JP2846096B2

JP2846096B2 - Variable displacement swash plate type compressor

Info

Publication number: JP2846096B2
Application number: JP2273035A
Authority: JP
Inventors: 三起夫松田; 稲垣　　光夫; 英顕笹谷; 和仁宮川
Original assignee: Denso Corp; Nippon Soken Inc
Current assignee: Denso Corp; Soken Inc
Priority date: 1990-10-10
Filing date: 1990-10-10
Publication date: 1999-01-13
Anticipated expiration: 2014-01-13
Also published as: JPH04148083A

Description

【発明の詳細な説明】〔産業上の利用分野〕本発明は斜板圧縮機に関するもので、例えば自動車空
調装置の冷媒圧縮機として用いて有効である。Description: TECHNICAL FIELD The present invention relates to a swash plate compressor, and is effective when used as, for example, a refrigerant compressor for an automobile air conditioner.

〔従来技術およびその問題点〕可変容量式斜板型圧縮機として、斜板を跨ぐようにし
てピストンを配置し、そのピストンの一面側の端面に第
１作動室を形成し、かつピストンの他面側に第２作動室
を形成するいわゆる斜板型圧縮機において、斜板の傾斜
角を変動させると同時に斜板の回転中心位置をずらし、
第１作動室側では斜板の傾斜角変動に係わらず、その上
死点位置がほぼ一定に制御され、かつ第２作動室側では
斜板の傾斜角に応じてデッドボリュームが増大するよう
にしたものは本発明者等によりすでに提案されている。[Prior art and its problems] As a variable displacement swash plate type compressor, a piston is arranged so as to straddle a swash plate, a first working chamber is formed on one end side of the piston, and the other piston is formed. In a so-called swash plate type compressor in which a second working chamber is formed on the surface side, the rotation center position of the swash plate is shifted while changing the inclination angle of the swash plate,
The top dead center position is controlled to be substantially constant on the first working chamber side regardless of the inclination angle fluctuation of the swash plate, and the dead volume increases on the second working chamber side according to the inclination angle of the swash plate. This has already been proposed by the present inventors.

本発明は、このタイプの可変容量式斜板型圧縮機の改
良に関するもので、特に斜板のスラスト方向の荷重を支
持するスラストベアリングの耐久性向上を図るものであ
る。The present invention relates to an improvement of this type of variable displacement swash plate type compressor, and more particularly to an improvement in durability of a thrust bearing for supporting a load in a thrust direction of a swash plate.

すななち、本発明者らの検討によれば、従来の可変容
量式斜板型圧縮機では、斜板の傾斜角度および回転中心
位置を変位させることと相まって、多大なスラスト荷重
がスラストベアリングに加わり、その結果スラストベア
リングの耐久性が問題となるということが確かめられ
た。ここで、スラストベアリングの耐久性が損なわれる
ことは、ひいては斜板型圧縮機の円滑な回転が損なわれ
ることにもなり、圧縮機全体としての寿命を短くしてし
まうものであった。That is, according to the study of the present inventors, in the conventional variable displacement type swash plate type compressor, a large thrust load is applied to the thrust bearing in combination with displacing the inclination angle and the rotation center position of the swash plate. In addition, it was confirmed that the durability of the thrust bearing became a problem. Here, the impairment of the durability of the thrust bearing also impairs the smooth rotation of the swash plate type compressor, thereby shortening the life of the compressor as a whole.

〔発明が解決しようとする課題〕[Problems to be solved by the invention]

本発明は上記点に鑑みて案出されたもので、可変容量
式斜板型圧縮機のスラストベアリングの長寿命化を図る
ことを目的とする。The present invention has been devised in view of the above points, and has as its object to extend the life of a thrust bearing of a variable displacement swash plate type compressor.

〔構成〕〔Constitution〕

上記目的を達成するため、本発明者らは斜板型可変容
量式圧縮機特有のスラスト荷重の変動につき種々の検討
を行なった。すなわち、この種の可変容量式圧縮機で
は、斜板がピン等の連結手段を介してシャフトに揺動可
能に係合しており、かつこの連結手段の位置がシャフト
の軸方向に変動されることにより、斜板の回転中心位置
と傾斜角が同時に変動するようにしているものである。
従って、斜板型圧縮機の運転時には、圧縮過程にある斜
板の瞬間回転中心位置から、上記連結手段による回転中
心位置までの距離が斜板型圧縮機内部の力のモーメント
を定めるのに重要な因子となる。このモーメントにつり
あう力がスプールに加えられ、これがスラスト荷重とし
て作用するものであるため、モーメントを変動させるこ
となく力の絶対値を減少させるためには連結手段の回転
中心から瞬間回転中心までの距離を長くするようにすれ
ばよい。In order to achieve the above object, the present inventors have conducted various studies on the variation of the thrust load peculiar to the swash plate type variable displacement compressor. That is, in this type of variable displacement compressor, the swash plate is swingably engaged with the shaft via a connecting means such as a pin, and the position of the connecting means is changed in the axial direction of the shaft. Thus, the rotation center position and the inclination angle of the swash plate are simultaneously changed.
Therefore, during the operation of the swash plate compressor, the distance from the instantaneous rotation center position of the swash plate in the compression process to the rotation center position by the connecting means is important for determining the moment of force inside the swash plate compressor. Factors. Since a force that balances this moment is applied to the spool and acts as a thrust load, in order to reduce the absolute value of the force without fluctuating the moment, the distance from the rotation center of the connecting means to the instantaneous rotation center is required. Should be lengthened.

そこで、本発明の斜板型圧縮機では、連結手段の回転
中心位置を、シャフトの中心軸と斜板の中心軸の交点よ
りも、圧縮過程にある第１作動室より遠ざかる位置に配
設するという構成を採用する。Therefore, in the swash plate compressor of the present invention, the rotation center position of the connecting means is disposed at a position farther from the first working chamber in the compression process than the intersection of the center axis of the shaft and the center axis of the swash plate. Is adopted.

