【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、回転軸の回転によってピストンが往復動されることで、吸入弁機構を介した吸入圧領域から圧縮室へのガスの吸入及び圧縮室内でのガスの圧縮が行われる構成のピストン式圧縮機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
この種のピストン式圧縮機としては、吸入弁機構にロータリバルブを用いたものが存在する。ロータリバルブは、回転軸に作動連結され該回転軸の回転に応じて回転することで、圧縮室と吸入圧領域との間のガス通路を開閉可能である。吸入弁機構にロータリバルブを用いたピストン式圧縮機では、例えば、吸入圧領域と圧縮室とのガス通路が閉塞されるタイミング（吸入終了タイミング）は、ロータリバルブの外周面における弁口（吸入圧領域から圧縮室へガスを導入するための口）の開口位置で決まる。
【０００３】
しかし、最適な吸入終了タイミングは、ピストン式圧縮機（回転軸）の回転速度に応じて異なる。従って、吸入弁機構にロータリバルブを用いると、実際の吸入終了タイミングと最適な吸入終了タイミングとを常に一致させることは難しい。
【０００４】
例えば、前記回転軸の回転速度が高くなると、ガスの流速が上昇して該ガスの慣性力が増大することで、ピストンが下死点付近であってもガスの慣性吸気が可能となり、圧縮効率の向上が期待される。しかし、回転軸の回転速度が低い場合に合わせて、ロータリバルブの吸入終了タイミングが最適となるように設定すると、回転軸の回転速度が高い場合には、実際の吸入終了タイミングが最適な吸入終了タイミングより早過ぎることとなり、前述した慣性吸気効果を期待できなくなる。
【０００５】
逆に、前記回転軸の回転速度が低くなるとガスの効果的な慣性吸気が望めなくなり、従って、ピストンが下死点付近に位置するまでロータリバルブが開いていると、圧縮室のガスが吸入圧領域へ逆流してしまうおそれがある。よって、回転軸の回転速度が高い場合に合わせて、ロータリバルブの吸入終了タイミングが最適となるように設定すると、回転速度が低い場合には、前述した圧縮室から吸入圧領域へのガスの逆流によって、圧縮効率が低下してしまう。
【０００６】
なお、前述した、ロータリバルブの実際のバルブタイミングと最適なバルブタイミングとが一致しない問題は、吸入終了タイミングについてのみならず、吸入圧領域と圧縮室との間のガス通路が開放されるタイミング（吸入開始タイミング）についても同様に生じる。
【０００７】
従来、前述したような、ロータリバルブの吸入終了タイミングが最適なタイミングからずれる問題を解決するため、該ロータリバルブに吸入終了タイミングの異なる複数の弁口を軸線方向に並設し、該複数の弁口の中から、回転軸の回転速度に応じた最適な吸入終了タイミングを有する弁口を適宜選択することが提案されている（例えば特許文献１参照。）。
【０００８】
【特許文献１】
特開平６−１１７３６３号公報（第３，４頁、第１−３図）
【０００９】
【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、最適な吸入終了タイミングを有する弁口を選択すべくロータリバルブを回転軸に対して軸線方向に前後移動させる構成であり、該ロータリバルブの軸線方向の前後にその移動スペースを確保する必要がある。従って、ピストン式圧縮機が軸線方向へ大型化する問題を生じていた。
【００１０】
本発明の目的は、ロータリバルブのバルブタイミングを調節可能であることと軸線方向へのコンパクト化とを両立できるピストン式圧縮機を提供することにある。
【００１１】
【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、回転軸に対するロータリバルブの相対回転位相を変更可能なバルブタイミング調節装置を備えている。従って、ロータリバルブの相対回転位相つまり該ロータリバルブのバルブタイミング（吸入開始タイミング又は吸入終了タイミング）を調節する場合に、該ロータリバルブを回転軸に対して軸線方向前後に移動させる必要がなく、例えば特許文献１の技術と比較して、ピストン式圧縮機の軸線方向へのコンパクト化を図り得る。
