JP2003239856A - Piston type compressor - Google Patents

Piston type compressor

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JP2003239856A
JP2003239856A JP2002325830A JP2002325830A JP2003239856A JP 2003239856 A JP2003239856 A JP 2003239856A JP 2002325830 A JP2002325830 A JP 2002325830A JP 2002325830 A JP2002325830 A JP 2002325830A JP 2003239856 A JP2003239856 A JP 2003239856A
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隆宏 諸井
Tomoji Taruya
知二 樽谷
Masahiro Kawaguchi
真広 川口
Tetsuyuki Kamitoku
哲行 神徳
Masaki Ota
太田　　雅樹
Naoto Kawamura
川村　　尚登
Shigeki Kawachi
繁希 河内
Yoshinori Inoue
井上　　宜典
Akio Saeki
暁生 佐伯
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    • F04B27/1054—Actuating elements
    • F04B27/1063—Actuating-element bearing means or driving-axis bearing means
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F04B27/1009—Distribution members
    • F04B27/1018—Cylindrical distribution members

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a low cost piston type compressor excellent in silentness and compression efficiency. <P>SOLUTION: A rotary valve 41 is used as a suction valve mechanism 35 of the compressor. The rotary valve 41 synchronously rotates with a driving shaft 16 so as to open and close a refrigerant gas passage between the compression chamber 26 and a suction chamber 28. An outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 directly slides with an inner peripheral surface 42a of a valve housing chamber 42 formed in a cylinder block 11. A slide bearing face is constituted by the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve housing chamber 42. A rear end of the driving shaft 16 is rotatably supported by housings 11, 12 and 14 through the rotary valve 41. <P>COPYRIGHT: (C)2003,JPO

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【発明の属する技術分野】本発明は、ピストンの往復動
によってガス圧縮を行うピストン式圧縮機に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a piston type compressor that compresses gas by reciprocating a piston.

【０００２】[0002]

【従来の技術】一般的に、ピストン式圧縮機の吸入弁に
は、リード弁タイプのものが用いられている。この吸入
弁は、ピストンの吸入行程において圧縮室の圧力が低下
することで、この圧縮室と吸入圧力領域との圧力差によ
って開放されて、吸入圧力領域から圧縮室へのガスの吸
入を許容するようになっている。2. Description of the Related Art Generally, a reed valve type is used as a suction valve of a piston type compressor. This suction valve is opened by the pressure difference between the compression chamber and the suction pressure region when the pressure of the compression chamber decreases in the suction stroke of the piston, and allows the suction of gas from the suction pressure region to the compression chamber. It is like this.

【０００３】しかし、リード弁タイプの吸入弁は自励振
動に起因した異音を発生し、圧縮機の静寂性が阻害され
る問題がある。従って、従来においては、自励振動を生
じることのないロータリバルブを吸入弁として用いるこ
とが提案されている（例えば、特許文献１及び特許文献
２参照。）。However, the reed valve type intake valve has a problem that abnormal noise is generated due to self-excited vibration and the quietness of the compressor is hindered. Therefore, conventionally, it has been proposed to use a rotary valve that does not generate self-excited vibration as an intake valve (for example, refer to Patent Document 1 and Patent Document 2).

【０００４】すなわち、特許文献１の技術においては、
圧縮機のハウジングに、駆動軸が転がり軸受を介して回
転可能に支持されている。ハウジングの一部を構成する
シリンダブロックにおいて駆動軸と同軸位置には、ロー
タリバルブを回転可能に収容するバルブ収容室が形成さ
れている。バルブ収容室の内周面には、圧縮室に連通す
る吸入連通路が開口されている。駆動軸にはロータリバ
ルブが一体回転可能に固定されている。ロータリバルブ
の外周面には、吸入圧力領域に常時連通する吸入案内溝
が形成されている。That is, in the technique of Patent Document 1,
A drive shaft is rotatably supported by a housing of the compressor via rolling bearings. A valve accommodating chamber that rotatably accommodates the rotary valve is formed at a position coaxial with the drive shaft in the cylinder block that constitutes a part of the housing. A suction communication passage communicating with the compression chamber is opened on the inner peripheral surface of the valve storage chamber. A rotary valve is integrally rotatably fixed to the drive shaft. A suction guide groove is formed on the outer peripheral surface of the rotary valve, the suction guide groove always communicating with the suction pressure region.

【０００５】そして、ロータリバルブは、その回転位置
に応じて吸入案内溝と吸入連通路とを接続又は遮断可能
となっており、特にピストンが吸入行程の時に吸入案内
溝を吸入連通路に接続して吸入圧力領域から圧縮室への
ガスの吸入を許容する。The rotary valve can connect or disconnect the suction guide groove and the suction communication passage depending on the rotational position of the rotary valve. Particularly, when the piston is in the suction stroke, the suction guide groove is connected to the suction communication passage. And allows gas to be sucked into the compression chamber from the suction pressure region.

【０００６】また、特許文献２の技術において特許文献
１の技術との相違点は、駆動軸の端部にロータリバルブ
が一体形成されているとともに、バルブ収容室の内周面
にはすべり軸受が配設されている点である。つまり、シ
リンダブロックによる駆動軸の支承は、ロータリバルブ
及びすべり軸受を介してなされている。The difference between the technique of Patent Document 2 and the technique of Patent Document 1 is that a rotary valve is integrally formed at the end of the drive shaft and a slide bearing is provided on the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber. It is the point that is arranged. That is, the drive shaft is supported by the cylinder block via the rotary valve and the slide bearing.

【０００７】[0007]

【特許文献１】特開平５−３１２１４６号公報（第３−
４頁、第１図）[Patent Document 1] Japanese Unexamined Patent Publication No. Hei 5-320146 (3rd
(Page 4, Figure 1)

【特許文献２】特開平７−６３１６５号公報（第４頁、
第１図）[Patent Document 2] Japanese Patent Laid-Open No. 7-63165 (page 4,
(Fig. 1)

【０００８】[0008]

【発明が解決しようとする課題】ところが、特許文献１
の技術においては、駆動軸が高価な転がり軸受を介して
ハウジングに支持されている。従って、圧縮機のコスト
が上昇する問題を生じていた。また、バルブ収容室の内
周面と、ハウジングにおいて転がり軸受を収容する収容
室の内周面との間に位置精度の誤差による心ズレが生じ
ると、ロータリバルブの外周面とバルブ収容室の内周面
との間でかじりが発生する問題があった。従って、バル
ブ収容室及び転がり軸受の収容室をそれぞれ高精度で加
工しなくてはならず、圧縮機のコストが上昇する問題を
生じていた。[Patent Document 1]
In the above technology, the drive shaft is supported by the housing via an expensive rolling bearing. Therefore, there is a problem that the cost of the compressor is increased. Further, if a misalignment occurs due to an error in positional accuracy between the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber and the inner peripheral surface of the accommodating chamber that accommodates the rolling bearing in the housing, the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber will be There was a problem of galling with the surrounding surface. Therefore, the valve accommodating chamber and the accommodating chamber of the rolling bearing must be machined with high accuracy, which causes a problem of increasing the cost of the compressor.

【０００９】なお、ロータリバルブの外周面とバルブ収
容室の内周面との間のクリアランスを大きく設定してお
けば、このクリアランスつまり遊びによって前述した心
ズレを吸収することができ、かじりの問題を解消するこ
とができる。しかし、ロータリバルブとバルブ収容室と
の間のクリアランスを大きく設定すると、このクリアラ
ンスを介したガス漏れによって圧縮機の圧縮効率が低下
する問題を生じてしまう。If the clearance between the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber is set to be large, the above described misalignment, that is, the play, can absorb the above-mentioned misalignment, which causes a problem of galling. Can be resolved. However, if the clearance between the rotary valve and the valve accommodating chamber is set to be large, there is a problem that the compression efficiency of the compressor is reduced due to gas leakage through this clearance.

【００１０】また、特許文献２の技術においては、ロー
タリバルブの外周面とバルブ収容室の内周面との間、言
い換えればロータリバルブの吸入案内溝とシリンダブロ
ック側の吸入連通路との間にすべり軸受が介在されてい
る。従って、圧縮機の圧縮効率を向上させるためには、
ロータリバルブの外周面とすべり軸受との間、及びすべ
り軸受とバルブ収容室の内周面との間でのガス漏れをそ
れぞれ防止する必要がある。このため、すべり軸受が挿
入されるバルブ収容室と、すべり軸受においてロータリ
バルブが挿入される内周面をそれぞれ高精度で加工する
必要があり、圧縮機のコストが上昇する問題を生じてい
た。Further, in the technique of Patent Document 2, between the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber, in other words, between the intake guide groove of the rotary valve and the intake communication passage on the cylinder block side. A plain bearing is interposed. Therefore, in order to improve the compression efficiency of the compressor,
It is necessary to prevent gas leakage between the outer peripheral surface of the rotary valve and the slide bearing, and between the slide bearing and the inner peripheral surface of the valve housing chamber. Therefore, it is necessary to machine the valve accommodating chamber into which the slide bearing is inserted and the inner peripheral surface of the slide bearing into which the rotary valve is inserted with high precision, which causes a problem of increasing the cost of the compressor.

【００１１】本発明の目的は、静寂性に優れてなおかつ
圧縮効率が良好なピストン式圧縮機を安価に提供するこ
とにある。An object of the present invention is to provide a piston type compressor which is excellent in quietness and good in compression efficiency at low cost.

【００１２】[0012]

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に請求項１の発明では、吸入弁としてロータリバルブを
用いている。ロータリバルブは、その外周面とバルブ収
容室の内周面とですべり軸受面を構成する。駆動軸は、
ロータリバルブを介することでハウジングに回転可能に
支持されている。つまり、ロータリバルブを収容するバ
ルブ収容室が、シリンダブロックの軸受収容室を兼ねて
いる。従って、バルブ収容室のみをシリンダブロックに
高精度で加工すれば、従来技術で述べた、バルブ収容室
と軸受収容室との心ズレによりかじりが発生する問題
や、ロータリバルブの外周面とバルブ収容室の内周面と
の間のクリアランスからのガス漏れの問題を解消するこ
とができる。よって、静寂性に優れてなおかつ圧縮効率
が良好なピストン式圧縮機を安価に提供することが可能
となる。In order to achieve the above object, the invention of claim 1 uses a rotary valve as an intake valve. The rotary valve constitutes a slide bearing surface with the outer peripheral surface and the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber. The drive shaft is
It is rotatably supported by the housing via a rotary valve. That is, the valve accommodating chamber that accommodates the rotary valve also serves as the bearing accommodating chamber of the cylinder block. Therefore, if only the valve accommodating chamber is machined into the cylinder block with high accuracy, the problem of galling due to the misalignment between the valve accommodating chamber and the bearing accommodating chamber, and the outer peripheral surface of the rotary valve and the valve accommodating chamber described in the prior art. It is possible to solve the problem of gas leakage from the clearance between the inner peripheral surface of the chamber. Therefore, it is possible to inexpensively provide a piston-type compressor having excellent quietness and good compression efficiency.

【００１３】請求項２の発明は請求項１において、ロー
タリバルブの外周面及びバルブ収容室の内周面が駆動軸
の軸線方向に傾斜されている。従って、これらすべり軸
受面においては、駆動軸に作用するラジアル荷重のみな
らずスラスト荷重も受承可能となる。According to a second aspect of the present invention, in the first aspect, the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber are inclined in the axial direction of the drive shaft. Therefore, these slide bearing surfaces can receive not only the radial load acting on the drive shaft but also the thrust load.