〔作動〕(Operation)

圧縮機が運転途中にある場合、ピストンによる圧縮反
力はピストンを介して斜板に伝達される。またこの状態
において斜板の傾斜角に保持するためもしくは斜板の傾
斜角を変動させるために、スプールには所定の圧力が付
加されている。この場合、ピストンに加わる流体の反力
は、斜板より垂直方向に伸ばされた垂線上に位置する瞬
間回転中心Ａに見掛け上集約される。一方スプールに加
えられる圧力は連結手段の回転中心上に見掛け上集約さ
れる。When the compressor is in operation, the compression reaction force of the piston is transmitted to the swash plate via the piston. In this state, a predetermined pressure is applied to the spool in order to maintain the inclination angle of the swash plate or to change the inclination angle of the swash plate. In this case, the reaction force of the fluid applied to the piston is apparently gathered at the instantaneous center of rotation A located on a perpendicular extending from the swash plate in the vertical direction. On the other hand, the pressure applied to the spool is apparently concentrated on the rotation center of the connecting means.

そこで本発明の圧縮機では連結手段の回転中心位置を
シャフト中心よりずらして配設されるものであるため、
この見掛け上の瞬間回転中心Ａ点から斜板の回転中心ま
での距離が長くなることになる。その結果同様のモーメ
ントを保持しつつ、スラスト荷重として圧縮機内部に生
じる力を減少させることができる。Therefore, in the compressor of the present invention, since the rotation center position of the connecting means is shifted from the shaft center,
The distance from the apparent instantaneous rotation center A to the rotation center of the swash plate becomes longer. As a result, the force generated as a thrust load inside the compressor can be reduced while maintaining the same moment.

〔発明の効果〕〔The invention's effect〕

従って、本発明の可変容量式斜板型圧縮機によれば、
従来と同等の可変容量作動を達成しつつ、圧縮機内部に
生ずるスラスト荷重を大幅に減少させることができる。
その結果、圧縮機の耐久性向上が図れ、長寿命化が達成
できる。さらに内部に生ずるスラスト荷重が減少するこ
とに伴い、圧縮機ハウジングとの薄肉化も図れ、その場
合には圧縮機全体の軽量化も達成できる。Therefore, according to the variable displacement swash plate type compressor of the present invention,
The thrust load generated inside the compressor can be greatly reduced while achieving the same variable displacement operation as before.
As a result, the durability of the compressor can be improved, and a longer life can be achieved. Further, as the thrust load generated inside decreases, the thickness of the compressor housing can be reduced, and in this case, the weight of the entire compressor can be reduced.

〔実施例〕〔Example〕

以下本発明の一実施例を図に基づいて述べる。第１図
は可変容量式斜板型圧縮機の縦断面図である。アルミニ
ウム合金製のフロントハウジング4,フロントサイドプレ
ート8,吸入弁9,フロントシリンダブロック5,リアシリン
ダブロック6,吸入弁12,リアサイドプレート11及びリア
ハウジング13はスルーボルト16によって一体的に固定さ
れ、圧縮機の外殻を成している。シリンダブロック5,6
にはシリンダ64,65が夫々５ヶ所、各シリンダ64,65が互
いに平行になるように形成されている。図示しない自動
車走行用エンジンの駆動力を受けて回転するシャフト１
はベアリング２及びベアリング３を介してそれぞれフロ
ントシリンダブロック５及びスプール30に回転自在に軸
支されている。また、シャフト１に加わるスラスト力
（図中左方向へ働く力）はスラスト軸受15を介してフロ
ントシリンダブロック５で受けている。An embodiment of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a variable displacement swash plate type compressor. The aluminum alloy front housing 4, front side plate 8, suction valve 9, front cylinder block 5, rear cylinder block 6, suction valve 12, rear side plate 11, and rear housing 13 are integrally fixed by through bolts 16 and compressed. The outer shell of the machine. Cylinder block 5, 6
Are formed such that five cylinders 64 and 65 are provided at five locations, respectively, and the cylinders 64 and 65 are parallel to each other. A shaft 1 that rotates by receiving the driving force of an automobile driving engine (not shown)
Are rotatably supported by a front cylinder block 5 and a spool 30 via bearings 2 and 3, respectively. Further, a thrust force (a force acting leftward in the drawing) applied to the shaft 1 is received by the front cylinder block 5 via a thrust bearing 15.

シャフト１の後端は支持部405に摺動自在に挿入さ
れ、また、支持部405はベアリング３を介してスプール3
0に回転自在に軸支されている。尚、シャフト１は後端
と支持部405との間には、スプール30に図中右側へ向か
う予荷重を与えるスプリング308が配設されている。
又、支持部405に働くスラスト力（図中右方向へ働く
力）はスラスト軸受14を介してスプール30を受けてい
る。スプール30はリアシリンダブロック６の円筒部66及
びリアハウジング13の円筒部135内に軸方向摺動可能に
配されている。The rear end of the shaft 1 is slidably inserted into the support portion 405, and the support portion 405 is connected to the spool 3 via the bearing 3.
It is rotatably supported at 0. A spring 308 for applying a preload to the spool 30 toward the right side in the drawing is disposed between the rear end of the shaft 1 and the support portion 405.
Further, a thrust force acting on the support portion 405 (a force acting rightward in the drawing) is received by the spool 30 via the thrust bearing 14. The spool 30 is axially slidably disposed in the cylindrical portion 66 of the rear cylinder block 6 and the cylindrical portion 135 of the rear housing 13.

支持部405は第２図のように略円柱状をしており、内
部の貫通穴401内にシャフト１が挿入される。また支持
部の外周にはピン407が２ヶ所それぞれ垂直に突出形成
されている。本例ではこのピンが連結手段として作動
し、このピン407の中心軸の直線は後述するようにシャ
フトの中心軸線よりもずれている。ピン407上には円筒
状のブッシュ409が配設されている。The support portion 405 has a substantially cylindrical shape as shown in FIG. 2, and the shaft 1 is inserted into the through hole 401 inside. In addition, two pins 407 are vertically formed on the outer periphery of the support portion. In this example, this pin operates as a connecting means, and the straight line of the center axis of the pin 407 is shifted from the center axis of the shaft as described later. On the pin 407, a cylindrical bush 409 is provided.

