JP2004093106A

JP2004093106A - Expansion valve

Info

Publication number: JP2004093106A
Application number: JP2003133266A
Authority: JP
Inventors: Isao Sendo; 仙道　功; Tomohiro Yuasa; 湯浅　智宏
Original assignee: TGK Co Ltd
Current assignee: TGK Co Ltd
Priority date: 2002-07-11
Filing date: 2003-05-12
Publication date: 2004-03-25
Anticipated expiration: 2023-05-12
Also published as: EP1380801A2; JP4118740B2; EP1380801A3; US20040007015A1; KR20040007290A; DE60321274D1; CN1470822A; CN1260537C; EP1380801B1

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an expansion valve capable of suppressing noise when starting an air conditioner and saving power. <P>SOLUTION: Stroke of a valve element is set in such a way that refrigerant flows 1.0 to 1.4 times flow rate of set number of ton. Consequently, since degree of opening of the valve is limited to degree of opening by which refrigerant flows only 1.0 to 1.4 times flow rate of the set number of ton while the valve element is fully opened when starting the air conditioner, unnecessary and extra amount of refrigerant does not flow to suppress flow noise of refrigerant when starting the air conditioner. Moreover, since amount of extra flowing refrigerant is reduced, power can be saved. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は膨張弁に関し、特に自動車用エアコンシステムの冷凍サイクルの中で高温・高圧の液冷媒を膨張させて低温・低圧にした冷媒をエバポレータに供給するとともにエバポレータ出口での冷媒の状態が所定の過熱度になるように冷媒流量を制御する温度式の膨張弁に関する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用エアコンシステムでは、コンプレッサによって圧縮された高温・高圧のガス冷媒をラジエータで凝縮し、凝縮された液冷媒を膨張弁で断熱膨張させることで低温・低圧の冷媒にし、それをエバポレータにて蒸発させてコンプレッサに戻すような冷凍サイクルが形成されている。低温の冷媒が供給されるエバポレータは、車室内の空気と熱交換を行うことで、冷房が行われる。
【０００３】
膨張弁としては、エバポレータ出口における冷媒の圧力および温度を感知してその冷媒の状態が所定の過熱度になるようにエバポレータに供給する冷媒の流量を制御する温度式の膨張弁が知られている（たとえば、特許文献１参照。）。
【０００４】
図７は従来の膨張弁の一構成例を示す縦断面図である。
膨張弁１０１は、その本体ブロック１０２の側部に、冷媒導入用の冷媒管路接続穴１０３と、冷媒導出用の冷媒管路接続穴１０４と、エバポレータからコンプレッサに至る配管に介挿される冷媒管路接続穴１０５，１０６とが設けられている。
【０００５】
冷媒管路接続穴１０３と冷媒管路接続穴１０４との間の流体通路には、弁座１０７が本体ブロック１０２と一体に形成され、その弁座１０７に対向して上流側からボール状の弁体１０８が配置され、冷媒が弁座１０７と弁体１０８との間の隙間を通過するときに断熱膨張する。また、弁体１０８は、これを受ける弁体受け１０９を介して圧縮コイルスプリング１１０により弁座１０７に着座させる方向に付勢されている。この圧縮コイルスプリング１１０は、スプリング受け１１１およびアジャストねじ１１２によって受けられている。
【０００６】
本体ブロック１０２の上端部には、パワーエレメント１１３が設けられている。このパワーエレメント１１３は、アッパーハウジング１１４、ロアハウジング１１５、ダイヤフラム１１６、およびセンターディスク１１７によって構成されている。アッパーハウジング１１４とダイヤフラム１１６とによって囲まれた感温室には冷媒が充填され、金属ボール１１８によって封止されている。
【０００７】
センターディスク１１７は、シャフト１１９の上端が当接されている。このシャフト１１９は、本体ブロック１０２に形成された貫通孔１２０に挿通され、下端は弁体１０８に当接されている。
【０００８】
貫通孔１２０の上部は、拡開形成されていて、その段差部にＯリング１２１が配置され、シャフト１１９と貫通孔１２０との間の隙間をシールしている。
また、シャフト１１９の上端部は、冷媒管路接続穴１０５，１０６間を連通している流体通路を横切って垂下した筒状部を有するホルダ１２２によって保持されている。このホルダ１２２の下端部は、貫通孔１２０の拡開部に嵌入され、Ｏリング１２１を押えている。
【０００９】
ホルダ１２２の上部には、シャフト１１９の軸線方向の振動を抑えるコイルばね１２３が配置されている。ホルダ１２２の頂面は、この膨張弁１０１の最大の弁開度を規定するストッパとして機能している。
