed state with a tapered valve body 61 seated on a first valve seat 45a. At this time, when the refrigerant having the discharge pressure PdH is introduced into the port 41, the second control valve 30B is fully opened because the differential pressure applied to the diaphragm 72 is maximum, and the second control valve 30B is fully opened. Is controlled to the operation state of the minimum capacity.
[0094]
Here, when the solenoid portion 30C is energized, the plunger 54 moves downward in the drawing, whereby the tapered valve body 61 separates from the first valve seat 45a and moves between the first valve seat 45a and the first valve seat 45a. Maintain a predetermined opening. Thereby, the refrigerant having the discharge pressure PdH introduced into the port 41 flows to the port 42 through the cutout portion 64b of the second valve body 64, the hollow portion of the cylindrical body 40c, and the first control valve 30A. At this time, in the second control valve 30B, the diaphragm 72 receives the pressure difference between the discharge pressure PdH and the discharge pressure PdL, and the sliding member 73 moves downward in the figure, whereby the second valve body 64 also moves. The refrigerant having the discharge pressure PdH supplied to the port 41 is supplied to the crank chamber 15 from the port 43 while moving away from the second valve seat 56.
[0095]
When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A increases, the differential pressure across the first control valve 30A increases. Therefore, the diaphragm 72 of the second control valve 30B receives the increase in the differential pressure, and the second valve body 64 further opens. , The refrigerant flow to the crank chamber 15 is increased, the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 is reduced, and control is performed so that the discharge flow rate becomes the original flow rate. Conversely, when the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A decreases, the diaphragm 72 of the second control valve 30B receives the decrease in the differential pressure, and the sliding member 73 switches the second valve body 64. By moving in the closing direction, the flow rate of the refrigerant to the crank chamber 15 is reduced, and the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 is increased. As a result, the discharge flow rate Qd of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 becomes a constant flow rate. Control. At this time, since the second control valve 30B is configured so that the second valve body 64 cancels the discharge pressure PdH, the second control valve 30B controls only the differential pressure between the discharge pressure PdH and the discharge pressure PdL.
[0096]
(Eleventh embodiment)
FIG. 12 is a cross-sectional view illustrating a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to the eleventh embodiment. 12, the same reference numerals are given to the same or equivalent components as those of the variable displacement compressor displacement control valve shown in FIG. 2, FIG. 5, or FIG. 11, and the detailed description thereof is omitted. I do.
[0097]
The eleventh embodiment is the same as the variable displacement compressor displacement control valve 30 (FIG. 11) according to the tenth embodiment in that a diaphragm 72 is used as a pressure-sensitive member. However, the tapered valve element (first valve element) 61 of the first control valve 30A is disposed upstream of the first valve seat 45b formed at the upper end of the cylindrical body 40c. Are different in that For this reason, in the solenoid part 30C, the axial position of the plunger 54 and the core 53 is reversed, and the first valve body 61 and the plunger 54 of the solenoid part 30C are connected by the shaft 49, The first valve element 61 is urged by a coil spring 55 in the valve closing direction.
[0098]
Further, the diaphragm 72 senses the differential pressure ΔP generated between the upstream side and the downstream side of the first control valve 30A, and controls the flow rate of the refrigerant in the second control valve 30B according to the differential pressure ΔP. In this respect, the basic configuration and operation are almost the same as those of the configuration shown in the tenth embodiment. A circular hole 64f for introducing the discharge pressure PdH from the port 41 to the upstream side of the first valve body 61 is formed in the enlarged base portion 64e of the second valve body 64 together with the notch portion 64b. I have.
[0099]
As described above, in the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the present invention, when the solenoid portion 30C is not energized, the plunger 54, the shaft 49 and the first valve body 61 are attached downward by the coil spring 55 in the figure. The first control valve 30A is fully closed with the first valve body 61 seated on the first valve seat 45b. At this time, when the refrigerant having the discharge pressure PdH is introduced into the port 41, the second control valve 30B is fully opened because the differential pressure applied to the diaphragm 72 is maximum, and the second control valve 30B is fully opened. Is controlled to the operation state of the minimum capacity.
[0100]
Here, when the solenoid portion 30C is energized, the plunger 54 moves upward in the drawing, whereby the first valve body 61 separates from the first valve seat 45b and moves between the first valve seat 45b and the first valve seat 45b. Maintain a predetermined opening. Thus, the refrigerant having the discharge pressure PdH introduced into the port 41 passes through the notch 64b and the circular hole 64f of the second valve body 64, the first control valve 30A, and the hollow portion of the cylindrical body 40c. Flow to 42. At this time, in the second control valve 30B, the diaphragm 72 receives the pressure difference between the discharge pressure PdH and the discharge pressure PdL, and the sliding member 73 moves downward in the figure, whereby the second valve body 64 also moves. The refrigerant having the discharge pressure PdH supplied to the port 41 is supplied to the crank chamber 15 from the port 43 while moving away from the second valve seat 56.
[0101]
When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A increases, the differential pressure across the first control valve 30A increases. Therefore, the diaphragm 72 of the second control valve 30B receives the increase in the differential pressure, and the second valve body 64 further opens. , The refrigerant flow to the crank chamber 15 is increased, the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 is reduced, and control is performed so that the discharge flow rate becomes the original flow rate. Conversely, when the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A decreases, the diaphragm 72 of the second control valve 30B receives the decrease in the differential pressure, and the sliding member 73 switches the second valve body 64. By moving in the closing direction, the flow rate of the refrigerant to the crank chamber 15 is reduced, and the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 is increased. As a result, the discharge flow rate Qd of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 becomes a constant flow rate. Control.
[0102]
(Twelfth embodiment)
FIG. 13 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to the twelfth embodiment. In FIG. 13, the same reference numerals are given to the same or equivalent components as the components of the variable displacement compressor displacement control valve shown in FIG. 4, and the detailed description thereof will be omitted.
[0103]
In the twelfth embodiment, the first control valve 30A of the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor (FIG. 4) according to the third embodiment is disposed between the discharge chamber 33 and the crank chamber 15. The pressure in the crank chamber 15 is controlled by controlling the flow rate of the refrigerant having the discharge pressure PdL discharged from the discharge chamber 33 into the crank chamber 15. The difference is that the control is performed by controlling the flow rate led out to the chamber 32. In this case, the variable displacement compressor 1 is provided with a fixed orifice between the discharge chamber 33 and the crank chamber 15 for introducing the refrigerant discharged from the discharge chamber 33 into the crank chamber 15.
[0104]
In other words, this variable displacement compressor displacement control valve 30 has the same structure as the first control valve 30A and the solenoid portion 30C, but the discharged refrigerant has a tapered valve body 61 that is the first control valve 30A and the solenoid portion 30C. In the direction away from the valve seat 45a, that is, in the valve opening direction.
[0105]