また第３図に示すように斜板10の中心位置には凹部10
7が形成されており、この凹部107内に支持部405が挿入
される構造となっている。第４図および第５図に示すよ
うに凹部には上記ブッシュ406を嵌入する保持溝106が形
成されている。そして保持溝106内にブッシュ409を挿入
した状態で保持板108によりブッシュ409が狭持される構
造となっている。なお、保持板108は斜板10にめ固定
される。Also, as shown in FIG.
7 are formed, and the supporting portion 405 is inserted into the concave portion 107. As shown in FIGS. 4 and 5, a holding groove 106 for fitting the bush 406 is formed in the recess. The bush 409 is held by the holding plate 108 with the bush 409 inserted into the holding groove 106. The holding plate 108 is fixed to the swash plate 10.

従って、斜板10はピン407を介して支持部405に対し揺
動可能に連結されることになる。しかもその揺動位置は
シャフト１の中心軸線より第３図において下方向に変位
するものとなる。Therefore, the swash plate 10 is swingably connected to the support portion 405 via the pin 407. In addition, the swing position is displaced downward from the central axis of the shaft 1 in FIG.

斜板10のフロント側面にはスリット105が形成されて
おり、シャフト１には平板部165が形成されている。そ
して、平板板165がスリット105内壁に面接触するように
して配されることにより、シャフト１に与えられた回転
駆動力を斜板10に伝えるようになっている。A slit 105 is formed on the front side surface of the swash plate 10, and a flat plate portion 165 is formed on the shaft 1. When the flat plate 165 is disposed so as to be in surface contact with the inner wall of the slit 105, the rotational driving force applied to the shaft 1 is transmitted to the swash plate 10.

また、斜板10両面側にはシュー18及びシュー19が摺動
自在に配設されている。一方、フロントシリンダブロッ
ク５のシリンダ64及びリアシリンダブロック６のシリン
ダ65内にはピストン７が摺動可能に配されている。上述
のようにシュー18及び19は斜板10に対し、摺動自在に取
り付けられており、またシュー18及び19はピストン７の
内面に対し、回転可能に係合している。従って、斜板10
の回転を伴う揺動運動は、このシュー18及び19を介しピ
ストンに往復運動として伝達される。尚、シュー18,19
は斜板10上に組み付けられた状態で、外面が同一球面上
にくるように形成されている。Shoe 18 and shoe 19 are slidably disposed on both sides of the swash plate 10. On the other hand, the piston 7 is slidably disposed in the cylinder 64 of the front cylinder block 5 and the cylinder 65 of the rear cylinder block 6. As described above, the shoes 18 and 19 are slidably mounted on the swash plate 10, and the shoes 18 and 19 are rotatably engaged with the inner surface of the piston 7. Therefore, swash plate 10
The oscillating motion accompanying the rotation of is transmitted to the piston as reciprocating motion via the shoes 18 and 19. Shoe 18, 19
Are formed on the swash plate 10 such that the outer surface is on the same spherical surface.

前記シャフト１の平板部165には長溝166が設けられて
おり、また、斜板10にはピン通し孔109が形成されてい
る。シャフト１の平板部165は斜板10のスリット105に配
された後、ピン80及び止め輪によりシャフト１の長溝16
6に係止される。この長溝166内のピン80の位置により斜
板の傾きが変わるのであるが、傾きが変わると共に斜板
中心の位置も変わる。すなわち、第１図中右側の第１作
動室60においては、斜板10の傾きが変わってピストン７
のストロークが変化しても、ピストン７の作動室60側の
上死点は殆ど変わらずデッドボリュームの増加が実質的
に生じないように長溝166が設けられている。一方、図
中左方向の第２作動室50では斜板の傾きが変わると共に
ピストン７の上死点は変化するため、デッドボリューム
も変化する。The flat plate portion 165 of the shaft 1 is provided with a long groove 166, and the swash plate 10 is formed with a pin through hole 109. After the flat plate portion 165 of the shaft 1 is disposed in the slit 105 of the swash plate 10, the long groove 16 of the shaft 1 is
Locked to 6. Although the inclination of the swash plate changes depending on the position of the pin 80 in the long groove 166, the position of the center of the swash plate changes as the inclination changes. That is, in the first working chamber 60 on the right side in FIG.
A long groove 166 is provided so that the top dead center of the working chamber 60 side of the piston 7 hardly changes even if the stroke of the piston 7 changes, and the dead volume does not substantially increase. On the other hand, in the second working chamber 50 in the left direction in the figure, since the inclination of the swash plate changes and the top dead center of the piston 7 changes, the dead volume also changes.

尚、長溝166は厳密には曲線状となるが、実際の形成
に当たってはほぼ直線の長溝で近似できることになる。
さらに本例では長溝166の形成により平板部165の形状が
過大となることがないように、長溝166はシャフト１の
軸線上に配設されている。Although the long groove 166 is strictly curved, it can be approximated by a substantially straight long groove in actual formation.
Further, in this example, the long groove 166 is provided on the axis of the shaft 1 so that the shape of the flat plate portion 165 is not excessively large due to the formation of the long groove 166.

