JP4258069B2 - Variable capacity scroll compressor and refrigeration cycle for vehicle - Google Patents

Description

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【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、可変容量スクロール型圧縮機に関するもので、車両用冷凍サイクルの圧縮機に適用して有効である。
【０００２】
【従来の技術】
冷凍サイクル用の可変容量スクロール型圧縮機として、例えば特開平９−２９６７８７号公報に記載の発明では、コイルバネの弾性力と吸入圧との力の釣り合いにより、圧縮行程中の作動室と吸入側とを連通させるバイパス孔を開閉するスプール弁を開閉作動させている。
【０００３】
しかし、上記公報に記載の発明では、コイルバネの弾性力と吸入圧との力の釣り合いによりバイパス孔を開閉するので、冷凍サイクルの熱負荷（蒸発器内圧力）に応じてバイパス孔が開閉することとなる。
【０００４】
ところで、車両用冷凍サイクルの圧縮機は、走行用エンジン（以下、エンジンと略す。）から動力を得て稼働するので、登坂時や加速時等のエンジンの負荷が大きいときには、圧縮機の吐出容量を減少させる等してエンジンの負荷を軽減することが加速性能及び燃料消費率（車両燃費）の向上を図る上で望ましい。
【０００５】
これに対して、上記公報に記載の発明では、コイルバネの弾性力と吸入圧との力の釣り合いにより、圧縮行程中の作動室と吸入側とを連通させるバイパス孔を開閉するので、エンジンの負荷に応じて吐出容量を変化させることができず、エンジンの適正制御ができないため、加速性能及び車両燃費の向上を図ることが事実上できない。
【０００６】
そして、このような要望に対して、例えば特開平２−２４９７１７号公報に記載の可変容量斜板型圧縮機では、斜板室内の圧力をエンジン負荷に基づいて制御することにより、斜板の傾斜角を変化させて吐出容量を変化させている。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、発明者等は、特開平２−２４９７１７号公報に記載の発明のごとく、エンジン負荷に応じて斜板室内の圧力を制御したところ、エンジン負荷の変動に対し迅速に傾斜角（吐出容量）が変化しなく、車両燃費を十分に向上させることができなかった。
【０００８】
そこで、エンジン負荷の変動に対し迅速に傾斜角（吐出容量）が変化しない原因を調査したところ、以下の点が判明した。
【０００９】
すなわち、特開平２−２４９７１７号公報に記載の発明では、圧縮反力と斜板室内の圧力との釣り合いにより斜板の傾斜角を制御しているが、圧縮反力は吐出圧に連動して変化するものであり、また、斜板室内の圧力は、吸入圧及び吐出圧を電磁弁等の弁手段にて調節して斜板室に導入することにより制御している。
【００１０】
ここで、吸入圧及び吐出圧の両圧力は、冷凍サイクルの熱負荷により変動するものであるので、エンジン負荷に応じて弁手段を制御しても、実際に斜板に作用する力（圧縮反力及び斜板室内の圧力）は、冷凍サイクルの熱負荷の影響を強く受ける。したがって、エンジン負荷に応じて弁手段を制御しても、エンジン負荷の変動に対して迅速に傾斜角（吐出容量）を変化させることができない。
【００１１】
また、吐出容量を最大容量と最小容量との２段に分けて制御する程度では、加速性能の向上を図ることができるものの、吐出冷媒流量が減少するので、冷凍能力が低下してしまう。
【００１２】
本発明は、上記点に鑑み、例えばエンジン負荷の変動に対して迅速に吐出容量を変化させる等、使用状況に応じて必要な吐出容量に制御することができる圧縮機を提供することを目的とする。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
本発明は、上記目的を達成するために、請求項１に記載の発明では、固定スクロール（１０４）及び旋回スクロール（１０５）を有し、旋回スクロール（１０５）を固定スクロール（１０４）に対して旋回させることにより、流体を吸入圧縮する作動室（Ｖｃ）を拡大縮小させる圧縮機構（Ｃｐ）、圧縮行程中の作動室（Ｖｃ）のうち少なくとも２種類の状態の作動室（Ｖｃ）と圧縮機構（Ｃｐ）の吸入側とを連通させる第１、第２バイパス孔（１１４ａ、１１４ｂ）、並びに、第１、第２バイパス孔（１１４ａ、１１４ｂ）を開閉する弁体（１１６）を備える可変容量スクロール型圧縮機であって、弁体（１１６）の可動方向一端側から、弁体（１１６）に弾性力を作用させる弾性手段（１２２）と、弁体（１１６）の可動方向他端側において、弁体（１１６）の可動方向と平行な方向に変位可能に配設され、弁体（１１６）の可動範囲を規制するストッパ（１２０）と、弁体（１１６）のうち可動方向他端側、および、ストッパ（１２０）のうち弁体（１１６）の可動方向他端側に対向する側に、圧縮機構（Ｃｐ）の吐出圧及び圧縮機構（Ｃｐ）の吸入圧を切り替えて作用させる第１圧力調整手段（１２３）と、ストッパ（１２０）のうち弁体（１１６）の可動方向他端側に対向する側と反対側に、吐出圧及び吸入圧を切り替えて作用させる第２圧力調整手段（１２９）とを備え、第１バイパス孔（１１４ａ）に連通する状態の作動室（Ｖｃ）の体積は、第２バイパス孔（１１４ｂ）に連通する状態の作動室の体積（Ｖｃ）よりも大きく、
圧縮機構（Ｃｐ）の吐出容量を最大容量とするときは、第１圧力調整手段（１２３）が、弁体（１１６）の可動方向他端側およびストッパ（１２０）のうち弁体（１１６）の可動方向他端側に対向する側に吐出圧を作用させるとともに、第２圧力調整手段（１２９）が、ストッパ（１２０）のうち弁体（１１６）の可動方向他端側に対向する側と反対側に吐出圧を作用させることによって、弾性力の向きと反対の向きに弁体（１１６）を変位させて、第１、第２バイパス孔（１１４ａ、１１４ｂ）の双方を閉じ、
圧縮機構（Ｃｐ）の吐出容量を中間容量とするときは、第１圧力調整手段（１２３）が、弁体（１１６）の可動方向他端側およびストッパ（１２０）のうち弁体（１１６）の可動方向他端側に対向する側に吸入圧を作用させるとともに、第２圧力調整手段（１２９）が、ストッパ（１２０）のうち弁体（１１６）の可動方向他端側に対向する側と反対側に吐出圧を作用させることによって、弾性力の向きと反対の向きに変位させたストッパ（１２０）にて、弁体（１１６）の変位を規制して、第１バイパス孔（１１４ａ）を開くともに、第２バイパス孔（１１４ｂ）を閉じ、
圧縮機構（Ｃｐ）の吐出容量を最小容量とするときは、第１圧力調整手段（１２３）が、弁体（１１６）の可動方向他端側およびストッパ（１２０）のうち弁体（１１６）の可動方向他端側に対向する側に吸入圧を作用させるとともに、第２圧力調整手段（１２９）が、ストッパ（１２０）のうち弁体（１１６）の可動方向他端側に対向する側と反対側に吸入圧を作用させることによって、弾性力の向きに変位させたストッパ（１２０）にて、弁体（１１６）の変位を規制して、第１、第２バイパス孔（１１４ａ、１１４ｂ）の双方を開くことを特徴とする。
【００１４】
これにより、本発明では、弾性手段（１２２）の弾性力と弁体（１１６）の可動方向他端側およびストッパ（１２０）に作用する圧力との釣り合いにより弁体（１１６）を可動させることとなるので、弾性力を十分に大きくしておけば、サイクルの熱負荷の影響を受けずに弁体（１１６）を可動させることができる。
【００１５】
したがって、加速時や登坂時等のエンジンの負荷が大きいときに、可変容量スクロール型圧縮機の吐出容量を減少させるように圧力調整手段（１１８、１２３、１２９）を作動させれば、エンジンの負荷の変動に対して迅速に吐出容量を減少変化させることが可能となる。延いては、車両燃費を十分に向上させつつ、過度に吐出容量が低下してしまうことを防止することが可能となる。
【００１６】
なお、本発明では、圧縮行程中の作動室（Ｖｃ）のうち少なくとも２種類の状態の作動室（Ｖｃ）と吸入側とを連通させる複数個のバイパス孔（１１４）を有しているので、吐出容量を少なくとも、最小容量、中間容量及び最大容量の３つの状態に変化させることができる。
【００１７】
請求項２に記載の発明では、請求項１に記載の可変容量スクロール形圧縮機において、第１、第２バイパス孔（１１４ａ、１１４ｂ）は、固定スクロール（１０４）の渦巻き状の歯部（１０４ａ）の根本部に形成された板状の端板部（１０４ｂ）に、それぞれ２箇所づつ設けられており、弁体部は、端板部（１０４ｂ）に形成されて第１、第２バイパス孔（１１４ａ、１１４ｂ）に連通する円柱状の穴（１１５）に対して、摺動可能に配設されたスプール弁体（１１６）で構成され、さらに、スプール弁体（１１６）は、第１、第２バイパス孔（１１４ａ、１１４ｂ）を開閉する複数の弁部（１１６ａ、１１６ｂ、１１６ｃ）、および、複数の弁部（１１６ａ、１１６ｂ、１１６ｃ）を連結するロッド部（１１６ｄ、１１６ｅ）を有し、複数の弁部（１１６ａ、１１６ｂ、１１６ｃ）の外径寸法は、円柱状の穴（１１５）の内径寸法と略等しく形成され、ロッド部（１１６ｄ、１１６ｅ）の外形寸法は、円柱状の穴（１１５）の内径寸法より小さく形成され、円柱状の穴（１１５）とロッド部（１１６ｄ、１１６ｅ）との隙間には、第１、第２バイパス孔（１１４ａ、１１４ｂ）から吸入側へ流体を流す流体通路が形成されていることを特徴とする。
【００１９】
請求項３に記載の発明では、請求項１または２に記載の可変容量スクロール型圧縮機において、弁体（１１６）のうち可動方向他端側とストッパ（１２０）のうち弁体（１１６）の可動方向他端側に対向する側との間に形成されて第１圧力調整手段（１２３）によって供給される圧力が作用する空間を第１制御圧室（１２４）とし、ストッパ（１２０）のうち弁体（１１６）の可動方向他端側に対向する側と反対側に形成されて第２圧力調整手段（１２９）によって供給される圧力が作用する空間を第２制御圧室（１３０）としたときに、第１圧力調整手段（１２３）は、固定絞り（１２５）を介して圧縮機構（Ｃｐ）の吐出側と第１制御圧室（１２４）とを連通させる第１吐出側連通路（１２６）、圧縮機構（Ｃｐ）の吸入側と第１制御圧室（１２４）とを連通させる第１吸入側連通路（１２７）、および、第１吸入側連通路（１２７）を開閉する電磁弁（１２８）を有し、第２圧力調整手段（１２９）は、固定絞り（１３１）を介して圧縮機構（Ｃｐ）の吐出側と第２制御圧室（１３０）とを連通させる第２吐出側連通路（１３２）、圧縮機構（Ｃｐ）の吸入側と第２制御圧室（１３０）とを連通させる第２吸入側連通路（１３３）、および、第２吸入側連通路（１３３）を開閉する電磁弁（１３４）を有することを特徴とする。
【００２３】
請求項４に記載の発明では、請求項３に記載の可変容量スクロール型圧縮機において、さらに、固定スクロール（１０４）に対して、ガスケット（１５０）を介して固定されるとともに、作動室（Ｖｃ）から吐出する流体の脈動を平滑化する吐出室（１０７）を形成するリアハウジング（１５１）を備え、第１吐出側連通路（１２６）および第１吸入側連通路（１２７）の少なくとも一部が、第２吐出側連通路（１３２）および第２吸入側連通路（１３３）の少なくとも一部に対して、ガスケット（１５０）にて区画された状態で略平行に設けられていることを特徴とする。
【００２４】
これにより、第１、２通路（１２６、１２７、１３２、１３３）が可変容量型スクロール圧縮機の軸方向に対して直列に並ぶこととなるので、吐出室（１０７）の容積が小さくなってしまうことを防止できる。したがって、圧力脈動を十分に平滑化しつつ、請求項４に記載の発明と同様に、加速性能及び車両燃費を十分に向上させつつ、例えば最小容量運転として加速性能の向上を図ったり、中間容量運転として燃費と空調能力の両立を図る等の使用勝手に合わせた吐出容量の選択をすることができる。
【００２５】
請求項５に記載の発明では、請求項１ないし４のいずれか１つに記載の可変容量スクロール型圧縮機において、さらに、ストッパ（１２０）のうち弁体（１１６）の可動方向他端側に対向する側と反対側に配置されて、ストッパ（１２０）を弁体（１１６）に向けて押圧する弾性力を作用させるストッパ側弾性手段（１４０）とを備えることを特徴とする。
【００２６】
これにより、ストッパ（１２０）が振動する（がたつく）ことを防止できるので、ストッパ（１２０）の振動に起因する騒音を未然に防止しつつ、請求項４に記載の発明と同様に、加速性能及び車両燃費を十分に向上させつつ、例えば最小容量運転として加速性能の向上を図ったり、中間容量運転として燃費と空調能力の両立を図る等の使用勝手に合わせた吐出容量の選択をすることができる。
【００２７】
請求項６に記載の発明では、車両走行用駆動源（５００）から駆動力を得て稼働する請求項１ないし５のいずれか１つに記載の可変容量スクロール型圧縮機（１００）と、車両走行用駆動源（５００）の駆動負荷を検出する駆動負荷検出手段（６００）と、駆動負荷検出手段（６００）により検出された駆動負荷が所定負荷以上となったときに、第１、２圧力調整手段（１２３、１２９）のうち少なくとも一方を作動させて可変容量スクロール型圧縮機（１００）の吐出容量を縮小させる制御手段（７００）とを備える車両用冷凍サイクルを特徴とする。
【００２８】
これにより、加速性能及び車両燃費を十分に向上させつつ、例えば最小容量運転として加速性能の向上を図ったり、中間容量運転として燃費と空調能力の両立を図る等の使用勝手に合わせた吐出容量の選択をすることができる。
【００２９】
因みに、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。
【００３０】
（本発明の前提となる形態）
本形態は、本発明に係る可変容量スクロール型圧縮機（以下、圧縮機と略す。）を車両用冷凍サイクル（車両用空調装置）に適用したものであって、図１は車両用冷凍サイクル（以下、サイクルと略す。）の模式図である。
【００３１】
１００は本形態に係る圧縮機であり、２００は圧縮機１００から吐出した冷媒（流体）を冷却する凝縮器（放熱器）である。３００は凝縮器２００から流出した冷媒を減圧するとともに、後述する蒸発器４００の出口側の加熱度が所定値となるように開度が制御される膨張弁（減圧器）であり、４００は膨張弁３００にて減圧された液相冷媒を蒸発させる蒸発器である。
【００３２】
なお、圧縮機１００は、Ｖベルト５１０、プーリ５２０及び電磁クラッチ等の動力を断続可能に伝達する動力伝達手段（図示せず）を介して車両走行用エンジン（以下、エンジンと略す。）５００により駆動される。