In the second control valve 30B, the pistons 58, 58a and the second valve body 57 are formed integrally, and the pistons 58, 58a have the same outer diameter as the valve hole diameter of the second valve seat 56, The piston 58a receives the discharge pressure PdH, and the piston 58 receives the discharge pressure PdL through the communication hole 62. The upstream side of the second valve body 57 introduces the pressure Pc from the crank chamber 15 via the port 43, and the downstream side communicates with the suction chamber 32 at the suction pressure Ps via the port 75. Accordingly, in the second control valve 30B, the piston 58 and the second valve body 57 detect the differential pressure ΔP before and after the orifice by the first control valve 30A, and the differential pressure ΔP maintains a constant value. Then, the flow rate of the refrigerant discharged from the crank chamber 15 to the suction chamber 32 is controlled to change the capacity so that the flow rate of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 becomes constant.
[0106]
As described above, in the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the present invention, when the solenoid 30C is not energized, the plunger 54, the shaft 49 and the first valve body 61 are attached upward in the drawing by the coil spring 55. The first control valve 30A is fully closed with the first valve body 61 seated on the first valve seat 45a.
[0107]
Here, when the solenoid portion 30C is energized, the plunger 54 moves downward in the drawing, whereby the first valve body 61 separates from the first valve seat 45a and moves between the first valve seat 45a and the first valve seat 45a. Maintain a predetermined opening. Thereby, the refrigerant having the discharge pressure PdH introduced into the port 41 flows to the port 42 through the first control valve 30A. At this time, the second control valve 30B receives the differential pressure between the discharge pressure PdH and the discharge pressure PdL and the load of the coil spring 60 when the second valve body 57 and the piston 58 formed integrally are Stop at a balanced position. Thereby, the second control valve 30B allows the refrigerant having the pressure Pc in the crank chamber 15 to flow into the suction chamber 32, and controls the pressure Pc in the crank chamber 15, that is, the discharge capacity of the variable displacement compressor 1. be able to.
[0108]
When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A increases due to a sudden increase in the engine speed or the like, the differential pressure across the first control valve 30A increases, so that the second control valve 30B is driven further in the closing direction and is pulled out of the crank chamber 15. The discharge flow rate of the variable capacity compressor 1 is reduced, and the discharge flow rate is controlled to the original flow rate. Conversely, when the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A decreases, the second control valve 30B is driven in the opening direction to increase the flow rate of the refrigerant discharged from the crank chamber 15, and The discharge capacity is increased so that the discharge flow rate Qd of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 is controlled to be constant.
[0109]
(Thirteenth embodiment)
FIG. 14 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to the thirteenth embodiment. In FIG. 14, the same reference numerals are given to the same or equivalent elements as those of the variable displacement compressor displacement control valve shown in FIG. 13, and the detailed description thereof will be omitted.
[0110]
In the thirteenth embodiment, a variable displacement compressor displacement control valve 30 (FIG. 4) according to a third embodiment of so-called input control for controlling the flow rate of introducing refrigerant into the crankcase 15 and a crankcase. A configuration in which a displacement control valve 30 (FIG. 13) for a variable displacement compressor according to a twelfth embodiment of the so-called bleeding control for controlling the flow rate at which the refrigerant is drawn out from the compressor 15 (FIG. 13). Therefore, the displacement control valve 30 for the variable displacement compressor is provided with the first control valve 30A disposed in the passage communicating with the discharge chamber 33 and the solenoid 30C for setting the flow area of the first control valve 30A. In addition, a second control valve 30B for sensing a differential pressure generated before and after the first control valve 30A and controlling the pressure in the crank chamber 15 so that the differential pressure becomes a predetermined value, and a third control valve A valve 30D is provided.
[0111]
In the second control valve 30B and the third control valve 30D, the piston 58, the second valve body 57, and the third valve body 76 are formed integrally, and the piston 58 is connected to the third valve seat 77. It has the same outer diameter as the valve hole diameter. The second valve body 57 is configured to receive the discharge pressure PdH, and the piston 58 is configured to receive the discharge pressure PdL via the communication hole 62. The upstream side of the second valve body 57 communicates with the discharge pressure PdH through the port 41, and the downstream side communicates with the crank chamber 15 through the port 43a to derive the pressure Pc1. The upstream side of the third valve body 76 is connected to introduce the pressure Pc2 from the crank chamber 15 via the port 43b, and the downstream side is connected to the suction chamber 32 of the suction pressure Ps via the port 75. .
[0112]
Accordingly, in the second control valve 30B and the third control valve 30D, the piston 58 and the second valve body 57 detect the differential pressure ΔP before and after the orifice by the first control valve 30A, and the differential pressure ΔP is A three-way valve is configured to control the flow rate of the refrigerant introduced from the discharge chamber 33 to the crank chamber 15 so as to maintain a constant value, and to control the flow rate of the refrigerant introduced from the crank chamber 15 to the suction chamber 32.
[0113]
As described above, in the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the present invention, when the solenoid 30C is not energized, the plunger 54, the shaft 49 and the first valve body 61 are attached upward by a coil spring 55 in the drawing. The first control valve 30A is fully closed with the first valve body 61 seated on the first valve seat 45a.
[0114]
Here, when the solenoid portion 30C is energized, the plunger 54 moves downward in the drawing, whereby the first valve body 61 separates from the first valve seat 45a to maintain a predetermined opening. Thereby, the refrigerant having the discharge pressure PdH introduced into the port 41 flows to the port 42 through the first control valve 30A. At this time, the second control valve 30 B is configured such that the second valve body 57, the third valve body 76, and the piston 58 formed integrally form a differential pressure between the discharge pressure PdH and the discharge pressure PdL and the load of the coil spring 60. And stop at the position where they are balanced. This allows the second control valve 30B to introduce the refrigerant having the discharge pressure PdH into the crank chamber 15 and allow the third control valve 30D to release the refrigerant having the pressure Pc in the crank chamber 15 to the suction chamber 32. , The pressure Pc in the crank chamber 15 can be controlled, and the discharge displacement of the variable displacement compressor 1 can be controlled.
[0115]
When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A increases due to a sudden increase in the engine speed or the like, the differential pressure across the first control valve 30A increases, so that the second control valve 30B further opens and the third control valve 30D further closes. Driven in the direction, the refrigerant flow introduced into the crank chamber 15 is increased, the refrigerant flow discharged from the crank chamber 15 is reduced, and the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 is reduced. It controls so that it becomes. Conversely, when the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A decreases, the second control valve 30B is driven in the closing direction and the third control valve 30D is driven in the opening direction, and the crank chamber 15 The flow rate of the refrigerant introduced into the compressor is reduced, and the flow rate of the refrigerant discharged from the crank chamber 15 is increased to increase the discharge capacity of the variable displacement compressor 1. As a result, the discharge of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 The flow rate Qd is controlled to be constant.
[0116]
(14th embodiment)