図中符号21は軸封装置であり、シャフト１を伝って冷
媒ガスや潤滑オイルが外部へ洩れるのを防いでいる。図
中符号24は作動室50,60に開口し、吐出室90,93と連通す
る吐出口であり、この吐出口24は、吐出弁23によって開
閉される。吐出弁は図示しない弁押さえと共に図示しな
いボルトによりフロントサイドプレート８及びリアサイ
ドプレート11に固定されている。図中符号25は作動室5
0,60と吸入室72,74とを連通する吸入口で、吸入弁９及
び吸入べっ12によって開閉される。Reference numeral 21 in the figure denotes a shaft sealing device, which prevents refrigerant gas and lubricating oil from leaking to the outside along the shaft 1. Reference numeral 24 in the figure denotes a discharge port that opens to the working chambers 50 and 60 and communicates with the discharge chambers 90 and 93. The discharge port 24 is opened and closed by the discharge valve 23. The discharge valve is fixed to the front side plate 8 and the rear side plate 11 by a bolt (not shown) together with a valve holder (not shown). Reference numeral 25 in the figure is the working chamber 5
A suction port that communicates the suction chambers 0, 60 with the suction chambers 72, 74, and is opened and closed by a suction valve 9 and a suction bush 12.

図中500は制御圧室200に導入される信号圧力を、吐出
空間93内圧力と、吸入空間74内圧力との間で連続的に制
御する制御弁である。In the figure, reference numeral 500 denotes a control valve for continuously controlling the signal pressure introduced into the control pressure chamber 200 between the pressure in the discharge space 93 and the pressure in the suction space 74.

上記構成により圧縮機の作動について述べる。図示し
ない電磁クラッチが接続され、シャフト１にエンジンか
らの駆動力が伝えられると圧縮機は起動する。The operation of the compressor with the above configuration will be described. When an electromagnetic clutch (not shown) is connected, and the driving force from the engine is transmitted to the shaft 1, the compressor starts.

圧縮機が長期間停止していた状態から始動する場合に
は、圧縮機内部に圧力差を生じていない。従って、制御
圧室200内の圧力も、吸入空間74内圧力とさほど差がな
いことになる。このように、スプール30の前後で圧力差
が生じなくなっている。すなわち、起動時においては、
支持部405に対して斜板10を傾斜させる方向には荷重が
加わっていない。そして、スプリング308の設定荷重に
よりスプール30は図中右側へ変位し、斜板10はその傾斜
角が最小となった状態で保持されている。When the compressor is started from a state where it has been stopped for a long time, no pressure difference is generated inside the compressor. Therefore, the pressure in the control pressure chamber 200 is not so different from the pressure in the suction space 74. In this way, no pressure difference occurs before and after the spool 30. That is, at startup,
No load is applied in the direction in which the swash plate 10 is inclined with respect to the support portion 405. Then, the spool 30 is displaced to the right in the drawing due to the set load of the spring 308, and the swash plate 10 is held in a state where its inclination angle is minimized.

このような状態でシャフト１が回転を開始すると、シ
ャフト１の回転は斜板10を介してピストン７を往復駆動
することになる。このピストン７の往復移動に伴う作動
室50,60内で冷媒の吸入，圧縮，吐出が行なわれること
になる。When the shaft 1 starts rotating in such a state, the rotation of the shaft 1 reciprocates the piston 7 via the swash plate 10. The refrigerant is sucked, compressed and discharged in the working chambers 50 and 60 accompanying the reciprocation of the piston 7.

そして、吸入ポート（冷凍サイクルの蒸発器につなが
る）より吸入される冷媒ガスは、中央部の吸入空間70へ
入り、次いで吸入通路71,73を通り、フロント・リア側
の吸入室72,74へ入る。その後、ピストン７の吸入行程
において、吸入弁12を介して吸入口25より作動室50,60
内へ吸入される。吸入された冷媒ガスは圧縮行程で圧縮
され、所定圧まで圧縮されれば吐出口24より吐出弁23を
押し開いて吐出室90,93へ吐出される。高圧の冷媒ガス
は吐出通路を通り、吐出ポートより冷凍サイクルの図示
しない凝縮器に吐出される。Then, the refrigerant gas sucked from the suction port (connected to the evaporator of the refrigeration cycle) enters the suction space 70 in the central part, then passes through the suction passages 71 and 73 and to the suction chambers 72 and 74 on the front and rear sides. enter. Thereafter, in the suction stroke of the piston 7, the working chambers 50, 60 through the suction port 25 through the suction valve 12.
Inhaled into. The sucked refrigerant gas is compressed in a compression stroke, and when compressed to a predetermined pressure, the discharge valve 23 is pushed open from the discharge port 24 to be discharged to the discharge chambers 90 and 93. The high-pressure refrigerant gas passes through the discharge passage, and is discharged from the discharge port to a condenser (not shown) of the refrigeration cycle.

この際、フロント側第２の作動室50はデッドボリュー
ムが大きいため、リア側の第１作動室60よりも圧縮比が
小さく、第２作動室50内の冷媒ガスの圧力は吐出空間内
圧力（リア側第１作動室60の吐出圧力が導かれている）
よりも低くなる。従って、フロント側第２作動室50での
冷媒ガスの吸入，吐出作用は行なわれない。At this time, since the front-side second working chamber 50 has a large dead volume, the compression ratio is smaller than that of the rear-side first working chamber 60, and the pressure of the refrigerant gas in the second working chamber 50 is equal to the pressure in the discharge space ( (The discharge pressure of the rear-side first working chamber 60 is guided.)
Lower than. Therefore, the suction and discharge operations of the refrigerant gas in the front side second working chamber 50 are not performed.

圧縮機の起動時には、上述したように圧縮機吐出容量
を最小容量とする。しかし冷凍サイクルより要求される
圧縮機の能力が高い場合には、圧縮機の吐出容量を増大
させる必要がある。When starting the compressor, the compressor displacement is set to the minimum displacement as described above. However, when the capacity of the compressor required from the refrigeration cycle is high, it is necessary to increase the discharge capacity of the compressor.