【００１０】
以上の構成の膨張弁１０１において、エアコンを起動する前は、図示のようにセンターディスク１１７がホルダ１２２の上部頂面に当接し、膨張弁１０１は全開状態にある。したがって、エアコンを起動するとき、膨張弁１０１は、全開状態から開始する。
【００１１】
ところで、自動車用エアコンシステムは、適用される車輌によって必要な冷凍能力が異なり、膨張弁に要求される容量も異なる。膨張弁の容量は、トン数で表される。車輌によって設定されたトン数からは、膨張弁を流れる流量が決められるので、設定されたトン数の流量は最低限保証するように膨張弁が設計されている。このとき、最大の弁開度は、いかなるトン数の膨張弁でも、設定されたトン数よりも十分大きな値に一義的に設定されている場合がほとんどである。
【００１２】
【特許文献１】
特開２００２−３１０５３９号公報（段落番号〔００３４〕〜〔００４１〕、図６）
【００１３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、従来の膨張弁は、エアコン起動時に全開状態になっており、そのときの弁開度が必要流量以上に大きくなっていて、大量の冷媒が流れることから、冷媒が通過するときに発生する流動騒音が大きくなり、しかも、膨張弁は必要以上に開いているため、その分、余計に冷媒が流れてしまうため動力が増加してしまうという問題点があった。
【００１４】
本発明はこのような点に鑑みてなされたものであり、起動時の騒音を抑え、省動力化した膨張弁を提供することを目的とする。
【００１５】
【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、エバポレータ出口の冷媒の圧力および温度を感知して弁部の弁開度を制御することによりエバポレータに供給する冷媒の流量を制御するパワーエレメントを備えた膨張弁において、前記弁開度の最大値を、設定されたトン数の流量の１．０〜１．４倍になるように設定したことを特徴とする膨張弁が提供される。
【００１６】
このような膨張弁によれば、全開時の弁開度を、設定されたトン数の流量の１．０〜１．４倍しか流れないように規制したので、起動時の全開状態において、不必要で余分な量の冷媒が流れない。これにより、起動時における冷媒の流動騒音を抑えることができるとともに、余分に流れる冷媒が少なくなるので、コンプレッサの省動力化が図れる。
【００１７】
また、本発明の膨張弁は、パワーエレメントのセンターディスクを、弁部側のハウジングの内壁に当接させて最大弁開度を規定するようにした。これにより、センターディスクの全開側のストロークがハウジングによって規制されることになり、センターディスクのハウジングとの当接面の位置がパワーエレメントの取り付け基準面からのハウジングの厚みだけで決まるため、弁ストロークの公差ばらつき要素を低減することができる。
【００１８】
また、本発明の膨張弁は、センターディスクを、シャフトの弁部と反対側の端部を保持しているホルダがダイヤフラムの変位方向にガイドするようにした。これにより、センターディスクは、ホルダによってシャフトと同一軸線上に位置決めされることから、ダイヤフラムが変位してその変位方向に進退移動するときに、周縁部がハウジングの内側側壁に接触することがなく、安定した流量特性を得ることができる。
【００１９】
さらに、本発明の膨張弁は、弁座に、弁体の軸線方向の移動量と同じ量以上のテーパを付けるようにした。これにより、全開時に弁体がテーパの部分から離脱するのを防止することができる。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面を参照して詳細に説明する。
図１は本発明による膨張弁の構成例を示す縦断面図である。
【００２１】
本発明による膨張弁１は、その本体ブロック２の側部に、レシーバ／ドライヤから高温・高圧の冷媒を受けるように高圧冷媒配管が接続される冷媒管路接続穴３と、この膨張弁１にて減圧・膨張された低温・低圧の冷媒をエバポレータへ供給するように低圧冷媒配管が接続される冷媒管路接続穴４と、エバポレータ出口からの冷媒配管に接続される冷媒管路接続穴５と、コンプレッサへ至る冷媒配管に接続される冷媒管路接続穴６とが設けられている。
【００２２】
冷媒管路接続穴３から冷媒管路接続穴４へ連通する流体通路には、弁座７が本体ブロック２と一体に形成され、その弁座７の上流側には、弁座７と対向してボール状の弁体８が配置されている。これにより、弁座７と弁体８との間の隙間が高圧の冷媒を絞る可変オリフィスを構成し、冷媒は、この可変オリフィスを通過するときに断熱膨張する。弁座７は、弁体８の軸線方向の移動量（ストローク）と同じ量以上のテーパが付けられている。すなわち、弁孔の弁体８に対向する側はエッジカットされていてテーパ穴になっており、そのテーパ穴の軸線方向の長さ（高さ）は、弁体８のストロークと同じ長さ以上になっている。ここで、テーパ穴の最小径のところが弁体８の着座位置になるので、この位置から弁体８が最も離れた位置まで移動して全開状態になっても、弁体８の一部はテーパ穴の中に位置しており、これにより、全開時に弁体８がテーパ穴から離脱するのを防止している。
【００２３】
また、冷媒管路接続穴３側の流体通路には、弁体８を受ける弁体受け９と、弁体８を弁座７に着座させる方向に弁体受け９を介して付勢する圧縮コイルスプリング１０とが配置され、この圧縮コイルスプリング１０は、スプリング受け１１およびこの圧縮コイルスプリング１０の荷重を調節するよう本体ブロックに螺着されたアジャストねじ１２によって受けられている。
【００２４】
本体ブロック２の上端部には、パワーエレメント１３が設けられている。このパワーエレメント１３は、厚い金属製のアッパーハウジング１４およびロアハウジング１５と、これらによって囲まれた空間を仕切るよう配置された可撓性のある金属薄板からなるダイヤフラム１６と、このダイヤフラム１６の下面に配置されたセンターディスク１７とによって構成されている。アッパーハウジング１４とダイヤフラム１６とによって囲まれた空間は、感温室を構成し、ここに２種類以上の冷媒ガスと不活性ガスとが充填され、金属ボール１８を抵抗溶接することにより閉止されている。センターディスク１７は、その下部が半径方向外方へ突出して大径に形成されており、その下面はフラットに形成されていている。このセンターディスク１７の突出部の下面に対向するロアハウジング１５の内壁面もフラットに形成されていている。この内壁面のフラット部分は、センターディスク１７の下方への移動を規制するストッパとして機能し、この膨張弁１の最大の弁開度を規定している。
