JP3985507B2

JP3985507B2 - Swash plate compressor

Info

Publication number: JP3985507B2
Application number: JP2001357630A
Authority: JP
Inventors: 知二樽谷; 哲行神徳; 望月　　賢二; 井上　　宜典
Original assignee: Toyota Industries Corp
Current assignee: Toyota Industries Corp
Priority date: 2001-11-22
Filing date: 2001-11-22
Publication date: 2007-10-03
Anticipated expiration: 2021-11-22
Also published as: JP2003161255A; EP1314889A2; BR0204814A; EP1314889A3; US20030095876A1; CN1424503A; KR20030042416A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両空調用に供して好適な斜板型圧縮機に係り、特にシャフトと一体形成されたロータリーバルブの軸受け構造に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、例えば特開平６−１３７２６５号公報記載の往復動型圧縮機のように、軸心まわりに複数のシリンダボアを有するシリンダブロックと、シリンダブロックの軸孔内に嵌挿支承されたシャフトと、シャフトと共動するクランク室内の斜板に連係されてシリンダボア内を直動するピストンと、該軸孔と連通する吸入室及び吸入室の外方域に形成された吐出室を有してシリンダブロックの端面を閉塞するハウジングとを備えた往復動型圧縮機が知られている。この種の圧縮機では、各シリンダボアと軸孔との間には導通路が形成され、シャフトには吸入行程にある各シリンダボアの導通路と吸入室とを順次連通する吸入通路をもつロータリーバルブ（回転弁）が同期回転可能に結合されている。シャフトは鉄系金属、ロータリーバルブはアルミニウム系金属からなり、ロータリーバルブの端部には係合孔部が穿設されている。前記係合孔部にはシャフト端と衡合する基板部と、基板部から抜き曲げ加工により開脚されて係合孔部に嵌入される押出片とを備えた鋼板製ライナが装着されている。前記ライナの開脚開口部はシャフト端に突設された係合軸部と嵌合されている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、従来の圧縮機では、シャフトとロータリーバルブとが別部材で構成されていたため、部品点数が多くなっていた。そこで部品点数低減のためにシャフトとロータリーバルブとを一体形成にし、部品点数の低減を図ることが考えられていた。しかしながら、シャフトは強度確保の観点から剛性のある鉄系金属が使用されていたため、シャフトと一体形成されているロータリーバルブも鉄系金属からなっていた。そのため、シャフトが高速回転すると、軽量化のためアルミ系金属が使用されているハウジングと鉄系金属からなるロータリーバルブとの間の摺動面は温度上昇し、熱膨張係数の違いからハウジングとロータリーバルブとの間のクリアランスが増加してしまい、該クリアランスからのガス漏れ及びシール性の低下によって圧縮機の性能が低下してしまうという問題があった。
【０００４】
本発明は、シャフトの高速回転による温度上昇によってハウジングとロータリーバルブとの間のクリアランスが増加し、該クリアランスからのガス漏れによって生じるシール性の低下を防ぐ斜板型圧縮機を提供することを目的とする。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
そこで、上記目的を達成するために、請求項１に記載の発明は、斜板型圧縮機において、少なくとも前記シャフトの一部に形成された冷媒流通路と、各シリンダボアに導通するように前記ハウジングに形成された導通路と前記シャフトと一体に形成され、吸入行程にある各ボアの導通路と前記吸入室とを順次連通する吸入通路を有するロータリーバルブとを備え、前記ハウジングにおいて前記ロータリーバルブに対応する部位には、前記ハウジングよりも前記シャフトに近い熱膨張係数をもったスリーブが設けられていることを要旨とする。
【０００６】
この発明によれば、ハウジングには、ハウジングよりもシャフトに近い熱膨張係数の材質を用いたスリーブが形成されている。これにより、シャフト及びロータリーバルブの高速回転によってロータリーバルブの摺動面が温度上昇しても、ロータリーバルブとハウジングとの間のクリアランスを小さく抑えることができる。
【０００７】
請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、前記スリーブは、前記ロータリーバルブの外周面が摺動する摺動面を形成することを要旨とする。
この発明によれば、スリーブが、ハウジングのロータリーバルブ受け部に形成されている。このスリーブによって、ロータリーバルブとハウジングとが直接摺動することを規制することができる。
【０００８】
請求項３に記載の発明は、請求項１または２に記載の発明において、前記シャフトは鉄系金属、前記ハウジングはアルミ系金属であることを要旨とする。
【０００９】
この発明によれば、シャフトに鉄系金属、ハウジングにアルミ系金属を用いることによって、シャフトの耐久性を維持し、ハウジングの軽量化を図ることができる。
【００１０】
請求項４に記載の発明は、請求項１〜３のいずれか一項に記載の発明において、前記スリーブは鉄系金属からなることを要旨とする。
この発明によれば、スリーブにシャフトと同じ鉄系金属を用いているため、スリーブとシャフトの熱膨張係数は同等となる。このため、アルミ系金属を用いたハウジングとの摺動面での温度上昇によるクリアランスの増加をほぼ防ぐことができる。
【００１１】
請求項５に記載の発明は、請求項１〜４のいずれか一項に記載の発明において、前記スリーブは、前記ハウジングにおける前記ロータリーバルブに対応する部位に鋳込みまたは圧入されていることを要旨とする。
【００１２】
この発明によれば、スリーブは鋳込みまたは圧入によって形成される。例えば、スリーブが金属ならば鋳込みまたは圧入によって形成でき、樹脂などの場合は圧入によって形成することができる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明を車両用空調装置に用いられる斜板型圧縮機に具体化した一実施形態を図１〜図３に従って説明する。
【００１４】
図１に示すように、フロントハウジング１１はシリンダブロック１２の前端に接合されている。リヤハウジング１３は、シリンダブロック１２の後端に弁・ポート形成体１４を介して接合されている。フロントハウジング１１、シリンダブロック１２及びリヤハウジング１３は、通しボルト１１ａ（図２参照）によって締結固定され、圧縮機のハウジングを構成している。フロントハウジング１１、シリンダブロック１２及びリヤハウジング１３はアルミ系金属からなる。ここで、アルミニウムの熱膨張係数は約１９〜２３×１０^-6／℃である。なお、図１の左方を圧縮機の前方とし、右方を後方とする。