ここで、圧縮機に要求される能力、すなわち冷房負荷
は、圧縮機の吸入側圧力と相関関係があることが知られ
ている。すなわち、冷房負荷が高く、圧縮機に大きな容
量が必要とされる場合には、蒸発器におけるスーパーヒ
ートに伴い、吸入側圧力が高くなる。逆に、冷房負荷が
小さく、圧縮機に要求される吐出容量が少なくてよい場
合には、蒸発器での大きなスーパーヒートがなく、吸入
側圧力は低くなる。Here, it is known that the capacity required for the compressor, that is, the cooling load has a correlation with the suction side pressure of the compressor. That is, when the cooling load is high and a large capacity is required for the compressor, the suction side pressure increases due to the superheat in the evaporator. Conversely, when the cooling load is small and the discharge capacity required for the compressor is small, there is no large superheat in the evaporator, and the suction side pressure is low.

本例の制御弁500では、この吸入側の圧力が低くなっ
た時、ダイヤフラム503がスプリング502の付勢力に打ち
勝って変位し、弁体504が弁座506に着座して信号圧通路
402と低圧導入通路403とを遮断する。そのため、制御圧
室200内の圧力が上昇する。In the control valve 500 of the present embodiment, when the pressure on the suction side becomes low, the diaphragm 503 is displaced by overcoming the urging force of the spring 502, and the valve body 504 is seated on the valve seat 506 to make the signal pressure passage.
402 and the low pressure introduction passage 403 are shut off. Therefore, the pressure in the control pressure chamber 200 increases.

圧縮機の起動に伴い、吐出空間93内の圧力が上昇して
くると、この圧力上昇を受けて、制御圧室200内の圧力
も上昇することになる。When the pressure in the discharge space 93 increases with the start of the compressor, the pressure in the control pressure chamber 200 also increases in response to the increase in the pressure.

そのため、スプール30に対し、圧力差により図中左方
向へ働く力（制御圧室200と吸入空間74との圧力差によ
る）は圧縮機の回転に伴い次第に上昇する。そして、こ
の力が前述した球面支持部405を図中右方向へ押す力及
びスプリング308の合力に打ち勝つと、スプール30は次
第に図中右方向へ移動し始める。そしてシャフト１の長
溝166とピン80の作用により斜板10はその回転中心（支
持部405上のピン407）を図中左方向へ移動しつつその傾
きを大きくしてゆく。更に制御圧室200内圧力が上がっ
てゆくと、スプール30はその肩部305がリアサイドプレ
ート11に当たるまで図中左方向へ移動し、最大容量状態
を実現する。これが第１図の状態である。第１図の状態
では、吸入ポートより吸入される冷媒ガスは中央の吸入
空間70に入り、吸入通路を通ってそれぞれ吸入室72及び
74へ流入する。そして、吸入行程では吸入口25より吸入
弁９及び12を介して、それぞれ作動室50及び60へ入り、
次いでピストン７の変位と共に圧縮され、吐出口24より
吐出弁23を介して、それぞれ吐出空間へ入り、吐出通路
を通り吐出ポートより吐出され、外部配管で合流するも
のである。この状態では作動室50及び作動室60共に冷媒
ガスの吸入，吐出作用を行っている。Therefore, the force acting on the spool 30 in the left direction in the figure due to the pressure difference (due to the pressure difference between the control pressure chamber 200 and the suction space 74) gradually increases with the rotation of the compressor. When this force overcomes the above-described force for pushing the spherical support portion 405 rightward in the drawing and the resultant force of the spring 308, the spool 30 gradually starts moving rightward in the drawing. By the action of the long groove 166 of the shaft 1 and the pin 80, the swash plate 10 increases its inclination while moving its center of rotation (the pin 407 on the support portion 405) to the left in the drawing. When the pressure in the control pressure chamber 200 further increases, the spool 30 moves leftward in the figure until the shoulder 305 hits the rear side plate 11 to realize the maximum capacity state. This is the state shown in FIG. In the state of FIG. 1, the refrigerant gas sucked from the suction port enters the central suction space 70, passes through the suction passages, and the suction chambers 72 and 72, respectively.
Flow into 74. In the suction stroke, the air enters the working chambers 50 and 60 from the suction port 25 via the suction valves 9 and 12, respectively.
Next, it is compressed with the displacement of the piston 7, enters the discharge space from the discharge port 24 via the discharge valve 23, is discharged from the discharge port through the discharge passage, and merges with the external pipe. In this state, both the working chamber 50 and the working chamber 60 perform the suction and discharge of the refrigerant gas.

圧縮機が作動を開始した後、冷房負荷が低減し吸入側
の圧力が再度減少してくると、その圧力に応じて制御弁
500は信号圧縮機402へ出力する圧力を制御することにな
る。すなわち、低圧通路403を介して導入される吸入圧
を適宜圧力信号として出力する。After the compressor starts operating, when the cooling load decreases and the suction-side pressure decreases again, the control valve
500 controls the pressure output to the signal compressor 402. That is, the suction pressure introduced via the low-pressure passage 403 is output as an appropriate pressure signal.

第６図は圧縮機の作動中における圧力状態を示す模式
図である。スプール30にはスプールの投影面積に信号圧
室200内圧力と吸入室74内圧力との差圧を乗じた力が軸
方向に加えられることになる。一方、斜板10にはピスト
ン７の圧縮に伴う反力が加えられる。ここで、斜板10は
長溝166とピン80との係合によりその角度が保持される
ものであるため、斜板10に生じる圧力の瞬間中心Ａは斜
板10から垂線方向に伸ばした線とピン80と長溝166との
係合面より垂線方向に伸ばした線との交点として求めら
れることになる。FIG. 6 is a schematic diagram showing a pressure state during operation of the compressor. A force obtained by multiplying the projected area of the spool by the differential pressure between the pressure in the signal pressure chamber 200 and the pressure in the suction chamber 74 is applied to the spool 30 in the axial direction. On the other hand, a reaction force accompanying the compression of the piston 7 is applied to the swash plate 10. Here, since the angle of the swash plate 10 is maintained by the engagement between the long groove 166 and the pin 80, the instantaneous center A of the pressure generated in the swash plate 10 is the line extending from the swash plate 10 in the perpendicular direction. It is determined as the intersection of a line extending in the perpendicular direction from the engagement surface between the pin 80 and the long groove 166.