FIG. 15 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a fourteenth embodiment. In FIG. 15, the same reference numerals are given to the same or equivalent components as those of the variable displacement compressor displacement control valve shown in FIG. 13, and the detailed description thereof will be omitted.
[0117]
The fourteenth embodiment controls the flow rate at which the discharged refrigerant is introduced into the crank chamber 15 as compared with the variable displacement compressor displacement control valve 30 (FIG. 13) according to the twelfth embodiment. This shows an example in which a portion for sensing the differential pressure across the first control valve 30A and the second valve body 57 of the second control valve 30B are formed separately.
[0118]
That is, in the second control valve 30B, the second valve seat 56 is formed integrally with the body 40 between the communication hole 62 for introducing the discharge pressure PdL to the piston 58 and the port 43 communicating with the crank chamber 15. A second valve body 57 is disposed facing the second valve seat 56 so as to be able to advance and retreat from the downstream side. The second valve body 57 is formed integrally with a piston 58 that receives the discharge pressure PdL. A piston 78, a coil spring 79, and a spring receiver 80 are provided on the same axis as the second valve body 57 and the piston 58 between the port 41 into which the discharge pressure PdH is introduced and the communication hole 62. The piston 78 is in contact with a shaft formed through the valve hole in a space formed integrally with the second valve body 57 and communicating with the communication hole 62 by the urging force of the coil spring 79. Since the pressure receiving area of the second valve body 57 and the pressure receiving area of the piston 58 are substantially the same, the discharge pressure PdL applied to them is cancelled. Therefore, the second control valve 30B detects the pressure difference ΔP before and after the orifice by the first control valve 30A by the piston 78, and moves the discharge chamber 33 from the crank chamber so that the pressure difference ΔP maintains a constant value. By controlling the flow rate of the refrigerant introduced into the compressor 15, the capacity is changed so that the flow rate of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 becomes constant.
[0119]
In the variable displacement compressor displacement control valve 30 having such a configuration, when the solenoid portion 30C is not energized, the plunger 54, the shaft 49, and the first valve body 61 are urged upward in the drawing by the coil spring 55. The first control valve 30A is fully closed with the first valve body 61 seated on the first valve seat 45a.
[0120]
Here, when the solenoid portion 30C is energized, the plunger 54 moves downward in the drawing, whereby the first valve body 61 separates from the first valve seat 45a and moves between the first valve seat 45a and the first valve seat 45a. Maintain a predetermined opening. Thereby, the refrigerant having the discharge pressure PdH introduced into the port 41 flows to the port 42 through the first control valve 30A. At this time, the second control valve 30B stops at a position where the piston 78 receives the pressure difference between the discharge pressure PdH and the discharge pressure PdL and the load of the coil springs 60 and 79, and balances them. Thereby, the second control valve 30B can introduce the refrigerant having the discharge pressure PdH into the crank chamber 15, and can control the pressure Pc in the crank chamber 15, that is, the discharge capacity of the variable displacement compressor 1. it can.
[0121]
When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A increases due to a sudden increase in the engine speed or the like, the differential pressure across the first control valve 30A increases, so that the second control valve 30B is driven in a further opening direction and introduced into the crank chamber 15. The flow rate of the refrigerant to be discharged is increased, the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 is reduced, and the discharge flow rate is controlled to the original flow rate. Conversely, when the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A decreases, the second control valve 30B is driven in the closing direction to reduce the flow rate of the refrigerant introduced into the crank chamber 15, and the variable displacement compressor 1 Is controlled so that the discharge flow rate Qd of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 becomes a constant flow rate as a result.
[0122]
(Fifteenth embodiment)
FIG. 16 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a fifteenth embodiment. In FIG. 16, the same reference numerals are given to the same or equivalent components as those of the variable displacement compressor displacement control valve shown in FIG. 13, and the detailed description thereof will be omitted.
[0123]
In the fifteenth embodiment, the flow rate of the refrigerant drawn from the crank chamber 15 to the suction chamber 32 is controlled as compared with the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the twelfth embodiment (FIG. 13). This is an example in which the part that senses the differential pressure across the first control valve 30A and the second valve body 57 of the second control valve 30B are configured separately.
[0124]
That is, in the second control valve 30B, the part that senses the differential pressure across the first control valve 30A is configured by the piston 78, the coil spring 79, and the spring receiver 80. A second valve seat 56 is formed integrally with the body 40 between a port 43 communicating with the crank chamber 15 and a port 75 communicating with the suction chamber 32, and a second valve is provided from the upstream side communicating with the port 43. The body 57 is disposed so as to be able to advance and retreat with respect to the second valve seat 56. The second valve body 57 is formed integrally with a piston 58 having the same diameter as the valve hole of the second valve seat 56, and receives the discharge pressure PdL on the back surface of the piston 58 through a communication hole 62. ing. The second valve body 57 is formed integrally with a piston 58a having substantially the same diameter as the valve hole of the second valve seat 56, and is held in the body 40 in an airtight manner so as to be able to advance and retreat in the axial direction. It is configured to receive the discharge pressure PdL. A piston 78 is in contact with the lower end of the piston 58a in the drawing. Since the piston 58a and the piston 58 in contact with the piston 78 have substantially the same diameter, the discharge pressure PdL applied to them is cancelled. Accordingly, the second control valve 30B causes the piston 78 to detect the differential pressure ΔP before and after the orifice caused by the first control valve 30A, and from the crank chamber 15 to the suction chamber so that the differential pressure ΔP maintains a constant value. By controlling the flow rate of the refrigerant led out to the compressor 32, the capacity is changed so that the flow rate of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 becomes constant.
[0125]
In the variable displacement compressor displacement control valve 30 having such a configuration, when the solenoid portion 30C is not energized, the plunger 54, the shaft 49, and the first valve body 61 are urged upward in the drawing by the coil spring 55. The first control valve 30A is fully closed with the first valve body 61 seated on the first valve seat 45a.
[0126]
Here, when the solenoid portion 30C is energized, the plunger 54 moves downward in the drawing, whereby the first valve body 61 separates from the first valve seat 45a and moves between the first valve seat 45a and the first valve seat 45a. Maintain a predetermined opening. Thereby, the refrigerant having the discharge pressure PdH introduced into the port 41 flows to the port 42 through the first control valve 30A. At this time, the second control valve 30B stops at a position where the piston 78 receives the pressure difference between the discharge pressure PdH and the discharge pressure PdL and the load of the coil springs 60 and 79, and balances them. Thereby, the second control valve 30B allows the refrigerant having the pressure Pc in the crank chamber 15 to flow into the suction chamber 32, and controls the pressure Pc in the crank chamber 15, that is, the discharge capacity of the variable displacement compressor 1. be able to.
[0127]