【００１４】請求項３の発明は請求項１又は２におい
て、ロータリバルブ（すべり軸受）は駆動軸よりも大径
とされている。大径なロータリバルブは、その外周面の
面圧を低くすることができる。また、ロータリバルブの
周速を高めることができ、ピストン式圧縮機が高負荷で
かつ低回転速度の状態においても、ロータリバルブの外
周面とバルブ収容室の内周面との間の油膜切れを防止す
ることができる。According to a third aspect of the present invention, in the first or second aspect, the rotary valve (slide bearing) has a larger diameter than the drive shaft. A large-diameter rotary valve can reduce the surface pressure of its outer peripheral surface. Further, the peripheral speed of the rotary valve can be increased, and even when the piston type compressor has a high load and a low rotation speed, the oil film is not broken between the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve housing chamber. Can be prevented.

【００１５】請求項４の発明は請求項１〜３のいずれか
において、駆動軸とロータリバルブとを別体とした。従
って、例えば、ロータリバルブの形状寸法や材質が、駆
動軸の加工上や機能上の都合により限定されることを防
止でき、ロータリバルブの機能（すべり軸受としての機
能も含む）を優先した、形状寸法や材質の選択が可能と
なる。According to a fourth aspect of the present invention, in any one of the first to third aspects, the drive shaft and the rotary valve are separate bodies. Therefore, for example, the shape and size of the rotary valve can be prevented from being limited due to processing and functional reasons of the drive shaft, and the shape of the rotary valve with priority given to the function (including the function as a sliding bearing). The size and material can be selected.

【００１６】請求項５の発明は請求項１〜３のいずれか
において、駆動軸とロータリバルブは一体形成されてい
る。従って、ピストン式圧縮機の部品点数を低減するこ
とができ、組み立てが容易となる。According to a fifth aspect of the present invention, in any one of the first to third aspects, the drive shaft and the rotary valve are integrally formed. Therefore, the number of parts of the piston type compressor can be reduced and the assembling becomes easy.

【００１７】請求項６の発明は請求項１〜５のいずれか
において、コーティングの介在によってロータリバルブ
とバルブ収容室との接触摺動性が良好とされている。従
って、例えば、ロータリバルブとバルブ収容室（シリン
ダブロック）の材質を同じに設定しても、両者間の接触
摺動による凝着を防止することができる。ロータリバル
ブとシリンダブロックの材質を同じとすれば、熱膨張率
の差に起因した両者間のクリアランスの拡大を防止する
ことができ、このクリアランスを介したガス漏れを防止
できて、ピストン式圧縮機の圧縮効率を良好に維持する
ことができる。According to a sixth aspect of the present invention, in any one of the first to fifth aspects, the contact slidability between the rotary valve and the valve accommodating chamber is made good by the interposition of the coating. Therefore, for example, even if the materials of the rotary valve and the valve housing chamber (cylinder block) are set to be the same, it is possible to prevent the adhesion due to the sliding contact between them. If the rotary valve and the cylinder block are made of the same material, it is possible to prevent the clearance between the rotary valve and the cylinder block from expanding due to the difference in the coefficient of thermal expansion, and to prevent gas leakage through this clearance. The compression efficiency of can be favorably maintained.

【００１８】なお、ロータリバルブの外周面とバルブ収
容室の内周面との間にコーティングが介在されていて
も、「ロータリバルブの外周面とバルブ収容室の内周面
とですべり軸受面を構成する」ことに含まれる。Even if the coating is interposed between the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber, "the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber are not It is included in "composing".

【００１９】請求項７の発明は請求項１〜６のいずれか
において、ロータリバルブの外周面とバルブ収容室の内
周面との間には、ロータリバルブの回転によって両周面
間でポンプ作用を奏するポンプ溝が配置されている。従
って、ロータリバルブの外周面とバルブ収容室の内周面
との間のクリアランスを、例えばガス及び／又はガスに
含まれる潤滑油が、ポンプ溝のポンプ作用によって積極
的に流動される。よって、ロータリバルブの外周面とバ
ルブ収容室の内周面との間の接触摺動性を良好とするこ
とができる。According to a seventh aspect of the present invention, in any one of the first to sixth aspects, a pump action is provided between the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber by rotation of the rotary valve. A pump groove that plays a role is arranged. Therefore, the clearance between the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve housing chamber, for example, the gas and / or the lubricating oil contained in the gas is positively flowed by the pump action of the pump groove. Therefore, the contact slidability between the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber can be improved.

【００２０】請求項８の発明は請求項１〜７のいずれか
において、過給手段がガスを積極的に圧縮室へ供給する
ため、ピストン式圧縮機の圧縮効率が良好となる。ま
た、ガスの圧縮室への積極供給により、このガスが横断
されるロータリバルブとバルブ収容室との間の接触領域
に、例えば、ガス及び／又はガス中に含まれる潤滑油を
好適に供給することができる。従って、ロータリバルブ
の外周面とバルブ収容室の内周面との間の接触摺動性を
良好とすることができる。According to an eighth aspect of the present invention, in any one of the first to seventh aspects, since the supercharging means positively supplies the gas to the compression chamber, the compression efficiency of the piston type compressor is improved. Further, by positively supplying the gas to the compression chamber, for example, the gas and / or the lubricating oil contained in the gas is preferably supplied to the contact region between the rotary valve and the valve accommodating chamber across which the gas crosses. be able to. Therefore, the contact slidability between the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber can be improved.

【００２１】請求項９の発明は請求項１〜８のいずれか
において、圧力供給路は、導入室をロータリバルブとバ
ルブ収容室との間のクリアランスに連通させる。従っ
て、ロータリバルブの回転に基づく遠心力の作用によ
り、導入室内の例えばガス及び／又はガス中に含まれる
潤滑油が、圧力供給路を介してロータリバルブとバルブ
収容室との間のクリアランスに圧送供給される。その結
果、バルブ収容室内においてロータリバルブは静圧受け
されることとなる。よって、ロータリバルブの外周面と
バルブ収容室の内周面との間の接触摺動性を良好とする
ことができる。According to a ninth aspect of the present invention, in any one of the first to eighth aspects, the pressure supply passage communicates the introduction chamber with the clearance between the rotary valve and the valve accommodating chamber. Therefore, by the action of the centrifugal force based on the rotation of the rotary valve, for example, the gas in the introduction chamber and / or the lubricating oil contained in the gas is pumped to the clearance between the rotary valve and the valve accommodating chamber via the pressure supply passage. Supplied. As a result, the rotary valve receives static pressure in the valve accommodating chamber. Therefore, the contact slidability between the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber can be improved.

【００２２】上記請求項３及び４並びに請求項６〜９の
発明によれば、ロータリバルブの外周面とバルブ収容室
の内周面とですべり軸受面を構成することが容易に具体
化可能となる。According to the inventions of claims 3 and 4 and claims 6 to 9, it is possible to easily embody the slide bearing surface by the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber. Become.

【００２３】[0023]

【発明の実施の形態】以下、本発明を、車両用空調装置
に用いられるピストン式容量可変型圧縮機において具体
化した第１〜第５実施形態について説明する。なお、第
２〜第５実施形態においては第１実施形態との相違点に
ついてのみ説明し、同一又は相当部材には同じ番号を付
して説明を省略する。BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION Hereinafter, first to fifth embodiments in which the present invention is embodied in a piston type variable displacement compressor used in a vehicle air conditioner will be described. In addition, in 2nd-5th embodiment, only a different point from 1st Embodiment is demonstrated, the same number is attached | subjected to an equivalent or equivalent member, and description is abbreviate | omitted.

【００２４】○第１実施形態 （ピストン式容量可変型圧縮機）図１に示すように、ピ
ストン式容量可変型圧縮機（以下単に圧縮機とする）
は、アルミニウム系の金属材料よりなるシリンダブロッ
ク１１と、その前端に接合固定されたフロントハウジン
グ１２と、シリンダブロック１１の後端に弁・ポート形
成体１３を介して接合固定されたリヤハウジング１４と
を備えている。これらシリンダブロック１１、フロント
ハウジング１２及びリヤハウジング１４が圧縮機のハウ
ジングを構成する。なお、図面の左方を前方、右方を後
方とする。First Embodiment (Piston Variable Capacity Compressor) As shown in FIG. 1, piston variable capacity compressor (hereinafter simply referred to as compressor).
Is a cylinder block 11 made of an aluminum-based metal material, a front housing 12 joined and fixed to the front end thereof, and a rear housing 14 joined and fixed to the rear end of the cylinder block 11 via a valve / port forming body 13. Is equipped with. The cylinder block 11, the front housing 12, and the rear housing 14 form a housing of the compressor. The left side of the drawing is the front and the right side is the rear.

【００２５】前記シリンダブロック１１とフロントハウ
ジング１２とで囲まれた領域にはクランク室１５が区画
されている。クランク室１５内には駆動軸１６が回転可
能に配設されている。駆動軸１６は鉄系の金属材料によ
り構成されている。駆動軸１６は、車両の走行駆動源で
ある図示しないエンジンに作動連結されており、エンジ
ンから動力の供給を受けて回転される。A crank chamber 15 is defined in a region surrounded by the cylinder block 11 and the front housing 12. A drive shaft 16 is rotatably arranged in the crank chamber 15. The drive shaft 16 is made of an iron-based metal material. The drive shaft 16 is operatively connected to an engine (not shown) that is a traveling drive source of the vehicle, and is rotated by receiving power from the engine.

【００２６】前記クランク室１５において駆動軸１６上
には、ラグプレート２１が一体回転可能に固定されてい
る。クランク室１５内には、カム体としての斜板２３が
収容されている。斜板２３は、駆動軸１６にスライド移
動可能でかつ傾動可能に支持されている。ヒンジ機構２
４は、ラグプレート２１と斜板２３との間に介在されて
いる。従って、斜板２３は、ヒンジ機構２４を介したラ
グプレート２１との間でのヒンジ連結、及び駆動軸１６
の支持により、ラグプレート２１及び駆動軸１６と同期
回転可能であるとともに、駆動軸１６の軸線方向へのス
ライド移動を伴いながら駆動軸１６に対し傾動可能とな
っている。A lug plate 21 is integrally rotatably fixed on the drive shaft 16 in the crank chamber 15. A swash plate 23 as a cam body is housed in the crank chamber 15. The swash plate 23 is slidably supported by the drive shaft 16 and tiltably supported. Hinge mechanism 2
4 is interposed between the lug plate 21 and the swash plate 23. Therefore, the swash plate 23 is hinged to the lug plate 21 via the hinge mechanism 24, and the drive shaft 16 is connected.
With the support, the lug plate 21 and the drive shaft 16 can be rotated synchronously, and the drive shaft 16 can be tilted with respect to the drive shaft 16 while the drive shaft 16 slides in the axial direction.

【００２７】複数のシリンダボア１１ａ（図１において
は一箇所のみ示す）は、前記シリンダブロック１１にお
いて駆動軸１６の後端側を取り囲むようにして貫通形成
されている。片頭型のピストン２５は、各シリンダボア
１１ａに往復動可能に収容されている。シリンダボア１
１ａの前後開口は、弁・ポート形成体１３及びピストン
２５によって閉塞されており、このシリンダボア１１ａ
内にはピストン２５の往復動に応じて体積変化する圧縮
室２６が区画されている。各ピストン２５は、シュー２
７を介して斜板２３の外周部に係留されている。従っ
て、駆動軸１６の回転にともなう斜板２３の回転が、シ
ュー２７を介してピストン２５の往復動に変換される。A plurality of cylinder bores 11a (only one position is shown in FIG. 1) are formed so as to surround the rear end side of the drive shaft 16 in the cylinder block 11. The single-headed piston 25 is reciprocally housed in each cylinder bore 11a. Cylinder bore 1
The front and rear openings of 1a are closed by the valve / port forming body 13 and the piston 25.
A compression chamber 26 whose volume changes according to the reciprocating movement of the piston 25 is defined therein. Each piston 25 has a shoe 2
It is moored to the outer peripheral portion of the swash plate 23 via 7. Therefore, the rotation of the swash plate 23 accompanying the rotation of the drive shaft 16 is converted into the reciprocating motion of the piston 25 via the shoe 27.