この瞬間中心Ａ周りに生じる斜板を傾斜させようとす
るモーメントM_Aはスプール30に生じる軸方向の力とつり
あうことになる。またこのスプール30に生じる軸方向の
力はひいてはピン407に加わる軸方向の力Fb_rと一致す
る。従って、瞬間中心Ａからピン407までの距離とをL_A
とした場合、上記モーメントM_Aと軸方向荷重Fb_rとの関
係は、 M_A/L_A＝Sc（Pc−Ps）＝Fb_r として計算されることになる。The moment M _A generated around the instant center A to incline the swash plate balances the axial force generated on the spool 30. The axial forces occurring in this spool 30 coincides with the axial force Fb _r applied to turn the pin 407. Therefore, the distance from the instantaneous center A to the pin 407 is L _A
If the relationship between the moment M _A and the axial load Fb _r will be calculated as _{_{M A / L A = Sc (}} Pc-Ps) = Fb r.

この式より明らかなように、ピンに加わるスラスト方
向の荷重Fb_rを小さくするためには、瞬間中心Ａまでの
距離L_Aを長くすればよい。換言すれば、ピン407が配置
される位置をシャフトの中心軸と斜板10の中心軸の交点
よりも、圧縮途中にある第１作動室60よりは遠ざかる方
向に（第１図中下方向）変位させればよい。As apparent from this equation, in order to reduce the load Fb _r in the thrust direction applied to the pins, may be increasing the distance L _A to the center A moment. In other words, the position where the pin 407 is arranged is set in a direction away from the intersection of the central axis of the shaft and the central axis of the swash plate 10 with respect to the first working chamber 60 in the middle of compression (downward in FIG. 1). What is necessary is just to make it displace.

第７図はガイドピン80に加わる荷重およびフロント側
のスラストベアリング15に加わる荷重を示す模式図であ
る。上述のように、本発明に係る圧縮機ではピン407の
位置をシャフト１の中心軸線より図中下方向にずらして
いるため、ピン407に生じる軸方向の荷重Fb_rを小さくで
きる。そしてこれにともないガイドピン80に加わる荷重
Fpおよびフロント側のスラストベアリング15に加わる荷
重Fb_fも小さくできる。なぜなら、ピン407の位置をＢ
し、このＢ点周りのモーメントをM_Bを考えると、ガイド
ピン80に加わる荷重Fpおよびフロント側スラストベアリ
ング15に生じるFb_fは、となる。なお、Lpはガイドピン80とピン407との距離を
表す。ここでモーメントM_Bはおよそ偶力モーメントと考
えられるので、ピン407をシャフトの中心軸よりずらし
たとしても、そのずらし量δ_Ｙが小さい時にはほとんど
変らないとみなすことができる。一方、この変位δ_Ｙに
伴いピン407とガイドピン80との距離は変動する。すな
わち、第７図においてLpのほうがLp₀よりも大きくな
る。かつピン407とガイドピン80とを結ぶ線の仰角はβ
のほうがβ_０よりも大きくなる。ここで、長溝166の仰
角αは明らかに０度以上90度以下の大きさであるため、 cos（α−β）＞cos（α−β_０）の関係となる。この関係よりガイドピン80に加わるFpは
ずらし量δ_Ｙが０の場合の荷重Fp₀より明らかに小さく
なり、同様にスラストベアリング15に生じる荷重Fb_fも
明らかにずらし量δ_Ｙが０の場合の荷重Fb_f0よりも小さ
くなる。このように、ピン407の位置を図において下方
向にずらすことにより、ピン407に生じる荷重のみなら
ずガイドピン80に生じる荷重およびフロント側のスラス
トベアリング15に生じる荷重も減少できることになる。FIG. 7 is a schematic view showing a load applied to the guide pin 80 and a load applied to the front-side thrust bearing 15. As described above, in the compressor according to the present invention for the position of the pin 407 is shifted in the drawing downward from the center axis of the shaft 1, it is possible to reduce the load Fb _r axial on pin 407. And the load applied to the guide pin 80
Fp and the load Fb _f applied to the front-side thrust bearing 15 can also be reduced. Because the position of pin 407 is B
Considering the moment around the point _B as MB, the load Fp applied to the guide pin 80 and Fb _f generated in the front-side thrust bearing 15 are Becomes Lp represents the distance between the guide pin 80 and the pin 407. Here, since the moment M _B is considered to be approximately couple moments, also the pin 407 as shifted from the center axis of the shaft, it can be considered as unchanged little when the shift amount [delta] _Y is small. On the other hand, the distance between the pin 407 and the guide pin 80 with the displacement [delta] _Y varies. That is, in FIG. 7, Lp is larger than Lp ₀ . And the elevation angle of the line connecting the pin 407 and the guide pin 80 is β
Is larger than β ₀ . Here, since the elevation angle α of the long groove 166 is clearly greater than or equal to 0 ° and less than or equal to 90 °, the relationship of cos (α−β)> cos (α−β ₀ ) is satisfied. From this relationship, the Fp applied to the guide pin 80 is clearly smaller than the load Fp ₀ when the shift amount δ _Y is 0, and the load Fb _f generated on the thrust bearing 15 is also obviously smaller when the shift amount δ _Y is 0. It becomes smaller than the load Fb _f0 . By shifting the position of the pin 407 downward in the drawing, not only the load generated on the pin 407 but also the load generated on the guide pin 80 and the load generated on the thrust bearing 15 on the front side can be reduced.

なお、圧縮機が第１図図示状態、すなわち100％容量
で作動する状態においては、フロント側のスラストベア
リング15に生じる荷重とリア側のスラストベアリング14
に生じる荷重とは等しくなる。In the state shown in FIG. 1, that is, when the compressor operates at 100% capacity, the load generated on the thrust bearing 15 on the front side and the thrust bearing 14
Will be equal to the load that occurs.

第８図は上述したスラスト荷重低減効果を発揮できる
ために必要なピン407の位置を示す。FIG. 8 shows the positions of the pins 407 necessary for achieving the above-described effect of reducing the thrust load.