【００１５】
弁・ポート形成体１４は、バルブプレート１４ａの後面に吐出弁形成板１４ｂが、吐出弁形成板１４ｂの後面にリテーナ形成板１４ｃがそれぞれ重合された状態に形成されている。弁・ポート形成体１４は、バルブプレート１４ａの前面においてシリンダブロック１２に接合されている。
【００１６】
クランク室１５は、フロントハウジング１１とシリンダブロック１２との間に区画形成されている。鉄系金属からなるシャフト１６はクランク室１５を貫通するように配置され、フロントハウジング１１とシリンダブロック１２との間に回転可能に架設支持されている。シャフト１６の前端部側は、フロントハウジング１１にラジアルベアリング１７を介して支持されている。シリンダブロック１２のほぼ中央部には収容孔１８が貫設され、シャフト１６の後端部は収容孔１８に装備されたラジアルベアリング１９に支持されている。シャフト１６の前端部側には軸封装置２０が設けられている。ここで、鉄の熱膨張係数は約１０〜１２×１０^-6／℃である。
【００１７】
複数（図面には二つのみ示す）のシリンダボア１２ａは、シャフト１６を等角度間隔にて取り囲むようにシリンダブロック１２に形成されている。片頭型のピストン２１は、各シリンダボア１２ａに往復動可能に収容されている。シリンダボア１２ａの前後開口は、弁・ポート形成体１４及びピストン２１によって閉塞されており、シリンダボア１２ａ内にはピストン２１の往復動に応じて体積変化する圧縮室２２が区画されている。
【００１８】
ラグプレート２３は、クランク室１５においてシャフト１６に一体回転可能に固定されている。ラグプレート２３はフロントハウジング１１の内壁面１１ｂにスラストベアリング２４を介して当接可能になっている。内壁面１１ｂはピストン２１の圧縮反力による軸荷重を支承し、シャフト１６の前方へのスライド移動を規制する。
【００１９】
斜板２５は、斜板２５に形成された貫通孔にシャフト１６が貫通された状態でクランク室１５内に配設されている。ヒンジ機構２６は、ラグプレート２３と斜板２５との間に介在されている。そして、斜板２５は、ヒンジ機構２６を介したラグプレート２３との間でのヒンジ連結及びシャフト１６の支持により、ラグプレート２３及びシャフトと同期回転可能で、かつシャフト１６の軸線方向へのスライド移動を伴いながらシャフト１６に対し傾動可能となっている。ラグプレート２３及びヒンジ機構２６は容量可変機構を構成する。
【００２０】
ピストン２１はシュー２７を介して斜板２５の周縁部に係留されている。従って、シャフト１６の回転に伴う斜板２５の回転運動が、シュー２７を介してピストン２１の往復運動に変換される。
【００２１】
ラグプレート２３、斜板２５、ヒンジ機構２６及びシュー２７は、シャフト１６の回転運動を圧縮室２２内の冷媒ガスを圧縮するための圧縮運動に変換するクランク機構を構成する。
【００２２】
最小傾角規定部２８は、シャフト１６において斜板２５とシリンダブロック１２との間に配設されている。最小傾角規定部２８は、リング状の部材がシャフト１６の外周面に外嵌固定されてなる。斜板２５の最小傾角は、最小傾角規定部２８との当接により規定され、斜板２５の最大傾角は、ラグプレート２３との当接により規定される。
【００２３】
図１に示すようにリヤハウジング１３内には吸入室２９及び吐出室３０が区画形成されている。弁・ポート形成体１４には各シリンダボア１２ａに対応して、吐出ポート３３、及び同ポート３３を開閉する吐出弁３４が形成されている。吐出ポート３３を介して各シリンダボア１２ａと吐出室３０とが連通される。吸入室２９と吐出室３０とは図示しない外部冷媒回路で接続されている。
【００２４】
シリンダブロック１２及びリヤハウジング１３にはクランク室１５と吐出室３０とを連通する給気通路３５が設けられ、給気通路３５の途中には、容量可変機構を構成する制御弁３６が設けられている。制御弁３６は公知の電磁弁からなり、弁室が給気通路３５上に形成され、ソレノイドの励磁により給気通路３５が閉塞され、ソレノイドの消磁により給気通路３５が開放されるようになっている。また、ソレノイドの励磁電流の大きさにより開度が調整可能となっている。なお、制御弁３６は絞り部としても機能する。
【００２５】
シャフト１６の後端部はロータリーバルブ３７を形成している。シャフト１６とロータリーバルブ３７は一体構成であり、シャフト１６の回転に伴いロータリーバルブ３７は一体回転する。ロータリーバルブ３７は、シャフト１６と一体であるため、シャフト１６と同様の鉄系金属からなる。シャフト１６及びロータリーバルブ３７には、冷媒流通路３８が掘り込み加工されている。冷媒流通路３８の後端部側、即ちロータリーバルブ３７のほぼ中央部には、冷媒ガス中に混在するオイルを分離するオイルセパレータ３９が冷媒流通路３８上に設けられている。また、シャフト１６及びロータリーバルブ３７の表面にはコーティングが施されている。
【００２６】
冷媒流通路３８は、入口３８ａがラジアルベアリング１７より後端部側に形成されている。また後端部側はオイルセパレータ３９を介して拡径され、連通室４１ｂを形成している。連通室４１ｂの後端側と吸入室２９とは、冷媒ガスが流れるように連通している。これにより冷媒流通路３８がクランク室１５と吸入室２９とを連通する抽気通路を構成している。
【００２７】
オイルセパレータ３９は、クランク室１５から吸入室２９へ至る冷媒ガスの流れに対して上流側を先端側とすると、後端側ほど大きくなるように傾斜している。オイルセパレータ３９の径は前記後端において最も大きくなるように形成されている。
【００２８】
シャフト１６と一体になっているロータリーバルブ３７には、図１に示すように、内部の冷媒流通路３８に連通する連通孔４１ａが形成されている。ここで、シャフト１６及びロータリーバルブ３７が図２に矢印で示す方向に回転することにより、シリンダボア１２ａの導通路４２が連通孔４１ａと順次連通する。連通孔４１ａと連通室４１ｂとから吸入通路４１が構成される。
【００２９】
吸入通路４１は、シャフト１６に対してオイルセパレータ３７よりも後端部側（下流側。図１において右側）に設けられている。また、導通路４２は、シリンダブロック１２内に形成され、その一端がシリンダボア１２ａに連通し、その他端は吸入通路４１（連通孔４１ａ）に対応する位置に配置されている。ロータリーバルブ３７の回転時は、吸入行程にあるシリンダボア１２ａの導通路４２が吸入通路４１と連通するとともに、圧縮・吐出行程にあるシリンダボア１２ａの導通路４２が吸入通路４１とは連通していない。このとき、ロータリーバルブ３７とシリンダブロック１２との摺動面（シール部位）は気密状態にシールされている。
【００３０】
シリンダブロック１２のロータリーバルブ３７と摺動する面は、スリーブ４３によって形成されている。スリーブ４３は鋳込みまたは圧入によってシリンダブロック１２に嵌め込まれている。スリーブ４３は前記シャフト１６及びロータリーバルブ３７と同様の鉄系金属からなっている。
【００３１】
次に、前記のように構成された圧縮機の作用を説明する。