【００２８】前記リヤハウジング１４内には、吸入室２
８及び吐出室２９がそれぞれ区画形成されている。吸入
室２８はリヤハウジング１４の中央部に形成されている
とともに、吐出室２９は吸入室２８の外周を取り囲むよ
うにして形成されている。弁・ポート形成体１３には、
圧縮室２６と吐出室２９とを連通する吐出ポート３２、
及び吐出ポート３２を開閉するリード弁よりなる吐出弁
３３が形成されている。シリンダブロック１１には、ロ
ータリバルブ４１を備えた吸入弁機構３５が設けられて
いる。In the rear housing 14, the suction chamber 2
8 and the discharge chamber 29 are formed by division. The suction chamber 28 is formed in the center of the rear housing 14, and the discharge chamber 29 is formed so as to surround the outer periphery of the suction chamber 28. In the valve / port forming body 13,
A discharge port 32 that connects the compression chamber 26 and the discharge chamber 29,
Further, a discharge valve 33 which is a reed valve that opens and closes the discharge port 32 is formed. The cylinder block 11 is provided with an intake valve mechanism 35 having a rotary valve 41.

【００２９】そして、前記吸入室２８の冷媒ガスは、各
ピストン２５の上死点位置から下死点側への移動によ
り、吸入弁機構３５を介して圧縮室２６に吸入される
（吸入行程）。圧縮室２６に吸入された冷媒ガスは、ピ
ストン２５の下死点位置から上死点側への移動により所
定の圧力にまで圧縮され、弁・ポート形成体１３の吐出
ポート３２及び吐出弁３３を介して吐出室２９に吐出さ
れる（吐出工程）。The refrigerant gas in the suction chamber 28 is sucked into the compression chamber 26 through the suction valve mechanism 35 by the movement of each piston 25 from the top dead center position to the bottom dead center side (suction stroke). . The refrigerant gas sucked into the compression chamber 26 is compressed to a predetermined pressure by moving from the bottom dead center position of the piston 25 to the top dead center side, and the discharge port 32 and the discharge valve 33 of the valve / port forming body 13 are closed. It is discharged to the discharge chamber 29 through the discharge process.

【００３０】前記圧縮機のハウジング内には、抽気通路
及３６び給気通路３７が設けられている。抽気通路３６
はクランク室１５と吸入室２８とを接続する。給気通路
３７は吐出室２９とクランク室１５とを接続する。ハウ
ジングにおいて給気通路３７の途中には、電磁弁よりな
る制御弁３８が配設されている。A bleed passage 36 and an air supply passage 37 are provided in the housing of the compressor. Extraction passage 36
Connects the crank chamber 15 and the suction chamber 28. The air supply passage 37 connects the discharge chamber 29 and the crank chamber 15. A control valve 38, which is an electromagnetic valve, is disposed in the housing in the middle of the air supply passage 37.

【００３１】そして、前記制御弁３８の開度を調節する
ことで、給気通路３７を介した吐出室２９からクランク
室１５への高圧な吐出ガスの導入量と、抽気通路３６を
介したクランク室１５から吸入室２８へのガス導出量と
のバランスが制御され、クランク室１５の内圧が決定さ
れる。クランク室１５の内圧変更に応じて、ピストン２
５を介してのクランク室１５の内圧と圧縮室２６の内圧
との差が変更され、斜板２３の傾斜角度が変更される結
果、ピストン２５のストロークすなわち圧縮機の吐出容
量が調節される。By adjusting the opening of the control valve 38, the amount of high-pressure discharge gas introduced from the discharge chamber 29 into the crank chamber 15 through the air supply passage 37 and the crank through the bleed passage 36. The balance with the amount of gas discharged from the chamber 15 to the suction chamber 28 is controlled, and the internal pressure of the crank chamber 15 is determined. When the internal pressure of the crank chamber 15 changes, the piston 2
5, the difference between the internal pressure of the crank chamber 15 and the internal pressure of the compression chamber 26 is changed, and the inclination angle of the swash plate 23 is changed. As a result, the stroke of the piston 25, that is, the discharge capacity of the compressor is adjusted.

【００３２】（吸入弁機構）図１及び図２に示すよう
に、前記圧縮機のハウジングには、シリンダブロック１
１においてシリンダボア１１ａに囲まれた中心部からリ
ヤハウジング１４の中心部にかけてバルブ収容室４２が
形成されている。バルブ収容室４２は、円柱状をなすと
ともに後方側で吸入室２８に連通されている。バルブ収
容室４２と各圧縮室２６とは、シリンダブロック１１に
形成された複数（図３参照）の吸入連通路４３を介して
それぞれ連通されている。(Suction Valve Mechanism) As shown in FIGS. 1 and 2, a cylinder block 1 is provided in the housing of the compressor.
In FIG. 1, a valve accommodating chamber 42 is formed from the central portion surrounded by the cylinder bore 11 a to the central portion of the rear housing 14. The valve storage chamber 42 has a columnar shape and communicates with the suction chamber 28 on the rear side. The valve accommodating chamber 42 and each compression chamber 26 are communicated with each other through a plurality of (see FIG. 3) suction communication passages 43 formed in the cylinder block 11.

【００３３】前記バルブ収容室４２内には、ロータリバ
ルブ４１が回転可能に収容されている。ロータリバルブ
４１は、吸入室２８側に開口する有底円筒状をなしてお
り、その底部の中心部には取付孔４１ａが貫通形成され
ている。ロータリバルブ４１は、アルミニウム系の金属
材料により構成されている。駆動軸１６の後端はバルブ
収容室４２内に配置され、その後端の小径部１６ａに
は、ロータリバルブ４１が取付孔４１ａを以って圧入固
定されている。従って、ロータリバルブ４１と駆動軸１
６とは一体化されて一軸様をなしており、ロータリバル
ブ４１は駆動軸１６の回転、つまりはピストン２５の往
復動に同期して回転される。A rotary valve 41 is rotatably housed in the valve housing chamber 42. The rotary valve 41 has a bottomed cylindrical shape that opens toward the suction chamber 28, and a mounting hole 41a is formed through the center of the bottom of the rotary valve 41. The rotary valve 41 is made of an aluminum-based metal material. The rear end of the drive shaft 16 is arranged in the valve accommodating chamber 42, and the rotary valve 41 is press-fitted and fixed to the small diameter portion 16a at the rear end thereof through the mounting hole 41a. Therefore, the rotary valve 41 and the drive shaft 1
The rotary valve 41 is rotated in synchronization with the rotation of the drive shaft 16, that is, the reciprocating movement of the piston 25.

【００３４】図３に示すように、前記ロータリバルブ４
１の筒内空間は、吸入室２８と連通する導入室４４をな
している。ロータリバルブ４１の外周面４１ｂには、導
入室４４と常時連通される吸入案内溝４５が周方向の一
定区間に形成されている。この吸入案内溝４５と前記吸
入連通路４３とが、吸入圧力領域たる導入室４４と圧縮
室２６との間の冷媒ガス通路をなしている。この冷媒ガ
ス通路をロータリバルブ４１がその回転によって開閉す
る。As shown in FIG. 3, the rotary valve 4
The in-cylinder space 1 forms an introduction chamber 44 that communicates with the suction chamber 28. On the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41, a suction guide groove 45 that is in constant communication with the introduction chamber 44 is formed in a fixed section in the circumferential direction. The suction guide groove 45 and the suction communication passage 43 form a refrigerant gas passage between the introduction chamber 44, which is a suction pressure region, and the compression chamber 26. The rotary valve 41 opens and closes this refrigerant gas passage by its rotation.

【００３５】すなわち、前記ロータリバルブ４１は、ピ
ストン２５が吸入行程に移行した場合に、バルブ回転方
向に関して先行する吸入案内溝４５の底壁の先行端面４
５ａが、シリンダブロック１１の吸入連通路４３を開放
する方向に通過される。従って、吸入室２８の冷媒ガス
は、ロータリバルブ４１の導入室４４及び吸入案内溝４
５、並びにシリンダブロック１１の吸入連通路４３を経
由して圧縮室２６に吸入される。That is, in the rotary valve 41, when the piston 25 shifts to the suction stroke, the leading end surface 4 of the bottom wall of the suction guide groove 45 preceding in the valve rotation direction.
5a is passed in a direction in which the suction communication passage 43 of the cylinder block 11 is opened. Therefore, the refrigerant gas in the suction chamber 28 is introduced into the introduction chamber 44 of the rotary valve 41 and the suction guide groove 4
5 and the suction communication passage 43 of the cylinder block 11 are sucked into the compression chamber 26.

【００３６】前記ピストン２５の吸入行程の終了時に
は、ロータリバルブ４１の回転方向に関して吸入案内溝
４５の底壁の後行端面４５ｂが吸入連通路４３を閉鎖す
る方向に通過して、圧縮室２６内への冷媒ガスの吸入が
停止される。ピストン２５が吐出行程に移行されると、
ロータリバルブ４１の外周面４１ｂによって吸入連通路
４３が閉鎖状態に保持され、冷媒ガスの圧縮及び吐出室
２９への吐出が妨げられることはない。At the end of the suction stroke of the piston 25, the trailing end surface 45b of the bottom wall of the suction guide groove 45 in the direction of rotation of the rotary valve 41 passes in the direction of closing the suction communication passage 43, and the compression chamber 26 is closed. The suction of the refrigerant gas into the chamber is stopped. When the piston 25 is moved to the discharge stroke,
The outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 holds the suction communication passage 43 in a closed state, so that the compression and discharge of the refrigerant gas to the discharge chamber 29 are not hindered.

【００３７】（駆動軸の軸受構造）図１に示すように、
前記駆動軸１６の前端側は、転がり軸受よりなるフロン
トベアリング４７を介してフロントハウジング１２に回
転可能に支持されている。駆動軸１６の後端側は、ロー
タリバルブ４１の外周面４１ｂとバルブ収容室４２の内
周面４２ａとの直接摺動によって、シリンダブロック１
１に回転可能に支持されている。つまり、ロータリバル
ブ４１は、その外周面４１ｂとバルブ収容室４２の内周
面４２ａとで、駆動軸１６の後端側を支持してラジアル
荷重を受承するすべり軸受面を構成している。(Drive Shaft Bearing Structure) As shown in FIG.
The front end side of the drive shaft 16 is rotatably supported by the front housing 12 via a front bearing 47 which is a rolling bearing. On the rear end side of the drive shaft 16, the cylinder block 1 is directly slid by the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve housing chamber 42.
1 is rotatably supported. That is, in the rotary valve 41, the outer peripheral surface 41 b and the inner peripheral surface 42 a of the valve accommodating chamber 42 form a sliding bearing surface that supports the rear end side of the drive shaft 16 and receives a radial load.