【００３３】
また、６００はエンジン５００の負荷（本形態では、スロットルバルブ（図示せず））の開度を検出する駆動負荷センサ（駆動負荷検出手段）であり、７００は駆動負荷センサ６００の検出値に基づいて予め設定されたプログラムに従って後述する圧力調整手段１１８（第１、２電磁弁１１８ｃ、１１８ｄ）を制御する電子制御装置（ＥＣＵ）である。
【００３４】
次に、圧縮機１００の構造について述べる。
【００３５】
図２は圧縮機１００の断面を示しており、１０１は動力伝達手段（電磁クラッチ）を介して回転駆動されるシャフトである。１０２はシャフト１０１を回転可能に支持する転がり軸受１０３を保持するフロントハウジングであり、このフロントハウジング１０２には、渦巻き状の歯部１０４ａが形成された固定スクロール（固定部）１０４が固定されている。
【００３６】
また、固定スクロール１０４とフロントハウジング１０２とによって形成される空間には、歯部１０４ａに噛み合う渦巻き状の歯部１０５ａが形成された旋回スクロール（可動部）１０５が配設されており、旋回スクロール１０５は、シャフト１０１の回転中心から所定量偏心した位置に形成されたクランク部（偏心部）１０１ａに軸受１０１ｂ及びブッシング１０１ｃを介して回転可能に組付けれている。
【００３７】
因みに、本形態では、ブッシング１０１ｃはクランク部１０１ａに対して僅かに摺動可能となっており、旋回スクロール１０５に作用する圧縮反力によって、両歯部１０４ａ、１０５ａの接触圧力が増大する向きに旋回スクロール１０５を摺動変位させることにより、両歯部１０４ａ、１０５ａの接触圧力を増大させている（従動クランク機構）。
【００３８】
そして、旋回スクロール１０５が、シャフト１０１の回転とともにシャフト１０１周りを旋回することにより、両スクロール１０４、１０５によって構成された作動室Ｖｃの体積を拡大縮小させて冷媒を吸入圧縮する。なお、以下、両スクロール１０４、１０５等の冷媒を吸入圧縮する機構を圧縮機構Ｃｐと呼ぶ。
【００３９】
また、１０６は蒸発器４００の出口側に接続される吸入口（図示せず）に連通する吸入室であり、１０７は凝縮器２００の入口側に接続される吐出口（図示せず）に連通するとともに、作動室Ｖｃから吐出する冷媒の脈動を平滑する吐出室である。そして、吐出室１０７は、固定スクロール１０４の端板部（歯部１０４ａの根本部に形成された板状の部位）１０４ｂに形成された吐出ポート（図示せず）を介して作動室Ｖｃと連通しており、吐出ポートのうち吐出室１０７側には、冷媒が吐出室１０７から作動室Ｖｃに逆流することを防止するリード弁状の吐出弁１０８が配設されている。
【００４０】
なお、吐出室１０７は、ガスケット（本形態では、図示せず。）を介して固定スクロール１０４に固定されたリアハウジング１５１と固定スクロール１０４とによって囲まれた空間に形成されている。また、吐出弁１０８は、吐出弁１０８の最大開度を規制する弁止板（弁押さえ）１０９とともにボルト１１０により端板部１０４ｂに共締め固定されている。
【００４１】
ところで、端板部１０４ｂには、圧縮行程中の作動室Ｖｃと吸入室１０６とを連通させるパイパスポート（バイパス孔）１１４が形成されており、このバイパスポート１１４は、端板部１０４ｂのうち、作動室Ｖｃの体積がその最大体積に対して約５０％となる部位、及び最大体積に対して約２０％となる部位に設けられている。以下、バイパスポート１１４のうち最大体積に対して５０％となる部位に位置するバイパスポートを第１バイパスポート１１４ａと表記し、最大体積に対して２０％となる部位に位置するバイパスポートを第２バイパスポート１１４ｂと表記し、両バイパスポート１１４ａ、１１４ｂを総称するときは、バイパスポート１１４と表記する。
【００４２】
因みに、スクロール型圧縮機では、図３に示すように、旋回スクロール１０５の旋回とともに、作動室Ｖｃは、歯部１０４ａ、１０５ｂの渦巻き外方側から内方側に旋回移動しながらその体積を縮小させているので、第１バイパスポート１１４ａは、第２バイパスポート１１４ｂより渦巻き外方側に位置している。
【００４３】
なお、シャフト１０１を回転させると、旋回スクロール１０５は、クランク部１０１ａ周りに自転しようとするが、図２に示すように、ピン及びリングからなる周知の自転防止機構１０５ｃが設けられているので、旋回スクロール１０５は自転せずに、シャフト１０１周りを旋回（公転）する。
【００４４】
また、端板部１０４ｂ内には、図２、４に示すように、直線上に延びるガイドシリンダボア（円柱状の穴）１１５が形成されており、このガイドシリンダボア（以下、シリンダと略す。）１１５内には、バイパスポート１１４を開閉するスプール弁体（以下、スプールと略す。）１１６が摺動可能に配設されている。
【００４５】
そして、スプール１１６には、シリンダ１１５の内径寸法と略等しい外形寸法を有して第１、２バイパスポート１１４ａ、１１４ｂを開閉する第１〜３弁部１１６ａ〜１１６ｃ、及びシリンダ１１５の内径寸法より小さい外形寸法を有してバイパスポート１１４から流出する冷媒の通路を構成するロッド部１１６ｄ、１１６ｅが形成されている。
【００４６】
因みに、１１７ａ〜１１７ｃは、バイパスポート１１４から流出した冷媒を吸入室１０６に導くバイパス通路である。
【００４７】
ところで、スプール１１６の摺動方向（図２の矢印方向）一端側（本形態では、図２、４の上方側）には、スプール１１６の摺動方向他端側に向けてスプール１１６を押圧する弾性力を発揮するコイルスプリング（弾性手段）１１８ｆが配設されているとともに、バイパス通路１１７ａ、１１７ｃを介して圧縮機構Ｃｐの吸入圧（吸入室１０６内の圧力）Ｐｓが作用している。以下、スプール１１６の摺動方向一端側に作用するコイルスプリング１１８ｆの弾性力Ｆｓ及び吸入圧Ｐｓによる力を開弁力と呼ぶ。
【００４８】
一方、スプール１１６の摺動方向他端側（本形態では、図２、４の下方側）には、図２に示すように、圧縮機構Ｃｐの吐出圧Ｐｄを減圧調整し、その減圧調整した調整圧力（以下、この調整圧力を制御圧Ｐｃと呼ぶ。）をスプール１１６のうち摺動方向の他端側に作用させる圧力調整手段１１８が設けられている。
【００４９】
なお、以下、スプール１１６の摺動方向他端側（制御圧Ｐｃが導入されている空間１１９）を制御圧力室１１９と呼び、スプール１１６の摺動方向他端側に作用する制御圧Ｐｃによる力を閉弁力と呼ぶ。
【００５０】
また、圧力調整手段１１８は、吸入室１０６と制御圧力室１１９とを連通させる第１、２制御通路１１８ａ、１１８ｂと、第１制御通路１１８ａを開閉する第１電磁弁（第１弁手段）１１８ｃ及び第２制御通路１１８ｂを開閉する第２電磁弁（第２弁手段）１１８ｄと、第２制御通路１１８ｂに配設されて吸入室１０６と制御圧力室１１９との差圧が所定圧力（以下、この圧力を設定差圧と呼ぶ。）以上となったときのみ、制御圧力室１１９内の冷媒を吸入室１０６側に流通させる（逃がす）差圧弁１１８ｅとから構成されている。
【００５１】
なお、第１電磁弁１１８ｃは、非通電時開（ノーマルオープン）型の電磁弁であり、第２電磁弁１１８ｄは非通電時閉（ノーマルクローズ）型の電磁弁である。
【００５２】
因みに、差圧弁１１８ｅは、第２制御通路１１８ｂを開閉する球状弁体と、この球状弁体に対して第２制御通路１１８ｂを閉じる向きの弾性力を作用させるコイルバネ（弾性部材）から構成された周知のものである。
【００５３】
また、１２０はスプール１１６の最大変位を規制するとともに、シリンダ１１５の一端側を閉塞する蓋（プラグ）を兼ねるストッパであり、１２１は吐出室１０７と制御圧力室１１９とを所定圧力損失をもって連通させる固定絞り（絞り手段）である。
【００５４】
次に、圧縮機１００の特徴的作動について図５を用いて述べる。
【００５５】
１．最小容量（約２０％）運転時（図５（ａ）参照）
第１、２電磁弁１１８ｃ、１１８ｄへの通電を遮断し、第１制御通路１１８ａを連通させ、かつ、第２制御通路１１８ｂを閉じる。
【００５６】
これにより、制御圧力室１１９内の制御圧Ｐｃは吸入圧Ｐｓとなるので、コイルスプリング１１８ｆの弾性力Ｆｓにより開弁力が閉弁力を上回り、スプール１１６がストッパ１２０に衝突するまで弾性力Ｆｓの向きに摺動変位する。
【００５７】
そして、この状態では、第１、２バイパスポート１１４ａ、１１４ｂが開くように構成されているため、圧縮機１００（圧縮機構Ｃｐ）の吐出容量が、最大時の約２０％となる。
【００５８】
２．中間容量（約５０％）運転時（図５（ｂ）参照）
第１、２電磁弁１１８ｃ、１１８ｄへ通電することにより、第１制御通路１１８ａを閉じ、第２制御通路１１８ｂを連通させる。
【００５９】
これにより、閉弁力は、最小容量運転時に比べて差圧弁１１８ｅの設定差圧に対応する分だけ増大するので、スプール１１６は、弾性力Ｆｓと釣り合う位置まで閉弁力の向きに摺動変位する。
【００６０】
そして、この状態では、第１バイパスポート１１４ａが開き、第２バイパスポート１１４ｂが閉じるように構成されているため、圧縮機１００（圧縮機構Ｃｐ）の吐出容量が、最大時の約５０％となる。
【００６１】
３．最大容量（１００％）運転時（図５（ｃ）参照）
第１電磁弁１１８ｃへ通電するとともに、第２電磁弁１１８ｄへの通電を遮断することにより、第１、２制御通路１１８ａ、１１８ｂを閉じる。
【００６２】
これにより、制御圧Ｐｃは吐出圧Ｐｄとなるので、閉弁力が開弁力を上回り、コイルスプリング１１８ｆを押し縮めるようにスプール１１６が弾性力Ｆｓの向きと反対の向きに摺動変位する。
【００６３】
そして、この状態では、第１、２バイパスポート１１４ａ、１１４ｂが閉じるように構成されているため、圧縮機１００（圧縮機構Ｃｐ）の吐出容量が、最大容量となる。
【００６４】
次に、本形態の特徴を述べる。
【００６５】
本形態によれば、コイルスプリング１１８ｆの弾性力Ｆｓと吐出圧Ｐｄを減圧調整した制御圧Ｐｃとの釣り合いによりスプール１１６を可動させるので、弾性力Ｆｓを制御圧Ｐｃ（吸入圧Ｐｓ）の最大圧力による力より（十分に）大きくしておけば、サイクルの熱負荷の影響を受けずにスプール１１６を可動させることができる。
【００６６】
したがって、加速時や登坂時等のエンジン５００の負荷が大きいときに、圧縮機１００の吐出容量を減少させるべく、圧力調整手段１１８（第１、２電磁弁１１８ｃ、１１８ｄ）を作動させれば、エンジン５００の負荷の変動に対して迅速に吐出容量を減少変化させることが可能となる。延いては、加速性能及び車両燃費を十分に向上させつつ、過度に吐出容量が低下してしまうことを防止することができる。
【００６７】
また、圧縮機１００の吐出容量を減少させたとき（例えば、中間容量運転時）には、制御圧Ｐｃは、吸入圧Ｐｓに対して設定差圧（本形態では、約０．２ＭＰａ）を有する圧力となるので、吸入圧Ｐｓの変動、すなわちサイクルの熱負荷に影響されことなく、圧力調整手段１１８の作動に対して応答性良く、スプール１１６を稼働させることができる。
【００６８】
また、圧縮機１００が停止した状態において、少なくとも第１電磁弁１１８ｃを開いておけば、圧縮機１００の起動時には、圧縮機１００は最小容量運転状態となって起動するので、圧縮機１００起動時に発生するショック（エンジン５００に発生する大きなトルク変動）を緩和することができる。
【００６９】
また、圧縮機１００の吐出容量を３段階（２０％、５０％、１００％）に分けて制御しているので、エンジン５００の負荷は勿論、サイクルの熱負荷に応じても木目細かに吐出容量を制御することができる。
【００７０】
また、図４に示すように、バイパスポート１１４を略一直線上に配置させることにより、１本のスプール１１６により複数個のバイパスポート１１４を開閉することができる。したがって、部品点数の増加を抑制しつつ、バイパスポート１１４の開閉機構の構造を簡素なものとすることができる。
【００７１】
なお、本実施形態では、第１電磁弁１１８ｃをノーマルオープン型とし、第２電磁弁１１８ｄをノーマルクローズ型としたが、本実施形態はこれに限定されるものではない。
【００７２】
（第１実施形態）
本実施形態は、図６に示すように、スプール１１６の摺動方向他端側に位置するストッパ１２０を、スプール１１６と同様な方向に摺動可能とすることにより、スプール１１６の最大変位幅を変化させて吐出容量を３段に分けて制御するようにしたものである。
【００７３】
以下、図６を基に本実施形態の特徴部分を説明する。なお、スプール１１６の可動（摺動）を制御する圧力調整手段以外は、前提となる形態と同じであるので、圧縮機１００の全体構造の説明は省略する。
【００７４】
スプール１１６の摺動方向（図６の矢印方向）一端側（本実施形態では、図６の上方側）には、スプール１１６の摺動方向他端側に向けてスプール１１６を押圧する弾性力を発揮するコイルスプリング（弾性手段）１２２が配設されているとともに、バイパス通路１１７ａ、１１７ｃを介して吸入圧Ｐｓが作用している。
【００７５】
一方、スプール１１６の摺動方向他端側（本実施形態では、図６下方側）には、吐出圧Ｐｄと吸入圧Ｐｓとを切り替えて、その切り替えた制御圧をスプール１１６の摺動方向他端側作用させる第１圧力調整手段１２３が設けられている。なお、以下、第１圧力調整手段１２３によりスプール１１６の摺動方向他端側に供給される圧力を第１制御圧Ｐｃ１と呼び、第１制御圧Ｐｃ１が作用している空間１２４を第１制御圧室１２４と表記する。因みに、第１制御圧室１２４は、図６から明らかなように、シリンダ１１５、スプール１１６及びストッパ１２０から構成されている。
【００７６】
ここで、第１圧力調整手段１２３は、所定の圧力損失を発生する第１固定絞り１２５を有して吐出室１０７と第１制御圧室１２４とを連通させる冷媒通路１２６と、第１制御圧室１２４と吸入室１０６とを連通させる冷媒通路１２７を開閉するノーマルオープン型の第３電磁弁１２８とから構成されている。
【００７７】
また、１２９は、ストッパ１２０のうちスプール１１６と反対側に、吐出圧Ｐｄと吸入圧Ｐｓとを切り替えて、その制御圧を作用させる第２圧力調整手段である。なお、以下、第２圧力調整手段１２９によりストッパ１２０のうちスプール１１６と反対側に供給される圧力を第２制御圧Ｐｃ２と呼び、第２制御圧Ｐｃ２が作用している空間１３０を第２制御圧室１３０と表記する。
【００７８】
ここで、第２圧力調整手段１２９は、所定の圧力損失を発生する第２固定絞り１３１を有して吐出室１０７と第２制御圧室１３０とを連通させる冷媒通路１３２と、第２制御圧室１３０と吸入室１０６とを連通させる冷媒通路１３３を開閉するノーマルオープン型の第４電磁弁１３４とから構成されている。