When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A increases due to a sudden increase in the engine speed or the like, the differential pressure across the first control valve 30A increases, so that the second control valve 30B is driven further in the closing direction and is pulled out of the crank chamber 15. The pressure Pc in the crank chamber 15 is increased by reducing the flow rate of the refrigerant, thereby reducing the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 and controlling the discharge flow rate to the original flow rate. Conversely, when the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A decreases, the second control valve 30B is driven in the opening direction to increase the flow rate of the refrigerant discharged from the crank chamber 15 and increase the pressure in the crank chamber 15 Pc is reduced, whereby the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 is increased, and as a result, the discharge flow rate Qd of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 is controlled to be constant.
[0128]
(Sixteenth embodiment)
FIG. 17 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to the sixteenth embodiment. In FIG. 17, the same reference numerals are given to the same or equivalent components as the components of the displacement control valve for the variable displacement compressor shown in FIGS. 14 and 16, and the detailed description thereof will be omitted.
[0129]
The sixteenth embodiment is different from the thirteenth embodiment in that the displacement control valve 30 for controlling the flow rate of the refrigerant to the crank chamber 15 and the crank chamber are different from the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor (FIG. 14). 15 is the same as that of the first control valve 30A, and the second valve element 57 of the second control valve 30B is the same as that of the first embodiment. Differs in that they are configured separately. Further, a portion for sensing the differential pressure across the first control valve 30A has the same configuration as that of the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor (FIG. 16) according to the fifteenth embodiment.
[0130]
That is, in the second control valve 30B and the third control valve 30D, the piston 58, the second valve body 57, and the third valve body 76 are integrally formed, and the piston 58 is connected to the second valve seat. It has the same outer diameter as the valve hole diameter of 56 and the third valve seat 77, and has a structure for canceling the discharge pressure PdL. Therefore, in the second control valve 30B and the third control valve 30D, the piston 58 and the second valve body 57 detect the differential pressure ΔP before and after the orifice by the first control valve 30A, and the differential pressure ΔP is constant. The three-way valve which simultaneously controls the flow rate of the refrigerant introduced from the discharge chamber 33 to the crank chamber 15 and the flow rate of the refrigerant introduced from the crank chamber 15 to the suction chamber 32 so as to maintain the value of
[0131]
In the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor having this configuration, when the solenoid 30C is not energized, the plunger 54, the shaft 49, and the first valve body 61 are urged upward in the figure by the coil spring 55. The first control valve 30A is fully closed with the first valve body 61 seated on the first valve seat 45a.
[0132]
Here, when the solenoid portion 30C is energized, the plunger 54 moves downward in the drawing, whereby the first valve body 61 separates from the first valve seat 45a to maintain a predetermined opening. Thereby, the refrigerant having the discharge pressure PdH introduced into the port 41 flows to the port 42 through the first control valve 30A. At this time, the second control valve 30B is configured such that the second valve body 57, the third valve body 76, and the piston 58, which are integrally formed, are driven by the differential pressure between the discharge pressure PdH and the discharge pressure PdL and the coil springs 60 and 79. And stop at a position where they are balanced. Accordingly, the second control valve 30B controls the refrigerant at the discharge pressure PdL to introduce the refrigerant at the pressure Pc1 into the crank chamber 15, and the third control valve 30D sucks the refrigerant at the pressure Pc2 in the crank chamber 15. Since the pressure can be released to the chamber 32, the pressure Pc in the crank chamber 15 can be controlled, and the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 can be controlled.
[0133]
When the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A increases due to a sudden increase in the engine speed or the like, the differential pressure across the first control valve 30A increases, so that the second control valve 30B further opens and the third control valve 30D further closes. Driven in the direction, the refrigerant flow introduced into the crank chamber 15 is increased, the refrigerant flow discharged from the crank chamber 15 is reduced, and the discharge capacity of the variable displacement compressor 1 is reduced. It controls so that it becomes. Conversely, when the flow rate of the refrigerant flowing through the first control valve 30A decreases, the second control valve 30B is driven in the closing direction and the third control valve 30D is driven in the opening direction, and the crank chamber 15 The flow rate of the refrigerant introduced into the compressor is reduced, and the flow rate of the refrigerant discharged from the crank chamber 15 is increased to increase the discharge capacity of the variable displacement compressor 1. As a result, the discharge of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor 1 The flow rate Qd is controlled to be constant.
[0134]
(Seventeenth embodiment)
FIG. 18 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a seventeenth embodiment. In FIG. 18, the same reference numerals are given to the same or equivalent elements as those of the variable displacement compressor displacement control valve shown in FIG. 15, and the detailed description thereof will be omitted.
[0135]
The seventeenth embodiment controls the flow rate of introducing the discharged refrigerant into the crank chamber 15, similarly to the variable displacement compressor displacement control valve 30 (FIG. 15) according to the fourteenth embodiment. In this embodiment, the part for sensing the differential pressure across the first control valve 30A and the second valve body 57 of the second control valve 30B are configured separately. Is configured not to cancel the back pressure.
[0136]
That is, in the second control valve 30B, the second valve body 57 is urged in the valve closing direction by the coil spring 60, and the discharge pressure PdL introduced through the communication hole 62 is equal to the second valve body. Only the 57 and the piston 78 are engaged. The upper end of the coil spring 60 in the figure is received by a lid 59c having a ventilation hole. When the variable capacity compressor capacity control valve 30 is incorporated in the variable capacity compressor 1, the pressure Pc of the port 43 is equal to the pressure Pc of the port 43 above the portion sealed by the O-ring 29b. The space is set to have the same pressure as the pressure Pc.
[0137]
The displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the fourteenth embodiment has the same configuration as the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to the fourteenth embodiment, except that the second valve body 57 is not back-pressure canceled. Since the solenoid unit 30C has the same configuration as that of FIG. 15), when the solenoid unit 30C is not energized, when the solenoid unit 30C is energized, and when the engine rotation speed fluctuates, the control operation according to the fourteenth embodiment is performed. This is the same as the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor according to FIG.
[0138]
(Eighteenth Embodiment)
FIG. 19 is a sectional view showing the configuration of the displacement control valve for a variable displacement compressor according to the eighteenth embodiment. In FIG. 19, the same or equivalent components as those of the capacity control valve for the variable displacement compressor shown in FIG. 16 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
[0139]
The eighteenth embodiment controls the flow rate of refrigerant drawn from the crank chamber 15 to the suction chamber 32, similarly to the variable displacement compressor capacity control valve 30 (FIG. 16) according to the fifteenth embodiment. In this embodiment, the part for sensing the differential pressure across the first control valve 30A and the second valve body 57 of the second control valve 30B are configured separately. Is configured not to cancel the back pressure.
[0140]
That is, in the second control valve 30B, the second valve body 57 is urged in the valve opening direction by the coil spring 60, and the discharge pressure PdL introduced through the communication hole 62 is equal to the second valve body. It extends only to the piston portion formed by extending 57 and the piston 78. The coil spring 60 is disposed between a piston 58 formed integrally with the second valve body 57 and a lid 59c having an air hole. The space in which the coil spring 60 is housed is made to have the same pressure as the pressure Ps through the ventilation hole of the lid 59c.