シャフト１６の回転に伴いラグプレート２３及びヒンジ機構２６を介して斜板２５が一体回転され、斜板２５の回転運動がシュー２７を介して各ピストン２１の往復運動に変換される。この駆動の継続によって圧縮室２２では、冷媒の吸入、圧縮及び吐出が順次繰り返される。外部冷媒回路から吸入室２９に供給された冷媒は、圧縮室２２に吸入され、ピストン２１の移動による圧縮作用を受けた後、吐出ポート３３を介して吐出室３０に吐出される。吐出室３０に吐出された冷媒は吐出通路を経て外部冷媒回路に送り出される。
【００３２】
そして、図示しない制御装置により、制御弁３６の開度、即ち給気通路３５の開度が冷媒負荷に応じて調整され、吐出室３０とクランク室１５との連通状態が変更される。
【００３３】
冷媒負荷が大きい場合は給気通路３５の開度が減少され、吐出室３０からクランク室１５に供給される冷媒ガスの流量が減少する。クランク室１５に供給される冷媒ガスの量が減少すると、冷媒流通路３８等を介した吸入室２９への冷媒ガスの逃がしにより、クランク室１５の圧力が次第に低下する。その結果、クランク室１５の圧力とシリンダボア１２ａの圧力とのピストン２１を介した差が小さくなるため、斜板２５が最大傾斜角側に変位される。従って、ピストン２１のストローク量が増大し、吐出容量が増大される。
【００３４】
逆に、冷媒負荷が小さくなると、制御弁３６の開度が増大され、吐出室３０からクランク室１５に供給される冷媒ガスの流量が増大する。クランク室１５に供給される冷媒ガスの量が、冷媒流通路３８を介した吸入室２９への冷媒ガスの逃がし量を上回ると、クランク室１５の圧力が次第に上昇していく。その結果、クランク室１５の圧力とシリンダボア１２ａの圧力とのピストン２１を介した差が大きくなるため、斜板２５が最小傾斜角側に変位される。従って、ピストン２１のストローク量が減少し、吐出容量が減少される。
【００３５】
冷媒流通路３８を介して吸入室２９側に導入される冷媒ガスは、オイルセパレータ３９の回転に伴って随伴旋回される。この旋回により、前記冷媒ガス中に混在するオイルは、前記冷媒ガスから遠心分離される。この分離されたオイルは、オイルセパレータ３９の回転に基づく遠心力などによって、オイルセパレータ３９の外部に排出される。外部に排出されたオイルは吸入通路４１及び導通路４２を介して、ロータリーバルブ３７とシリンダブロック１２との間、及びピストン２１とシリンダボア１２ａとの間に供給される。
【００３６】
オイルセパレータ３９内において前記オイルが分離された冷媒ガスの一部は、連通室４１ｂを介して吸入室２９に導入される。この吸入室２９に導入された冷媒ガス（このガスの前記オイル混在量は少ない）は、圧縮室２２及び吐出室３０を介して前記外部冷媒回路側に排出される。
【００３７】
シャフト１６及びロータリーバルブ３７は一体仕様となっているため、シャフト１６と同期してロータリーバルブ３７が回転することより、吸入室２９の冷媒ガスがシャフト１６の吸入通路４１、吸入行程にある各ボア１２ａの導通路４２を介して順次各ボア１２ａ内に吸入され、各ボア１２ａでは冷媒ガスの吸入作用が円滑かつ安定して継続されるので圧力損失がきわめて小さくなる。
【００３８】
シリンダブロック１２のロータリーバルブ受け部は、シャフト１６に近い熱膨張係数の鉄系金属からなるスリーブ４３がシリンダブロック１２に鋳込みまたは圧入されることにより形成されている。シャフト１６の高速回転時において、ロータリーバルブ３７はスリーブ４３を摺動して摺動面の温度が上昇する。この際、ロータリーバルブ３７とスリーブ４３とは共に鉄系金属であって熱膨張係数がほぼ等しいので、ロータリーバルブ３７とスリーブ４３との間のクリアランスが小さく抑えられる。
【００３９】
本実施形態では、以下のような効果を得ることができる。
（１）鉄系金属からなるシャフト１６にロータリーバルブ３７を一体形成して部品点数低減を図るとともに、シャフト１６及びロータリーバルブ３７に近い熱膨張係数をもつ鉄系金属をスリーブ４３に用いた。これにより、シャフト１６及びロータリーバルブ３７の高速回転時における、摺動面の温度上昇からなるロータリーバルブ３７のクリアランスの増加を防ぐことができる。これにより、前記クリアランスからのガス漏れを防ぐとともに、該ガス漏れによる性能低下を防止でき、ロータリーバルブ３７がスムーズに回転することができる。また、スリーブ４３によりロータリーバルブ３７とシリンダブロック１２との間のシール性が長期間保持され、ロータリーバルブ３７の摺接音も抑制することができる。
【００４０】
（２）スリーブ４３に鉄系金属を用い、鉄系金属からなるロータリーバルブ３７と摺動させた。アルミ系金属よりも鉄系金属の方が剛性に優れるので、鉄系金属同士を摺動させた方が、アルミ系金属同士を摺動させるよりも強度が確保できる。
【００４１】
（３）シャフト１６及びロータリーバルブ３７の表面にコーティングを施した。これにより、シャフト１６及びロータリーバルブ３７の一体回転時に生じる焼きつきを防止することができる。
【００４２】
（４）制御弁３６を給気通路３５の途中に設けた。これによれば、高圧な吐出室３０の圧力を利用してクランク室１５の圧力（クランク圧Ｐｃ）を制御することが可能になる。従って、レスポンスの高い吐出容量制御が可能になる。
【００４３】
（５）オイルセパレータ３９の内周面は、冷媒ガスの流れに対して、上流側に比較して下流側ほど内径が大きくなるように傾斜した状態で形成されている。これによれば、オイルセパレータ３９の内周面に付着したオイルは、シャフト１６の回転時に、遠心力によって該オイルセパレータ３９の下流側から外部に排出されやすくなる。
【００４４】
なお、本発明の前記実施形態は以下のような別形態にして変更実施することも可能である。
○ スリーブに用いる金属は、熱膨張係数がシャフトに用いる鉄系金属に近いものであればなし得る。例えば、ねずみ鋳鉄（１１〜１２×１０^-6／℃）、ダクタイル鋳鉄（１１〜１２×１０^-6／℃）及び二レジストＤ−３（８〜９×１０^-6／℃）等がある。これらを用いて構成しても、鉄を用いたときと同様の効果が得られる。
【００４５】
○ スリーブは、金属で形成されなくてもよい。熱膨張係数がシャフトに用いる鉄系金属に近いものであればなし得る。すなわち、金属の代わりに樹脂またはセラミックスを用いてもよい。例えば、セラミックスのうち、アルミナは６〜８×１０^-6／℃、ジルコニアは９〜１１×１０^-6／℃であるので、用いることができる。また、各種エンジニアプラスチックのうち、熱膨張係数が１０〜１３×１０^-6／℃付近のものを用いてよい。このような構成においても同様の効果が得られる。
【００４６】
○ 前記実施形態では、吸入室２９をリヤハウジング１３中に設けたが、吸入室２９を設けず、直接連通室４１ｂに冷媒を導入してもよい。この場合、連通室４１ｂが吸入圧領域となる。
【００４７】
○ 前記実施形態では、ラジアルベアリング１９でシャフトを支承していたが、ラジアルベアリング１９を省略して、スリーブ４３のみでシャフト１６を支承してもよい。
【００４８】
○ ワッブルタイプの可変容量型圧縮機において具体化するようにしてもよい。
○ 両頭ピストン式圧縮機において具体化するようにしてもよい。
【００４９】
次に、前記各実施形態から把握できる請求項に記載した発明以外の技術的思想について、それらの効果とともに以下に記載する。
（イ）請求項３〜５のいずれか一項において、アルミ系金属からなるハウジングよりも鉄系金属からなるシャフトに近い熱膨張係数とは、約７〜１５×１０^−６／℃の範囲である。アルミニウムの熱膨張係数は約１９〜２３×１０^−６／℃であり、鉄の熱膨張係数は約１０〜１２×１０^−６／℃であるので、スリーブに用いる材質の熱膨張係数は約７〜１５×１０^−６／℃の範囲に設定できる。