【００７９】
次に、圧縮機１００の特徴的作動について図６を用いて述べる。
【００８０】
１．最小容量（約２０％）運転時（図６（ａ）参照）
第３、４電磁弁１２８、１３４への通電を遮断し、第１、２制御圧Ｐｃ１、Ｐｃ２を吸入圧Ｐｓとする。
【００８１】
これにより、コイルスプリング１２２の弾性力Ｆｓによりスプール１１６がストッパ１２０に衝突したまま、ストッパ１２０がシリンダ１１５の段付き部１１５ａに衝突するまで弾性力Ｆｓの向きに摺動変位する。ここで、段付き部１１５ａは、ストッパ１２０の最大変位を規制するストッパ手段を構成するものである。
【００８２】
そして、この状態では、第１、２バイパスポート１１４ａ、１１４ｂが開くように構成されているため、圧縮機１００（圧縮機構Ｃｐ）の吐出容量が、最大時の約２０％となる。
【００８３】
２．中間容量（約５０％）運転時（図６（ｂ）参照）
第３電磁弁１２８への通電を遮断し、第４電磁弁へ通電することにより、第１制御圧Ｐｃ１を吸入圧Ｐｓとし、第２制御圧Ｐｃ２を吐出圧Ｐｄとする。
【００８４】
これにより、ストッパ１２０が弾性力Ｆｓに対向してコイルスプリング１２２を押し縮めるように、スプール１６６の摺動方向一端側に移動するので、第２バイパスポート１１４ｂが閉じた状態となり、圧縮機１００（圧縮機構Ｃｐ）の吐出容量が、最大時の約５０％となる。
【００８５】
３．最大容量（１００％）運転時（図６（ｃ）参照）
第３、４電磁弁１２８、１３４へ通電し、第１、２制御圧Ｐｃ１、Ｐｃ２を吐出圧Ｐｄとする。
【００８６】
これにより、コイルスプリング１２２を押し縮めるようにスプール１１６が弾性力Ｆｓの向きと反対の向きに摺動変位するので、第１、２バイパスポート１１４ａ、１１４ｂが閉じ、圧縮機１００（圧縮機構Ｃｐ）の吐出容量が、最大容量となる。
【００８７】
そして、前提となる形態で述べたように、エンジン５００の負荷に応じて圧縮機１００の吐出容量を制御すれば、加速性能及び車両燃費を十分に向上させつつ、過度に吐出容量が低下してしまうことを防止することができる。
【００８８】
（第２実施形態）
本実施形態は、図７に示すように、第１圧力調整手段１２３に第１制御圧Ｐｃ１を導く冷媒通路（第１通路）１２６、１２７と、第２圧力調整手段１２９に第２制御圧Ｐｃ２を導く冷媒通路（第２通路）１３２、１３３とを、リアハウジング１５１と固定スクロール１０４との間に挟まれたガスケット１５０にて区画した状態で略平行に設けたものである。
【００８９】
すなわち、図７、８に示すように、固定スクロール１０４の端板部１０４ｂのうちリアハウジング１５１側の面に冷媒通路１２６、１２７を構成する溝を形成し、一方、リアハウジング１５１のうち端板部１０４ｂ側の面に冷媒通路１３２、１３３を構成する溝を形成するとともに、端板部１０４ｂの溝及びリアハウジング１５１の溝の開口側をガスケット１５０にて閉塞したものである。
【００９０】
ここで、ガスケット１５０とは、リアハウジング１５１と固定スクロール１０４とを隙間なく密閉（シール）するものであり、本実施形態では、金属の表裏両面にゴム等の樹脂を被覆したものである。
【００９１】
次に、本実施形態の特徴を述べる。
【００９２】
ところで、作動室Ｖｃから吐出する冷媒の脈動は吐出室１０７にて平滑化されるが、脈動を十分に平滑化するためには、吐出室１０７の容積を十分に大きくする必要がある。
【００９３】
ここで仮に、冷媒通路１２６、１２７（以下、この冷媒通路を第１冷媒通路１２６と表記する。）と冷媒通路１３２、１３３（以下、この冷媒通路を第２冷媒通路１３２と表記する。）との両者をリアハウジング１５１及び固定スクロール１０４（端板部１０４ｂ）のいずれか一方側に形成すると、必然的に両通路１２６、１３２は、圧縮機の軸方向に対して並列に（図８の紙面方向に並列に）並んでしまうので、吐出室１０７の容積が小さくなってしまうおそれがある。
【００９４】
これに対して、本実施形態によれば、第１、２冷媒通路１２６、１３２がガスケット１５０にて区画された状態で略平行に設けられているので、第１、２冷媒通路１２６、１３２が圧縮機の軸方向に対して直列に並ぶこととなり、吐出室１０７の容積が小さくなってしまうことを防止できる。したがって、圧力脈動を十分に平滑化しつつ、加速性能及び車両燃費を十分に向上させ、かつ、過度に吐出容量が低下してしまうことを防止することができる。
【００９５】
なお、本実施形態では、第３、４電磁弁１２８、１３４をフロントハウジング１０２とリアハウジング１５１との間に配設し、かつ、冷媒通路１２７、１３３をリアハウジング１５１内に設けたが、図９に示すように、第３、４電磁弁１２８、１３４をフロントハウジング１０２と固定スクロール１０４との間に配設し、かつ、冷媒通路１２７、１３３を固定スクロール１０４内に形成してもよく、また、図１０に示すように、第３、４電磁弁１２８、１３４及び冷媒通路１２７、１３３の両者をリアハウジング１５１内に設けてもよい。
【００９６】
（第３実施形態）
本実施形態は、図１１に示すように、第２、３実施形態に係る圧縮機において、ストッパ１２０をスプール１１６に向けて押圧する弾性力をストッパ１２０に作用させるコイルスプリング（弾性手段）１４０を第２制御室１３０内に設けたものである。
【００９７】
これにより、エンジン５００の振動や車両振動により、ストッパ１２０が第１制御室１２４（空間１２４）内で振動する（がたつく）ことを防止できるので、ストッパ１２０の振動に起因する騒音を未然に防止できる。
【００９８】
なお、図１１（ａ）、（ｂ）から明らかなように、最小容量運転時及び中間容量運転時においては、ストッパ１２０はスプール１１６とコイルスクリング１４０とにより挟まれた状態になることにより振動が抑制され、最大容量運転時には、ストッパ１２０は段付き部１１５ａとコイルスクリング１４０とにより挟まれた状態になることにより振動が抑制される。
【００９９】
（その他の実施形態）
第１実施形態では、最小容量運転時に第２電磁弁１１８ｄを閉じていたが、この状態では、第１電磁弁１１８ｃを開いているので、第２電磁弁１１８ｄを開くように制御しても実用上問題ない。
【０１００】
また、上述の実施形態では、スロットルバルブの開度を検出することにより、エンジン５００の負荷を検出したが、エンジン５００の回転数変化及び吸入負圧等その他のパラメータからエンジン５００の負荷を検出してもよい。
【０１０１】
また、本発明に係る圧縮機は、作動室Ｖｃがその体積を拡大縮小させながら移動していくタイプの圧縮機に対して適用することができるものであるから、ローリングピストン型やべーン型等の圧縮機に対しても適用することができる。
【０１０２】
また、上述の実施形態では、圧力制御手段（電磁弁等）が圧縮機に内蔵されていたが、圧力制御手段（電磁弁等）を固定スクロール１０４に外付けしてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】 冷凍サイクルの模式図である。
【図２】 本発明の前提となる形態に係る圧縮機の断面図である。
【図３】 旋回スクロールの作動を示す説明図である。
【図４】 図１のＡ−Ａ断面図である。
【図５】 本発明の前提となる施形態に係る圧縮機におけるスプールの作動を示す説明図である。
【図６】 本発明の第１実施形態に係る圧縮機におけるスプールの作動を示す説明図である。
【図７】 本発明の第２実施形態に係る圧縮機の断面図である。
【図８】 図７のＢ−Ｂ断面図である。
【図９】 本発明の第２実施形態の変形例に係る圧縮機の断面図である。
【図１０】 本発明の第２実施形態の変形例に係る圧縮機の断面図である。
【図１１】 本発明の第３実施形態に係る圧縮機におけるスプールの作動を示す説明図である。
【符号の説明】
１０４ 固定スクロール
１０５ 旋回スクロール
１１４ａ、１１４ｂ第１、第２バイパスポート
１１４ｂ 第２バイパスポート
１１５ガイドシリンダボア
１１６ スプール弁体
１１６ａ〜１１６ｃ弁部
１１６ｄ、１１６ｅロッド部
１２０ ストッパ
１２２、１４０コイルスプリング
１２３、１２９第１、第２圧力調整手段
１２４、１３０第１、第２制御圧室
１２５、１３１固定絞り
１２８、１３４第３、第４電磁弁
１５０ガスケット[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable displacement scroll compressor, and is effective when applied to a compressor of a refrigeration cycle for a vehicle.
[0002]
[Prior art]
As a variable capacity scroll type compressor for a refrigeration cycle, for example, in the invention described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 9-296787, the working chamber and the suction side during the compression stroke are balanced by the balance between the elastic force of the coil spring and the suction pressure. The spool valve that opens and closes the bypass hole that communicates with each other is opened and closed.
[0003]
However, in the invention described in the above publication, since the bypass hole is opened and closed by the balance between the elastic force of the coil spring and the suction pressure, the bypass hole is opened and closed according to the heat load of the refrigeration cycle (pressure in the evaporator). It becomes.
[0004]
By the way, the compressor of the refrigeration cycle for a vehicle is operated by obtaining power from a traveling engine (hereinafter abbreviated as “engine”). Therefore, when the engine load is high during climbing or acceleration, the discharge capacity of the compressor In order to improve the acceleration performance and the fuel consumption rate (vehicle fuel consumption), it is desirable to reduce the engine load by reducing the engine pressure.
[0005]
On the other hand, in the invention described in the above publication, the bypass hole that connects the working chamber and the suction side during the compression stroke is opened and closed by the balance between the elastic force of the coil spring and the suction pressure. Accordingly, the discharge capacity cannot be changed according to the engine, and the engine cannot be appropriately controlled. Therefore, it is practically impossible to improve the acceleration performance and the vehicle fuel consumption.
[0006]
In response to such a demand, for example, in a variable capacity swash plate compressor described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2-249717, the swash plate inclination is controlled by controlling the pressure in the swash plate chamber based on the engine load. The discharge capacity is changed by changing the angle.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
Incidentally, the inventors controlled the pressure in the swash plate chamber according to the engine load as in the invention described in JP-A-2-249717. The vehicle fuel consumption could not be sufficiently improved.
[0008]
Then, the following points were found when investigating the cause of the inclination angle (discharge capacity) not changing rapidly in response to fluctuations in engine load.