【００３８】前記駆動軸１６に作用する軸線前方側への
スラスト荷重は、フロントハウジング１２の内壁面とラ
グプレート２１との間に介在された、転がり軸受よりな
るスラストベアリング１７によって受承される。また、
駆動軸１６に作用する軸線後方側へのスラスト荷重は、
ロータリバルブ４１の後端面４１ｆがリヤハウジング１
４の内壁面１４ａに摺動することで受承される。なお、
駆動軸１６の軸線方向前後への移動可能距離（クリアラ
ンス）が１００μｍ以下となるように、駆動軸１６に対
するロータリバルブ４１の圧入位置（圧入距離）が調節
されている。The thrust load acting on the drive shaft 16 toward the front side of the axis is received by the thrust bearing 17 which is a rolling bearing and is interposed between the inner wall surface of the front housing 12 and the lug plate 21. Also,
The thrust load acting on the drive shaft 16 to the rear side of the axis is
The rear end surface 41f of the rotary valve 41 has the rear housing 1
It is received by sliding on the inner wall surface 14a of No. 4. In addition,
The press-fitting position (press-fitting distance) of the rotary valve 41 with respect to the drive shaft 16 is adjusted so that the movable distance (clearance) of the drive shaft 16 in the axial direction is 100 μm or less.

【００３９】図示しないが、前記ロータリバルブ４１の
後端面４１ｆには、両者１４，４１間の接触摺動性を良
好とするためのコーティング（例えば後述するコーティ
ング４８と同様）が施されている。なお、このコーティ
ングは、ロータリバルブ４１側ではなくリヤハウジング
１４の内壁面１４ａ側に施されていてもよいし、ロータ
リバルブ４１の後端面４１ｆ及びリヤハウジング１４の
内壁面１４ａの両方に施されていてもよい。また、コー
ティングに代えて、ロータリバルブ４１の後端面４１ｆ
とリヤハウジング１４の内壁面１４ａとの間に、転がり
軸受よりなるスラストベアリングを介在させてもよい。Although not shown, the rear end surface 41f of the rotary valve 41 is provided with a coating (for example, similar to the coating 48 described later) for improving the contact slidability between the two 14 and 41. The coating may be applied to the inner wall surface 14a side of the rear housing 14 instead of the rotary valve 41 side, or to both the rear end surface 41f of the rotary valve 41 and the inner wall surface 14a of the rear housing 14. May be. Further, instead of coating, the rear end surface 41f of the rotary valve 41
A thrust bearing made of a rolling bearing may be interposed between the inner wall surface 14a of the rear housing 14 and the inner wall surface 14a of the rear housing 14.

【００４０】さて、前記バルブ収容室４２の内周面４２
ａは、シリンダブロック１１の強度詳しくはバルブ収容
室４２とシリンダボア１１ａとの間の部位の強度が許す
限り大径に設定されている。従って、バルブ収容室４２
に収容されるロータリバルブ４１にも大径のものが用い
られており、本実施形態においてロータリバルブ４１は
駆動軸１６よりも大径とされている。Now, the inner peripheral surface 42 of the valve accommodating chamber 42
“A” is set to a large diameter as long as the strength of the cylinder block 11, more specifically, the strength of the portion between the valve accommodating chamber 42 and the cylinder bore 11a allows. Therefore, the valve storage chamber 42
A large-diameter rotary valve 41 is used as the rotary valve 41 housed in the rotary valve 41. In the present embodiment, the rotary valve 41 has a larger diameter than the drive shaft 16.

【００４１】図２に示すように、前記ロータリバルブ４
１の外周面４１ｂの全体には、バルブ収容室４２の内周
面４２ａとの間の接触摺動性を良好とするためのコーテ
ィング４８が施されている。なお、図面にはコーティン
グ４８の一部のみを網線にて示している。このコーティ
ング４８は、例えば、フッ素樹脂からなっている。フッ
素樹脂としては、ＰＴＦＥ（ポリテトラフルオロエチレ
ン）、ＰＦＡ（テトラフルオロエチレン・パーフルオロ
アルキルビニルエーテル共重合体）、ＦＥＰ（テトラフ
ルオロエチレン・ヘキサフルオロプロピレン共重合
体）、ＥＴＦＥ（テトラフルオロエチレン・エチレン共
重合体）、ＰＶＤＦ（ポリビニリデンフルオライド）或
いはＰＣＴＦＥ（ポリクロロトリフルオロエチレン）等
が挙げられる。As shown in FIG. 2, the rotary valve 4
The entire outer peripheral surface 41b of No. 1 is coated with a coating 48 for improving the contact slidability with the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42. In the drawing, only a part of the coating 48 is shown by a mesh line. The coating 48 is made of fluororesin, for example. Examples of the fluororesin include PTFE (polytetrafluoroethylene), PFA (tetrafluoroethylene / perfluoroalkyl vinyl ether copolymer), FEP (tetrafluoroethylene / hexafluoropropylene copolymer), ETFE (tetrafluoroethylene / ethylene copolymer). Polymers), PVDF (polyvinylidene fluoride), PCTFE (polychlorotrifluoroethylene), and the like.

【００４２】前記ロータリバルブ４１の外周面４１ｂに
は、駆動軸１６の軸線を中心とした螺旋状にポンプ溝４
９が形成されている。従って、ロータリバルブ４１が回
転することで、ポンプ溝４９がバルブ収容室４２の内周
面４２ａとの間でポンプ作用を奏する。その結果、ロー
タリバルブ４１の外周面４１ｂとバルブ収容室４２の内
周面４２ａとの間には、両周面４１ｂ，４２ａ間に存在
する冷媒及び冷媒中に含まれる潤滑油が積極的に流動さ
れることとなる。なお、ポンプ溝４９の螺旋方向つまり
冷媒及び潤滑油の流動方向は、クランク室１５方向（図
面左方）又は吸入室２８方向（図面右方）の何れに設定
されていてもよい。本実施形態においてポンプ溝４９の
螺旋方向は、クランク室１５方向に設定されている。On the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41, the pump groove 4 is spirally formed about the axis of the drive shaft 16.
9 is formed. Therefore, when the rotary valve 41 rotates, the pump groove 49 exerts a pumping action with the inner peripheral surface 42 a of the valve accommodating chamber 42. As a result, between the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42, the refrigerant present between the peripheral surfaces 41b and 42a and the lubricating oil contained in the refrigerant positively flow. Will be done. The spiral direction of the pump groove 49, that is, the flow direction of the refrigerant and the lubricating oil may be set to either the crank chamber 15 direction (left side in the drawing) or the suction chamber 28 direction (right side in the drawing). In the present embodiment, the spiral direction of the pump groove 49 is set in the crank chamber 15 direction.

【００４３】上記構成の本実施形態においては次のよう
な効果を奏する。 （１）吸入弁機構３５にロータリバルブ４１を用いてい
る。ロータリバルブ４１は、その外周面４１ｂとバルブ
収容室４２の内周面４２ａとですべり軸受面を構成す
る。駆動軸１６は、ロータリバルブ４１を介することで
ハウジング１１，１２，１４に回転可能に支持されてい
る。つまり、ロータリバルブ４１を収容するバルブ収容
室４２が、軸受収容室を兼ねている。従って、バルブ収
容室４２（内周面４２ａ）のみを高精度で加工すれば、
従来技術で述べたバルブ収容室４２と軸受収容室との心
ズレによるかじりの問題や、ロータリバルブ４１の外周
面４１ｂとバルブ収容室４２の内周面４２ａとの間のク
リアランスからのガス漏れの問題を解消することができ
る。よって、静寂性に優れてなおかつ圧縮効率が良好な
圧縮機を安価に提供することが可能となる。The present embodiment having the above-mentioned structure has the following effects. (1) The rotary valve 41 is used for the suction valve mechanism 35. The outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42 constitute a slide bearing surface. The drive shaft 16 is rotatably supported by the housings 11, 12, and 14 via a rotary valve 41. That is, the valve storage chamber 42 that stores the rotary valve 41 also serves as the bearing storage chamber. Therefore, if only the valve housing chamber 42 (inner peripheral surface 42a) is processed with high accuracy,
The problem of galling due to the misalignment between the valve accommodating chamber 42 and the bearing accommodating chamber described in the prior art, and the gas leakage from the clearance between the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42 are described. The problem can be resolved. Therefore, it is possible to provide at low cost a compressor that is excellent in quietness and has good compression efficiency.

【００４４】（２）ロータリバルブ４１（すべり軸受）
は駆動軸１６よりも大径とされている。従って、ロータ
リバルブ４１の外周面４１ｂの面圧を低くすることがで
きるし、ロータリバルブ４１の周速を高めることができ
る。従って、圧縮機が高負荷でかつ低回転速度の状態に
おいても、ロータリバルブ４１の外周面４１ｂとバルブ
収容室４２の内周面４２ａとの間の油膜切れを防止する
ことができる（一般的に、すべり軸受は、高負荷でかつ
低回転速度時に油膜切れが生じ易いとされている）。よ
って、すべり軸受４１，４２の耐久性を向上させること
ができる。(2) Rotary valve 41 (sliding bearing)
Has a larger diameter than the drive shaft 16. Therefore, the surface pressure of the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 can be reduced, and the peripheral speed of the rotary valve 41 can be increased. Therefore, even when the compressor has a high load and a low rotation speed, it is possible to prevent the oil film from running out between the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42 (generally, , It is said that plain bearings tend to run out of oil film at high load and low rotation speed). Therefore, the durability of the slide bearings 41, 42 can be improved.

【００４５】また、ロータリバルブ４１を大径とするこ
とはバルブ収容室４２の内周面４２ａを大径とすること
につながり、シリンダブロック１１においてバルブ収容
室４２とシリンダボア１１ａとの間の部位を薄肉とする
ことができる。従って、吸入連通路４３を極力短距離と
することができ、圧縮室２６のデッドボリュームを減少
させて圧縮機の体積効率を良好とすることができる。The large diameter of the rotary valve 41 leads to the large diameter of the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42, and the portion between the valve accommodating chamber 42 and the cylinder bore 11a in the cylinder block 11 is made larger. It can be thin. Therefore, the suction communication passage 43 can be made as short as possible, the dead volume of the compression chamber 26 can be reduced, and the volumetric efficiency of the compressor can be improved.

【００４６】（３）駆動軸１６とロータリバルブ４１は
別体に構成されている。従って、例えば、ロータリバル
ブ４１の形状寸法や材質が、駆動軸１６の加工上や機能
上の都合により限定されることを防止でき、ロータリバ
ルブ４１の機能（すべり軸受としての機能も含む）を優
先した、形状寸法や材質の選択が可能となる。(3) The drive shaft 16 and the rotary valve 41 are constructed separately. Therefore, for example, the shape and material of the rotary valve 41 can be prevented from being limited due to processing and functional convenience of the drive shaft 16, and the function of the rotary valve 41 (including the function as a sliding bearing) can be prioritized. In addition, it is possible to select the shape size and the material.

【００４７】つまり、駆動軸１６は、加工性を良好とす
る場合にはストレートな（外径変化のない）形状が好適
であるし、耐久性を考慮すれば鉄系の金属材料により構
成することが好適となる。一方、ロータリバルブ４１
は、その耐久性を向上させるために極力大径とすること
が好適である。また、ロータリバルブ４１は、バルブ収
容室４２（シリンダブロック１１）との熱膨張率の差に
起因した両者１１，４１間のクリアランスの拡大を防止
するために、同じアルミニウム系の金属材料により構成
することが好適である。なお、シリンダブロック１１を
アルミニウム系の金属材料により構成するのは、圧縮機
の軽量化のためである。That is, the drive shaft 16 preferably has a straight shape (no change in outer diameter) for good workability, and is made of an iron-based metal material in consideration of durability. Is preferred. On the other hand, the rotary valve 41
Is preferably as large as possible in order to improve its durability. In addition, the rotary valve 41 is made of the same aluminum-based metal material in order to prevent expansion of the clearance between the valve housing chamber 42 (cylinder block 11) and the valve housing chamber 41 (cylinder block 11) due to the difference in coefficient of thermal expansion. Is preferred. The cylinder block 11 is made of an aluminum-based metal material in order to reduce the weight of the compressor.