【００５０】
【発明の効果】
以上詳述したように、本発明の斜板型圧縮機では、シャフトの高速回転による温度上昇によって生じるハウジングとロータリーバルブとの間のクリアランスの増加に起因するガス漏れを防ぎ、これによりシール性の低下による圧縮機の性能低下を防ぐことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】一実施形態の圧縮機における図２のＢ−Ｂ線断面概略図。
【図２】図１のＡ−Ａ線断面図。
【図３】図１の圧縮機の要部を示す拡大断面図。
【符号の説明】
１１…ハウジングを構成するフロントハウジング、１２…同じく構成するシリンダブロック、１３…同じくリヤハウジング、１６…シャフト、２１…ピストン、２２…圧縮室、２５…斜板、２９…吸入室、３７…シャフトと一体構成となっているロータリーバルブ、３８…冷媒流通路、４１…吸入通路、４２…導通路、４３…スリーブ。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a swash plate type compressor suitable for use in vehicle air conditioning, and more particularly to a bearing structure for a rotary valve integrally formed with a shaft.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, for example, a reciprocating compressor described in Japanese Patent Laid-Open No. 6-137265, a cylinder block having a plurality of cylinder bores around an axis, a shaft fitted and supported in a shaft hole of the cylinder block, and a shaft A piston that is linked to a swash plate in the crank chamber that co-operates with the piston and moves directly in the cylinder bore, a suction chamber that communicates with the shaft hole, and a discharge chamber that is formed outside the suction chamber. A reciprocating compressor including a housing that closes an end surface is known. In this type of compressor, a conduction valve is formed between each cylinder bore and the shaft hole, and the shaft has a rotary valve having a suction passage that sequentially connects the conduction passage of each cylinder bore in the suction stroke and the suction chamber ( The rotary valve is coupled so as to be able to rotate synchronously. The shaft is made of an iron-based metal, and the rotary valve is made of an aluminum-based metal. An engagement hole is formed at the end of the rotary valve. A steel plate liner provided with a base plate portion that is in balance with the shaft end and an extruded piece that is opened by bending from the base plate portion and is inserted into the engagement hole portion is attached to the engagement hole portion. . The open leg opening of the liner is fitted with an engagement shaft protruding from the shaft end.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the conventional compressor, since the shaft and the rotary valve are composed of separate members, the number of parts is large. Therefore, in order to reduce the number of parts, it has been considered that the shaft and the rotary valve are integrally formed to reduce the number of parts. However, since a rigid iron-based metal is used for the shaft from the viewpoint of ensuring strength, the rotary valve formed integrally with the shaft is also made of an iron-based metal. Therefore, when the shaft rotates at a high speed, the temperature of the sliding surface between the housing made of aluminum-based metal and the rotary valve made of iron-based metal increases in weight, and the housing and rotary There is a problem that the clearance between the valve increases and the performance of the compressor decreases due to gas leakage from the clearance and a decrease in sealing performance.