【００１２】
請求項２の発明は請求項１において、前記バルブタイミング調節装置は、ロータリバルブを回転軸の回転速度に応じた相対回転位相とする。従って、ロータリバルブのバルブタイミングを、回転軸の回転速度に応じた最適なものとすることができる。
【００１３】
請求項３の発明は請求項２において、前記バルブタイミング調節装置は、回転軸の回転速度が高くなると、吸入終了タイミングを遅らせる側にロータリバルブの相対回転位相を変更する。従って、慣性吸気による圧縮室へのガスの吸入量の増大を期待でき、ピストン式圧縮機の圧縮効率を向上させることができる。また、バルブタイミング調節装置は、回転軸の回転速度が低くなると吸入終了タイミングを早める側に前記ロータリバルブの相対回転位相を変更する構成である。従って、圧縮室から吸入圧領域へのガスの逆流を防止することができ、ピストン式圧縮機の圧縮効率を向上させることができる。
【００１４】
請求項４の発明は請求項２又は３において、前記バルブタイミング調節装置の好適な態様について言及するものである。すなわち、ロータリバルブは、回転軸と同軸位置に配置されてなおかつ該回転軸に対して相対回転可能に嵌合されている。バルブタイミング調節装置は、回転軸とロータリバルブとの嵌合部分において変位可能に介在された動力伝達部材を備えている。回転軸の回転力は、動力伝達部材を介してロータリバルブに伝達される。ロータリバルブの相対回転位相は、動力伝達部材の変位位置に応じて異なるように構成されている。バルブタイミング調節装置は位置決め手段を備えている。位置決め手段は、回転軸の回転速度に応じた位置に動力伝達部材を位置決めすることで、ロータリバルブの相対回転位相を変更可能である。
【００１５】
請求項５の発明は請求項４において、前記動力伝達部材として球体を用いている。球体はその形状に方向性が無いため、動力伝達部材のピストン式圧縮機への組込作業が容易となるし、例えば動力伝達部材が回転軸とロータリバルブとの嵌合部分において傾いて変位不能となる事態を避けることができる。
【００１６】
請求項６の発明は請求項４又は５において、前記動力伝達部材は、回転軸に対して偏心位置に配置されてなおかつ回転軸の半径方向に変位可能である。位置決め手段は、動力伝達部材を半径方向内側に向かって付勢する付勢手段を備えている。動力伝達部材は、回転軸の回転速度に応じて変化する遠心力と付勢手段からの付勢力とのバランスで位置決めされる。
【００１７】
つまり、本発明においては、前記動力伝達部材の位置決めつまりロータリバルブのバルブタイミングを、動力伝達部材に作用する遠心力の変化に基づいて内部自律的に変更する構成である。従って、例えば、動力伝達部材の位置決めを、アクチュエータを介して外部制御する場合と比較して、位置決め手段の構成の簡素化を図ることができる。
【００１８】
請求項７の発明は請求項４又は５において、前記位置決め手段は、回転軸の回転速度を検出する回転速度検出手段と、外部からの駆動信号に基づいて前記動力伝達部材に付与する付勢力を変更することで該動力伝達部材の位置決めを行うアクチュエータと、前記回転速度検出手段からの検出情報に基づいて前記アクチュエータに出力する駆動信号を調節する制御手段とを備えている。
【００１９】
つまり、本発明においては、前記動力伝達部材の位置決めつまりロータリバルブのバルブタイミングを、アクチュエータを介して外部制御する構成である。従って、例えば、動力伝達部材の位置決めを、回転軸の回転速度に応じて変化する遠心力を用いて内部制御する場合と比較して、該位置決めを精度良く行うことができ、実際のバルブタイミングを最適なバルブタイミングにより近づけることができる。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下に、本発明のピストン式圧縮機を、車両用空調装置に用いられる冷媒圧縮用の容量可変型斜板式圧縮機（以下圧縮機とする）に具体化した一実施形態について説明する。