【００４８】（４）ロータリバルブ４１の外周面４１ｂ
に施されたコーティング４８により、ロータリバルブ４
１の外周面４１ｂとバルブ収容室４２の内周面４２ａと
の接触摺動性が良好とされている。従って、ロータリバ
ルブ４１とバルブ収容室４２（シリンダブロック１１）
の材質が同じアルミニウム系の金属材料であっても、両
者１１，４１間の接触摺動による凝着を防止することが
できる。(4) Outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41
The coating 48 applied to the rotary valve 4
The contact slidability between the outer peripheral surface 41b of No. 1 and the inner peripheral surface 42a of the valve housing chamber 42 is good. Therefore, the rotary valve 41 and the valve storage chamber 42 (cylinder block 11)
Even if the same material is an aluminum-based metal material, it is possible to prevent the adhesion due to the contact sliding between the both 11 and 41.

【００４９】（５）ロータリバルブ４１の外周面４１ｂ
には、その回転によってポンプ作用を奏するポンプ溝４
９が形成されている。従って、ロータリバルブ４１の外
周面４１ｂとバルブ収容室４２の内周面４２ａとの間の
クリアランスを、例えば冷媒及び／又は冷媒中に含まれ
る潤滑油が、ポンプ溝４９のポンプ作用によって積極的
に流動される。従って、ロータリバルブ４１の外周面４
１ｂとバルブ収容室４２の内周面４２ａとの間の接触摺
動性を良好とすることができる。(5) Outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41
The pump groove 4 which produces a pumping action by its rotation.
9 is formed. Therefore, the clearance between the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42 is positively affected by the pump action of the pump groove 49, for example, the refrigerant and / or the lubricating oil contained in the refrigerant. Be fluidized. Therefore, the outer peripheral surface 4 of the rotary valve 41
The contact slidability between 1b and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42 can be improved.

【００５０】なお、前記ポンプ溝４９の螺旋方向をクラ
ンク室１５方向に設定すれば、クランク室１５に潤滑油
を供給することができる。従って、特に潤滑的に厳しい
とされる、斜板２３とシュー２７との間の潤滑状態を良
好とすることができ、圧縮機の耐久性が向上される。逆
に、ポンプ溝４９の螺旋方向を吸入室２８方向に設定す
れば、吸入圧力領域（吸入室２８や導入室４４等）から
クランク室１５に冷媒ガスが漏れることを防止でき、圧
縮機の圧縮効率をさらに良好とすることができる。If the spiral direction of the pump groove 49 is set in the crank chamber 15 direction, the lubricating oil can be supplied to the crank chamber 15. Therefore, it is possible to improve the lubrication condition between the swash plate 23 and the shoe 27, which is particularly difficult to lubricate, and the durability of the compressor is improved. On the contrary, if the spiral direction of the pump groove 49 is set to the suction chamber 28 direction, it is possible to prevent the refrigerant gas from leaking from the suction pressure region (the suction chamber 28, the introduction chamber 44, etc.) to the crank chamber 15, and to compress the compressor. The efficiency can be further improved.

【００５１】（６）前記（２）〜（５）の効果を奏せら
れることは、ロータリバルブ４１の外周面４１ｂとバル
ブ収容室４２の内周面４２ａとですべり軸受面を構成す
ることを容易に具体化可能とする。(6) The effect of the above (2) to (5) is that the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42 constitute a slide bearing surface. It can be easily embodied.

【００５２】○第２実施形態 図４に示すように、本実施形態においては、ロータリバ
ルブ４１において吸入案内溝４５の先行端面４５ａと後
行端面４５ｂとの間に、過給手段としての過給羽根５１
が配置されている。過給羽根５１は、先行及び後行端面
４５ａ，４５ｂとほぼ同じ傾角をもって複数箇所（本実
施形態は３箇所）に設けられている。Second Embodiment As shown in FIG. 4, in the present embodiment, in the rotary valve 41, between the leading end surface 45a and the trailing end surface 45b of the suction guide groove 45, the supercharging as a supercharging means is performed. Feather 51
Are arranged. The supercharging blades 51 are provided at a plurality of locations (three locations in this embodiment) with the same inclination angle as the leading and trailing end surfaces 45a and 45b.

【００５３】従って、前記駆動軸１６の回転に応じてロ
ータリバルブ４１が図４の矢印方向に回転されると、導
入室４４から吸入案内溝４５に供給された冷媒ガスは、
吸入案内溝４５の端面４５ａ，４５ｂとそれに隣接する
過給羽根５１間と、或いは隣接する過給羽根５１間と、
バルブ収容室４２の内周面４２ａとの間で形成された移
送空間によって、吸入連通路４３に対応する位置まで移
送される。吸入連通路４３に対応する位置まで移送され
た冷媒ガスは、過給羽根５１或いは端面４５ａ，４５ｂ
の旋回によって付与された遠心力によって、吸入連通路
４３に向けて送出されることとなる。Therefore, when the rotary valve 41 is rotated in the direction of the arrow in FIG. 4 according to the rotation of the drive shaft 16, the refrigerant gas supplied from the introduction chamber 44 to the suction guide groove 45 is
Between the end surfaces 45a and 45b of the suction guide groove 45 and the supercharging blades 51 adjacent to the end surfaces 45a and 45b, or between the adjacent supercharging blades 51,
The transfer space formed between the valve accommodating chamber 42 and the inner peripheral surface 42a transfers the suction chamber to the position corresponding to the suction communication passage 43. The refrigerant gas transferred to the position corresponding to the suction communication passage 43 is the supercharging blade 51 or the end surfaces 45a, 45b.
The centrifugal force imparted by the swirling of the nozzle causes the centrifugal force to be delivered toward the suction communication passage 43.

【００５４】本実施形態においては第１実施形態と同様
な効果を奏する他、ロータリバルブ４１に過給羽根５１
が設けられており、この過給羽根５１によって冷媒ガス
が圧縮室２６に積極供給される。従って、多量の冷媒ガ
スを圧縮室２６に吸入させることができ、圧縮機の圧縮
効率が良好となる。In this embodiment, the same effect as that of the first embodiment is obtained, and in addition, the rotary valve 41 is provided with the supercharging blade 51.
The refrigerant gas is positively supplied to the compression chamber 26 by the supercharging blades 51. Therefore, a large amount of refrigerant gas can be sucked into the compression chamber 26, and the compression efficiency of the compressor becomes good.

【００５５】また、この冷媒ガスの過給により、ロータ
リバルブ４１の外周面４１ｂとバルブ収容室４２の内周
面４２ａとのクリアランスに、そこを横断する冷媒及び
／又は冷媒中に含まれる潤滑油を好適に供給することが
できる。従って、ロータリバルブ４１の外周面４１ｂと
バルブ収容室４２の内周面４２ａとの間の接触摺動性を
良好とすることができる。よって、ロータリバルブ４１
の外周面４１ｂとバルブ収容室４２の内周面４２ａとで
すべり軸受面を構成することを容易に具体化可能とな
る。Further, due to the supercharging of the refrigerant gas, the refrigerant passing through the clearance between the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42 and / or the lubricating oil contained in the refrigerant. Can be suitably supplied. Therefore, the contact slidability between the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve housing chamber 42 can be improved. Therefore, the rotary valve 41
The outer peripheral surface 41b and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42 can easily be embodied as a plain bearing surface.

【００５６】○第３実施形態 図５に示すように、本実施形態においては、前記ロータ
リバルブ４１がバルブ収容室４２内において静圧受けさ
れている。すなわち、ロータリバルブ４１の周壁には圧
力供給路としての圧力供給孔５５が貫通形成されてい
る。圧力供給孔５５は、駆動軸１６の軸線周りにおいて
吸入案内溝４５とは反対側の領域に配置されている。Third Embodiment As shown in FIG. 5, in this embodiment, the rotary valve 41 is hydrostatically received in the valve accommodating chamber 42. That is, the pressure supply hole 55 as a pressure supply passage is formed through the peripheral wall of the rotary valve 41. The pressure supply hole 55 is arranged in a region on the opposite side of the suction guide groove 45 around the axis of the drive shaft 16.

【００５７】前記圧力供給孔５５は、導入室４４をロー
タリバルブ４１とバルブ収容室４２との間のクリアラン
スに連通させている。従って、ロータリバルブ４１の回
転に基づく遠心力の作用により、導入室４４内の冷媒及
び／又は冷媒中に含まれる潤滑油が、圧力供給孔５５を
介してロータリバルブ４１とバルブ収容室４２との間の
クリアランスに圧送供給される。よって、バルブ収容室
４２内においてロータリバルブ４１は静圧受けされるこ
ととなる。The pressure supply hole 55 connects the introduction chamber 44 to the clearance between the rotary valve 41 and the valve accommodating chamber 42. Therefore, due to the action of the centrifugal force based on the rotation of the rotary valve 41, the refrigerant in the introduction chamber 44 and / or the lubricating oil contained in the refrigerant flows between the rotary valve 41 and the valve accommodating chamber 42 via the pressure supply hole 55. It is pumped to the clearance between. Therefore, the rotary valve 41 is subjected to static pressure in the valve accommodating chamber 42.

【００５８】本実施形態においては第１実施形態と同様
な効果を奏する他、ロータリバルブ４１がバルブ収容室
４２内において静圧受けされている。従って、ロータリ
バルブ４１の外周面４１ｂとバルブ収容室４２の内周面
４２ａとの間の接触摺動性を良好とすることができる。
よって、ロータリバルブ４１の外周面４１ｂとバルブ収
容室４２の内周面４２ａとですべり軸受面を構成するこ
とを容易に具体化可能となる。In this embodiment, in addition to the same effects as the first embodiment, the rotary valve 41 is statically received in the valve accommodating chamber 42. Therefore, the contact slidability between the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve housing chamber 42 can be improved.
Therefore, it becomes possible to easily embody the slide bearing surface by the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42.

【００５９】ここで、前記ロータリバルブ４１の外周面
４１ｂとバルブ収容室４２の内周面４２ａとの間におい
て吸入案内溝４５が通過中の付近は、吸入案内溝４５を
介した冷媒及び／又は冷媒中の潤滑油の適度な漏れ、つ
まり良好な接触摺動性を期待できる。ところが、吸入案
内溝４５が通過中以外の部分はそれを期待できない。Here, in the vicinity of the passage of the suction guide groove 45 between the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42, the refrigerant and / or the refrigerant passing through the suction guide groove 45 is provided. It is possible to expect appropriate leakage of lubricating oil in the refrigerant, that is, good contact and slidability. However, it cannot be expected in portions other than the passage of the suction guide groove 45.

【００６０】しかし、本実施形態においては、圧力供給
孔５５が、駆動軸１６の軸線周りにおいて吸入案内溝４
５とは反対側の領域に配置されている。従って、吸入案
内溝４５が通過中以外の部分も圧力供給孔５５からの冷
媒及び／又は冷媒中の潤滑油の供給により、良好な接触
摺動性を得ることができる。これも、ロータリバルブ４
１の外周面４１ｂとバルブ収容室４２の内周面４２ａと
ですべり軸受面を構成することを容易に具体化可能とす
る。However, in the present embodiment, the pressure supply hole 55 is formed so that the suction guide groove 4 is formed around the axis of the drive shaft 16.
It is arranged in a region opposite to 5. Therefore, good contact slidability can be obtained even in the portion other than the portion where the suction guide groove 45 is passing by supplying the refrigerant and / or the lubricating oil in the refrigerant from the pressure supply hole 55. This is also the rotary valve 4
The outer peripheral surface 41b of No. 1 and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42 can easily be embodied as a slide bearing surface.