[0004]
An object of the present invention is to provide a swash plate type compressor in which a clearance between a housing and a rotary valve increases due to a temperature rise due to high-speed rotation of a shaft, and deterioration of sealing performance caused by gas leakage from the clearance is prevented. And
[0005]
[Means for Solving the Problems]
Accordingly, in order to achieve the above object, the invention according to claim 1 is the swash plate compressor, wherein the housing is connected to the refrigerant flow passage formed at least in a part of the shaft and to each cylinder bore. A rotary valve having a suction passage which is formed integrally with the shaft and formed in one piece with the shaft and which sequentially connects the conduction path of each bore in the suction stroke and the suction chamber. The gist is that a sleeve having a thermal expansion coefficient closer to that of the shaft than that of the housing is provided at a corresponding portion.
[0006]
According to the invention, the housing, the material of the sleeve using the thermal expansion coefficient is formed closer to the shaft than the housing. Thereby, even if the temperature of the sliding surface of the rotary valve rises due to the high-speed rotation of the shaft and the rotary valve, the clearance between the rotary valve and the housing can be kept small.
[0007]
The gist of the invention according to claim 2 is that, in the invention according to claim 1, the sleeve forms a sliding surface on which the outer peripheral surface of the rotary valve slides.
According to this invention, the sleeve is formed in the rotary valve receiving portion of the housing . With this sleeve, it is possible to regulate the direct sliding of the rotary valve and the housing .
[0008]
The invention described in claim 3 is summarized in that, in the invention described in claim 1 or 2, the shaft is an iron-based metal and the housing is an aluminum-based metal.
[0009]
According to the present invention, iron-based metal to the shaft, by using the aluminum-based metal to the housing, to maintain the durability of the shaft, it is possible to reduce the weight of the housing.
[0010]
The invention according to claim 4 is the invention according to any one of claims 1 to 3, wherein the sleeve is made of an iron-based metal.
According to this invention, since the same iron-based metal as the shaft is used for the sleeve, the thermal expansion coefficients of the sleeve and the shaft are equivalent. For this reason, the increase in the clearance by the temperature rise at the sliding surface with the housing using the aluminum-based metal can be substantially prevented.
[0011]
The invention according to claim 5 is the gist of the invention according to any one of claims 1 to 4, wherein the sleeve is cast or press-fitted into a portion of the housing corresponding to the rotary valve. To do.
[0012]
According to this invention, the sleeve is formed by casting or press fitting. For example, if the sleeve is a metal, it can be formed by casting or press fitting, and if it is a resin, it can be formed by press fitting.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Hereinafter, an embodiment in which the present invention is embodied in a swash plate compressor used in a vehicle air conditioner will be described with reference to FIGS.
[0014]
As shown in FIG. 1, the front housing 11 is joined to the front end of the cylinder block 12. The rear housing 13 is joined to the rear end of the cylinder block 12 via a valve / port forming body 14. The front housing 11, the cylinder block 12, and the rear housing 13 are fastened and fixed by through bolts 11a (see FIG. 2) to constitute a compressor housing. The front housing 11, the cylinder block 12, and the rear housing 13 are made of an aluminum-based metal. Here, the thermal expansion coefficient of aluminum is about 19 to 23 × 10 ⁻⁶ / ° C. In addition, let the left of FIG. 1 be the front of a compressor, and let the right be a back.
[0015]
The valve / port forming body 14 is formed such that a discharge valve forming plate 14b is polymerized on the rear surface of the valve plate 14a, and a retainer forming plate 14c is polymerized on the rear surface of the discharge valve forming plate 14b. The valve / port forming body 14 is joined to the cylinder block 12 on the front surface of the valve plate 14a.
[0016]
The crank chamber 15 is defined between the front housing 11 and the cylinder block 12. A shaft 16 made of iron-based metal is disposed so as to penetrate the crank chamber 15, and is rotatably supported between the front housing 11 and the cylinder block 12. The front end portion side of the shaft 16 is supported by the front housing 11 via a radial bearing 17. A receiving hole 18 is formed through substantially the center of the cylinder block 12, and the rear end of the shaft 16 is supported by a radial bearing 19 provided in the receiving hole 18. A shaft seal device 20 is provided on the front end side of the shaft 16. Here, the thermal expansion coefficient of iron is about 10 to 12 × 10 ⁻⁶ / ° C.
[0017]
Plural cylinder bores 12a (only two are shown in the drawing) are formed in the cylinder block 12 so as to surround the shaft 16 at equiangular intervals. The single-headed piston 21 is accommodated in each cylinder bore 12a so as to be able to reciprocate. The front and rear openings of the cylinder bore 12a are closed by a valve / port forming body 14 and a piston 21, and a compression chamber 22 whose volume changes in accordance with the reciprocation of the piston 21 is defined in the cylinder bore 12a.