斜板10の傾斜角を変化させて圧縮機の吐出容量を制御
する際にその斜板10の挙動がピン407の位置によって変
動することがあっては良好な制御ができない。そのた
め、瞬間中心Ａは常にA₀W上になければならない。ここ
でA₀はずらし量δ_Ｙが０の場合のピストン７の瞬間中心
を示す。Ｗはその瞬間中心A₀より斜板10におろした垂線
の交点を示す。When the displacement of the compressor is controlled by changing the inclination angle of the swash plate 10, good control cannot be performed if the behavior of the swash plate 10 varies depending on the position of the pin 407. Therefore, the instantaneous center A must always be on A ₀ W. Here, A ₀ indicates the instantaneous center of the piston 7 when the shift amount δ _Y is 0. W represents the intersection of the perpendicular line drawn in the swash plate 10 from the center A ₀ the moment.

また、ピン407の位置をずらした時に瞬間中心Ａから
ピン407の中心までの距離L_Aはピン407の位置を変更する
前の距離L_A0より長くなければ、本願発明の作用が達成
できず、そのためのピン407の位置は第８図中破線で示
した線より下方向でなければならない。なお、第８図中
破線で示したのはずらし量δ_Ｙが０の場合のピン407の
位置を示す。Further, the distance L _A from instant center A when shifting the position of the pin 407 to the center of the pin 407 be longer than the previous distance L _A0 to change the position of the pin 407 can not be achieved the action of the present invention, For this purpose, the position of the pin 407 must be below the line shown by the broken line in FIG. Incidentally, the shift amount [delta] _Y to that shown in FIG. 8 a broken line shows the position of the pin 407 in the case of zero.

さらに、斜板10の傾斜角を変位させることができるた
めにも、ピン407の位置はガイドピン80の位置よりスプ
ール30側、すなわち第８図において左側でなければなら
ない。また同様に斜板10の傾斜角を変位させるために
も、ピン407の位置はＷ点より右側でなければならな
い。従って、ピン407が配置可能な位置は第８図におい
て斜線で区切られた範囲内となる。なお、本発明者らの
検討によれば、ピン407を第８図における斜線で区切ら
れた範囲内に配置した場合、瞬間中心Ａ点周りのモーメ
ントM_Aはこの範囲でほとんど変動がないことが確認され
ている。Further, in order to be able to change the inclination angle of the swash plate 10, the position of the pin 407 must be on the spool 30 side of the position of the guide pin 80, that is, on the left side in FIG. Similarly, in order to displace the inclination angle of the swash plate 10, the position of the pin 407 must be on the right side of the point W. Therefore, the position where the pin 407 can be arranged is within the range demarcated by oblique lines in FIG. According to the study of the present inventors, when the pin 407 is arranged in a range demarcated by oblique lines in FIG. 8, the moment M _A around the instantaneous center A point hardly fluctuates in this range. Has been confirmed.

ところでガイドピン80に生じる荷重Fpは、ピン407の
位置を第８図において右側にずらすような場合には明ら
かに減少することとなるが、ピン407を第８図において
左側にずらした場合にはガイドピン荷重が増加してしま
う場合もある。そのため、圧縮機全体としてスラスト荷
重を低減させるようにするためには第８図における斜線
によって区切られた範囲内であっても特に第８図におけ
るδ_ｘの範囲が望ましい。The load Fp generated on the guide pin 80 obviously decreases when the position of the pin 407 is shifted rightward in FIG. 8, but when the pin 407 is shifted leftward in FIG. The guide pin load may increase. Therefore, in order to reduce the thrust load as a whole compressor in the range of [delta] _x, particularly in Figure 8 be in the range delimited by the oblique lines in Figure 8 is preferred.

なお、ピン407の位置を軸方向にもずらす場合には、
瞬間中心Ａが上述のごとく常にA₀−Ｗ線上にくるように
傾斜溝166の傾斜角度を変動させる必要がある。When the position of the pin 407 is also shifted in the axial direction,
As described above, it is necessary to change the inclination angle of the inclined groove 166 so that the instantaneous center A is always on the line A ₀ -W.

第９図はピン407のずらし量δ_Ｙとスラスト荷重Fbと
の関係を示す。条件は圧縮機の吐出圧が25kg/cm²G,吸入
圧力Psが3kg/cm²Gとし、かつ圧縮機回転数が700回転で
圧縮機の吐出容量が100％の状態を示す。この状態で
は、フロント側のスラストベアリング15に生じるスラス
ト荷重Fb_fとリア側のスラストベアリング14に生じるス
ラスト荷重Fbrは等しくなる。図よりずらし量Σ_Ｙを10m
mとした場合約20％程度スラスト荷重を低減させること
ができる。Figure 9 shows the relationship between shift amount [delta] _Y and thrust load Fb pin 407. The conditions are such that the discharge pressure of the compressor is 25 kg / cm ² G, the suction pressure Ps is 3 kg / cm ² G, the compressor speed is 700 rpm, and the discharge capacity of the compressor is 100%. In this state, thrust load Fbr occurring thrust bearing 14 of the thrust load Fb _f and the rear-side generated thrust bearing 15 on the front side is equal. Shift amount ずら_Y is 10m from the figure
When it is set to m, the thrust load can be reduced by about 20%.

第10図は第９図と同じ条件のもと、ガイドピン80に生
じる荷重Fpを示したものである。この場合もずらし量δ
_Ｙを10mmとした場合約20％の荷重低減が認められる。さ
らにガイドピン80に加わる荷重は軸方向のずらし量Σ_ｘ
を10mm程度持った場合には約10％低減することができ
る。FIG. 10 shows the load Fp generated on the guide pin 80 under the same conditions as in FIG. Also in this case, the shift amount δ
_{When Y} is 10 mm, a load reduction of about 20% is recognized. Furthermore, the load applied to the guide pin 80 is the amount of axial displacement Σ _x
Can be reduced by about 10%.