【００２１】
先ず、圧縮機について説明する。
図１に示すように圧縮機１０は、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。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は、圧縮機１０のハウジングを構成している。なお、図１の左方を圧縮機１０の前方とし右方を後方とする。
【００２２】
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。回転軸１６はクランク室１５を貫通するように配設され、フロントハウジング１２とシリンダブロック１１との間で回転可能に架設支持されている。回転軸１６は、車両の走行駆動源であるエンジンＥｇに作動連結されており、該エンジンＥｇから動力の供給を受けて回転される。従って、回転軸１６の回転速度は、エンジンＥｇの回転速度に応じて変動される。
【００２３】
前記クランク室１５内において回転軸１６には、ラグプレート２０が一体回転可能に固定されている。クランク室１５内には斜板２１が収容されている。斜板２１は、回転軸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２２は、ラグプレート２０と斜板２１との間に介在されている。従って、斜板２１は、ヒンジ機構２２を介したラグプレート２０との間でのヒンジ連結、及び回転軸１６の支持により、ラグプレート２０及び回転軸１６と同期回転可能であるとともに、回転軸１６の軸線Ｌ方向へのスライド移動を伴いながら回転軸１６に対し傾動可能となっている。
【００２４】
図１及び図３に示すように、複数（本実施形態においては五つ。図１においては一つのみ示す）のシリンダボア２３は、前記シリンダブロック１１において回転軸１６の後端側を、一定の角度間隔にて取り囲むようにしてそれぞれ貫通形成されている。片頭型のピストン２４は、各シリンダボア２３に往復動可能に収容されている。
【００２５】
図１に示すように、前記シリンダボア２３の前後開口は、弁・ポート形成体１３及びピストン２４によって閉塞されており、このシリンダボア２３内にはピストン２４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２４は、シュー２５を介して斜板２１の外周部に係留されている。従って、回転軸１６の回転にともなう斜板２１の回転が、シュー２５を介してピストン２４の往復動に変換される。
【００２６】
前記リヤハウジング１４内には、吸入圧領域を構成する吸入室２７、及び吐出室２８がそれぞれ区画形成されている。吸入室２７はリヤハウジング１４の中央部に形成されている。吐出室２８は吸入室２７の外周を取り囲むようにして形成されている。吸入室２７には、図示しない外部冷媒回路の低圧側熱交換器につながる外部配管が接続されている。吐出室２８には、図示しない外部冷媒回路の高圧側熱交換器につながる外部配管が接続されている。この外部冷媒回路及び圧縮機１０は車両用空調装置の冷媒循環回路（冷凍サイクル）を構成する。
【００２７】
前記吸入室２７内の冷媒ガスは、各ピストン２４の上死点位置から下死点側への移動により、シリンダブロック１１に配設された吸入弁機構５５を介して圧縮室２６に吸入される。圧縮室２６に吸入された冷媒ガスは、ピストン２４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に形成された吐出ポート２９及び吐出弁３０を介して吐出室２８に吐出される。
【００２８】
前記圧縮機１０のハウジング内には、抽気通路３１及び給気通路３２並びに容量制御弁３３が設けられている。抽気通路３１はクランク室１５と吸入室２７とを連通する。抽気通路３１は、回転軸１６の軸心位置に形成された軸内通路３４を備えている。軸内通路３４の入口３４ａは、ラグプレート２０付近でクランク室１５に開口され、出口３４ｂは、回転軸１６の後端面で開口されている。給気通路３２は吐出室２８とクランク室１５とを連通する。給気通路３２の途中には、電磁弁よりなる周知の容量制御弁３３が配設されている。