【００２５】
センターディスク１７の下方には、ダイヤフラム１６の変位を弁体８へ伝達するシャフト１９が配置されている。このシャフト１９は、本体ブロック２に形成された貫通孔２０に挿通されている。
【００２６】
この貫通孔２０は、その上部が拡開形成されていて、その段差部にＯリング２１が配置されている。このＯリング２１は、シャフト１９と貫通孔２０との間の隙間をシールし、その隙間を介して冷媒が冷媒管路接続穴５，６間の流体通路に漏れるのを防止している。
【００２７】
また、シャフト１９の上端部は、冷媒管路接続穴５，６間の流体通路を横切って垂下する筒状部を有するホルダ２２によって保持されている。このホルダ２２の下端部は、貫通孔２０の拡開部に嵌入され、その下部端面が貫通孔２０の上部開口端方向へのＯリング２１の移動を規制している。
【００２８】
ホルダ２２の上部には、シャフト１９に対して横方向から付勢するコイルばね２３が配置されている。このコイルばね２３でシャフト１９に横荷重を与える構成にしたことにより、冷媒管路接続穴３における高圧冷媒に圧力変動があったときにシャフト１９の軸線方向の動作が敏感に反応しないようにしている。つまり、このコイルばね２３は、シャフト１９の軸線方向の振動による異常振動音の発生を抑える制振機構を構成している。
【００２９】
また、ホルダ２２の上部は、冷媒管路接続穴５，６間を連通している流体通路とダイヤフラム１６の下方空間とを連通させる通路を有し、かつ、センターディスク１７の下面には、シャフト１９が当接する中心部を除いて複数本の通気溝が放射状に形成されていて、エバポレータから戻ってきた冷媒がダイヤフラム１６の下方の部屋に導入できるようになっている。
【００３０】
以上の構成の膨張弁１において、エアコンを起動する前、パワーエレメント１３は、エアコン運転中の場合よりも十分高い温度を検出しているため、パワーエレメント１３の感温室の圧力が上がっており、ダイヤフラム１６は、図示のように図の下方へ変位し、センターディスク１７がロアハウジング１５のストッパ部に当接している。このダイヤフラム１６の変位は、シャフト１９を介して弁部の弁体８に伝達され、膨張弁１は全開状態になっている。このため、エアコン起動時は、全開状態から開始するので、膨張弁１は、最大流量の冷媒をエバポレータに供給する。
【００３１】
エバポレータからの冷媒が冷えてくるにつれて、パワーエレメント１３の感温室の温度が下がり、感温室内の冷媒ガスがダイヤフラム１６の内表面にて凝縮する。これにより、感温室内の圧力が低下してダイヤフラム１６が上方に変位するので、シャフト１９が圧縮コイルスプリング１０に押されて上方へ移動する。その結果、弁体８が弁座７側に移動することにより高圧冷媒の流路面積が減り、エバポレータに送り込まれる冷媒の流量が減少していって、冷房負荷に応じた流量の弁開度に整定する。
【００３２】
図２は弁のストロークと冷凍トンとの関係を示す図である。
膨張弁１は、システムから要求される冷凍能力に応じて容量が決められ、一般には、１トンタイプ、１．５トンタイプ２トンタイプがある。いずれのタイプも、弁体８は、それぞれの冷凍トンに相当するストロークの範囲で弁開度が制御されるよう設定されている。起動時の最大弁開度については、従来の膨張弁では、タイプに関係なく、十分大きなある値のストロークＡ、たとえば０．８ｍｍに設定されているが、本発明の膨張弁１では、指定されたトン数の流量の１．０〜１．４倍流れるようなストロークに設定してある。たとえば１トンタイプの膨張弁であれば、最大ストロークは、１トンの容量を満足する流量が流れるストローク位置Ｂからその１．４倍の流量が流れる最大弁開度の位置Ｂ’の間に設定されている。
【００３３】
図３は冷凍能力の倍数に対する起動時の騒音の関係を示す図、図４は膨張弁の起動直後における騒音の変化を示す図である。
膨張弁１の起動時における騒音が冷凍能力の倍率の変化によってどのように変化するかを示したのが図３である。この図３によれば、冷凍能力が１．４倍の近傍を越えたあたりから騒音が急増していることが分かる。本発明の膨張弁では、全開状態における冷凍能力が１．４倍までしか出ないようにしてあるので、起動時の騒音を抑えることができる。
【００３４】
また、起動直後の騒音は、全開状態における冷凍能力を１．４倍に抑えたことにより、図４に示したように、従来より大きく低減している。時間が経つに連れて冷凍サイクルが安定してくると、膨張弁１の制御領域に入るため、騒音は、従来と同じになる。
【００３５】
図５は公差ばらつきを説明する図であって、（Ａ）は従来の膨張弁の場合を示し、（Ｂ）は本発明の膨張弁の場合を示している。
本発明による膨張弁は、従来の膨張弁に比較して、シャフトの最大ストロークを小さくする必要がある。たとえば１トンタイプの膨張弁では、シャフトの最大ストロークを従来の０．８ｍｍから０．３ｍｍ程度までに小さくしている。このため、ストロークを決める部材の寸法の公差ばらつきが大きく影響してくるようになり、これを小さく抑える必要がある。本発明の膨張弁では、最大弁開度を決めるセンターディスク１７のストッパをホルダ２２からパワーエレメント１３のロアハウジング１５に変更することによって解決している。
【００３６】
すなわち、従来の膨張弁では、（Ａ）に示したように、シャフト１１９のストロークＳは、センターディスク１１７がホルダ１２２の頂面に当接している位置から全閉時の図示の位置までである。また、本体ブロック１０２の頂面から全閉時におけるシャフト１１９の出代をＰで示している。さらに、本体ブロック１０２のホルダ１２２を受けている段部から頂面までの高さをＡ、その段部に載っているホルダ１２２の下面から全開時にホルダ１２２に当接する面までの高さをＢ、センターディスク１１７のシャフト１１９が当接している面から全開時にホルダ１２２に当接する面までの高さをＣで示している。
【００３７】