このように本例の圧縮機ではピン407の位置をシャフ
ト１の中心軸よりずらしたため、スラスト荷重を大幅に
低減することができる。Thus, in the compressor of the present embodiment, the position of the pin 407 is shifted from the center axis of the shaft 1, so that the thrust load can be significantly reduced.

なお、第11図は本発明の他の実施例を示す。この例は
連結手段としてピンに代えて球面支持部405を採用して
いる。即ち、シャフト10は球面支持部405を介して揺動
自在に支持されるようにしている。そしてこの球面支持
部405の中心位置は上述の第１図のピンと同様シャフト
１の中心軸線上よりずらすようにしている。FIG. 11 shows another embodiment of the present invention. In this example, a spherical support 405 is employed instead of a pin as a connecting means. That is, the shaft 10 is swingably supported via the spherical support portion 405. The center position of the spherical support 405 is shifted from the center axis of the shaft 1 similarly to the pin of FIG.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

第１図は本発明圧縮機の第１実施例を示す断面図、第２
図は第１図図示支持部の斜視図、第３図は第１図図示支
持部とシャフトとの係合状態を示す断面図、第４図は第
３図をIV方向より見た正面図、第５図は第３図のＶ−Ｖ
矢視断面図、第６図は第１図図示圧縮機の圧力状態を示
す模式図、第７図は第１図図示圧縮機のガイドピン80周
りの圧力状態を示す模式図、第８図は第１図図示圧縮機
におけるピンの配置可能位置を示す模式図、第９図およ
び第10図は第１図図示圧縮機の効果例を示すグラフ、第
11図は本発明圧縮機の他の実施例を示す断面図である。１……シャフト,5,6……シリンダブロック、７……ピス
トン,10……斜板,30……スプール,405……支持部,407…
…ピン。FIG. 1 is a sectional view showing a first embodiment of the compressor of the present invention, and FIG.
FIG. 1 is a perspective view of the support portion shown in FIG. 1, FIG. 3 is a cross-sectional view showing an engagement state between the support portion and the shaft shown in FIG. 1, FIG. 4 is a front view of FIG. FIG. 5 is a cross-sectional view of FIG.
FIG. 6 is a schematic view showing the pressure state of the compressor shown in FIG. 1, FIG. 7 is a schematic view showing the pressure state around the guide pin 80 of the compressor shown in FIG. 1, and FIG. Fig. 1 is a schematic diagram showing the positions where pins can be arranged in the compressor shown in Fig. 1, Figs. 9 and 10 are graphs showing examples of effects of the compressor shown in Fig. 1, and Figs.
FIG. 11 is a sectional view showing another embodiment of the compressor of the present invention. 1 ... shaft, 5, 6 ... cylinder block, 7 ... piston, 10 ... swash plate, 30 ... spool, 405 ... support, 407 ...
…pin.

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者笹谷英顕愛知県西尾市下羽角町岩谷14番地株式会社日本自動車部品総合研究所内 (72)発明者宮川和仁愛知県刈谷市昭和町１丁目１番地日本電装株式会社内 (56)参考文献特開平１−219363（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁶，ＤＢ名) F04D 27/08──────────────────────────────────────────────────続き Continuing from the front page (72) Inventor Hideaki Sasaya 14 Iwatani, Shimowakaku-cho, Nishio-shi, Aichi Prefecture Inside the Japan Automobile Parts Research Institute (72) Inventor Kazuhito Miyagawa 1-1-1, Showa-cho, Kariya-shi, Aichi Japan Japan (56) References JP-A-1-219363 (JP, A) (58) Fields investigated (Int. Cl. ⁶ , DB name) F04D 27/08

Claims

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims]

【請求項１】内部にシリンダ室を有するシリンダブロッ
クと、このシリンダブロック内に回転自在に配置されたシャフ
トと、このシャフトに連結手段を介して連結し、この連結手段
回りに揺動自在に配置された斜板と、前記シリンダ室内に摺動自在に配置されて、前記斜板の
揺動運動を受けて前記シリンダ室内を往復移動するピス
トンと、このピストンの両側の端部のそれぞれに前記シリンダ室
内面との間で形成され、流体の吸入，圧縮，吐出を行な
う作動室と、前記連結手段に係合し、前記連結手段の位置を前記シャ
フトの軸方向に変位させるとともに、前記斜板の傾斜角
を変位させ、前記ピストンのうち一方の側に形成される
第１作動室では、前記斜板の傾斜角に係わらず、その上
死点位置がほぼ一定になるようにし、前記ピストンのう
ち他方の側に形成される第２作動室では前記斜板の傾斜
角に応じてデッドボリュームが変動するよう制御するス
プールとを備え、前記連結手段の回転中心位置を前記シャフトの中心線と
前記斜板の中心線の交点より、圧縮状態にある第１作動
室より遠ざかる方向にずらして設けたことを特徴とする
可変容量式斜板型圧縮機。1. A cylinder block having a cylinder chamber therein, a shaft rotatably disposed in the cylinder block, and a connecting means connected to the shaft via a connecting means, which is swingably disposed around the connecting means. A swash plate, a piston slidably disposed in the cylinder chamber, and reciprocating in the cylinder chamber in response to a swinging motion of the swash plate; and a cylinder provided at both ends of the piston. A working chamber formed between the interior surface and the suction chamber, for performing suction, compression, and discharge of fluid; engaging with the connecting means, displacing the position of the connecting means in the axial direction of the shaft, and The inclination angle is displaced so that, in the first working chamber formed on one side of the piston, the position of the top dead center is substantially constant irrespective of the inclination angle of the swash plate. The second working chamber formed on the other side includes a spool that controls the dead volume to change in accordance with the inclination angle of the swash plate, and the rotation center position of the connection unit is set at the center line of the shaft and the center of rotation. A swash plate type variable displacement compressor characterized in that the swash plate is shifted from a point of intersection of a center line of the swash plate in a direction away from the first working chamber in a compressed state.