[0141]
Such a variable displacement compressor capacity control valve 30 according to the fifteenth embodiment except that the second valve body 57 is not back-pressure cancelled. Since it has the same configuration as that of FIG. 16), when the solenoid unit 30C is de-energized, when the solenoid unit 30C is energized, and the control operation according to the fluctuation of the engine speed, the fifteenth embodiment is used. This is the same as the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor (FIG. 16).
[0142]
(Nineteenth Embodiment)
FIG. 20 is a sectional view showing the configuration of the displacement control valve for a variable displacement compressor according to the nineteenth embodiment. 20, the same reference numerals are given to the same or equivalent components as those of the variable displacement compressor displacement control valve shown in FIG. 17, and the detailed description thereof will be omitted.
[0143]
The nineteenth embodiment is similar to the variable displacement compressor displacement control valve 30 (FIG. 14) according to the seventeenth embodiment in that the inlet control for controlling the refrigerant flow rate into the crank chamber 15 and the crank chamber 15 are controlled. That simultaneously performs the bleeding control for controlling the flow rate of refrigerant from the first control valve 30A and the part that senses the differential pressure across the first control valve 30A and the second valve body 57 of the second control valve 30B are configured separately. However, the second valve body 57 is configured not to cancel the back pressure.
[0144]
That is, in the second control valve 30B and the third control valve 30D, the second valve body 57 and the third valve body 76 constituting the three-way valve are urged in the valve opening direction by the coil spring 60, The discharge pressure PdL introduced through the communication hole 62 is applied only to the second valve body 57 and the piston 78. The coil spring 60 is disposed between a piston 58 formed integrally with the second valve body 57 and the third valve body 76 and a lid 59c having a ventilation hole. The space in which the coil spring 60 is housed is made to have the same pressure as the pressure Ps through the ventilation hole of the lid 59c.
[0145]
The variable displacement compressor displacement control valve 30 according to the sixteenth embodiment is different from the displacement displacement compressor according to the sixteenth embodiment except that the second valve body 57 and the third valve body 76 are not back-pressure cancelled. Since it has the same configuration as the mechanical capacity control valve 30 (FIG. 17), when the solenoid unit 30C is not energized, when the solenoid unit 30C is energized, and when the engine rotation speed fluctuates, the control operation is performed. This is the same as the displacement control valve 30 for the variable displacement compressor according to the sixteenth embodiment (FIG. 17).
[0146]
In the above embodiments, the first control valve 30A controls the cross-sectional area of the flow path on the discharge side, and the second control valve 30B (and the third control valve 30D) controls the cross-sectional area. Only the displacement control valve 30 for a variable displacement compressor configured to control the pressure Pc in the crank chamber 15 so as to maintain the differential pressure across the flow passage constant is shown. However, in the displacement control valve for a variable displacement compressor according to the present invention, the first control valve 30A controls the cross-sectional area of the flow path on the suction side, and the second control valve 30B (and the third control valve 30D) controls the cross-sectional area. A flow control type capacity for maintaining a constant discharge flow rate of the variable capacity compressor by controlling the pressure Pc in the crank chamber 15 so as to maintain a constant pressure difference between the front and rear of the flow path having a controlled sectional area. It can also be a control valve.
[0147]
【The invention's effect】
As described above, in the present invention, the cross-sectional area of the flow path from the low-pressure refrigerant pipe to the suction chamber or the cross-sectional area of the flow path from the discharge chamber to the high-pressure refrigerant pipe is set to a size corresponding to a change in external conditions. A differential pressure generated between a first control valve to be set and an upstream side and a downstream side of the first control valve is sensed, and the pressure in the crank chamber is controlled so that the differential pressure becomes a predetermined pressure value. And a second control valve to be integrated. Thus, the variable capacity compressor can be reduced in size and cost.
[0148]
In addition, since the first control valve is for generating a small differential pressure, the solenoid unit for controlling and driving the first control valve may have a small solenoid force. Therefore, it is not necessary to increase the size of the solenoid portion, and the differential pressure between the discharge chamber and the crank chamber or between the crank chamber and the suction chamber is small. The present invention can be easily applied to a refrigeration cycle using a high-pressure refrigerant that operates.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a sectional view showing a configuration of a variable displacement compressor.
FIG. 2 is a sectional view showing details of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to the first embodiment.
FIG. 3 is a cross-sectional view illustrating a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a second embodiment.
FIG. 4 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a third embodiment.
FIG. 5 is a cross-sectional view illustrating a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a fourth embodiment.
FIG. 6 is a cross-sectional view illustrating a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a fifth embodiment.
FIG. 7 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a sixth embodiment.
FIG. 8 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a seventh embodiment.
FIG. 9 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to an eighth embodiment.
FIG. 10 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a ninth embodiment.
FIG. 11 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a tenth embodiment.
FIG. 12 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to an eleventh embodiment.
FIG. 13 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a twelfth embodiment.
FIG. 14 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a thirteenth embodiment.
FIG. 15 is a cross-sectional view illustrating a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a fourteenth embodiment.
FIG. 16 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a fifteenth embodiment.
FIG. 17 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a sixteenth embodiment.
FIG. 18 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a seventeenth embodiment.
FIG. 19 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to an eighteenth embodiment.
FIG. 20 is a sectional view showing a configuration of a displacement control valve for a variable displacement compressor according to a nineteenth embodiment.
[Explanation of symbols]
30 Displacement control valve for variable displacement compressor
30A first control valve
30B second control valve
30C solenoid part
30D third control valve
40, 40a body
40b plug
40c cylindrical body
41, 42, 43, 43a, 43b, 44 ports
45 valve hole
45a, 45b First valve seat
46 Ball valve element
47 Adjusting screw
47a Communication hole
48 coil spring
49 shaft
50a Bearing
50b communication hole
50c bearing
51 Electromagnetic coil
52 sleeve
53 core
54 plunger
55 coil spring
56 2nd valve seat
57 Second valve body
58 piston
59 Adjusting screw
59a Through hole
59b, 59c lid
60 coil spring
61 1st valve element (tapered valve element)
61a flange
61b Groove
62 Communication hole
63 1st valve element (spool-shaped valve element)
63a valve seat
63b flange
63p pressure sensitive piston
64 Second valve body (tapered valve body)
64a Pressure sensing part
64b notch
64c shaft
64d piston
64e base
64f circular hole
65 Equalizing hole
66 Coil spring
67 Second valve body (ball valve body)
68 shaft
70 Supporting members
71 Flat valve
72 Diaphragm
73 sliding member
73a ring
74 piston ring
75 ports
76 Third valve body
77 Third valve seat
78 piston
79 Coil spring
80 Spring support
Pc Crankcase pressure
PdH discharge pressure (upstream side)
PdL discharge pressure (downstream side)
Ps suction pressure
Qd Refrigerant discharge flow rate