本体ブロック１０２のホルダ１２２を受けている段部を基準にすると、（Ａ＋Ｐ）＋Ｃ＝Ｂ＋Ｓで表され、これから、ストロークＳは、Ｓ＝Ａ＋Ｐ＋Ｃ−Ｂとなる。すなわち、ストロークＳを決めるパラメータは、４つになる。
【００３８】
一方、本発明の膨張弁１では、（Ｂ）に示したように、シャフト１９のストロークＳは、センターディスク１７がロアハウジング１５の内壁面に当接している位置から全閉時の図示の位置までである。ここで、パワーエレメント１３が取り付けられる本体ブロック２の頂面を基準面とし、ロアハウジング１５の厚みをｔで表すと、基準面からのシャフト１９の出代Ｐは、Ｐ＝ｔ＋Ｓとなり、ストロークＳは、Ｓ＝Ｐ−ｔで表すことができる。したがって、ストロークＳを決めるパラメータは２つになり、ばらつき要素を半減することができる。これにより、従来の膨張弁に比較して、公差ばらつきを小さくすることができる。
【００３９】
特に、ホルダ２２を樹脂で形成した場合、樹脂は熱膨張することから、従来の膨張弁では、パラメータＢが冷媒温度によって変動してしまい、ストロークＳの値が温度の関数になっている。これに対し、本発明の膨張弁では、ストロークＳを決めるパラメータにパラメータＢが含まれていないので、公差ばらつきをさらに小さくすることができる。
【００４０】
図６は本発明による膨張弁の別の構成例を示す縦断面図である。なお、この図６において、図１に示した構成要素と同じ構成要素については、同じ符号を付してその詳細な説明は省略する。
【００４１】
この実施の形態の膨張弁１ａは、図１に示した膨張弁１では、センターディスク１７がロアハウジング１５の垂直部の内壁面にガイドされているのに対し、シャフト１９のホルダ２２によってガイドされている点で異なる。
【００４２】
すなわち、センターディスク１７は、その下面中央部が下方に突設され、その突設部は、ホルダ２２の上部に設けられた穴に挿通されてシャフト１９の軸線方向に進退自在にガイドされる構成になっている。これにより、センターディスク１７は、ホルダ２２によってシャフト１９と同一軸線上に位置決めされることから、ダイヤフラム１６が変位してその変位方向に進退移動するときに、ロアハウジング１５に引っ掛かることなくスムーズに移動できることから、安定した流量特性を得ることができるようになる。
【００４３】
センターディスク１７は、また、その突出部のシャフト１９との当接面とロアハウジング１５のストッパ部との当接面とは、いずれもフラットに形成され、ストッパ部との当接面には、複数本の通気溝が放射状に形成されていて、センターディスク１７がロアハウジング１５に当接している最大弁開度状態にあるときでも、エバポレータから戻ってきた冷媒がその通気溝を介してダイヤフラム１６の下方の部屋に導入できるようになっている。
【００４４】
さらに、この実施の形態の膨張弁１ａでは、アジャストねじ１２ａがスプリング受けを兼ねた構成にして部品点数の削減を図っている。
【００４５】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明では、最大弁開度を、指定されたトン数の１．０〜１．４倍の流量になるように設定する構成にした。これにより、起動時において、全開時の冷媒流量が制限されるため、冷媒が通過するときの騒音を低減することができ、不必要に余分な冷媒を流すことがなくなるため、動力の無駄を省くことができる。
【００４６】
また、パワーエレメントのセンターディスクの弁部側のストロークを弁部側のハウジングの内壁で規制するようにした。これにより、ストロークを決めるパラメータが減るので、弁ストロークの公差ばらつき要素を従来よりも低減することができる。
【００４７】
さらに、弁座には、テーパが付けられているが、そのテーパ部分の軸線方向の長さを、弁体のストロークと同じ長さ以上にしてある。これにより、たとえ、弁体を付勢している圧縮コイルスプリングが傾いた状態にあっても、全開時に弁体がテーパ穴から離脱するのを防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明による膨張弁の構成例を示す縦断面図である。
【図２】弁のストロークと冷凍トンとの関係を示す図である。
【図３】冷凍能力の倍数に対する起動時の騒音の関係を示す図である。
【図４】膨張弁の起動直後における騒音の変化を示す図である。
【図５】公差ばらつきを説明する図であって、（Ａ）は従来の膨張弁の場合を示し、（Ｂ）は本発明の膨張弁の場合を示している。
【図６】本発明による膨張弁の別の構成例を示す縦断面図である。
【図７】従来の膨張弁の一構成例を示す縦断面図である。
【符号の説明】
１，１ａ　膨張弁
２　本体ブロック
３，４，５，６　冷媒管路接続穴
７　弁座
８　弁体
９　弁体受け
１０　圧縮コイルスプリング
１１　スプリング受け
１２，１２ａ　アジャストねじ
１３　パワーエレメント
１４　アッパーハウジング
１５　ロアハウジング
１６　ダイヤフラム
１７　センターディスク
１８　金属ボール
１９　シャフト
２０　貫通孔
２１　Ｏリング
２２　ホルダ
２３　コイルばね[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to an expansion valve, in particular, supplies a low-temperature / low-pressure refrigerant to a evaporator while expanding a high-temperature / high-pressure liquid refrigerant in a refrigeration cycle of an automotive air conditioner system, and controls a state of the refrigerant at an evaporator outlet to a predetermined value. The present invention relates to a temperature-type expansion valve for controlling a flow rate of a refrigerant so as to attain a degree of superheat.