【００２９】
前記容量制御弁３３の開度を調節することで、給気通路３２を介したクランク室１５への高圧な吐出ガスの導入量と抽気通路３１を介したクランク室１５からのガス導出量とのバランスが制御され、クランク室１５の圧力が決定される。クランク室１５の圧力変更に応じて、ピストン２４を介してのクランク室１５の圧力と圧縮室２６の圧力との差が変更され、斜板２１の傾斜角度が変更される結果、ピストン２４のストロークすなわち圧縮機１０の吐出容量が調節される。
【００３０】
例えば、前記容量制御弁３３の開度が小さくなってクランク室１５の圧力が低下されると、斜板２１の傾斜角度が増大し、ピストン２４のストロークが増大して圧縮機１０の吐出容量が増大される。逆に、容量制御弁３３の開度が大きくなってクランク室１５の圧力が上昇されると、斜板２１の傾斜角度が減少し、ピストン２４のストロークが減少して圧縮機１０の吐出容量が減少される。
【００３１】
次に、前記吸入弁機構５５について説明する。
図２及び図３に示すように、前記圧縮機１０のハウジングには、シリンダブロック１１においてシリンダボア２３に囲まれた中心部に、円柱状をなす収容孔１７が形成されている。シリンダブロック１１の後端面において収容孔１７の開口周囲には、弁・ポート形成体１３を貫通してリヤハウジング１４内の中央部に入り込むボス部１１ａが突設されている。従って、収容孔１７と吸入室２７は軸線Ｌ方向に連続して配置されている。収容孔１７と各圧縮室２６とは、シリンダブロック１１において軸線Ｌを中心とした放射状に形成された複数（本実施形態においては五つ。図２においては一つのみ示す）の導通路１８を介してそれぞれ連通されている。
【００３２】
前記収容孔１７内には、前方側が底となる実質的に有底円筒状をなすロータリバルブ３５が回転可能に収容されている。ロータリバルブ３５の前端側は小径となっている（小径部３５ａ）。回転軸１６において収容孔１７に臨む後端面には、取付孔１６ａが設けられている。回転軸１６の取付孔１６ａには、ロータリバルブ３５が小径部３５ａを以て回転軸１６に対して同一軸線Ｌ上に嵌合されている。ロータリバルブ３５と回転軸１６は軸線Ｌを中心とし、回転軸１６の回転方向に対して相対的なずれ動きを可能とするようにされている。
【００３３】
前記回転軸１６とロータリバルブ３５との嵌合部分には、球体たる鋼球６３が介在されている。ロータリバルブ３５は、鋼球６３を介することで回転軸１６に作動連結されており、該回転軸１６の回転に応じてつまりはピストン２４の往復動に応じて回転可能である。なお、ロータリバルブ３５の大径部３５ｂの外周面３５ｃと収容孔１７の内周面１７ａとは、回転軸１６の後端部を回転可能に支持する滑り軸受け面を構成している。
【００３４】
前記収容孔１７の内周面１７ａとロータリバルブ３５の大径部３５ｂの外周面３５ｃとは、摺動可能に密接されている。ロータリバルブ３５の前端側の内部には、前後方向に連通孔３５ｄが貫通形成されている。ロータリバルブ３５の筒内空間たる導入室３６と、回転軸１６の軸内通路３４（出口３４ｂ）とは、連通孔３５ｄを介して連通されている。導入室３６は吸入室２７に連続（連通）されている。連通孔３５ｄ及び導入室３６は抽気通路３１の一部を構成している。
【００３５】
前記ロータリバルブ３５の周壁には、導入室３６と常時連通される弁口としての吸入案内孔３７が、周方向の一定区間に形成されている。ロータリバルブ３５は、ピストン２４が吸入行程に移行した場合に、吸入案内孔３７がシリンダブロック１１の導通路１８に連通する。従って、吸入室２７の冷媒ガスは、ロータリバルブ３５の導入室３６、吸入案内孔３７及びシリンダブロック１１の導通路１８からなるガス通路を同順に経由して圧縮室２６に吸入される。
【００３６】