[0009]
That is, in the invention described in JP-A-2-249717, the inclination angle of the swash plate is controlled by balancing the compression reaction force and the pressure in the swash plate chamber, but the compression reaction force is linked to the discharge pressure. The pressure in the swash plate chamber is controlled by adjusting the suction pressure and the discharge pressure with valve means such as an electromagnetic valve and introducing the pressure into the swash plate chamber.
[0010]
Here, since both the suction pressure and the discharge pressure fluctuate due to the heat load of the refrigeration cycle, even if the valve means is controlled according to the engine load, the force (compression reaction) actually acting on the swash plate is controlled. Force and pressure in the swash plate chamber) are strongly influenced by the heat load of the refrigeration cycle. Therefore, even if the valve means is controlled in accordance with the engine load, the inclination angle (discharge capacity) cannot be changed rapidly with respect to fluctuations in the engine load.
[0011]
Further, although the acceleration performance can be improved to the extent that the discharge capacity is controlled in two stages of the maximum capacity and the minimum capacity, the discharge refrigerant flow rate is reduced, so that the refrigerating capacity is lowered.
[0012]
In view of the above points, an object of the present invention is to provide a compressor that can be controlled to a required discharge capacity according to usage conditions, such as quickly changing the discharge capacity in response to fluctuations in engine load. To do.
[0013]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, the present invention claims1In the described invention,A compression mechanism having a fixed scroll (104) and a orbiting scroll (105), and enlarging and reducing the working chamber (Vc) for sucking and compressing fluid by orbiting the orbiting scroll (105) with respect to the fixed scroll (104). (Cp), first and second bypass holes (114a, 114b) that connect the working chamber (Vc) in at least two states among the working chambers (Vc) during the compression stroke and the suction side of the compression mechanism (Cp). ), And a variable capacity scroll compressor including a valve body (116) that opens and closes the first and second bypass holes (114a, 114b) from the one end side in the movable direction of the valve body (116). The elastic means (122) for applying an elastic force to the (116) and the other end in the movable direction of the valve body (116) are arranged to be displaceable in a direction parallel to the movable direction of the valve body (116). A stopper (120) that regulates the movable range of the valve body (116), the other end side in the movable direction of the valve body (116), and the other end side of the stopper (120) in the movable direction of the valve body (116). On the opposite side, the first pressure adjusting means (123) that operates by switching the discharge pressure of the compression mechanism (Cp) and the suction pressure of the compression mechanism (Cp), and the movable body of the valve body (116) of the stopper (120). On the opposite side to the side facing the other end in the direction, there is provided a second pressure adjusting means (129) for switching and acting the discharge pressure and the suction pressure, and a working chamber in a state communicating with the first bypass hole (114a) ( The volume of Vc) is larger than the volume (Vc) of the working chamber in a state communicating with the second bypass hole (114b),
  When the discharge capacity of the compression mechanism (Cp) is set to the maximum capacity, the first pressure adjusting means (123) causes the valve body (116) of the valve body (116) to move in the movable direction other end side and the stopper (120). The discharge pressure is applied to the side facing the other end side in the movable direction, and the second pressure adjusting means (129) is opposite to the side facing the other end side in the movable direction of the valve body (116) in the stopper (120). By applying the discharge pressure to the side, the valve body (116) is displaced in the direction opposite to the direction of the elastic force, and both the first and second bypass holes (114a, 114b) are closed,
  When the discharge capacity of the compression mechanism (Cp) is set to an intermediate capacity, the first pressure adjusting means (123) causes the valve body (116) of the valve body (116) to move in the movable direction other end side and the stopper (120). The suction pressure is applied to the side facing the other end in the movable direction, and the second pressure adjusting means (129) is opposite to the side of the stopper (120) facing the other end in the movable direction of the valve body (116). Displacement of the valve body (116) is restricted by the stopper (120) displaced in the direction opposite to the direction of the elastic force by applying the discharge pressure to the side, and the first bypass hole (114a) is opened. Both close the second bypass hole (114b)
  When the discharge capacity of the compression mechanism (Cp) is set to the minimum capacity, the first pressure adjusting means (123) causes the valve body (116) of the valve body (116) to move in the movable direction other end side and the stopper (120). The suction pressure is applied to the side facing the other end in the movable direction, and the second pressure adjusting means (129) is opposite to the side of the stopper (120) facing the other end in the movable direction of the valve body (116). By applying the suction pressure to the side, the stopper (120) displaced in the direction of the elastic force regulates the displacement of the valve body (116), and the first and second bypass holes (114a, 114b) Open both sidesIt is characterized by that.
[0014]
  Thereby, in this invention,Of the elastic means (122)Elastic force andActs on the other end of the valve body (116) in the movable direction and the stopper (120).Since the valve body (116) is moved in balance with the pressure, the valve body (116) can be moved without being affected by the thermal load of the cycle if the elastic force is sufficiently increased. .