Claims

In the displacement control valve for a variable displacement compressor that controls the flow rate of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor to be constant,
A first control valve for setting a flow passage area of a refrigerant flow passage leading to a suction chamber or a discharge chamber of the variable displacement compressor;
By sensing a differential pressure generated before and after the first control valve, a refrigerant flow rate introduced into the crank chamber of the variable displacement compressor or a refrigerant flow rate derived from the crank chamber is determined so that the differential pressure becomes a predetermined value. A second control valve for controlling;
A solenoid unit for setting the flow path area by the first control valve according to a change in external conditions;
And a displacement control valve for a variable displacement compressor.

In the displacement control valve for a variable displacement compressor that controls the flow rate of the refrigerant discharged from the variable displacement compressor to be constant,
A first control valve for setting a flow passage area of a refrigerant flow passage leading to a suction chamber or a discharge chamber of the variable displacement compressor;
A second control valve for controlling a flow rate of a refrigerant introduced into a crank chamber of the variable displacement compressor so as to sense a differential pressure generated before and after the first control valve so that the differential pressure becomes a predetermined value; A third control valve for controlling the flow rate of the refrigerant derived from the crank chamber;
A solenoid unit for setting the flow path area by the first control valve according to a change in external conditions;
And a displacement control valve for a variable displacement compressor.

The first control valve is urged in a valve closing direction from an upstream side in opposition to the first valve seat formed in the refrigerant flow path from the discharge chamber and the first valve seat. A first valve body that receives the biasing force controlled by the solenoid unit from the downstream side and sets the flow path area,
The second control valve has a second valve seat formed in a passage leading to the crank chamber from an upstream side of the first control valve, and communicates with the crank chamber in opposition to the second valve seat. A second valve body which is provided so as to be able to freely contact and separate from the side of the passage and receives a pressure on the upstream side of the first control valve; 2. A displacement control valve for a variable displacement compressor according to claim 1, further comprising a piston for urging said valve body in a valve closing direction.

The first control valve is provided with a first valve seat formed in the refrigerant flow path from the discharge chamber and the solenoid portion when not energized from a downstream side facing the first valve seat. A first valve body that is biased in the closing direction and receives the biasing force controlled by the solenoid unit from the downstream side to set the flow passage area;
The second control valve has a second valve seat formed in a passage leading to the crank chamber from an upstream side of the first control valve, and communicates with the crank chamber in opposition to the second valve seat. A second valve body which is provided so as to be able to freely contact and separate from the side of the passage and receives a pressure on the upstream side of the first control valve; 2. A displacement control valve for a variable displacement compressor according to claim 1, further comprising a piston for urging said valve body in a valve closing direction.

The displacement control valve for a variable displacement compressor according to claim 3, further comprising a communication hole that communicates a space on a pressure receiving side of the piston with a space on a downstream side of the first control valve.

The first control valve has a spool valve disposed in the refrigerant flow path from the discharge chamber and a first valve body of the spool valve, and has the same outer diameter as the first valve body. A pressure-sensitive piston provided with a pressure equalizing hole so as to cover the end face opposite to the first valve body;
The second control valve includes a second valve seat formed in a passage leading from the upstream side of the first control valve to the crank chamber, and the first control valve facing the second valve seat. A second valve body provided to be able to freely contact and separate from the upstream side of the valve, and a portion formed integrally with the second valve body and into which the first valve body is inserted and withdrawn is a first valve body of the spool valve. 2. A displacement control for a variable displacement compressor according to claim 1, further comprising a valve seat, and a pressure sensing part for driving said second valve element by sensing a differential pressure across said spool valve. valve.