[0018]
The lug plate 23 is fixed to the shaft 16 in the crank chamber 15 so as to be integrally rotatable. The lug plate 23 can come into contact with the inner wall surface 11 b of the front housing 11 via a thrust bearing 24. The inner wall surface 11 b supports the axial load due to the compression reaction force of the piston 21 and restricts the sliding movement of the shaft 16 forward.
[0019]
The swash plate 25 is disposed in the crank chamber 15 with the shaft 16 passing through a through hole formed in the swash plate 25. The hinge mechanism 26 is interposed between the lug plate 23 and the swash plate 25. The swash plate 25 can be rotated synchronously with the lug plate 23 and the shaft and can slide in the axial direction of the shaft 16 by the hinge connection with the lug plate 23 via the hinge mechanism 26 and the support of the shaft 16. It can be tilted with respect to the shaft 16 while moving. The lug plate 23 and the hinge mechanism 26 constitute a capacity variable mechanism.
[0020]
The piston 21 is anchored to the peripheral edge of the swash plate 25 via a shoe 27. Accordingly, the rotational motion of the swash plate 25 accompanying the rotation of the shaft 16 is converted into the reciprocating motion of the piston 21 via the shoe 27.
[0021]
The lug plate 23, the swash plate 25, the hinge mechanism 26 and the shoe 27 constitute a crank mechanism that converts the rotational movement of the shaft 16 into a compression movement for compressing the refrigerant gas in the compression chamber 22.
[0022]
The minimum inclination defining part 28 is disposed between the swash plate 25 and the cylinder block 12 in the shaft 16. The minimum inclination angle defining portion 28 is formed by fitting a ring-shaped member to the outer peripheral surface of the shaft 16. The minimum tilt angle of the swash plate 25 is defined by contact with the minimum tilt angle defining portion 28, and the maximum tilt angle of the swash plate 25 is defined by contact with the lug plate 23.
[0023]
As shown in FIG. 1, a suction chamber 29 and a discharge chamber 30 are defined in the rear housing 13. The valve / port forming body 14 is formed with a discharge port 33 and a discharge valve 34 for opening and closing the port 33 corresponding to each cylinder bore 12a. Each cylinder bore 12a and the discharge chamber 30 are communicated with each other via the discharge port 33. The suction chamber 29 and the discharge chamber 30 are connected by an external refrigerant circuit (not shown).
[0024]
The cylinder block 12 and the rear housing 13 are provided with an air supply passage 35 communicating with the crank chamber 15 and the discharge chamber 30, and a control valve 36 constituting a variable capacity mechanism is provided in the middle of the air supply passage 35. Yes. The control valve 36 is a known electromagnetic valve, and a valve chamber is formed on the air supply passage 35. The air supply passage 35 is closed by excitation of the solenoid, and the air supply passage 35 is opened by demagnetization of the solenoid. ing. Further, the opening degree can be adjusted by the magnitude of the excitation current of the solenoid. The control valve 36 also functions as a throttle unit.
[0025]
A rear end portion of the shaft 16 forms a rotary valve 37. The shaft 16 and the rotary valve 37 are integrated, and the rotary valve 37 rotates integrally with the rotation of the shaft 16. Since the rotary valve 37 is integral with the shaft 16, the rotary valve 37 is made of the same iron-based metal as the shaft 16. A coolant flow passage 38 is dug into the shaft 16 and the rotary valve 37. An oil separator 39 for separating oil mixed in the refrigerant gas is provided on the refrigerant flow passage 38 at the rear end side of the refrigerant flow passage 38, that is, at the substantially central portion of the rotary valve 37. The surfaces of the shaft 16 and the rotary valve 37 are coated.
[0026]
The refrigerant flow passage 38 has an inlet 38 a formed on the rear end side from the radial bearing 17. Also, the rear end side is enlarged in diameter via an oil separator 39 to form a communication chamber 41b. The rear end side of the communication chamber 41b and the suction chamber 29 communicate with each other so that the refrigerant gas flows. Thus, the refrigerant flow passage 38 constitutes an extraction passage that communicates the crank chamber 15 and the suction chamber 29.
[0027]
The oil separator 39 is inclined so as to increase toward the rear end side when the upstream side is the front end side with respect to the flow of the refrigerant gas from the crank chamber 15 to the suction chamber 29. The diameter of the oil separator 39 is formed to be the largest at the rear end.
[0028]
As shown in FIG. 1, the rotary valve 37 integrated with the shaft 16 is formed with a communication hole 41 a communicating with the internal refrigerant flow passage 38. Here, when the shaft 16 and the rotary valve 37 rotate in the direction indicated by the arrow in FIG. 2, the conduction path 42 of the cylinder bore 12a is sequentially communicated with the communication hole 41a. A suction passage 41 is constituted by the communication hole 41a and the communication chamber 41b.
[0029]
The suction passage 41 is provided on the rear end side (downstream side, right side in FIG. 1) of the shaft 16 with respect to the shaft 16. Further, the conduction path 42 is formed in the cylinder block 12, and one end thereof communicates with the cylinder bore 12a, and the other end is disposed at a position corresponding to the suction passage 41 (communication hole 41a). When the rotary valve 37 rotates, the conduction path 42 of the cylinder bore 12a in the suction stroke communicates with the suction passage 41, and the conduction path 42 of the cylinder bore 12a in the compression / discharge stroke does not communicate with the suction passage 41. At this time, the sliding surface (seal part) between the rotary valve 37 and the cylinder block 12 is sealed in an airtight state.
[0030]
A surface of the cylinder block 12 that slides with the rotary valve 37 is formed by a sleeve 43. The sleeve 43 is fitted into the cylinder block 12 by casting or press fitting. The sleeve 43 is made of a ferrous metal similar to the shaft 16 and the rotary valve 37.
[0031]
Next, the operation of the compressor configured as described above will be described.