[0015]
Therefore, if the pressure adjusting means (118, 123, 129) is operated so as to reduce the discharge capacity of the variable displacement scroll compressor when the engine load during acceleration or climbing is large, the engine load is reduced. It becomes possible to rapidly decrease and change the discharge capacity with respect to the fluctuations. As a result, it is possible to prevent the discharge capacity from being excessively lowered while sufficiently improving the vehicle fuel consumption.
[0016]
  In the present invention, since the working chamber (Vc) in the compression stroke has a plurality of bypass holes (114) for communicating between the working chamber (Vc) in at least two states and the suction side, Discharge capacity of at least minimum capacity, intermediate capacity and maximum capacity3It can be changed to one state.
[0017]
  In the invention according toclaim 2,2. The variable capacity scroll compressor according to claim 1, wherein the first and second bypass holes (114a, 114b) are formed at the root of the spiral teeth (104a) of the fixed scroll (104). The end plate portion (104b) is provided in two places, and the valve body portion is formed on the end plate portion (104b) and communicates with the first and second bypass holes (114a, 114b). The spool valve body (116) is slidably disposed with respect to the columnar hole (115). The spool valve body (116) further includes first and second bypass holes (114a, 114b). A plurality of valve portions (116a, 116b, 116c), and a rod portion (116d, 116e) connecting the plurality of valve portions (116a, 116b, 116c), and a plurality of valve portions (116a, 116b). The outer diameter of 116c) is formed to be substantially equal to the inner diameter of the cylindrical hole (115), and the outer dimensions of the rod portions (116d, 116e) are formed smaller than the inner diameter of the cylindrical hole (115). In the gap between the cylindrical hole (115) and the rod portion (116d, 116e), a fluid passage is formed for flowing fluid from the first and second bypass holes (114a, 114b) to the suction side.It is characterized by that.
[0019]
  In invention of Claim 3,The variable capacity scroll compressor according toclaim 1 or 2, wherein the other end of the valve body (116) in the movable direction and the other end of the stopper (120) facing the other end of the valve body (116) in the movable direction. A space in which the pressure supplied by the first pressure adjusting means (123) acts is defined as the first control pressure chamber (124), and the movable direction of the valve body (116) of the stopper (120), etc. When a space formed on the opposite side to the side facing the end side and on which the pressure supplied by the second pressure adjusting means (129) acts is defined as the second control pressure chamber (130), the first pressure adjusting means ( 123) is a first discharge-side communication passage (126) that connects the discharge side of the compression mechanism (Cp) and the first control pressure chamber (124) via the fixed throttle (125), and the suction of the compression mechanism (Cp). The side and the first control pressure chamber (124). The first suction side communication path (127) and the solenoid valve (128) for opening and closing the first suction side communication path (127) are provided, and the second pressure adjusting means (129) is connected via the fixed throttle (131). A second discharge side communication passage (132) for communicating the discharge side of the compression mechanism (Cp) and the second control pressure chamber (130), and a suction side of the compression mechanism (Cp) and the second control pressure chamber (130). A second suction side communication path (133) for communication and a solenoid valve (134) for opening and closing the second suction side communication path (133) are provided.It is characterized by that.
[0023]
  Claim4In the invention described in4. The variable capacity scroll compressor according to claim 3, further being fixed to the fixed scroll (104) via the gasket (150) and smoothing the pulsation of the fluid discharged from the working chamber (Vc). A rear housing (151) that forms a discharge chamber (107) to be formed, and at least a part of the first discharge side communication path (126) and the first suction side communication path (127) is a second discharge side communication path ( 132) and at least a part of the second suction side communication path (133),It is characterized by being provided substantially parallel in a state partitioned by a gasket (150).
[0024]
As a result, the first and second passages (126, 127, 132, 133) are arranged in series with respect to the axial direction of the variable displacement scroll compressor, so that the volume of the discharge chamber (107) is reduced. Can be prevented. Therefore, the pressure pulsation is sufficiently smoothed, and the acceleration performance and the vehicle fuel consumption are sufficiently improved, for example, the acceleration performance is improved as the minimum capacity operation, or the intermediate capacity operation is performed. As a result, the discharge capacity can be selected in accordance with the user-friendliness, such as achieving both fuel efficiency and air conditioning capability.
[0025]
  Claim5In the invention described inThe variable capacity scroll compressor according to any one of claims 1 to 4, further comprising a stopper (120) disposed on a side opposite to a side facing the other end of the valve body (116) in the movable direction. AndAnd stopper-side elastic means (140) for applying an elastic force for pressing the stopper (120) toward the valve body (116).
[0026]
Accordingly, the stopper (120) can be prevented from vibrating (rattle), so that noise caused by the vibration of the stopper (120) can be prevented and acceleration performance and While improving the vehicle fuel efficiency sufficiently, for example, it is possible to select the discharge capacity in accordance with the convenience of use, such as improving the acceleration performance as a minimum capacity operation, or achieving both the fuel efficiency and the air conditioning capacity as an intermediate capacity operation. .
[0027]
  Claim6In the invention described in claim 1, the driving force is obtained from the vehicle driving source (500) to operate.1Or5The variable-capacity scroll compressor (100) according to any one of the above, a drive load detection means (600) for detecting a drive load of the vehicle travel drive source (500), and a drive load detection means (600) When the detected driving load is equal to or greater than a predetermined load, at least one of the first and second pressure adjusting means (123, 129) is operated to reduce the discharge capacity of the variable displacement scroll compressor (100). Control means (700)Refrigeration cycle for vehiclesIt is characterized by.
[0028]
As a result, while the acceleration performance and vehicle fuel efficiency are sufficiently improved, for example, the acceleration performance can be improved as a minimum capacity operation, or the discharge capacity can be adjusted to the user's convenience such as achieving both the fuel efficiency and the air conditioning capacity as an intermediate capacity operation. You can make a choice.
[0029]
Incidentally, the reference numerals in parentheses of each means described above are an example showing the correspondence with the specific means described in the embodiments described later.
[0030]
  (Form which is the premise of the present invention)
  BookIn the embodiment, a variable capacity scroll compressor (hereinafter abbreviated as a compressor) according to the present invention is applied to a vehicle refrigeration cycle (vehicle air conditioner), and FIG. , Abbreviated as a cycle).
[0031]
  100 isBookIn the compressor according to the embodiment,reference numeral 200 denotes a condenser (heat radiator) that cools the refrigerant (fluid) discharged from thecompressor 100.Reference numeral 300 denotes an expansion valve (decompressor) whose pressure is reduced so that the refrigerant flowing out of thecondenser 200 is depressurized and the degree of heating on the outlet side of theevaporator 400, which will be described later, becomes a predetermined value. It is an evaporator that evaporates the liquid-phase refrigerant decompressed by thevalve 300.
[0032]
Thecompressor 100 is driven by a vehicle travel engine (hereinafter abbreviated as an engine) 500 through power transmission means (not shown) that transmits power such as a V-belt 510, apulley 520, and an electromagnetic clutch in an intermittent manner. Driven.
[0033]
  In addition, 600 is a load of engine 500 (BookIn the embodiment, it is a drive load sensor (drive load detection means) that detects the opening degree of a throttle valve (not shown), and 700 is a pressure that will be described later according to a program set in advance based on the detection value of thedrive load sensor 600. It is an electronic control unit (ECU) that controls the adjusting means 118 (first and secondelectromagnetic valves 118c and 118d).
[0034]
Next, the structure of thecompressor 100 will be described.
[0035]
FIG. 2 shows a cross section of thecompressor 100, and 101 is a shaft that is rotationally driven through a power transmission means (electromagnetic clutch).Reference numeral 102 denotes a front housing that holds a rollingbearing 103 that rotatably supports theshaft 101, and a fixed scroll (fixed portion) 104 having aspiral tooth portion 104 a is fixed to thefront housing 102. .
[0036]
Further, in a space formed by the fixedscroll 104 and thefront housing 102, a turning scroll (movable part) 105 having aspiral tooth portion 105a meshing with thetooth portion 104a is disposed. Is assembled to a crank part (eccentric part) 101a formed at a position eccentric by a predetermined amount from the rotation center of theshaft 101 via abearing 101b and abushing 101c.
[0037]
  By the way,BookIn the embodiment, thebushing 101c is slightly slidable with respect to the crankportion 101a, and theorbiting scroll 105 in such a direction that the contact pressure between the twotooth portions 104a and 105a is increased by the compression reaction force acting on theorbiting scroll 105. The contact pressure of both thetooth portions 104a and 105a is increased by slidably displacing (the driven crank mechanism).
[0038]
Then, theorbiting scroll 105 orbits around theshaft 101 as theshaft 101 rotates, thereby expanding and reducing the volume of the working chamber Vc constituted by thescrolls 104 and 105 to suck and compress the refrigerant. Hereinafter, a mechanism for sucking and compressing the refrigerant such as thescrolls 104 and 105 is referred to as a compression mechanism Cp.
[0039]
Reference numeral 106 denotes a suction chamber that communicates with a suction port (not shown) connected to the outlet side of theevaporator 400, and 107 communicates with a discharge port (not shown) connected to the inlet side of thecondenser 200. In addition, the discharge chamber smoothes the pulsation of the refrigerant discharged from the working chamber Vc. Thedischarge chamber 107 communicates with the working chamber Vc via a discharge port (not shown) formed in the end plate portion (a plate-like portion formed at the root portion of thetooth portion 104a) 104b of the fixedscroll 104. A reed valve-like discharge valve 108 for preventing the refrigerant from flowing back from thedischarge chamber 107 to the working chamber Vc is disposed on thedischarge chamber 107 side of the discharge port.
[0040]
  Thedischarge chamber 107 has a gasket (BookNot shown in form. ) Through arear housing 151 fixed to the fixedscroll 104 and the fixedscroll 104. Thedischarge valve 108 is fastened together with theend plate portion 104b by abolt 110 together with a valve stop plate (valve retainer) 109 that regulates the maximum opening of thedischarge valve 108.
[0041]
By the way, a bypass port (bypass hole) 114 that connects the working chamber Vc and thesuction chamber 106 during the compression stroke is formed in theend plate portion 104b. The working chamber Vc is provided at a site where the volume is about 50% of the maximum volume and a site where the volume is about 20% of the maximum volume. Hereinafter, a bypass port located in a portion that is 50% of the maximum volume of thebypass port 114 is referred to as afirst bypass port 114a, and a bypass port located in a portion that is 20% of the maximum volume is a second bypass port. When thebypass port 114b is used and thebypass ports 114a and 114b are collectively referred to, thebypass port 114 is used.
[0042]
Incidentally, in the scroll compressor, as shown in FIG. 3, as theorbiting scroll 105 turns, the working chamber Vc reduces its volume while orbiting from the spiral outer side to the inner side of thetooth portions 104 a and 105 b. Therefore, thefirst bypass port 114a is positioned on the spiral outer side than thesecond bypass port 114b.
[0043]
When theshaft 101 is rotated, theorbiting scroll 105 tries to rotate around thecrank portion 101a. However, as shown in FIG. 2, a knownrotation prevention mechanism 105c including a pin and a ring is provided. Theorbiting scroll 105 orbits (revolves) around theshaft 101 without rotating.
[0044]
2 and 4, a guide cylinder bore (columnar hole) 115 extending in a straight line is formed in theend plate portion 104b. This guide cylinder bore (hereinafter abbreviated as a cylinder) 115 is formed. A spool valve body (hereinafter abbreviated as a spool) 116 for opening and closing thebypass port 114 is slidably disposed therein.
[0045]
  Thespool 116 has first and second valve portions 11 having an outer dimension substantially equal to the inner diameter of thecylinder 115 and opening and closing the first andsecond bypass ports 114a and 114b.6a-116c, androd portions 116d and 116e having outer dimensions smaller than the inner diameter size of thecylinder 115 and constituting the passage of the refrigerant flowing out of thebypass port 114 are formed.