[0002]
[Prior art]
In automotive air-conditioning systems, high-temperature and high-pressure gas refrigerant compressed by a compressor is condensed by a radiator, and the condensed liquid refrigerant is adiabatically expanded by an expansion valve to produce low-temperature and low-pressure refrigerant, which is evaporated by an evaporator. A refrigeration cycle is formed in which the refrigerant is returned to the compressor. The evaporator to which the low-temperature refrigerant is supplied performs cooling by exchanging heat with the air in the passenger compartment.
[0003]
As the expansion valve, a temperature-type expansion valve that senses the pressure and temperature of the refrigerant at the evaporator outlet and controls the flow rate of the refrigerant supplied to the evaporator so that the state of the refrigerant has a predetermined degree of superheat is known. (For example, see Patent Document 1).
[0004]
FIG. 7 is a longitudinal sectional view showing one configuration example of a conventional expansion valve.
The expansion valve 101 has a refrigerant pipe connection hole 103 for introducing refrigerant, a refrigerant pipe connection hole 104 for deriving refrigerant, and a refrigerant pipe inserted into a pipe extending from the evaporator to the compressor, on a side portion of the main body block 102. Road connection holes 105 and 106 are provided.
[0005]
A valve seat 107 is formed integrally with the main body block 102 in the fluid passage between the refrigerant pipe connection hole 103 and the refrigerant pipe connection hole 104, and a ball-shaped valve is provided facing the valve seat 107 from the upstream side. The body 108 is disposed, and adiabatically expands when the refrigerant passes through the gap between the valve seat 107 and the valve body 108. Further, the valve element 108 is urged by a compression coil spring 110 via a valve element receiver 109 for receiving the valve element 108 in a direction of seating on the valve seat 107. The compression coil spring 110 is received by a spring receiver 111 and an adjusting screw 112.
[0006]
A power element 113 is provided at the upper end of the main body block 102. The power element 113 includes an upper housing 114, a lower housing 115, a diaphragm 116, and a center disk 117. A refrigerant is filled in a temperature sensing chamber surrounded by the upper housing 114 and the diaphragm 116 and sealed by a metal ball 118.
[0007]
The upper end of the shaft 119 is in contact with the center disk 117. The shaft 119 is inserted into a through hole 120 formed in the main body block 102, and a lower end of the shaft 119 is in contact with the valve body 108.
[0008]
The upper portion of the through hole 120 is formed to be expanded, and an O-ring 121 is disposed at a step portion thereof to seal a gap between the shaft 119 and the through hole 120.
Further, the upper end of the shaft 119 is held by a holder 122 having a cylindrical portion that hangs across a fluid passage communicating between the refrigerant pipe connection holes 105 and 106. The lower end of the holder 122 is fitted into the enlarged portion of the through hole 120 and presses the O-ring 121.
[0009]
A coil spring 123 that suppresses axial vibration of the shaft 119 is disposed above the holder 122. The top surface of the holder 122 functions as a stopper that defines the maximum valve opening of the expansion valve 101.
[0010]
In the expansion valve 101 having the above configuration, before the air conditioner is started, the center disk 117 is in contact with the upper top surface of the holder 122 as shown in the drawing, and the expansion valve 101 is in a fully opened state. Therefore, when starting the air conditioner, the expansion valve 101 starts from a fully open state.
[0011]
By the way, in an automotive air conditioner system, the required refrigerating capacity differs depending on the vehicle to which it is applied, and the capacity required for the expansion valve also differs. The capacity of the expansion valve is expressed in tonnage. Since the flow rate flowing through the expansion valve is determined from the tonnage set by the vehicle, the expansion valve is designed so that the flow rate at the set tonnage is guaranteed at a minimum. At this time, in most cases, the maximum valve opening is uniquely set to a value sufficiently larger than the set tonnage, regardless of the expansion valve of any tonnage.
[0012]
[Patent Document 1]
JP-A-2002-310539 (paragraph numbers [0034] to [0041], FIG. 6)
[0013]
[Problems to be solved by the invention]
However, the conventional expansion valve is in a fully opened state when the air conditioner is started, and the valve opening at that time is larger than a required flow rate, and a large amount of refrigerant flows. There is a problem that the flow noise increases and the expansion valve is opened more than necessary, so that extra refrigerant flows to increase the power.
[0014]
The present invention has been made in view of such a point, and an object of the present invention is to provide an expansion valve that suppresses noise at the time of starting and saves power.
[0015]
[Means for Solving the Problems]
In the present invention, in order to solve the above-described problem, an expansion having a power element that controls the flow rate of the refrigerant supplied to the evaporator by sensing the pressure and temperature of the refrigerant at the evaporator outlet and controlling the valve opening of the valve unit. An expansion valve is provided, wherein the maximum value of the valve opening is set to be 1.0 to 1.4 times the set tonnage flow rate.