Along with the rotation of the shaft 16, the swash plate 25 is integrally rotated through the lug plate 23 and the hinge mechanism 26, and the rotational movement of the swash plate 25 is converted into the reciprocating motion of each piston 21 through the shoe 27. By continuing this drive, the suction, compression and discharge of the refrigerant are sequentially repeated in the compression chamber 22. The refrigerant supplied from the external refrigerant circuit to the suction chamber 29 is sucked into the compression chamber 22, is subjected to a compression action by the movement of the piston 21, and is then discharged into the discharge chamber 30 through the discharge port 33. The refrigerant discharged into the discharge chamber 30 is sent out to the external refrigerant circuit through the discharge passage.
[0032]
Then, the opening degree of the control valve 36, that is, the opening degree of the air supply passage 35 is adjusted by a control device (not shown) according to the refrigerant load, and the communication state between the discharge chamber 30 and the crank chamber 15 is changed.
[0033]
When the refrigerant load is large, the opening degree of the air supply passage 35 is decreased, and the flow rate of the refrigerant gas supplied from the discharge chamber 30 to the crank chamber 15 is decreased. When the amount of the refrigerant gas supplied to the crank chamber 15 decreases, the pressure in the crank chamber 15 gradually decreases due to escape of the refrigerant gas to the suction chamber 29 via the refrigerant flow passage 38 and the like. As a result, the difference between the pressure in the crank chamber 15 and the pressure in the cylinder bore 12a via the piston 21 is reduced, so that the swash plate 25 is displaced to the maximum inclination angle side. Accordingly, the stroke amount of the piston 21 is increased, and the discharge capacity is increased.
[0034]
Conversely, when the refrigerant load is reduced, the opening degree of the control valve 36 is increased, and the flow rate of the refrigerant gas supplied from the discharge chamber 30 to the crank chamber 15 is increased. When the amount of the refrigerant gas supplied to the crank chamber 15 exceeds the escape amount of the refrigerant gas to the suction chamber 29 via the refrigerant flow passage 38, the pressure in the crank chamber 15 gradually increases. As a result, the difference between the pressure in the crank chamber 15 and the pressure in the cylinder bore 12a through the piston 21 increases, and the swash plate 25 is displaced to the minimum inclination angle side. Accordingly, the stroke amount of the piston 21 is reduced and the discharge capacity is reduced.
[0035]
The refrigerant gas introduced to the suction chamber 29 side through the refrigerant flow passage 38 is swirled along with the rotation of the oil separator 39. By this turning, the oil mixed in the refrigerant gas is centrifuged from the refrigerant gas. The separated oil is discharged to the outside of the oil separator 39 by a centrifugal force based on the rotation of the oil separator 39. The oil discharged to the outside is supplied between the rotary valve 37 and the cylinder block 12 and between the piston 21 and the cylinder bore 12a through the suction passage 41 and the conduction passage 42.
[0036]
A part of the refrigerant gas from which the oil is separated in the oil separator 39 is introduced into the suction chamber 29 via the communication chamber 41b. The refrigerant gas introduced into the suction chamber 29 (the amount of the oil mixed in the gas is small) is discharged to the external refrigerant circuit side through the compression chamber 22 and the discharge chamber 30.
[0037]
Since the shaft 16 and the rotary valve 37 are integrated, the rotary valve 37 rotates in synchronism with the shaft 16, so that the refrigerant gas in the suction chamber 29 flows into the suction passage 41 of the shaft 16 and each bore in the suction stroke. The air is sequentially sucked into the respective bores 12a through the conduction paths 42a, and the suction action of the refrigerant gas is continued smoothly and stably in each bore 12a, so that the pressure loss becomes extremely small.
[0038]
The rotary valve receiving portion of the cylinder block 12 is formed by casting or press-fitting a sleeve 43 made of an iron-based metal having a thermal expansion coefficient close to that of the shaft 16 into the cylinder block 12. When the shaft 16 rotates at a high speed, the rotary valve 37 slides on the sleeve 43 and the temperature of the sliding surface rises. At this time, since the rotary valve 37 and the sleeve 43 are both iron-based metals and have substantially the same thermal expansion coefficient, the clearance between the rotary valve 37 and the sleeve 43 can be kept small.
[0039]
In the present embodiment, the following effects can be obtained.
(1) A rotary valve 37 is integrally formed on the shaft 16 made of an iron-based metal to reduce the number of parts, and an iron-based metal having a thermal expansion coefficient close to that of the shaft 16 and the rotary valve 37 is used for the sleeve 43. Thereby, the increase of the clearance of the rotary valve 37 which consists of the temperature rise of a sliding surface at the time of high speed rotation of the shaft 16 and the rotary valve 37 can be prevented. Thereby, while preventing the gas leakage from the said clearance, the performance fall by this gas leakage can be prevented, and the rotary valve 37 can rotate smoothly. Further, the sealing performance between the rotary valve 37 and the cylinder block 12 is maintained for a long time by the sleeve 43, and the sliding contact sound of the rotary valve 37 can also be suppressed.
[0040]
(2) An iron-based metal was used for the sleeve 43 and was slid with the rotary valve 37 made of an iron-based metal. Since iron-based metals are more rigid than aluminum-based metals, it is possible to ensure strength by sliding iron-based metals relative to sliding aluminum-based metals.
[0041]
(3) The surface of the shaft 16 and the rotary valve 37 was coated. Accordingly, it is possible to prevent seizure that occurs when the shaft 16 and the rotary valve 37 are integrally rotated.
[0042]
(4) The control valve 36 is provided in the middle of the air supply passage 35. According to this, the pressure in the crank chamber 15 (crank pressure Pc) can be controlled using the pressure in the high-pressure discharge chamber 30. Accordingly, it is possible to control the discharge capacity with high response.
[0043]
(5) The inner peripheral surface of the oil separator 39 is formed so as to be inclined with respect to the flow of the refrigerant gas so that the inner diameter becomes larger toward the downstream side as compared with the upstream side. According to this, the oil adhering to the inner peripheral surface of the oil separator 39 is easily discharged to the outside from the downstream side of the oil separator 39 by centrifugal force when the shaft 16 rotates.