[0046]
Incidentally,reference numerals 117 a to 117 c are bypass passages that guide the refrigerant flowing out of thebypass port 114 to thesuction chamber 106.
[0047]
  By the way, the sliding direction of the spool 116 (the arrow direction in FIG. 2) one end side (BookIn the form, a coil spring (elastic means) 118f that exerts an elastic force that presses thespool 116 toward the other end in the sliding direction of thespool 116 is disposed on the upper side of FIGS. The suction pressure (pressure in the suction chamber 106) Ps of the compression mechanism Cp is acting via thebypass passages 117a and 117c. Hereinafter, the force due to the elastic force Fs and the suction pressure Ps of thecoil spring 118f acting on one end side in the sliding direction of thespool 116 is referred to as a valve opening force.
[0048]
  On the other hand, the other end side in the sliding direction of the spool 116 (BookIn the embodiment, as shown in FIG. 2, the discharge pressure Pd of the compression mechanism Cp is adjusted to be reduced, and the adjusted pressure (hereinafter, this adjusted pressure is referred to as the control pressure Pc), as shown in FIG. Pressure adjusting means 118 is provided to act on the other end side in the sliding direction of thespool 116.
[0049]
Hereinafter, the other side of thespool 116 in the sliding direction (thespace 119 in which the control pressure Pc is introduced) is referred to as acontrol pressure chamber 119, and the force by the control pressure Pc acting on the other side of thespool 116 in the sliding direction. Is called the valve closing force.
[0050]
The pressure adjusting means 118 includes first andsecond control passages 118a and 118b that allow thesuction chamber 106 and thecontrol pressure chamber 119 to communicate with each other, and a first electromagnetic valve (first valve means) 118c that opens and closes thefirst control passage 118a. And a second electromagnetic valve (second valve means) 118d for opening and closing thesecond control passage 118b, and a differential pressure between thesuction chamber 106 and thecontrol pressure chamber 119 provided in thesecond control passage 118b This pressure is referred to as a set differential pressure.) Only when the pressure is equal to or higher than that, thepressure difference valve 118e is configured to flow (release) the refrigerant in thecontrol pressure chamber 119 to thesuction chamber 106 side.
[0051]
Thefirst solenoid valve 118c is a normally open solenoid valve, and thesecond solenoid valve 118d is a normally closed solenoid valve.
[0052]
Incidentally, thedifferential pressure valve 118e is configured by a spherical valve body that opens and closes thesecond control passage 118b, and a coil spring (elastic member) that applies an elastic force in a direction to close thesecond control passage 118b to the spherical valve body. It is well known.
[0053]
Reference numeral 120 denotes a stopper that restricts the maximum displacement of thespool 116 and also serves as a lid (plug) that closes one end of thecylinder 115, and 121 connects thedischarge chamber 107 and thecontrol pressure chamber 119 with a predetermined pressure loss. It is a fixed aperture (aperture means).
[0054]
Next, the characteristic operation of thecompressor 100 will be described with reference to FIG.
[0055]
1. During minimum capacity (approximately 20%) operation (see Fig. 5 (a))
The current supply to the first andsecond solenoid valves 118c and 118d is cut off, thefirst control passage 118a is communicated, and thesecond control passage 118b is closed.
[0056]
As a result, the control pressure Pc in thecontrol pressure chamber 119 becomes the suction pressure Ps, so that the valve opening force exceeds the valve closing force by the elastic force Fs of thecoil spring 118f, and the elastic force Fs until thespool 116 collides with thestopper 120. Sliding displacement in the direction of.
[0057]
In this state, since the first andsecond bypass ports 114a and 114b are configured to open, the discharge capacity of the compressor 100 (compression mechanism Cp) is about 20% of the maximum.
[0058]
2. During intermediate capacity (approx. 50%) operation (see Fig. 5 (b))
By energizing the first andsecond solenoid valves 118c and 118d, thefirst control passage 118a is closed and thesecond control passage 118b is communicated.
[0059]
As a result, the valve closing force increases by an amount corresponding to the set differential pressure of thedifferential pressure valve 118e as compared with the minimum capacity operation, so that thespool 116 is slidably displaced in the direction of the valve closing force to a position that balances with the elastic force Fs. To do.
[0060]
In this state, since thefirst bypass port 114a is opened and thesecond bypass port 114b is closed, the discharge capacity of the compressor 100 (compression mechanism Cp) is about 50% of the maximum. .
[0061]
3. During maximum capacity (100%) operation (see Fig. 5 (c))
The first andsecond control passages 118a and 118b are closed by energizing thefirst solenoid valve 118c and cutting off the energization of thesecond solenoid valve 118d.
[0062]
Thereby, since the control pressure Pc becomes the discharge pressure Pd, the valve closing force exceeds the valve opening force, and thespool 116 slides and displaces in a direction opposite to the direction of the elastic force Fs so as to compress and contract thecoil spring 118f.
[0063]
In this state, since the first andsecond bypass ports 114a and 114b are configured to be closed, the discharge capacity of the compressor 100 (compression mechanism Cp) is the maximum capacity.
[0064]
  next,BookThe characteristics of the form are described.
[0065]
  BookAccording to the embodiment, since thespool 116 is moved by the balance between the elastic force Fs of thecoil spring 118f and the control pressure Pc obtained by adjusting the discharge pressure Pd, the elastic force Fs depends on the maximum pressure of the control pressure Pc (suction pressure Ps). If it is (sufficiently) larger than the force, thespool 116 can be moved without being affected by the heat load of the cycle.
[0066]
Therefore, when the pressure adjustment means 118 (first and secondelectromagnetic valves 118c, 118d) is operated to reduce the discharge capacity of thecompressor 100 when the load on theengine 500 is large, such as during acceleration or climbing, It is possible to rapidly decrease and change the discharge capacity with respect to the load variation of theengine 500. As a result, it is possible to prevent the discharge capacity from being excessively reduced while sufficiently improving the acceleration performance and the vehicle fuel consumption.
[0067]
  Further, when the discharge capacity of thecompressor 100 is decreased (for example, during intermediate capacity operation), the control pressure Pc is set to a set differential pressure (with respect to the suction pressure Ps).BookIn the embodiment, the pressure is approximately 0.2 MPa), and thespool 116 is operated with good response to the operation of the pressure adjusting means 118 without being affected by the fluctuation of the suction pressure Ps, that is, the thermal load of the cycle. be able to.
[0068]
In addition, when thecompressor 100 is stopped, if at least thefirst solenoid valve 118c is opened, thecompressor 100 starts in the minimum capacity operation state when thecompressor 100 is started. The generated shock (large torque fluctuation generated in engine 500) can be reduced.
[0069]
Further, since the discharge capacity of thecompressor 100 is controlled in three stages (20%, 50%, 100%), the discharge capacity is finely divided according to the heat load of the cycle as well as the load of theengine 500. Can be controlled.
[0070]
Further, as shown in FIG. 4, by arranging thebypass ports 114 on a substantially straight line, a plurality ofbypass ports 114 can be opened and closed by onespool 116. Therefore, the structure of the opening / closing mechanism of thebypass port 114 can be simplified while suppressing an increase in the number of parts.
[0071]
In the present embodiment, the firstelectromagnetic valve 118c is a normally open type and the secondelectromagnetic valve 118d is a normally closed type, but the present embodiment is not limited to this.
[0072]
  (First embodiment)
  In the present embodiment, as shown in FIG. 6, thestopper 120 positioned on the other end side in the sliding direction of thespool 116 is slidable in the same direction as thespool 116, thereby increasing the maximum displacement width of thespool 116. By changing the discharge capacity, the discharge capacity is controlled in three stages.
[0073]
  Hereinafter, the characteristic part of this embodiment is demonstrated based on FIG. Other than the pressure adjusting means for controlling the movement (sliding) of thespool 116,PremiseSince it is the same as the form, description of the whole structure of thecompressor 100 is abbreviate | omitted.
[0074]
An elastic force that presses thespool 116 toward the other end side in the sliding direction of thespool 116 is applied to one end side (the upper side in FIG. 6 in this embodiment) of the sliding direction of the spool 116 (the arrow direction in FIG. 6). A coil spring (elastic means) 122 is provided, and suction pressure Ps acts via thebypass passages 117a and 117c.
[0075]
On the other hand, on the other end side in the sliding direction of the spool 116 (lower side in FIG. 6 in this embodiment), the discharge pressure Pd and the suction pressure Ps are switched, and the switched control pressure is changed to the sliding direction of thespool 116 and the like. First pressure adjusting means 123 that acts on the end side is provided. Hereinafter, the pressure supplied to the other end side in the sliding direction of thespool 116 by the first pressure adjusting means 123 is referred to as a first control pressure Pc1, and thespace 124 in which the first control pressure Pc1 is acting is subjected to the first control. This is expressed as apressure chamber 124. Incidentally, the 1stcontrol pressure chamber 124 is comprised from thecylinder 115, thespool 116, and thestopper 120 so that FIG. 6 may show.
[0076]
Here, the first pressure adjusting means 123 has a first fixedthrottle 125 that generates a predetermined pressure loss, arefrigerant passage 126 that communicates thedischarge chamber 107 and the firstcontrol pressure chamber 124, and a first control pressure. It comprises a normally open thirdelectromagnetic valve 128 that opens and closes arefrigerant passage 127 that allows thechamber 124 and thesuction chamber 106 to communicate with each other.
[0077]
Reference numeral 129 denotes second pressure adjusting means for switching the discharge pressure Pd and the suction pressure Ps on the opposite side of thestopper 120 to thespool 116 and applying the control pressure. Hereinafter, the pressure supplied to the opposite side of thespool 116 from thestopper 120 by the second pressure adjusting means 129 is referred to as a second control pressure Pc2, and thespace 130 in which the second control pressure Pc2 is acting is subjected to the second control. This is expressed as apressure chamber 130.
[0078]
Here, the second pressure adjusting means 129 includes a second fixedthrottle 131 that generates a predetermined pressure loss, arefrigerant passage 132 that communicates thedischarge chamber 107 and the secondcontrol pressure chamber 130, and a second control pressure. It comprises a normally open fourthelectromagnetic valve 134 that opens and closes arefrigerant passage 133 that allows thechamber 130 and thesuction chamber 106 to communicate with each other.
[0079]
Next, a characteristic operation of thecompressor 100 will be described with reference to FIG.
[0080]
1. During minimum capacity (approximately 20%) operation (see Fig. 6 (a))
The current supply to the third andfourth solenoid valves 128 and 134 is cut off, and the first and second control pressures Pc1 and Pc2 are set to the suction pressure Ps.
[0081]
Thus, thespool 116 is slid in the direction of the elastic force Fs until thestopper 120 collides with the steppedportion 115a of thecylinder 115 while thespool 116 collides with thestopper 120 by the elastic force Fs of thecoil spring 122. Here, the steppedportion 115 a constitutes stopper means for restricting the maximum displacement of thestopper 120.
[0082]
In this state, since the first andsecond bypass ports 114a and 114b are configured to open, the discharge capacity of the compressor 100 (compression mechanism Cp) is about 20% of the maximum.
[0083]
2. During intermediate capacity (about 50%) operation (see Fig. 6 (b))
By energizing thethird solenoid valve 128 and energizing the fourth solenoid valve, the first control pressure Pc1 is set to the suction pressure Ps, and the second control pressure Pc2 is set to the discharge pressure Pd.
[0084]
Accordingly, thestopper 120 moves toward one end in the sliding direction of the spool 166 so as to oppose the elastic force Fs and compress thecoil spring 122. Therefore, thesecond bypass port 114b is closed, and the compressor 100 ( The discharge capacity of the compression mechanism Cp) is about 50% of the maximum.