【００６１】○第４実施形態 図６に示すように、本実施形態においては、ロータリバ
ルブ４１の外周面４１ｂとバルブ収容室４２の内周面４
２ａとが、圧縮機の後方側に向かうに連れて駆動軸１６
の軸線に近接する方向に傾斜するテーパ形状をなしてい
る。駆動軸１６の軸線後方側へのスライド移動は、ロー
タリバルブ４１の外周面４１ｂとバルブ収容室４２の内
周面４２ａとの当接により規制される。つまり、ロータ
リバルブ４１の外周面４１ｂとバルブ収容室４２の内周
面４２ａとからなるすべり軸受面は、上記第１〜第３実
施形態で述べた駆動軸１６に作用するラジアル荷重の受
承のみならず、駆動軸１６に作用する軸線後方側へのス
ラスト荷重も受承可能となっている。Fourth Embodiment As shown in FIG. 6, in the present embodiment, the outer peripheral surface 41 b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 4 of the valve accommodating chamber 42.
2a and the drive shaft 16 as they go toward the rear side of the compressor.
Has a taper shape that is inclined in a direction close to the axis of the. The sliding movement of the drive shaft 16 toward the axial rear side is restricted by the contact between the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42. That is, the sliding bearing surface formed by the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42 only receives the radial load acting on the drive shaft 16 described in the first to third embodiments. Moreover, the thrust load acting on the drive shaft 16 toward the rear side of the axis can be received.

【００６２】なお、前記すべり軸受面４１ｂ、４２ａ
は、駆動軸１６に作用するラジアル荷重の好適な受承及
びスラスト荷重の好適な受承を高次元で両立するため
に、駆動軸１６の軸線に対するテーパの傾斜角度が、０
°を超えてなおかつ１０°以下の範囲に設定されてい
る。この範囲は、０．５〜１°がより好ましい。図面に
は、理解を容易とするために、すべり軸受面４１ｂ、４
２ａの傾斜角度を誇張して描いてある。The slide bearing surfaces 41b and 42a are
In order to achieve both a favorable reception of the radial load acting on the drive shaft 16 and a favorable reception of the thrust load at a high level, the inclination angle of the taper with respect to the axis of the drive shaft 16 is 0.
It is set in the range of more than 10 ° and less than 10 °. This range is more preferably 0.5 to 1 °. In the drawings, the slide bearing surfaces 41b, 4b and
The inclination angle of 2a is exaggerated in the drawing.

【００６３】本実施形態においては、上記第１実施形態
と同様な効果を奏する。その他にも、すべり軸受面４１
ｂ、４２ａによって、駆動軸１６に作用するスラスト荷
重も受承可能となっている。従って、ロータリバルブ４
１の後端面４１ｆとリヤハウジング１４の内壁面１４ａ
との間に、スラスト荷重を受けるための配慮が不要とな
り（上記第１〜第３実施形態では、コーティング或いは
転がり軸受等の配慮が必要）、圧縮機の構造を簡素化す
ることができる。In this embodiment, the same effect as that of the first embodiment can be obtained. In addition, the sliding bearing surface 41
The thrust load acting on the drive shaft 16 can be received by b and 42a. Therefore, the rotary valve 4
1 rear end surface 41f and inner wall surface 14a of the rear housing 14
Between the above and the above, consideration for receiving the thrust load is not necessary (in the above-described first to third embodiments, consideration for coating, rolling bearing, etc. is required), and the structure of the compressor can be simplified.

【００６４】○第５実施形態 図７に示すように、本実施形態においては、抽気通路３
６が、駆動軸１６の軸心位置及びロータリバルブ４１の
前端側の軸心位置に設けられているとともに、該抽気通
路３６の下流側が、固定絞り３６ａを介して導入室４４
に接続されている。従って、クランク室１５の冷媒ガス
は、抽気通路３６及び該通路３６の一部たる固定絞り３
６ａを介して導入室４４に導出される。抽気通路３６内
を流動される冷媒ガスからは、該通路３６の通過断面積
が固定絞り３６ａによって急激に縮小される効果や、駆
動軸１６の回転に伴う遠心力の作用等によって、該固定
絞り３６ａよりも上流側において潤滑油が分離される。Fifth Embodiment As shown in FIG. 7, in the present embodiment, the extraction passage 3
6 is provided at the axial center position of the drive shaft 16 and the axial center position of the front end side of the rotary valve 41, and the downstream side of the extraction passage 36 is provided with the introduction chamber 44 via the fixed throttle 36a.
It is connected to the. Therefore, the refrigerant gas in the crank chamber 15 is extracted from the extraction passage 36 and the fixed throttle 3 which is a part of the passage 36.
It is led out to the introduction chamber 44 via 6a. From the refrigerant gas flowing in the extraction passage 36, the fixed cross-sectional area of the passage 36 is sharply reduced by the fixed throttle 36a, the centrifugal force caused by the rotation of the drive shaft 16 acts, and the like. The lubricating oil is separated on the upstream side of 36a.

【００６５】また、本実施形態においては、ロータリバ
ルブ４１の前端側が駆動軸１６よりも小径とされている
（４１ｇで示す）。ロータリバルブ４１は、小径部分４
１ｇを以て、駆動軸１６の後端部に形成された取付孔１
６ｂに圧入固定されている。そして、ロータリバルブ４
１の小径部分４１ｇと駆動軸１６の後端部とが重なる部
分には、抽気通路３６（固定絞り３６ａよりも上流側）
とクランク室１５とを連通するオイル戻し孔５７が、駆
動軸１６の径方向に貫通形成されている。従って、抽気
通路３６内において固定絞り３６ａの上流側で冷媒ガス
から分離された潤滑油は、遠心力の作用等によって、オ
イル戻し孔５７を介してクランク室１５に戻されること
となる。Further, in this embodiment, the diameter of the front end side of the rotary valve 41 is smaller than that of the drive shaft 16 (indicated by 41g). The rotary valve 41 has a small diameter portion 4
Mounting hole 1 formed at the rear end of the drive shaft 16 with 1g
It is press-fitted and fixed to 6b. And the rotary valve 4
In the portion where the small-diameter portion 41g of No. 1 and the rear end of the drive shaft 16 overlap, the extraction passage 36 (upstream of the fixed throttle 36a).
An oil return hole 57 that communicates with the crank chamber 15 is formed so as to penetrate in the radial direction of the drive shaft 16. Therefore, the lubricating oil separated from the refrigerant gas on the upstream side of the fixed throttle 36a in the extraction passage 36 is returned to the crank chamber 15 through the oil return hole 57 by the action of centrifugal force or the like.

【００６６】本実施形態においては、上記第１実施形態
と同様な効果を奏する。その他にも、クランク室１５か
ら冷媒ガスとともに排出された潤滑油を、抽気通路３６
内において冷媒ガスから分離して、直ちにクランク室１
５へ帰還させることができる。従って、クランク室１５
内の潤滑油量を多く保つことができ、クランク室１５内
に配置される各摺動部分（例えば、斜板２３とシュー２
７との間や、シュー２７とピストン２５との間）の接触
摺動性を良好とすることができる。In this embodiment, the same effect as that of the first embodiment can be obtained. In addition, the lubricating oil discharged from the crank chamber 15 together with the refrigerant gas is supplied to the extraction passage 36.
It is separated from the refrigerant gas inside, and immediately crank chamber 1
You can return to 5. Therefore, the crank chamber 15
A large amount of lubricating oil inside can be maintained, and each sliding portion (for example, the swash plate 23 and the shoe 2) arranged in the crank chamber 15 can be maintained.
7 and between the shoe 27 and the piston 25) can be improved in contact slidability.

【００６７】なお、本発明の趣旨から逸脱しない範囲で
例えば以下の態様でも実施できる。 ・図８に示すように、上記第４実施形態（図６参照）を
変更し、ロータリバルブ４１の外周面４１ｂ及びバルブ
収容室４２の内周面４２ａの一部分４１ｃ、４２ｂのみ
をテーパ状とすること。このようにすれば、ロータリバ
ルブ４１及びバルブ収容室４２のテーパ加工が容易とな
る。It should be noted that, for example, the following embodiments can be carried out without departing from the spirit of the present invention. As shown in FIG. 8, the fourth embodiment (see FIG. 6) is modified so that only the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the portions 41c and 42b of the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42 are tapered. thing. With this configuration, the rotary valve 41 and the valve accommodating chamber 42 can be easily tapered.

【００６８】また、図８の態様は、ロータリバルブ４１
において外周面４１ｂのテーパ部分４１ｃが、吸入案内
溝４５の開口部よりも後方側に設定されている。また、
バルブ収容室４２において内周面４２ａのテーパ部分４
２ｂが、吸入連通路４３の開口部よりも後方側に設定さ
れている。つまり、ロータリバルブ４１の外周面４１ｂ
及びバルブ収容室４２の内周面４２ａのテーパ状４１
ｃ，４２ｂは、ロータリバルブ４１によるガス通路の開
閉位置を避けて設定されている。The embodiment shown in FIG. 8 has a rotary valve 41.
In, the tapered portion 41c of the outer peripheral surface 41b is set rearward of the opening of the suction guide groove 45. Also,
In the valve housing chamber 42, the taper portion 4 of the inner peripheral surface 42a
2b is set rearward of the opening of the suction communication passage 43. That is, the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41
And the tapered shape 41 of the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42
c and 42b are set so as to avoid the opening / closing position of the gas passage by the rotary valve 41.

【００６９】従って、駆動軸１６の軸線方向前後へのス
ライド移動によっても、ロータリバルブ４１の外周面４
１ｂとバルブ収容室４２の内周面４２ａとの間のクリア
ランスが、吸入案内溝４５と吸入連通路４３との接続部
分付近で変化することを防止できる。よって、例えば、
このクリアランスの増大に起因したガス漏れ、つまりは
圧縮機の圧縮効率の低下を防止することができる。Therefore, even when the drive shaft 16 slides back and forth in the axial direction, the outer peripheral surface 4 of the rotary valve 41 is moved.
It is possible to prevent the clearance between 1b and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42 from changing in the vicinity of the connection portion between the suction guide groove 45 and the suction communication passage 43. So, for example,
It is possible to prevent gas leakage caused by the increase in the clearance, that is, reduction in compression efficiency of the compressor.

【００７０】・図９に示すように、上記第４実施形態
（図６参照）を変更し、ロータリバルブ４１の外周面４
１ｂ及びバルブ収容室４２の内周面４２ａの少なくとも
一部を、圧縮機の後方側に向かうに連れて駆動軸１６の
軸線に近接する方向に傾斜する曲面状４１ｄ，４２ｃと
すること。As shown in FIG. 9, the outer peripheral surface 4 of the rotary valve 41 is modified by modifying the fourth embodiment (see FIG. 6).
1b and at least a part of the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42 are curved surfaces 41d and 42c that are inclined toward the rear side of the compressor in a direction closer to the axis of the drive shaft 16.

【００７１】特に、図９の態様は、ロータリバルブ４１
において外周面４１ｂの凸曲面部分４１ｄが、吸入案内
溝４５の開口部よりも後方側に設定されている。また、
バルブ収容室４２において内周面４２ａの凹曲面部分４
２ｃが、吸入連通路４３の開口部よりも後方側に設定さ
れている。つまり、ロータリバルブ４１の外周面４１ｂ
及びバルブ収容室４２の内周面４２ａの曲面状４１ｄ，
４２ｃは、ロータリバルブ４１によるガス通路の開閉位
置を避けて設定されている。In particular, the embodiment of FIG. 9 has a rotary valve 41.
In, the convex curved surface portion 41d of the outer peripheral surface 41b is set rearward of the opening of the suction guide groove 45. Also,
The concave curved surface portion 4 of the inner peripheral surface 42a in the valve accommodating chamber 42
2c is set rearward of the opening of the suction communication passage 43. That is, the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41
And a curved surface shape 41d of the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42,
42c is set to avoid the opening / closing position of the gas passage by the rotary valve 41.