前記ピストン２４の吸入行程の終了時には、吸入案内孔３７が導通路１８に対して周方向に完全にずれ、導入室３６から圧縮室２６内への冷媒ガスの吸入が停止される。ピストン２４が圧縮・吐出行程に移行されると、ロータリバルブ３５の大径部３５ｂの外周面３５ｃによって導通路１８と導入室３６との間が閉塞状態に保持され、冷媒ガスの圧縮及び圧縮済みガスの吐出室２８への吐出が妨げられることはない。
【００３７】
次に、前記ロータリバルブ３５の回転軸１６に対する相対回転位相、つまり該ロータリバルブ３５のバルブタイミング（本実施形態においては吸入終了タイミング）を変更するためのバルブタイミング調節装置６０について説明する。
【００３８】
図２、図４及び図５に示すように、前記回転軸１６において取付孔１６ａの内周面１６ｂには、収容凹部６１が形成されている。収容凹部６１は、取付孔１６ａの内周面１６ｂでの開口から半径方向外側に向かって延びる筒状をなしている。収容凹部６１内には前述した鋼球６３が、収容凹部６１の延在方向つまり半径方向へ移動可能に収容されている。従って、鋼球６３は、回転軸１６に対して偏心位置に配置されていると言える。収容凹部６１内には、付勢手段としてのコイルスプリングよりなる付勢バネ６４が収容されている。付勢バネ６４は、鋼球６３を半径方向内側に向かって付勢する。
【００３９】
図４及び図５に示すように、前記取付孔１６ａの内周面１６ｂには、収容凹部６１の開口縁部において、回転軸１６の回転方向（図４及び図５においては時計回り方向）後行（回転方向に対し位相が遅れる）側の領域に、案内凸部６５が設けられている。案内凸部６５において収容凹部６１側の面６５ａは、該収容凹部６１の内面の一部（回転方向後行側の領域６１ａ）に連続されて鋼球６３の移動を案内する。案内凸部６５において収容凹部６１側の面６５ａ、及び収容凹部６１の内面の領域６１ａは、回転軸１６の回転力を、鋼球６３を介してロータリバルブ３５に伝達するための動力伝達面６１ａ，６５ａをなしている。
【００４０】
前記ロータリバルブ３５において小径部３５ａの外周面３５ｅの一部には、回転軸１６の案内凸部６５を収容する溝６２が、周方向に延在形成されている。溝６２の底面は、回転方向先行側に位置しかつ回転方向と反対側に向かう平面状の動力伝達面６２ａと、回転方向後行側に位置しかつ回転方向側に向かう平面状の後行面６２ｂとが互いに傾斜することで、両面６２ａ，６２ｂの接続部分が軸線Ｌ側に窪んだ形状をなしている。
【００４１】
前記鋼球６３は、回転軸１６側の動力伝達面６１ａ，６５ａとロータリバルブ３５側の動力伝達面６２ａとの間に介在されている。回転軸１６の動力伝達面６１ａ，６５ａから鋼球６３に伝達された回転力は、動力伝達面６２ａを介してロータリバルブ３５に伝達され、該ロータリバルブ３５が回転される。この鋼球６３を介した回転軸１６からロータリバルブ３５への動力伝達は、該鋼球６３が動力伝達面６１ａ，６５ａと動力伝達面６２ａとの間で狭持された状態で行われる。鋼球６３を狭持する言い換えれば鋼球６３を介した動力伝達（トルク伝達）が行われる、動力伝達面６１ａ，６５ａと動力伝達面６２ａとの間の間隔（距離）は、回転軸１６の半径方向に対する鋼球６３の変位位置に応じて異なる。
【００４２】
例えば、図４に示すように、前記鋼球６３が、或る位置から半径方向内側に変位した場合、動力伝達面６１ａ，６５ａと動力伝達面６２ａとは、間隔を広げて鋼球６３を狭持することとなる。動力伝達面６１ａ，６５ａと動力伝達面６２ａとの間隔を広げるためには、ロータリバルブ３５が回転軸１６に対して該回転軸１６の回転方向側に相対回転される必要がある。ロータリバルブ３５が、回転軸１６に対して回転方向側に相対回転されて相対回転位相が進められることは、該ロータリバルブ３５の吸入終了タイミングが早められることを意味する。
【００４３】
なお、前記ロータリバルブ３５の溝６２における面６２ｂと、該面６２ｂに対向する、回転軸１６の案内凸部６５における面６５ｂとは、両面６２ｂ，６５ｂが当接することでロータリバルブ３５の相対回転位相が最も進められた（すなわち、ロータリバルブ３５の吸入終了タイミングが最も早められた）最進位相を規定する最進位相規定面６２ｂ，６５ｂをなしている。