The first control valve has a spool valve disposed in the refrigerant flow path from the discharge chamber and a first valve body of the spool valve, and has the same outer diameter as the first valve body. A pressure-sensitive piston provided with a pressure equalizing hole so as to cover the end face opposite to the first valve body;
The second control valve has a second valve seat formed in a passage leading from the downstream side of the first control valve to the crank chamber, and communicates with the crank chamber in opposition to the second valve seat. A second valve body which is provided to be able to freely contact and separate from the passage side and is urged in the valve closing direction, and a portion where the first valve body is inserted and withdrawn constitute a first valve seat of the spool valve. 2. The displacement control for a variable displacement compressor according to claim 1, further comprising: a pressure sensing portion that senses a differential pressure across the spool valve and drives the second valve body through a valve hole. valve.

The first control valve is disposed in the refrigerant flow path from the discharge chamber, has a tapered tip, and is urged in the valve closing direction from the upstream side by the solenoid portion when power is not supplied. 1 valve body,
The second control valve has a second valve seat formed in a passage leading from the downstream side of the first control valve to the crank chamber, and communicates with the crank chamber in opposition to the second valve seat. A second valve body which is provided so as to be able to freely contact and separate from the passage side and is urged in the valve closing direction, and a portion where the first valve body is seated constitute a first valve seat of the tapered valve. 2. The displacement control for a variable displacement compressor according to claim 1, further comprising: a pressure sensing portion that senses a differential pressure across the taper valve and drives the second valve body through a valve hole. valve.

A first control valve, which is disposed in the refrigerant flow path from the discharge chamber and is urged in a valve closing direction by the solenoid portion when power is not supplied from an upstream side; A pressure-sensitive piston integrally formed with the valve body and having the same diameter as the valve hole of the taper valve and provided with a pressure equalizing hole so that pressure in the valve hole is applied to an end face opposite to the first valve body; Has,
The second control valve has a second valve seat formed in a passage leading from the downstream side of the first control valve to the crank chamber, and communicates with the crank chamber in opposition to the second valve seat. A second valve body provided so as to be able to freely contact and separate from the passage side and urged in the valve closing direction, and a portion where the first valve body is seated constitute a first valve seat of the tapered valve. 2. A displacement control valve for a variable displacement compressor according to claim 1, further comprising: a pressure sensing portion that senses a differential pressure across the taper valve and drives the second valve body through a valve hole. .

A first valve seat configured by a downstream peripheral portion of a plurality of valve holes formed on a circumference so as to form the refrigerant flow path from the discharge chamber; A plurality of ball-shaped first valve bodies which are urged in the valve closing direction by the solenoid portion at the time of non-energization from the downstream side facing the first valve seat,
The second control valve includes a second valve seat formed in a passage leading from the upstream side of the first control valve to the crank chamber, and the first control valve facing the second valve seat. A second valve body provided to be able to freely contact and separate from the upstream side of the valve; and a second valve body formed integrally with the second valve body and receiving pressure before and after the first control valve. 2. A displacement control valve for a variable displacement compressor according to claim 1, further comprising a pressure-sensitive portion for driving the displacement control valve.

The first control valve includes a first valve seat formed by a downstream peripheral portion of a valve hole formed in a donut shape so as to form the refrigerant flow path from the discharge chamber; A first valve body, which is urged in the valve closing direction by the solenoid unit when electricity is not supplied from the downstream side to face the valve seat and has a flat facing surface,
The second control valve includes a second valve seat formed in a passage leading from the upstream side of the first control valve to the crank chamber, and the first control valve facing the second valve seat. A second valve body provided to be able to freely contact and separate from the upstream side of the valve; and a second valve body formed integrally with the second valve body and receiving pressure before and after the first control valve. 2. A displacement control valve for a variable displacement compressor according to claim 1, further comprising a pressure-sensitive portion for driving the displacement control valve.

The first control valve includes a tubular body that forms the refrigerant flow path from the discharge chamber, and a first valve seat formed at a downstream end of the tubular body. A first valve body formed integrally with the plunger and urged in the valve closing direction by the solenoid portion when power is not supplied,
The second control valve includes a second valve seat formed in a passage leading from the upstream side of the first control valve to the crank chamber, and the first control valve facing the second valve seat. A second valve body provided so as to be able to freely contact and separate from the upstream side of the valve; a pressure-sensitive piston formed integrally with the second valve body and having an outer diameter equal to the inner diameter of the second valve seat; A communication hole for introducing pressure upstream of the first control valve to an end surface of the pressure-sensitive piston opposite to the second valve body, and a slide slidably provided on an outer periphery of the cylindrical body. 2. The variable displacement compression according to claim 1, further comprising a diaphragm disposed between the portion and the body to receive pressure before and after the first control valve and drive the second valve body. Capacity control valve for machine.

The first control valve is disposed so as to face a tubular body forming the refrigerant flow passage from the discharge chamber and a first valve seat formed at an upstream end of the tubular body. A first valve element which is urged in the valve opening direction by the solenoid portion when power is not supplied,
The second control valve includes a second valve seat formed in a passage leading from the upstream side of the first control valve to the crank chamber, and the first control valve facing the second valve seat. A second valve body provided so as to be able to freely contact and separate from the upstream side of the valve; 2. A displacement control valve for a variable displacement compressor according to claim 1, further comprising a diaphragm for receiving the pressure before and after the valve to drive the second valve body.

The first control valve is provided with a first valve seat formed in the refrigerant flow path from the discharge chamber, and is provided so as to be able to freely contact and separate from a downstream side facing the first valve seat and open the valve. A first valve body that is urged in the direction and receives the urging force controlled by the solenoid unit from the downstream side to set the flow path area,
The second control valve has a second valve seat formed in a passage leading from the crank chamber to the suction chamber, and is separated from and separated from a side of the passage leading to the crank chamber facing the second valve seat. A second valve body that is freely provided; and a second valve body that is formed integrally with the second valve body and receives pressure upstream of the first control valve to apply the second valve body in a valve closing direction. A first piston for biasing and a second piston for receiving a pressure downstream of the first control valve to bias the second valve body in a valve opening direction. 2. The displacement control valve for a variable displacement compressor according to claim 1.

The first control valve is provided with a first valve seat formed in the refrigerant flow path from the discharge chamber, and is provided so as to be able to freely contact and separate from a downstream side facing the first valve seat and open the valve. A first valve body that is urged in the direction and receives the urging force controlled by the solenoid unit from the downstream side to set the flow path area,
The second control valve has a second valve seat formed in a passage leading from the downstream side of the first control valve to the crank chamber, and communicates with the crank chamber in opposition to the second valve seat. A second valve integrally provided with a piston which is provided so as to be able to freely contact and separate from the side of the passage and has a diameter substantially the same as the valve hole of the second valve seat and receives pressure downstream of the first control valve; A second valve body disposed on the same axis as the second valve body to receive a pressure upstream of the first control valve to control the second valve body in a valve opening direction; 2. A displacement control valve for a variable displacement compressor according to claim 1, further comprising a pressure-sensitive piston that receives a pressure downstream of the control valve and controls the second valve body in a valve closing direction.