[0016]
According to such an expansion valve, the valve opening degree when fully opened is regulated so as to flow only 1.0 to 1.4 times the set tonnage flow rate. The necessary and extra refrigerant does not flow. Thereby, the flow noise of the refrigerant at the time of start-up can be suppressed, and the amount of the extra refrigerant flowing is reduced, so that the power saving of the compressor can be achieved.
[0017]
In the expansion valve according to the present invention, the maximum disc opening is defined by bringing the center disk of the power element into contact with the inner wall of the housing on the valve portion side. As a result, the stroke of the center disk at the fully open side is regulated by the housing, and the position of the contact surface of the center disk with the housing is determined only by the thickness of the housing from the reference mounting surface of the power element. Can be reduced.
[0018]
Further, in the expansion valve of the present invention, the holder holding the center disk at the end opposite to the valve portion of the shaft guides the center disk in the direction of displacement of the diaphragm. Thereby, since the center disk is positioned on the same axis as the shaft by the holder, when the diaphragm is displaced and moves forward and backward in the direction of displacement, the peripheral edge does not contact the inner side wall of the housing, Stable flow characteristics can be obtained.
[0019]
Further, in the expansion valve of the present invention, the valve seat has a taper that is equal to or more than the amount of movement of the valve element in the axial direction. Thereby, it is possible to prevent the valve body from being detached from the tapered portion when fully opened.
[0020]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a configuration example of an expansion valve according to the present invention.
[0021]
The expansion valve 1 according to the present invention has a refrigerant line connection hole 3 connected to a high-pressure refrigerant pipe so as to receive a high-temperature and high-pressure refrigerant from a receiver / dryer. A low-pressure refrigerant pipe connection hole 4 for supplying low-pressure / low-pressure refrigerant decompressed and expanded to the evaporator; a refrigerant pipe connection hole 5 for connection to the refrigerant pipe from the evaporator outlet; And a refrigerant pipe connection hole 6 connected to a refrigerant pipe leading to the compressor.
[0022]
A valve seat 7 is formed integrally with the main body block 2 in a fluid passage communicating from the refrigerant pipe connection hole 3 to the refrigerant pipe connection hole 4, and the valve seat 7 is opposed to the valve seat 7 on the upstream side of the valve seat 7. A ball-shaped valve element 8 is disposed. As a result, the gap between the valve seat 7 and the valve element 8 forms a variable orifice that throttles the high-pressure refrigerant, and the refrigerant adiabatically expands when passing through the variable orifice. The valve seat 7 has a taper equal to or greater than the amount of movement (stroke) of the valve element 8 in the axial direction. That is, the side of the valve hole facing the valve body 8 is cut off to form a tapered hole, and the axial length (height) of the tapered hole is equal to or greater than the stroke of the valve body 8. It has become. Here, since the minimum diameter of the tapered hole is the seating position of the valve element 8, even if the valve element 8 moves from this position to the farthest position and becomes fully open, a part of the valve element 8 is tapered. It is located in the hole, thereby preventing the valve element 8 from coming off the tapered hole when fully opened.
[0023]
Further, in the fluid passage on the refrigerant pipe connection hole 3 side, a valve body receiver 9 for receiving the valve body 8 and a compression coil for urging the valve body 8 through the valve body receiver 9 in a direction for seating the valve body 8 on the valve seat 7. A spring 10 is disposed, and the compression coil spring 10 is received by a spring receiver 11 and an adjusting screw 12 screwed to a main body block to adjust the load of the compression coil spring 10.
[0024]
A power element 13 is provided at an upper end of the main body block 2. The power element 13 includes a thick metal upper housing 14 and a lower housing 15, a diaphragm 16 formed of a flexible thin metal plate arranged to partition a space surrounded by the upper housing 14 and the lower housing 15, and a lower surface of the diaphragm 16. The center disk 17 is arranged. The space surrounded by the upper housing 14 and the diaphragm 16 forms a temperature sensing chamber, which is filled with two or more types of refrigerant gas and inert gas, and is closed by resistance welding the metal balls 18. . The lower portion of the center disk 17 is formed to have a large diameter protruding outward in the radial direction, and the lower surface thereof is formed to be flat. The inner wall surface of the lower housing 15 facing the lower surface of the projecting portion of the center disk 17 is also formed flat. The flat portion of the inner wall surface functions as a stopper for restricting the downward movement of the center disk 17, and regulates the maximum valve opening of the expansion valve 1.
[0025]
A shaft 19 that transmits the displacement of the diaphragm 16 to the valve body 8 is disposed below the center disk 17. The shaft 19 is inserted through a through hole 20 formed in the main body block 2.
[0026]
The through-hole 20 has an upper portion that is expanded and an O-ring 21 is disposed at the step. The O-ring 21 seals a gap between the shaft 19 and the through hole 20 and prevents the refrigerant from leaking into the fluid passage between the refrigerant pipe connection holes 5 and 6 through the gap.
[0027]
In addition, the upper end of the shaft 19 is held by a holder 22 having a tubular portion that hangs across the fluid passage between the refrigerant pipe connection holes 5 and 6. The lower end of the holder 22 is fitted into the enlarged portion of the through hole 20, and the lower end surface thereof restricts the movement of the O-ring 21 toward the upper opening end of the through hole 20.