[0085]
3. During maximum capacity (100%) operation (see Fig. 6 (c))
The third andfourth solenoid valves 128 and 134 are energized, and the first and second control pressures Pc1 and Pc2 are set as the discharge pressure Pd.
[0086]
As a result, thespool 116 slides and displaces in a direction opposite to the direction of the elastic force Fs so as to compress and compress thecoil spring 122, so that the first andsecond bypass ports 114a and 114b are closed, and the compressor 100 (compression mechanism Cp). The discharge capacity is the maximum capacity.
[0087]
  AndPremiseAs described in the embodiment, when the discharge capacity of thecompressor 100 is controlled according to the load of theengine 500, the acceleration capacity and the vehicle fuel consumption are sufficiently improved, and the discharge capacity is prevented from excessively decreasing. be able to.
[0088]
  (No.2Embodiment)
  In the present embodiment, as shown in FIG. 7, the first control pressure Pc1 is applied to the first pressure adjusting means 123.TheThe second control pressure is applied to the refrigerant passages (first passages) 126 and 127 to be guided and the second pressure adjusting means 129.Pc2Refrigerant passages (second passages) 132 and 133 are provided in a substantially parallel manner in a state of being partitioned by agasket 150 sandwiched between therear housing 151 and the fixedscroll 104.
[0089]
That is, as shown in FIGS. 7 and 8, grooves constituting therefrigerant passages 126 and 127 are formed on the surface of theend plate portion 104 b of the fixedscroll 104 on therear housing 151 side, while the end plate of therear housing 151 is formed. Grooves constituting therefrigerant passages 132 and 133 are formed on the surface of thepart 104b side, and the opening side of the groove of theend plate part 104b and the groove of therear housing 151 is closed by thegasket 150.
[0090]
Here, thegasket 150 is to seal (seal) therear housing 151 and the fixedscroll 104 without a gap, and in this embodiment, both front and back surfaces of metal are coated with a resin such as rubber.
[0091]
Next, features of the present embodiment will be described.
[0092]
By the way, the pulsation of the refrigerant discharged from the working chamber Vc is smoothed in thedischarge chamber 107, but in order to smooth the pulsation sufficiently, the volume of thedischarge chamber 107 needs to be sufficiently large.
[0093]
Here, it is assumed that therefrigerant passages 126 and 127 (hereinafter, this refrigerant passage is referred to as the first refrigerant passage 126) and therefrigerant passages 132 and 133 (hereinafter, this refrigerant passage is referred to as the second refrigerant passage 132). Are formed on either side of therear housing 151 and the fixed scroll 104 (end plate portion 104b), thepassages 126 and 132 are necessarily parallel to the axial direction of the compressor (the paper surface of FIG. 8). As a result, the volume of thedischarge chamber 107 may be reduced.
[0094]
On the other hand, according to the present embodiment, the first and secondrefrigerant passages 126 and 132 are provided substantially in parallel in a state where the first and secondrefrigerant passages 126 and 132 are partitioned by thegasket 150. It will be arranged in series with respect to the axial direction of the compressor, and the volume of thedischarge chamber 107 can be prevented from becoming small. Therefore, it is possible to sufficiently improve the acceleration performance and the vehicle fuel efficiency while sufficiently smoothing the pressure pulsation, and to prevent the discharge capacity from being excessively reduced.
[0095]
In the present embodiment, the third andfourth solenoid valves 128 and 134 are disposed between thefront housing 102 and therear housing 151, and therefrigerant passages 127 and 133 are provided in therear housing 151. 9, the third andfourth solenoid valves 128 and 134 may be disposed between thefront housing 102 and the fixedscroll 104, and therefrigerant passages 127 and 133 may be formed in the fixedscroll 104. Further, as shown in FIG. 10, both the third andfourth solenoid valves 128 and 134 and therefrigerant passages 127 and 133 may be provided in therear housing 151.
[0096]
  (No.3Embodiment)
  As shown in FIG. 11, the present embodiment includes a coil spring (elastic means) 140 that acts on thestopper 120 with an elastic force that presses thestopper 120 toward thespool 116 in the compressor according to the second and third embodiments. This is provided in thesecond control chamber 130.
[0097]
Accordingly, thestopper 120 can be prevented from vibrating (rattle) in the first control chamber 124 (space 124) due to the vibration of theengine 500 or the vehicle, so that noise caused by the vibration of thestopper 120 can be prevented in advance. .
[0098]
11A and 11B, during the minimum capacity operation and the intermediate capacity operation, thestopper 120 is in a state of being sandwiched between thespool 116 and thecoil scroll 140 and thus vibrates. When the maximum capacity operation is performed, thestopper 120 is sandwiched between the steppedportion 115a and thecoil screening 140, so that vibration is suppressed.
[0099]
(Other embodiments)
In the first embodiment, the secondelectromagnetic valve 118d is closed during the minimum capacity operation. However, in this state, the firstelectromagnetic valve 118c is opened, so that the secondelectromagnetic valve 118d can be controlled to open. No problem.
[0100]
In the above-described embodiment, the load of theengine 500 is detected by detecting the opening of the throttle valve. However, the load of theengine 500 is detected from other parameters such as a change in the rotation speed of theengine 500 and a suction negative pressure. May be.
[0101]
Further, the compressor according to the present invention can be applied to a compressor of a type in which the working chamber Vc moves while enlarging or reducing the volume thereof, so that a rolling piston type or a vane type can be used. The present invention can also be applied to a compressor such as the above.
[0102]
In the above-described embodiment, the pressure control means (electromagnetic valve or the like) is built in the compressor, but the pressure control means (electromagnetic valve or the like) may be externally attached to the fixedscroll 104.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram of a refrigeration cycle.
FIG. 2 of the present inventionPremiseIt is sectional drawing of the compressor which concerns on a form.
FIG. 3 is an explanatory diagram showing the operation of the orbiting scroll.
4 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG.
FIG. 5 of the present inventionPremiseIt is explanatory drawing which shows the action | operation of the spool in the compressor which concerns on embodiment.
FIG. 6 shows the first of the present invention.1It is explanatory drawing which shows the action | operation of the spool in the compressor which concerns on embodiment.
FIG. 7 shows the first of the present invention.2It is sectional drawing of the compressor which concerns on embodiment.
8 is a cross-sectional view taken along the line BB in FIG.
FIG. 9 shows the first of the present invention.2It is sectional drawing of the compressor which concerns on the modification of embodiment.
FIG. 10 shows the first of the present invention.2It is sectional drawing of the compressor which concerns on the modification of embodiment.
FIG. 11 shows the first of the present invention.3It is explanatory drawing which shows the action | operation of the spool in the compressor which concerns on embodiment.
[Explanation of symbols]
  104 Fixed scroll
  105 Orbiting scroll
  114a, 114b  First and second bypass ports
  114b second bypass port
  115              Guide cylinder bore
  116 Spool valve body
  116a to 116c  Valve
  116d, 116e  Rod part
  120 stopper
  122, 140      coil spring
  123, 129      First and second pressure adjusting means
  124, 130      First and second control pressure chambers
  125, 131      Fixed aperture
  128, 134      3rd, 4th solenoid valve
  150              gasket

Claims (6)

Translated fromJapanese

固定スクロール（１０４）及び旋回スクロール（１０５）を有し、前記旋回スクロール（１０５）を前記固定スクロール（１０４）に対して旋回させることにより、流体を吸入圧縮する作動室（Ｖｃ）を拡大縮小させる圧縮機構（Ｃｐ）、圧縮行程中の前記作動室（Ｖｃ）のうち少なくとも２種類の状態の作動室（Ｖｃ）と前記圧縮機構（Ｃｐ）の吸入側とを連通させる第１、第２バイパス孔（１１４ａ、１１４ｂ）、並びに、前記第１、第２バイパス孔（１１４ａ、１１４ｂ）を開閉する弁体（１１６）を備える可変容量スクロール型圧縮機であって、
前記弁体（１１６）の可動方向一端側から、前記弁体（１１６）に弾性力を作用させる弾性手段（１２２）と、
前記弁体（１１６）の可動方向他端側において、前記弁体（１１６）の可動方向と平行な方向に変位可能に配設され、前記弁体（１１６）の可動範囲を規制するストッパ（１２０）と、
前記弁体（１１６）のうち前記可動方向他端側、および、前記ストッパ（１２０）のうち前記弁体（１１６）の前記可動方向他端側に対向する側に、前記圧縮機構（Ｃｐ）の吐出圧及び前記圧縮機構（Ｃｐ）の吸入圧を切り替えて作用させる第１圧力調整手段（１２３）と、
前記ストッパ（１２０）のうち前記弁体（１１６）の前記可動方向他端側に対向する側と反対側に、前記吐出圧及び前記吸入圧を切り替えて作用させる第２圧力調整手段（１２９）とを備え、
前記第１バイパス孔（１１４ａ）に連通する状態の作動室（Ｖｃ）の体積は、前記第２バイパス孔（１１４ｂ）に連通する状態の作動室の体積（Ｖｃ）よりも大きく、
前記圧縮機構（Ｃｐ）の吐出容量を最大容量とするときは、
前記第１圧力調整手段（１２３）が、前記弁体（１１６）の前記可動方向他端側および前記ストッパ（１２０）のうち前記弁体（１１６）の前記可動方向他端側に対向する側に前記吐出圧を作用させるとともに、前記第２圧力調整手段（１２９）が、前記ストッパ（１２０）のうち前記弁体（１１６）の前記可動方向他端側に対向する側と反対側に前記吐出圧を作用させることによって、前記弾性力の向きと反対の向きに前記弁体（１１６）を変位させて、第１、第２バイパス孔（１１４ａ、１１４ｂ）の双方を閉じ、
前記圧縮機構（Ｃｐ）の吐出容量を中間容量とするときは、
前記第１圧力調整手段（１２３）が、前記弁体（１１６）の前記可動方向他端側および前記ストッパ（１２０）のうち前記弁体（１１６）の前記可動方向他端側に対向する側に前記吸入圧を作用させるとともに、前記第２圧力調整手段（１２９）が、前記ストッパ（１２０）のうち前記弁体（１１６）の前記可動方向他端側に対向する側と反対側に前記吐出圧を作用させることによって、前記弾性力の向きと反対の向きに変位させた前記ストッパ（１２０）にて、前記弁体（１１６）の変位を規制して、前記第１バイパス孔（１１４ａ）を開くともに、前記第２バイパス孔（１１４ｂ）を閉じ、
前記圧縮機構（Ｃｐ）の吐出容量を最小容量とするときは、
前記第１圧力調整手段（１２３）が、前記弁体（１１６）の前記可動方向他端側および前記ストッパ（１２０）のうち前記弁体（１１６）の前記可動方向他端側に対向する側に前記吸入圧を作用させるとともに、前記第２圧力調整手段（１２９）が、前記ストッパ（１２０）のうち前記弁体（１１６）の前記可動方向他端側に対向する側と反対側に前記吸入圧を作用させることによって、前記弾性力の向きに変位させた前記ストッパ（１２０）にて、前記弁体（１１６）の変位を規制して、前記第１、第２バイパス孔（１１４ａ、１１４ｂ）の双方を開くことを特徴とする可変容量スクロール型圧縮機。The working chamber (Vc) for sucking and compressing fluid is enlarged and reduced by having the fixed scroll (104) and the orbiting scroll (105), and orbiting the orbiting scroll (105) with respect to the fixed scroll (104). A compression mechanism (Cp), andfirst and second bypass holes for communicating at least two types of working chambers (Vc) among the working chambers (Vc) during the compression stroke and the suction side of the compression mechanism (Cp) (114a, 114b ), and a variable capacity scroll compressor comprising a valve body (116) for opening and closingthe first and second bypass holes (114a, 114b ),