The first control valve is provided with a first valve seat formed in the refrigerant flow path from the discharge chamber, and is provided so as to be able to freely contact and separate from a downstream side facing the first valve seat and open the valve. A first valve body that is urged in the direction and receives the urging force controlled by the solenoid unit from the downstream side to set the flow path area,
The second control valve has a second valve seat formed in a passage leading from the crank chamber to the suction chamber, and a second valve seat that comes into contact with and separates from a side of the passage leading to the crank chamber facing the second valve seat. A second valve element that is freely provided, and a first and a second element that are integrally formed at both ends in the axial direction with the second valve element and receive the pressure on the downstream side of the first control valve in substantially the same area. A second piston, which is disposed on the same axis as the second valve body and receives pressure upstream of the first control valve to control the second valve body in a valve opening direction; 2. A displacement control valve for a variable displacement compressor according to claim 1, further comprising a pressure-sensitive piston for receiving a pressure downstream of said first control valve to control said second valve body in a valve closing direction. .

The first control valve is provided with a first valve seat formed in the refrigerant flow path from the discharge chamber, and is provided so as to be able to freely contact and separate from a downstream side facing the first valve seat and open the valve. A first valve body that is urged in the direction and receives the urging force controlled by the solenoid unit from the downstream side to set the flow path area,
The second control valve has a second valve seat formed in a passage leading from the downstream side of the first control valve to the crank chamber, and communicates with the crank chamber in opposition to the second valve seat. A second valve body provided so as to be able to freely contact and separate from the side of the passage; and a second valve body which is arranged on the same axis as the second valve body and receives a pressure on the upstream side of the first control valve. And a pressure-sensitive piston for controlling the second valve body in the valve closing direction by controlling the valve body in the valve opening direction and receiving pressure downstream of the first control valve. The displacement control valve for a variable displacement compressor according to claim 1.

The first control valve is provided with a first valve seat formed in the refrigerant flow path from the discharge chamber, and is provided so as to be able to freely contact and separate from a downstream side facing the first valve seat and open the valve. A first valve body that is urged in the direction and receives the urging force controlled by the solenoid unit from the downstream side to set the flow path area,
The second control valve has a second valve seat formed in a passage leading from the crank chamber to the suction chamber, and is separated from and separated from a side of the passage leading to the crank chamber facing the second valve seat. A second valve body that is freely provided; and a second valve body that is disposed on the same axis as the second valve body and receives pressure upstream of the first control valve to close the second valve body. 2. A variable pressure control piston according to claim 1, further comprising: a pressure-sensitive piston that controls the second valve body in a valve opening direction by controlling pressure in a direction downstream of the first control valve while receiving a pressure downstream of the first control valve. Displacement control valve for displacement compressor.

The first control valve is provided with a first valve seat formed in the refrigerant flow path from the discharge chamber, and is provided so as to be able to freely contact and separate from a downstream side facing the first valve seat and open the valve. A first valve body that is urged in the direction and receives the urging force controlled by the solenoid unit from the downstream side to set the flow path area,
The second control valve has a second valve seat formed in a passage leading to the crank chamber from an upstream side of the first control valve, and communicates with the crank chamber in opposition to the second valve seat. A second valve body provided so as to be able to freely contact and separate from the side of the passage,
A third valve seat formed in a passage communicating from the crank chamber to the suction chamber; A third valve body that is freely provided and integrally formed with the second valve body, and receives a pressure downstream of the first control valve that is formed integrally with the third valve body. 3. A displacement control valve for a variable displacement compressor according to claim 2, further comprising a piston for urging said second valve body in a valve closing direction and urging said third valve body in a valve opening direction.

The first control valve is provided with a first valve seat formed in the refrigerant flow path from the discharge chamber, and is provided so as to be able to freely contact and separate from a downstream side facing the first valve seat and open the valve. A first valve body that is urged in the direction and receives the urging force controlled by the solenoid unit from the downstream side to set the flow path area,
The second control valve has a second valve seat formed in a passage leading from the downstream side of the first control valve to the crank chamber, and communicates with the crank chamber in opposition to the second valve seat. A second valve body provided so as to be able to freely contact and separate from the side of the passage,
The third control valve includes a third valve seat formed in a passage leading from the crank chamber to the suction chamber, and a third valve seat contacting and separating from a side of the passage leading to the crank chamber opposite to the third valve seat. A third valve body that is freely provided and integrally formed with the second valve body, and receives a pressure downstream of the first control valve that is formed integrally with the third valve body. A piston for urging the second valve body in a valve closing direction and urging the third valve body in a valve opening direction;
The third valve body is disposed on the same axis as the second and third valve bodies and receives pressure upstream of the first control valve to open the second valve body in the valve opening direction. Pressure-sensitive for controlling the second valve body in the valve closing direction and controlling the second valve body in the valve closing direction and the third valve body in the valve opening direction by receiving the pressure downstream of the first control valve. 3. The displacement control valve for a variable displacement compressor according to claim 2, further comprising a piston.

The first control valve is provided with a first valve seat formed in the refrigerant flow path from the discharge chamber, and is provided so as to be able to freely contact and separate from a downstream side facing the first valve seat and open the valve. A first valve body that is urged in the direction and receives the urging force controlled by the solenoid unit from the downstream side to set the flow path area,
The second control valve has a second valve seat formed in a passage leading from the downstream side of the first control valve to the crank chamber, and communicates with the crank chamber in opposition to the second valve seat. A second valve body provided so as to be able to freely contact and separate from the side of the passage,
A third valve seat formed in a passage leading from the crank chamber to the suction chamber; A third valve body that is provided freely and is integrally formed with the second valve body;
The third valve body is disposed on the same axis as the second and third valve bodies and receives pressure upstream of the first control valve to open the second valve body in the valve opening direction. Pressure-sensitive for controlling the second valve body in the valve closing direction and controlling the second valve body in the valve closing direction and the third valve body in the valve opening direction by receiving the pressure downstream of the first control valve. 3. The displacement control valve for a variable displacement compressor according to claim 2, further comprising a piston.