【００７２】従って、駆動軸１６の軸線方向前後へのス
ライド移動によっても、ロータリバルブ４１の外周面４
１ｂとバルブ収容室４２の内周面４２ａとの間のクリア
ランスが、吸入案内溝４５と吸入連通路４３との接続部
分付近で変化することはない。よって、例えば、このク
リアランスの増大に起因したガス漏れ、つまりは圧縮機
の圧縮効率の低下を防止することができる。Therefore, even when the drive shaft 16 slides back and forth in the axial direction, the outer peripheral surface 4 of the rotary valve 41 is moved.
The clearance between 1b and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42 does not change in the vicinity of the connection between the suction guide groove 45 and the suction communication passage 43. Therefore, for example, it is possible to prevent the gas leakage due to the increase of the clearance, that is, the reduction of the compression efficiency of the compressor.

【００７３】・上記第４実施形態（図６参照）において
スラストベアリング１７（図１参照）を削除する。ロー
タリバルブ４１の外周面４１ｂとバルブ収容室４２の内
周面４２ａのテーパ状を、圧縮機の前方側に向かうに連
れて駆動軸１６の軸線に近接する方向に傾斜する設定と
する。そして、このすべり軸受面４１ｂ，４２ａにスラ
ストベアリング１７の役目を代替させること。この場
合、ロータリバルブ４１の後端面４１ｆとリヤハウジン
グ１４の内壁面１４ａとの間には、駆動軸１６に作用す
る軸線後方側へのスラスト荷重を受けるための配慮（例
えばコーティング）が必要である。The thrust bearing 17 (see FIG. 1) in the fourth embodiment (see FIG. 6) is deleted. The taper shape of the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42 is set to incline toward the axis of the drive shaft 16 toward the front side of the compressor. Then, the sliding bearing surfaces 41b and 42a should be substituted for the role of the thrust bearing 17. In this case, consideration (for example, coating) is required between the rear end surface 41f of the rotary valve 41 and the inner wall surface 14a of the rear housing 14 in order to receive a thrust load acting on the drive shaft 16 toward the rear side of the axis. .

【００７４】・上記１〜第５実施形態を変更し、ポンプ
溝４９を、ロータリバルブ４１の外周面４１ｂではなく
バルブ収容室４２の内周面４２ａに形成すること。この
ようにしても第１実施形態の（５）と同様な効果を奏す
る。なお、狭いバルブ収容室４２内に工具を挿入してそ
の内周面４２ａにポンプ溝４９を形成するよりも、上記
各実施形態のように、ロータリバルブ４１の外周面４１
ｂにポンプ溝４９を形成する方が、その加工作業が容易
である。By changing the above-mentioned first to fifth embodiments, the pump groove 49 is formed not on the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 but on the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42. Even in this case, the same effect as (5) of the first embodiment can be obtained. It should be noted that, rather than inserting a tool into the narrow valve accommodating chamber 42 and forming the pump groove 49 in the inner peripheral surface 42a thereof, the outer peripheral surface 41 of the rotary valve 41 is as described in the above embodiments.
Forming the pump groove 49 in b is easier to process.

【００７５】・上記第１〜第５実施形態においてポンプ
溝４９は螺旋状をなしていた。しかし、それに限定され
るものではなく、例えば、駆動軸１６の軸線方向に対し
て傾斜した単なる斜め溝であってもポンプ作用を奏する
ことは可能である。In the first to fifth embodiments, the pump groove 49 has a spiral shape. However, the present invention is not limited to this, and for example, even a mere oblique groove inclined with respect to the axial direction of the drive shaft 16 can exert the pumping action.

【００７６】・コーティング４８をバルブ収容室４２の
内周面４２ａにのみ形成すること。又は、コーティング
４８を、ロータリバルブ４１の外周面４１ｂ及びバルブ
収容室４２の内周面４２ａの両方に形成すること。To form the coating 48 only on the inner peripheral surface 42a of the valve accommodating chamber 42. Alternatively, the coating 48 may be formed on both the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42a of the valve housing chamber 42.

【００７７】・ロータリバルブ４１を構成する材料とし
ては、アルミニウム系の金属材料（シリンダブロック１
１）と同じ又は近傍の熱膨張率を有する合成樹脂、又は
真鍮等のように熱膨張率がアルミニウム系の金属材料と
近く、アルミニウム系の金属材料と凝着しない他の金属
材料であってもよい。このようにすれば、ロータリバル
ブ４１の外周面４１ｂとバルブ収容室４２の内周面４２
ａとの間は異種材料の接触摺動となり、外周面４１ｂ及
び／又は内周面４２ａに対するコーティング４８は不要
となる。なお、ロータリバルブ４１を合成樹脂により構
成した場合、ガラス繊維を補強材として用いるとよい。As the material forming the rotary valve 41, an aluminum-based metal material (cylinder block 1
Synthetic resin having the same or a similar coefficient of thermal expansion as 1), or other metallic materials such as brass whose thermal expansion coefficient is close to that of an aluminum-based metallic material and does not adhere to the aluminum-based metallic material. Good. With this configuration, the outer peripheral surface 41b of the rotary valve 41 and the inner peripheral surface 42 of the valve housing chamber 42 are
Since a different material is brought into contact sliding with a, the coating 48 on the outer peripheral surface 41b and / or the inner peripheral surface 42a becomes unnecessary. When the rotary valve 41 is made of synthetic resin, glass fiber may be used as a reinforcing material.

【００７８】・ロータリバルブ４１及びシリンダブロッ
ク１１を、耐久性に優れる鉄系の金属材料により構成す
ること。 ・ロータリバルブ４１を駆動軸１６に一体形成するこ
と。この場合、駆動軸１６においてロータリバルブ４１
部分をその他の部位よりも大径に設定すると、上記第１
実施形態の（２）と同様な効果を奏する。なお、請求項
３における「ロータリバルブは駆動軸よりも大径とされ
ている」とは、本態様のようにロータリバルブ４１が駆
動軸１６と一体形成されているなら、駆動軸１６におい
てロータリバルブ４１部分がその他の部位よりも大径で
あることを意味する。The rotary valve 41 and the cylinder block 11 are made of a ferrous metal material having excellent durability. -The rotary valve 41 is integrally formed with the drive shaft 16. In this case, the rotary valve 41 on the drive shaft 16
If you set the part to a larger diameter than other parts,
The same effect as (2) of the embodiment is achieved. Note that, in claim 3, "the rotary valve has a larger diameter than the drive shaft" means that if the rotary valve 41 is formed integrally with the drive shaft 16 as in the present embodiment, the rotary valve in the drive shaft 16 is formed. It means that the portion 41 has a larger diameter than the other portions.

【００７９】・上記第１〜第５実施形態においては、片
頭ピストン式の圧縮機において具体化されていた。しか
し、これに限定されるものではなく、例えば、図１０に
示すように、両頭型のピストン２５を備えた固定容量型
圧縮機において具体化してもよい。この両頭ピストン式
圧縮機においては、駆動軸１６の後方側のみならず前方
側にもシリンダボア１１ａ群が配設されているため、図
１０の態様のように、前方側の吸入弁機構３５にもロー
タリバルブ４１を適用することができる。In the first to fifth embodiments, the single-head piston type compressor is embodied. However, the present invention is not limited to this, and may be embodied in, for example, a fixed displacement compressor including a double-headed piston 25 as shown in FIG. 10. In this double-headed piston type compressor, the cylinder bores 11a are arranged not only on the rear side of the drive shaft 16 but also on the front side thereof. Therefore, as in the embodiment of FIG. The rotary valve 41 can be applied.

【００８０】また、両頭ピストン式圧縮機において具体
化した場合、図１０の態様のように、フロントベアリン
グ（転がり軸受）４７を削除し、駆動軸１６の前端側の
支持にもロータリバルブ４１をすべり軸受として用いる
とよい。このようにすれば、駆動軸１６の全てのラジア
ル軸受に高価な転がり軸受を用いる必要がなく、圧縮機
のコストをさらに削減することができる。なお、図１０
中において上記第１実施形態と同一又は相当部材には同
じ番号が付してあり、従って当該部材の詳細な説明は省
略する。When embodied in a double-headed piston type compressor, the front bearing (rolling bearing) 47 is deleted and the rotary valve 41 is also slid on the front end side of the drive shaft 16 as shown in the embodiment of FIG. Good to use as a bearing. By doing so, it is not necessary to use expensive rolling bearings for all the radial bearings of the drive shaft 16, and the cost of the compressor can be further reduced. Note that FIG.
In the figure, the same or corresponding members as those in the first embodiment are designated by the same reference numerals, and therefore detailed description of the members is omitted.

【００８１】・上記第１〜第５実施形態においては、駆
動軸１６とロータリバルブ４１とが別体とされていた。
しかし、これに限定されるものではなく、例えば、図１
０に示すように、駆動軸１６とロータリバルブ４１とを
一体形成してもよい。このようにすれば、圧縮機を構成
する部品点数を削減することができ、組み立てが容易と
なる。なお、駆動軸１６とロータリバルブ４１とを一体
形成する手法としては、削り出しや、鋳造や、鍛造（例
えば冷間鍛造）等が挙げられる。In the first to fifth embodiments described above, the drive shaft 16 and the rotary valve 41 are separate bodies.
However, the present invention is not limited to this, and for example, FIG.
As shown in FIG. 0, the drive shaft 16 and the rotary valve 41 may be integrally formed. By doing so, the number of parts constituting the compressor can be reduced, and the assembly becomes easy. In addition, as a method of integrally forming the drive shaft 16 and the rotary valve 41, shaving, casting, forging (for example, cold forging) and the like can be mentioned.

【００８２】・図１１においては、図１０の態様の変更
例を示す。すなわち、図１１の態様においては、中実の
駆動軸１６と中空（パイプ状）のロータリバルブ４１と
が別体とされている。なお、これら別体の駆動軸１６と
ロータリバルブ４１との一体化は、上記第１〜第５実施
形態のように圧入によるものであってもよいし、溶接に
よるものであってもよいし、圧接によるものであっても
よい。この「圧接」とは、例えば、図１１の態様である
なら、駆動軸１６の小径部１６ａをロータリバルブ４１
の取付孔４１ａに遊び無く挿入するとともに、駆動軸１
６とロータリバルブ４１とを相対回転させて、小径部１
６ａの外周面と取付孔４１ａの内周面とを摺動熱により
溶着する手法である。FIG. 11 shows a modification of the aspect of FIG. That is, in the embodiment of FIG. 11, the solid drive shaft 16 and the hollow (pipe-shaped) rotary valve 41 are separate bodies. The drive shaft 16 and the rotary valve 41 that are separate bodies may be integrated by press-fitting as in the first to fifth embodiments, or by welding. It may be by pressure welding. For example, in the case of the mode of FIG. 11, the “pressure contact” means that the small diameter portion 16a of the drive shaft 16 is connected to the rotary valve 41.
The drive shaft 1 is inserted into the mounting hole 41a of the drive shaft 1 without play.
6 and the rotary valve 41 are rotated relative to each other so that the small diameter portion 1
This is a method of welding the outer peripheral surface of 6a and the inner peripheral surface of the mounting hole 41a by sliding heat.