【００４４】
逆に、図５に示すように、前記鋼球６３が、或る位置から半径方向外側に変位した場合、動力伝達面６１ａ，６５ａと動力伝達面６２ａとは、間隔を狭めて鋼球６３を狭持することとなる。動力伝達面６１ａ，６５ａと動力伝達面６２ａとの間隔を狭めるためには、ロータリバルブ３５が回転軸１６に対して該回転軸１６の回転方向と反対側に相対回転される必要がある。ロータリバルブ３５が、回転軸１６に対して回転方向と反対側に相対回転されて相対回転位相が遅らせられることは、該ロータリバルブ３５の吸入終了タイミングが遅らせられることを意味する。
【００４５】
そして、前記回転軸１６の半径方向における鋼球６３の位置は、該鋼球６３に作用する遠心力と、回転軸１６からロータリバルブ３５への伝達トルクに基づき鋼球６３に作用する、動力伝達面６２ａからの反力に基づく半径方向外側への付勢力と、付勢バネ６４により付与される半径方向内側への付勢力とのバランスで決定される。前述した伝達トルクに基づく付勢力及び付勢バネ６４の付勢力は機械設計の段階で一義的に決まる確定的なパラメータであり、遠心力のみが回転軸１６の回転速度に応じて変化する可変パラメータである。従って、鋼球６３は、回転軸１６の回転速度に応じた位置に位置決めされることとなる。
【００４６】
例えば、前記回転軸１６の回転速度が低くなると鋼球６３に作用する遠心力が小さくなり、該鋼球６３は付勢バネ６４によって半径方向内側に変位される。従って、ロータリバルブ３５が回転軸１６に対して回転方向側に相対回転されて相対回転位相が進められるので、ロータリバルブ３５の吸入終了タイミングが早められ、ピストン２４の下死点位置付近において生じ易い圧縮室２６から導入室３６へのガスの逆流を防止して、該逆流に起因した圧縮機１０の圧縮効率の低下を防止することができる。
【００４７】
逆に、前記回転軸１６の回転速度が高くなると鋼球６３に作用する遠心力が大きくなり、該鋼球６３は付勢バネ６４に抗して半径方向外側に変位される。従って、ロータリバルブ３５が回転軸１６に対して回転方向と反対側に相対回転されて相対回転位相が遅らせられるので、ロータリバルブ３５の吸入終了タイミングが遅くなり、ピストン２４が下死点位置近辺であっても期待できる慣性吸気を上手く利用して、圧縮機１０の圧縮効率の向上を図ることができる。
【００４８】
本実施形態においては前記鋼球６３が、バルブタイミング調節装置６０を構成する動力伝達部材をなしている。また、鋼球６３に対して該鋼球６３の位置決めに関与する力を付与する付勢バネ６４や動力伝達面６２ａ等が、バルブタイミング調節装置６０を構成する位置決め手段をなしている。
【００４９】
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）ロータリバルブ３５の吸入終了タイミングの調節は、該ロータリバルブ３５を回転軸１６に対して相対回転させて該ロータリバルブ３５の相対回転位相を変更することで行われる。従って、例えば、ロータリバルブを回転軸に対して軸線方向前後に移動させて吸入終了タイミングを調節する特許文献１の技術と比較して、圧縮機１０の軸線Ｌ方向へのコンパクト化を図り得る。
【００５０】
（２）ロータリバルブ３５は、回転軸１６の回転速度に応じた相対回転位相とされる。従って、ロータリバルブ３５の吸入終了タイミングを、回転軸１６の回転速度に応じた最適なものとすることができる。
【００５１】
（３）ロータリバルブ３５の回転位相は、回転軸１６の回転速度が高くなると吸入終了タイミングを遅らせる側に変更され、逆に、回転軸１６の回転速度が低くなると吸入終了タイミングを早める側に変更される。従って、前述したように、圧縮機１０の圧縮効率を向上させることができる。
【００５２】
（４）動力伝達部材として球体（鋼球６３）を用いている。球体はその形状に方向性が無いため、動力伝達部材の圧縮機１０への組込作業が容易となるし、例えば動力伝達部材が回転軸１６とロータリバルブ３５との嵌合部分において傾いて変位不能となる事態を避けることができる。