Elastic means (122) for applying an elastic force to thevalve body (116) from one end side in the movable direction of the valve body (116) ;
A stopper (120) is disposed on the other end side in the movable direction of the valve body (116) so as to be displaceable in a direction parallel to the movable direction of the valve body (116) and restricts the movable range of the valve body (116). )When,
The valve body (116)prior Symbol movableDirection other end sideof, and, onthe side facing the movable direction other end side of the valve body (116) of the stopper (120), said compression mechanism (Cp ) And a first pressure adjusting means (123) for switching and operating the discharge pressure of the compression mechanism (Cp),
A second pressure adjusting means (129) for switching and operating the discharge pressure and the suction pressure ona side of the stopper (120)opposite to the opposite side of the valve body (116) inthe movable direction ; equipped witha,
The volume of the working chamber (Vc) in communication with the first bypass hole (114a) is larger than the volume (Vc) of the working chamber in communication with the second bypass hole (114b),
When the discharge capacity of the compression mechanism (Cp) is the maximum capacity,
The first pressure adjusting means (123) is on the other end side in the movable direction of the valve body (116) and on the side of the stopper (120) facing the other end side in the movable direction of the valve body (116). The discharge pressure is applied, and the second pressure adjusting means (129) is disposed on the stopper (120) on the opposite side of the valve body (116) from the opposite side of the movable direction. To displace the valve body (116) in a direction opposite to the direction of the elastic force, and close both the first and second bypass holes (114a, 114b),
When the discharge capacity of the compression mechanism (Cp) is an intermediate capacity,
The first pressure adjusting means (123) is on the other end side in the movable direction of the valve body (116) and on the side of the stopper (120) facing the other end side in the movable direction of the valve body (116). While applying the suction pressure, the second pressure adjusting means (129) causes the discharge pressure on the opposite side of the stopper (120) to face the other end of the valve body (116) in the movable direction. Is applied to restrict the displacement of the valve body (116) by the stopper (120) displaced in the direction opposite to the direction of the elastic force, thereby opening the first bypass hole (114a). Both close the second bypass hole (114b),
When the discharge capacity of the compression mechanism (Cp) is set to the minimum capacity,
The first pressure adjusting means (123) is on the other end side in the movable direction of the valve body (116) and on the side of the stopper (120) facing the other end side in the movable direction of the valve body (116). While applying the suction pressure, the second pressure adjusting means (129) is disposed on the side of the stopper (120) opposite to the side facing the other end of the valve body (116) in the movable direction. By acting, the displacement of the valve body (116) is regulated by the stopper (120) displaced in the direction of the elastic force, and the first and second bypass holes (114a, 114b) A variable capacity scroll compressor characterizedby opening both sides .前記第１、第２バイパス孔（１１４ａ、１１４ｂ）は、前記固定スクロール（１０４）の渦巻き状の歯部（１０４ａ）の根本部に形成された板状の端板部（１０４ｂ）に、それぞれ２箇所づつ設けられており、The first and second bypass holes (114a, 114b) are respectively provided in plate-shaped end plate portions (104b) formed at the root portions of the spiral tooth portions (104a) of the fixed scroll (104). It is provided one by one,
前記弁体部は、前記端板部（１０４ｂ）に形成されて前記第１、第２バイパス孔（１１４ａ、１１４ｂ）に連通する円柱状の穴（１１５）に対して、摺動可能に配設されたスプール弁体（１１６）で構成され、The valve body is slidably disposed in a cylindrical hole (115) formed in the end plate (104b) and communicating with the first and second bypass holes (114a, 114b). A spool valve body (116) made of
さらに、前記スプール弁体（１１６）は、前記第１、第２バイパス孔（１１４ａ、１１４ｂ）を開閉する複数の弁部（１１６ａ、１１６ｂ、１１６ｃ）、および、前記複数の弁部（１１６ａ、１１６ｂ、１１６ｃ）を連結するロッド部（１１６ｄ、１１６ｅ）を有し、Further, the spool valve body (116) includes a plurality of valve portions (116a, 116b, 116c) for opening and closing the first and second bypass holes (114a, 114b), and the plurality of valve portions (116a, 116b). , 116c) and rod portions (116d, 116e),
前記複数の弁部（１１６ａ、１１６ｂ、１１６ｃ）の外径寸法は、前記円柱状の穴（１１５）の内径寸法と略等しく形成され、The outer diameter dimensions of the plurality of valve portions (116a, 116b, 116c) are substantially equal to the inner diameter dimension of the cylindrical hole (115),
前記ロッド部（１１６ｄ、１１６ｅ）の外形寸法は、前記円柱状の穴（１１５）の内径寸法より小さく形成され、The rod part (116d, 116e) has an outer dimension smaller than an inner diameter dimension of the cylindrical hole (115),
前記円柱状の穴（１１５）と前記ロッド部（１１６ｄ、１１６ｅ）との隙間には、前記第１、第２バイパス孔（１１４ａ、１１４ｂ）から前記吸入側へ流体を流す流体通路が形成されていることを特徴とする請求項１に記載の可変容量スクロール形圧縮機。In the gap between the cylindrical hole (115) and the rod portion (116d, 116e), a fluid passage is formed to flow fluid from the first and second bypass holes (114a, 114b) to the suction side. The variable capacity scroll compressor according to claim 1, wherein前記弁体（１１６）のうち前記可動方向他端側と前記ストッパ（１２０）のうち前記弁体（１１６）の前記可動方向他端側に対向する側との間に形成されて前記第１圧力調整手段（１２３）によって供給される圧力が作用する空間を第１制御圧室（１２４）とし、前記ストッパ（１２０）のうち前記弁体（１１６）の前記可動方向他端側に対向する側と反対側に形成されて前記第２圧力調整手段（１２９）によって供給される圧力が作用する空間を第２制御圧室（１３０）としたときに、The first pressure is formed between the other end side in the movable direction of the valve body (116) and the side of the stopper (120) facing the other end side in the movable direction of the valve body (116). A space in which the pressure supplied by the adjusting means (123) acts is a first control pressure chamber (124), and a side of the stopper (120) facing the other end in the movable direction of the valve body (116). When the second control pressure chamber (130) is a space formed on the opposite side and on which the pressure supplied by the second pressure adjusting means (129) acts,
前記第１圧力調整手段（１２３）は、固定絞り（１２５）を介して前記圧縮機構（Ｃｐ）の吐出側と前記第１制御圧室（１２４）とを連通させる第１吐出側連通路（１２６）、前記圧縮機構（Ｃｐ）の吸入側と前記第１制御圧室（１２４）とを連通させる第１吸入側連通路（１２７）、および、前記第１吸入側連通路（１２７）を開閉する電磁弁（１２８）を有し、The first pressure adjusting means (123) is configured to communicate a discharge side of the compression mechanism (Cp) with the first control pressure chamber (124) via a fixed throttle (125). ), And opens and closes the first suction side communication path (127) for communicating the suction side of the compression mechanism (Cp) and the first control pressure chamber (124), and the first suction side communication path (127). Having a solenoid valve (128),
前記第２圧力調整手段（１２９）は、固定絞り（１３１）を介して前記圧縮機構（Ｃｐ）の吐出側と前記第２制御圧室（１３０）とを連通させる第２吐出側連通路（１３２）、前記圧縮機構（Ｃｐ）の吸入側と前記第２制御圧室（１３０）とを連通させる第２吸入側連通路（１３３）、および、前記第２吸入側連通路（１３３）を開閉する電磁弁（１３４）を有することを特徴とする請求項１または２に記載の可変容量スクロール型圧縮機。The second pressure adjusting means (129) is configured to communicate a discharge side of the compression mechanism (Cp) with the second control pressure chamber (130) via a fixed throttle (131). ), And opens and closes the second suction side communication path (133) for communicating the suction side of the compression mechanism (Cp) and the second control pressure chamber (130), and the second suction side communication path (133). The variable capacity scroll compressor according to claim 1 or 2, further comprising a solenoid valve (134). さらに、前記固定スクロール（１０４）に対して、ガスケット（１５０）を介して固定されるとともに、前記作動室（Ｖｃ）から吐出する流体の脈動を平滑化する吐出室（１０７）を形成するリアハウジング（１５１）を備え、
前記第１吐出側連通路（１２６）および前記第１吸入側連通路（１２７）の少なくとも一部が、前記第２吐出側連通路（１３２）および前記第２吸入側連通路（１３３）の少なくとも一部に対して、前記ガスケット（１５０）にて区画された状態で略平行に設けられていることを特徴とする請求項３に記載の可変容量スクロール型圧縮機。Further, a rear housing that is fixed to the fixed scroll (104) via a gasket (150) and forms a discharge chamber (107) that smoothes pulsation of fluid discharged from the working chamber (Vc). (151)
At least a part of the first discharge side communication path (126) and the first suction side communication path (127) is at least part of the second discharge side communication path (132) and the second suction side communication path (133). The variable capacity scroll compressor according to claim3 , wherein a part of the variable capacity scroll compressor is provided substantially in parallel with apart of the gasket (150).さらに、前記ストッパ（１２０）のうち前記弁体（１１６）の前記可動方向他端側に対向する側と反対側に配置されて、前記ストッパ（１２０）を前記弁体（１１６）に向けて押圧する弾性力を作用させるストッパ側弾性手段（１４０）とを備えることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の可変容量スクロール型圧縮機。Further, the stopper (120) is disposed on the opposite side of the valve body (116) opposite to the other end side in the movable direction , and presses the stopper (120) toward the valve body (116). The variable-capacity scroll compressor according to any one of claims 1 to 4, further comprising stopper-side elastic means (140) for applying an elastic force. 車両走行用駆動源（５００）から駆動力を得て稼働する請求項１ないし５のいずれか１つに記載の可変容量スクロール型圧縮機（１００）と、
前記可変容量スクロール型圧縮機（１００）から吐出する冷媒を冷却する放熱器（２００）と、
前記放熱器（２００）から流出する冷媒を減圧する減圧器（３００）と、
前記減圧器（３００）にて減圧された冷媒を蒸発させるとともに、その蒸発した冷媒を前記可変容量スクロール型圧縮機（１００）の吸入側に向けて流出させる蒸発器（４００）と、
前記車両走行用駆動源（５００）の駆動負荷を検出する駆動負荷検出手段（６００）と、
前記駆動負荷検出手段（６００）により検出された駆動負荷が所定負荷以上となったときに、前記第１、２圧力調整手段（１２３、１２９）のうち少なくとも一方を作動させて前記可変容量スクロール型圧縮機（１００）の吐出容量を縮小させる制御手段（７００）とを備えることを特徴とする車両用冷凍サイクル。The variable capacity scroll compressor (100) according to anyone of claims1 to 5 , wherein the variable displacement scroll compressor (100) is operated by obtaining a driving force from a vehicle driving source (500).
A radiator (200) for cooling the refrigerant discharged from the variable capacity scroll compressor (100);
A decompressor (300) for decompressing the refrigerant flowing out of the radiator (200);
An evaporator (400) that evaporates the refrigerant decompressed by the decompressor (300) and causes the evaporated refrigerant to flow toward the suction side of the variable capacity scroll compressor (100);
Drive load detection means (600) for detecting a drive load of the vehicle drive source (500);
When the driving load detected by the driving load detecting means (600) becomes equal to or greater than a predetermined load, at least one of the first and second pressure adjusting means (123, 129) is operated to make the variable displacement scroll type. A vehicle refrigeration cycle comprising: a control means (700) for reducing the discharge capacity of the compressor (100).

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