[0028]
A coil spring 23 that urges the shaft 19 from the lateral direction is disposed above the holder 22. The configuration in which a lateral load is applied to the shaft 19 by the coil spring 23 prevents the axial operation of the shaft 19 from reacting sensitively when the high-pressure refrigerant in the refrigerant pipe connection hole 3 fluctuates in pressure. I have. That is, the coil spring 23 constitutes a vibration damping mechanism that suppresses generation of abnormal vibration noise due to vibration of the shaft 19 in the axial direction.
[0029]
The upper portion of the holder 22 has a passage for communicating a fluid passage communicating between the refrigerant pipe connection holes 5 and 6 and a space below the diaphragm 16, and a shaft on the lower surface of the center disk 17. A plurality of ventilation grooves are formed radially except for the central portion where the abutment 19 contacts, so that the refrigerant returned from the evaporator can be introduced into a room below the diaphragm 16.
[0030]
In the expansion valve 1 having the above configuration, before the air conditioner is started, the power element 13 detects a temperature sufficiently higher than that during the operation of the air conditioner. The diaphragm 16 is displaced downward in the figure as shown, and the center disk 17 is in contact with the stopper of the lower housing 15. The displacement of the diaphragm 16 is transmitted to the valve body 8 of the valve section via the shaft 19, and the expansion valve 1 is fully opened. For this reason, when the air conditioner is started, it starts from the fully open state, so that the expansion valve 1 supplies the refrigerant at the maximum flow rate to the evaporator.
[0031]
As the refrigerant from the evaporator cools down, the temperature of the temperature sensitive chamber of the power element 13 decreases, and the refrigerant gas in the temperature sensitive chamber condenses on the inner surface of the diaphragm 16. As a result, the pressure in the temperature-sensitive chamber decreases, and the diaphragm 16 is displaced upward, so that the shaft 19 is pushed by the compression coil spring 10 and moves upward. As a result, the valve body 8 moves to the valve seat 7 side, so that the flow area of the high-pressure refrigerant is reduced, the flow rate of the refrigerant sent to the evaporator is reduced, and the valve opening degree of the flow rate according to the cooling load is reduced. Settle.
[0032]
FIG. 2 is a diagram showing the relationship between the stroke of the valve and the refrigeration ton.
The capacity of the expansion valve 1 is determined according to the refrigerating capacity required from the system, and generally, there are a 1-ton type, a 1.5-ton type and a 2-ton type. In both types, the valve element 8 is set such that the valve opening is controlled within a stroke range corresponding to each refrigeration ton. The maximum valve opening at startup is set to a sufficiently large stroke A, for example, 0.8 mm, regardless of the type in the conventional expansion valve, but is specified in the expansion valve 1 of the present invention. The stroke is set so as to flow 1.0 to 1.4 times the flow rate of the tonnage. For example, in the case of a 1-ton type expansion valve, the maximum stroke is set between a stroke position B at which a flow rate satisfying the capacity of 1 ton flows and a maximum valve opening position B 'at which a flow rate 1.4 times the flow rate flows. Have been.
[0033]
FIG. 3 is a diagram showing the relationship between the multiple of the refrigerating capacity and the noise at startup, and FIG. 4 is a diagram showing the change in noise immediately after the startup of the expansion valve.
FIG. 3 shows how the noise at the time of activation of the expansion valve 1 changes according to the change in the magnification of the refrigeration capacity. According to FIG. 3, it can be seen that the noise suddenly increases when the refrigerating capacity exceeds the vicinity of 1.4 times. In the expansion valve of the present invention, since the refrigerating capacity in the fully opened state is set to be only up to 1.4 times, noise at the time of starting can be suppressed.
[0034]
In addition, the noise immediately after the start-up is greatly reduced as compared with the related art as shown in FIG. 4 by suppressing the refrigeration capacity in the fully opened state to 1.4 times. When the refrigeration cycle becomes stable over time, the refrigeration cycle enters the control region of the expansion valve 1 and the noise becomes the same as the conventional one.
[0035]
FIGS. 5A and 5B are diagrams for explaining the tolerance variation. FIG. 5A shows the case of the conventional expansion valve, and FIG. 5B shows the case of the expansion valve of the present invention.
The expansion valve according to the present invention requires a smaller maximum stroke of the shaft as compared with the conventional expansion valve. For example, in a 1-ton type expansion valve, the maximum stroke of the shaft is reduced from the conventional 0.8 mm to about 0.3 mm. For this reason, the variation in the tolerance of the dimensions of the members that determine the stroke greatly influences, and it is necessary to reduce this. In the expansion valve of the present invention, the problem is solved by changing the stopper of the center disk 17 that determines the maximum valve opening from the holder 22 to the lower housing 15 of the power element 13.
[0036]
That is, in the conventional expansion valve, as shown in (A), the stroke S of the shaft 119 is from the position where the center disk 117 is in contact with the top surface of the holder 122 to the position shown in the fully closed state. . Also, the margin of the shaft 119 when fully closed from the top surface of the main body block 102 is indicated by P. Further, the height from the step receiving the holder 122 of the main body block 102 to the top surface is A, and the height from the lower surface of the holder 122 resting on the step to the surface contacting the holder 122 when fully opened is B. The height from the surface of the center disk 117 that contacts the shaft 119 to the surface that contacts the holder 122 when fully opened is indicated by C.
[0037]
On the basis of the step receiving the holder 122 of the main body block 102, it is represented by (A + P) + C = B + S, and the stroke S is S = A + P + CB. That is, the number of parameters for determining the stroke S is four.