【００８３】・斜板２３に換えてウエーブカムをカム体
として用いた、ウエーブカムタイプのピストン式圧縮機
において具体化すること。次に、上記実施形態から把握
できる技術的思想について以下に記載する。To be embodied in a wave cam type piston type compressor using a wave cam as a cam body instead of the swash plate 23. Next, technical ideas that can be understood from the above-described embodiment will be described below.

【００８４】（イ）前記シリンダブロックとそれに摺動
するロータリバルブは熱膨張率が同じか又は近傍の材料
により構成されている請求項１〜９のいずれかに記載の
ピストン式圧縮機。(A) The piston type compressor according to any one of claims 1 to 9, wherein the cylinder block and the rotary valve sliding on the cylinder block are made of a material having the same or a similar coefficient of thermal expansion.

【００８５】（ロ）前記ロータリバルブの外周面及びバ
ルブ収容室の内周面は、少なくとも一部がテーパ状をな
している請求項２に記載のピストン式圧縮機。 （ハ）前記ロータリバルブの外周面及びバルブ収容室の
内周面は、少なくとも一部が曲面状をなしている請求項
２に記載のピストン式圧縮機。(B) The piston type compressor according to claim 2, wherein at least a part of the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber are tapered. (C) The piston type compressor according to claim 2, wherein at least a part of the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve housing chamber is curved.

【００８６】（二）前記ロータリバルブの外周面及びバ
ルブ収容室の内周面において軸線方向への傾斜は、ロー
タリバルブによるガス通路の開閉位置を避けて設定され
ている請求項２又は前記（ロ）或いは（ハ）に記載のピ
ストン式圧縮機。(2) The inclination in the axial direction of the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber is set so as to avoid the opening / closing position of the gas passage by the rotary valve. ) Or the piston type compressor as described in (c).

【００８７】[0087]

【発明の効果】上記構成の本発明によれば、静寂性に優
れてなおかつ圧縮効率が良好なピストン式圧縮機を安価
に提供することができる。According to the present invention having the above structure, it is possible to inexpensively provide a piston type compressor having excellent quietness and good compression efficiency.

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

【図１】 ピストン式容量可変型圧縮機の縦断面図。FIG. 1 is a vertical cross-sectional view of a piston type variable displacement compressor.

【図２】 ロータリバルブの側面図。FIG. 2 is a side view of a rotary valve.

【図３】 図１の１−１線断面図FIG. 3 is a sectional view taken along line 1-1 of FIG.

【図４】 第２実施形態を示すロータリバルブ付近の横
断面図。FIG. 4 is a transverse cross-sectional view showing the vicinity of a rotary valve according to a second embodiment.

【図５】 第３実施形態を示すロータリバルブ付近の縦
断面図。FIG. 5 is a vertical cross-sectional view around a rotary valve according to a third embodiment.

【図６】 第４実施形態を示すロータリバルブ付近の縦
断面図。FIG. 6 is a vertical cross-sectional view showing the vicinity of a rotary valve according to a fourth embodiment.

【図７】 第５実施形態を示すピストン式容量可変型圧
縮機の縦断面図。FIG. 7 is a longitudinal sectional view of a piston type variable displacement compressor showing a fifth embodiment.

【図８】 別例を示すロータリバルブ付近の縦断面図。FIG. 8 is a vertical sectional view around a rotary valve showing another example.

【図９】 別の別例を示すロータリバルブ付近の縦断面
図。FIG. 9 is a vertical cross-sectional view around a rotary valve showing another example.

【図１０】 別の別例を示す両頭ピストン式圧縮機の縦
断面図。FIG. 10 is a vertical cross-sectional view of a double-headed piston type compressor showing another example.

【図１１】 別の別例を示す両頭ピストン式圧縮機の縦
断面部分図。FIG. 11 is a vertical cross-sectional partial view of a double-headed piston type compressor showing another example.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１１…ハウジングを構成するシリンダブロック、１１ａ
…シリンダボア、１２…ハウジングを構成するフロント
ハウジング、１４…同じくリヤハウジング、１６…駆動
軸、２５…ピストン、２６…圧縮室、４１…ロータリバ
ルブ、４１ｂ…すべり軸受面を構成するロータリバルブ
の外周面、４２…バルブ収容室、４２ａ…すべり軸受面
を構成するバルブ収容室の内周面、４３…ガス通路を構
成する吸入連通路、４４…吸入圧力領域を構成する導入
室、４５…ガス通路を構成する吸入案内溝。11 ... Cylinder block constituting the housing, 11a
... Cylinder bore, 12 ... Front housing constituting housing, 14 ... Similarly rear housing, 16 ... Drive shaft, 25 ... Piston, 26 ... Compression chamber, 41 ... Rotary valve, 41b ... Outer peripheral surface of rotary valve constituting sliding bearing surface , 42 ... Valve accommodating chamber, 42a ... Inner peripheral surface of valve accommodating chamber constituting slide bearing surface, 43 ... Intake communication passage constituting gas passage, 44 ... Introducing chamber constituting suction pressure region, 45 ... Gas passage Constituting suction guide groove.

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 川口 真広 愛知県刈谷市豊田町２丁目１番地 株式会 社豊田自動織機内 (72)発明者 神徳 哲行 愛知県刈谷市豊田町２丁目１番地 株式会 社豊田自動織機内 (72)発明者 太田 雅樹 愛知県刈谷市豊田町２丁目１番地 株式会 社豊田自動織機内 (72)発明者 川村 尚登 愛知県刈谷市豊田町２丁目１番地 株式会 社豊田自動織機内 (72)発明者 河内 繁希 愛知県刈谷市豊田町２丁目１番地 株式会 社豊田自動織機内 (72)発明者 井上 宜典 愛知県刈谷市豊田町２丁目１番地 株式会 社豊田自動織機内 (72)発明者 佐伯 暁生 愛知県刈谷市豊田町２丁目１番地 株式会 社豊田自動織機内 Ｆターム(参考） 3H076 AA06 AA07 BB01 BB21 CC20 CC41 CC92    ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continued front page    (72) Inventor Masahiro Kawaguchi             2-1, Toyota-cho, Kariya City, Aichi Stock Association             Inside Toyota Toyota Industries (72) Inventor Tetsuyuki Shintoku             2-1, Toyota-cho, Kariya City, Aichi Stock Association             Inside Toyota Toyota Industries (72) Inventor Masaki Ota             2-1, Toyota-cho, Kariya City, Aichi Stock Association             Inside Toyota Toyota Industries (72) Inventor Naoto Kawamura             2-1, Toyota-cho, Kariya City, Aichi Stock Association             Inside Toyota Toyota Industries (72) Inventor Shigeki Kawauchi             2-1, Toyota-cho, Kariya City, Aichi Stock Association             Inside Toyota Toyota Industries (72) Inventor Yoshinori Inoue             2-1, Toyota-cho, Kariya City, Aichi Stock Association             Inside Toyota Toyota Industries (72) Inventor Akio Saeki             2-1, Toyota-cho, Kariya City, Aichi Stock Association             Inside Toyota Toyota Industries F term (reference) 3H076 AA06 AA07 BB01 BB21 CC20                       CC41 CC92

Claims (9)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 ハウジングには駆動軸が回転可能に支持
され、ハウジングの一部を構成するシリンダブロックに
はシリンダボアが形成され、駆動軸にはシリンダボアに
往復動可能に収容されたピストンが作動連結され、駆動
軸の回転によってピストンが往復動され、シリンダボア
内にはピストンの往復動によって体積変化することでガ
ス圧縮が行われる圧縮室が区画形成され、シリンダブロ
ックに形成されたバルブ収容室内にはロータリバルブが
収容され、ロータリバルブは駆動軸に一体的に設けられ
駆動軸と同期回転することで圧縮室と吸入圧力領域との
間のガス通路を開閉可能な構成のピストン式圧縮機にお
いて、 前記ロータリバルブは、その外周面と前記バルブ収容室
の内周面とですべり軸受面を構成し、駆動軸はロータリ
バルブを介することでハウジングに回転可能に支持され
ていることを特徴とするピストン式圧縮機。1. A drive shaft is rotatably supported in the housing, a cylinder bore is formed in a cylinder block forming a part of the housing, and a piston reciprocally housed in the cylinder bore is operatively connected to the drive shaft. The piston is reciprocated by the rotation of the drive shaft, and the compression chamber where the gas compression is performed by the volume change due to the reciprocating movement of the piston is defined in the cylinder bore. In a piston type compressor having a configuration in which a rotary valve is housed, the rotary valve is provided integrally with a drive shaft, and is capable of opening and closing a gas passage between a compression chamber and a suction pressure region by rotating in synchronization with the drive shaft, The rotary valve constitutes a sliding bearing surface with the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber. Piston type compressor, characterized in that is rotatably supported in the housing Rukoto. 【請求項２】 前記ロータリバルブの外周面及びバルブ
収容室の内周面は駆動軸の軸線方向に傾斜されており、
これらすべり軸受面によって、駆動軸に作用するスラス
ト荷重も受承可能となっている請求項１に記載のピスト
ン式圧縮機。2. The outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve housing chamber are inclined in the axial direction of the drive shaft,
The piston type compressor according to claim 1, wherein the slide bearing surface can also receive a thrust load acting on the drive shaft. 【請求項３】 前記ロータリバルブは駆動軸よりも大径
とされている請求項１又は２に記載のピストン式圧縮
機。3. The piston type compressor according to claim 1, wherein the rotary valve has a diameter larger than that of the drive shaft. 【請求項４】 前記駆動軸とロータリバルブとは別体に
構成されている請求項１〜３のいずれかに記載のピスト
ン式圧縮機。4. The piston type compressor according to claim 1, wherein the drive shaft and the rotary valve are configured separately. 【請求項５】 前記駆動軸とロータリバルブは一体形成
されている請求項１〜３のいずれかに記載のピストン式
圧縮機。5. The piston type compressor according to claim 1, wherein the drive shaft and the rotary valve are integrally formed. 【請求項６】 前記ロータリバルブの外周面及びバルブ
収容室の内周面の少なくとも一方には、両者間の接触摺
動性を良好とするためのコーティングが施されている請
求項１〜５のいずれかに記載のピストン式圧縮機。6. The coating according to claim 1, wherein at least one of the outer peripheral surface of the rotary valve and the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber is coated to improve the contact slidability therebetween. The piston compressor according to any one of the above. 【請求項７】 前記ロータリバルブの外周面又はバルブ
収容室の内周面には、ロータリバルブの回転によって両
周面間でポンプ作用を奏するポンプ溝が形成されている
請求項１〜６のいずれかに記載のピストン式圧縮機。7. A pump groove is provided on the outer peripheral surface of the rotary valve or the inner peripheral surface of the valve accommodating chamber, the pump groove performing a pumping action between both peripheral surfaces due to rotation of the rotary valve. A piston type compressor as described in. 【請求項８】 前記ロータリバルブには、その回転力を
利用してガスを積極的に圧縮室へ供給する過給手段が設
けられている請求項１〜７のいずれかに記載のピストン
式圧縮機。8. The piston type compression according to claim 1, wherein the rotary valve is provided with supercharging means for positively supplying gas to the compression chamber by utilizing the rotational force thereof. Machine. 【請求項９】 前記ロータリバルブの周壁には、ロータ
リバルブ内部に形成された導入室を、ロータリバルブと
バルブ収容室との間のクリアランスに連通させる圧力供
給路が形成されている請求項１〜８のいずれかに記載の
ピストン式圧縮機。9. A pressure supply passage is formed on a peripheral wall of the rotary valve to connect an introduction chamber formed inside the rotary valve to a clearance between the rotary valve and the valve accommodating chamber. 8. The piston type compressor according to any one of 8.
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