[0044]
In addition, the said embodiment of this invention can also be changed and implemented in another form as follows.
○ The metal used for the sleeve can be made if it has a thermal expansion coefficient close to that of the ferrous metal used for the shaft. For example, gray cast iron (11-12 × 10 ⁻⁶ / ° C.), ductile cast iron (11-12 × 10 ⁻⁶ / ° C.), double resist D-3 (8-9 × 10 ⁻⁶ / ° C.), and the like. Even if it comprises using these, the effect similar to the time of using iron is acquired.
[0045]
○ The sleeve need not be made of metal. If the thermal expansion coefficient is close to that of the iron-based metal used for the shaft, it can be obtained. That is, resin or ceramics may be used instead of metal. For example, among ceramics, alumina can be used because it is 6 to 8 × 10 ⁻⁶ / ° C., and zirconia is 9 to 11 × 10 ⁻⁶ / ° C. Further, among various engineer plastics, those having a thermal expansion coefficient of around 10-13 × 10 ⁻⁶ / ° C. may be used. Even in such a configuration, the same effect can be obtained.
[0046]
In the above embodiment, the suction chamber 29 is provided in the rear housing 13, but the refrigerant may be introduced directly into the communication chamber 41b without providing the suction chamber 29. In this case, the communication chamber 41b is a suction pressure region.
[0047]
In the above embodiment, the shaft is supported by the radial bearing 19, but the radial bearing 19 may be omitted and the shaft 16 may be supported only by the sleeve 43.
[0048]
○ It may be embodied in a wobble type variable capacity compressor.
-You may make it materialize in a double-headed piston type compressor.
[0049]
Next, technical ideas other than the invention described in the claims that can be grasped from the respective embodiments will be described below together with their effects.
(A) The thermal expansion coefficient closer to the shaft made of iron-based metal than the housing made of aluminum-based metal in any one of claims 3 to 5 is in the range of about 7-15 × 10 ⁻⁶ / ° C. is there. The thermal expansion coefficient of aluminum is about 19 to 23 × 10 ⁻⁶ / ° C., and the thermal expansion coefficient of iron is about 10 to 12 × 10 ⁻⁶ / ° C. Therefore, the thermal expansion coefficient of the material used for the sleeve is about 7 It can set in the range of -15x10 < ^-6 > / degreeC.
[0050]
【The invention's effect】
As described above in detail, the swash plate compressor according to the present invention prevents gas leakage due to an increase in the clearance between the housing and the rotary valve caused by a temperature rise due to high-speed rotation of the shaft, thereby improving the sealing performance. It is possible to prevent the compressor from degrading due to the decrease.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic cross-sectional view taken along line BB of FIG. 2 in a compressor according to an embodiment.
FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view showing a main part of the compressor of FIG. 1;
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 ... Front housing which comprises housing, 12 ... Cylinder block which comprises similarly, 13 ... Similarly rear housing, 16 ... Shaft, 21 ... Piston, 22 ... Compression chamber, 25 ... Swash plate, 29 ... Suction chamber, 37 ... Shaft Integral rotary valve, 38 ... refrigerant flow passage, 41 ... suction passage, 42 ... conduction passage, 43 ... sleeve.

Claims

シャフトの周囲に配列された複数のシリンダボア内に挿入された複数個のピストンと、前記ピストンを収容するハウジングと、前記ハウジング内に形成された吸入室と、前記シャフトに取り付けられて共に回転することによりピストンを往復運動させる斜板とを備えた斜板型圧縮機において、
少なくとも前記シャフトの一部に形成された冷媒流通路と、
各シリンダボアに導通するように前記ハウジングに形成された導通路と
前記シャフトと一体に形成され、吸入行程にある各ボアの導通路と前記吸入室とを順次連通する吸入通路を有するロータリーバルブと
を備え、
前記ハウジングにおいて前記ロータリーバルブに対応する部位には、前記ハウジングよりも前記シャフトに近い熱膨張係数をもったスリーブが設けられていることを特徴とする斜板型圧縮機。A plurality of pistons inserted into a plurality of cylinder bores arranged around the shaft, a housing for housing the pistons, a suction chamber formed in the housing, and attached to the shaft to rotate together. In a swash plate type compressor having a swash plate for reciprocating the piston by
A refrigerant flow passage formed in at least a part of the shaft;
A conduction path formed in the housing so as to conduct to each cylinder bore; and a rotary valve formed integrally with the shaft and having a suction passage that sequentially communicates the conduction path of each bore in the suction stroke and the suction chamber. Prepared,
A swash plate compressor, wherein a sleeve corresponding to the rotary valve in the housing is provided with a sleeve having a thermal expansion coefficient closer to that of the shaft than that of the housing .

前記スリーブは、前記ロータリーバルブの外周面が摺動する摺動面を形成することを特徴とする請求項１に記載の斜板型圧縮機。The swash plate compressor according to claim 1, wherein the sleeve forms a sliding surface on which an outer peripheral surface of the rotary valve slides.

前記シャフトは鉄系金属、前記ハウジングはアルミ系金属であることを特徴とする請求項１または２に記載の斜板型圧縮機。The swash plate compressor according to claim 1 or 2, wherein the shaft is made of iron-based metal and the housing is made of aluminum-based metal.

前記スリーブは鉄系金属からなることを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項に記載の斜板型圧縮機。The swash plate compressor according to any one of claims 1 to 3, wherein the sleeve is made of an iron-based metal.

前記スリーブは、前記ハウジングにおける前記ロータリーバルブに対応する部位に鋳込みまたは圧入されていることを特徴とする請求項１〜４のいずれか一項に記載の斜板型圧縮機。The swash plate compressor according to any one of claims 1 to 4, wherein the sleeve is cast or press-fitted into a portion of the housing corresponding to the rotary valve.