[0038]
On the other hand, in the expansion valve 1 of the present invention, as shown in (B), the stroke S of the shaft 19 changes from the position where the center disk 17 is in contact with the inner wall surface of the lower housing 15 to the position shown in the fully closed state. Up to. Here, when the top surface of the main body block 2 to which the power element 13 is attached is defined as a reference surface and the thickness of the lower housing 15 is represented by t, the protrusion P of the shaft 19 from the reference surface is P = t + S, and the stroke S Can be represented by S = Pt. Therefore, the number of parameters for determining the stroke S is two, and the variation factor can be reduced by half. As a result, tolerance variations can be reduced as compared with a conventional expansion valve.
[0039]
In particular, when the holder 22 is formed of resin, the resin thermally expands, so that in the conventional expansion valve, the parameter B varies depending on the refrigerant temperature, and the value of the stroke S is a function of the temperature. On the other hand, in the expansion valve of the present invention, since the parameter B for determining the stroke S does not include the parameter B, the tolerance variation can be further reduced.
[0040]
FIG. 6 is a longitudinal sectional view showing another configuration example of the expansion valve according to the present invention. In FIG. 6, the same components as those shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
[0041]
In the expansion valve 1a of this embodiment, the center disk 17 is guided by the inner wall surface of the vertical portion of the lower housing 15 in the expansion valve 1 shown in FIG. Is different.
[0042]
That is, the center disk 17 has a lower surface center portion protruding downward, and the protruding portion is inserted into a hole provided in the upper portion of the holder 22 and guided so as to be able to advance and retreat in the axial direction of the shaft 19. It has become. As a result, the center disk 17 is positioned on the same axis as the shaft 19 by the holder 22, so that when the diaphragm 16 is displaced and moves forward and backward in the direction of displacement, the center disk 17 moves smoothly without being caught by the lower housing 15. As a result, stable flow characteristics can be obtained.
[0043]
The center disk 17 has a flat contact surface with the shaft 19 of the protruding portion and a flat contact surface with the stopper portion of the lower housing 15. Even when the center disk 17 is in the maximum valve opening state in which the center disk 17 is in contact with the lower housing 15 when a plurality of ventilation grooves are formed radially, the refrigerant returned from the evaporator passes through the diaphragm 16 through the ventilation grooves. Can be introduced into the room below.
[0044]
Furthermore, in the expansion valve 1a of this embodiment, the adjustment screw 12a also serves as a spring receiver to reduce the number of parts.
[0045]
【The invention's effect】
As described above, in the present invention, the maximum valve opening is set so that the flow rate becomes 1.0 to 1.4 times the designated tonnage. Thereby, at the time of startup, the flow rate of the refrigerant at the time of full opening is limited, so that noise when the refrigerant passes can be reduced, and unnecessary refrigerant does not flow unnecessarily. be able to.
[0046]
Further, the stroke of the center disk of the power element on the valve portion side is regulated by the inner wall of the housing on the valve portion side. As a result, the parameters for determining the stroke are reduced, so that the tolerance variation element of the valve stroke can be reduced as compared with the related art.
[0047]
Further, the valve seat is tapered, and the length of the tapered portion in the axial direction is equal to or longer than the length of the stroke of the valve body. Thereby, even if the compression coil spring biasing the valve element is in a tilted state, it is possible to prevent the valve element from being detached from the tapered hole when fully opened.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a configuration example of an expansion valve according to the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing a relationship between a stroke of a valve and a refrigeration ton.
FIG. 3 is a diagram illustrating a relationship between a multiple of a refrigerating capacity and a noise at the time of startup.
FIG. 4 is a diagram showing a change in noise immediately after activation of an expansion valve.
5A and 5B are diagrams for explaining tolerance variations, wherein FIG. 5A shows a case of a conventional expansion valve, and FIG. 5B shows a case of an expansion valve of the present invention.
FIG. 6 is a longitudinal sectional view showing another configuration example of the expansion valve according to the present invention.
FIG. 7 is a longitudinal sectional view showing one configuration example of a conventional expansion valve.
[Explanation of symbols]
1, 1a Expansion valve 2 Body block 3, 4, 5, 6 Refrigerant line connection hole 7 Valve seat 8 Valve element 9 Valve element receiver 10 Compression coil spring 11 Spring receiver 12, 12a Adjust screw 13 Power element 14 Upper housing 15 Lower Housing 16 Diaphragm 17 Center disk 18 Metal ball 19 Shaft 20 Through hole 21 O-ring 22 Holder 23 Coil spring

Claims

An expansion valve having a power element that controls the flow rate of the refrigerant supplied to the evaporator by controlling the valve opening of the valve unit by sensing the pressure and temperature of the refrigerant at the evaporator outlet,
An expansion valve, wherein the maximum value of the valve opening is set to be 1.0 to 1.4 times the set tonnage flow rate.

The power element is configured to abut a center disk that transmits a displacement of a diaphragm that senses pressure and temperature of the refrigerant to a valve body of the valve unit via a shaft against an inner wall of a housing on a side of the valve unit. 2. The expansion valve according to claim 1, wherein a maximum valve opening of the valve portion is defined.

The expansion valve according to claim 2, wherein the center disk is guided in a direction of displacement of the diaphragm by a holder holding an end of the shaft opposite to the valve portion.

The valve portion includes a valve seat, a ball-shaped valve body disposed to face the valve seat from an upstream side, and a spring that biases the valve body in a valve closing direction. The expansion valve according to claim 1, wherein the valve body is tapered by the same amount or more as the amount of movement of the valve body in the axial direction.