【００５３】
（５）鋼球６３の位置決めつまりロータリバルブ３５の吸入終了タイミングは、該鋼球６３に作用する遠心力の変化に基づいて内部自律的に変更される。従って、鋼球６３の位置決めを、例えばアクチュエータを介して外部制御する場合と比較して、位置決め手段の構成の簡素化を図ることができる。
【００５４】
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。○上記実施形態においては、ロータリバルブ３５の吸入終了タイミングを調節することに重きを置いて、各種部材のセッティングがなされていた。これを変更し、ロータリバルブ３５の吸入開始タイミングを調節するように、各種部材をセッティングしてもよい。つまり、本発明のバルブタイミング調節装置は、上記実施形態のような吸入終了タイミング調節装置に具体化することに限定されるものではなく、吸入開始タイミング調節装置に具体化してもよい。
【００５５】
例えば、ロータリバルブ３５が、圧縮工程終了直後のシリンダボア２３内の残留ガスを、吸入工程終了直前の他のシリンダボア内にバイパスすることで圧縮機の体積効率を向上させる残留ガスバイパス溝を有する場合、回転軸１６の回転速度が高くなると残留ガスのバイパス時間が短くなる。よって、圧縮工程終了直後のシリンダボア２３内のガス圧力は十分に低下しきれないため、圧縮工程終了直後のシリンダボア２３が吸入を開始したときにロータリバルブ３５内の導入室３６の内部圧力が低い場合ガスの逆流が起こり、圧縮機の騒音の原因になることがある。
【００５６】
従って、回転軸１６の回転速度が高くなるとロータリバルブ３５の吸入開始タイミングを遅らせるようにする態様は、前記圧縮機の騒音を低減することができるため、残留ガスバイパス溝を有するロータリバルブを用いた圧縮機に適用するのに適している。
【００５７】
○上記実施形態において鋼球６３は、回転軸１６の回転速度に応じて変化する遠心力と、付勢バネ６４から付与される半径方向内側への付勢力等とのバランスで、内部自律的に位置決めされる構成であった。これを変更し、鋼球６３の位置決めつまりロータリバルブ３５の相対回転位相の調節にアクチュエータを用いて、該ロータリバルブ３５のバルブタイミング調節を外部制御により行うこと。
【００５８】
例えば、図６に示すように、シリンダブロック１１において回転軸１６とロータリバルブ３５との嵌合部分を取り囲む位置に、鋼球６３へ電磁吸引力（半径方向外側への付勢力）を作用させることが可能な、アクチュエータとしての電磁吸引力付与装置７０を配置する。付勢バネ６４としては、回転軸１６の高速回転によっても鋼球６３を変位させない程、バネ力の強いものが用いられている。従って、鋼球６３の半径方向の位置は、電磁吸引力付与装置７０が鋼球６３に対して付与する電磁吸引力の大きさに応じて調節される。
【００５９】
前記電磁吸引力付与装置７０には、制御手段を構成する制御コンピュータ７１の指令に基づき、同じく制御手段を構成する駆動回路７２から駆動信号が供給される。電磁吸引力付与装置７０は、駆動回路７２からの駆動信号に応じた大きさの電磁吸引力を鋼球６３に対して付与する。制御コンピュータ７１は、回転軸１６の回転速度を検出する回転速度センサ（回転速度検出手段）７３からの検出情報に基づいて、駆動回路７２が電磁吸引力付与装置７０に供給する駆動信号を調節する。
【００６０】
前記制御コンピュータ７１は、回転軸１６の回転速度が高くなると、電磁吸引力付与装置７０が発生する電磁吸引力を増大させて鋼球６３を半径方向外側に変位させ、ロータリバルブ３５の吸入終了タイミングを遅らせる。また、制御コンピュータ７１は、回転軸１６の回転速度が低くなると、電磁吸引力付与装置７０が発生する電磁吸引力を減少させて鋼球６３を半径方向内側に変位させ、ロータリバルブ３５の吸入終了タイミングを早める。
【００６１】
本態様によれば、例えば、上記実施形態のように、内部制御によって鋼球６３の位置決めを行う場合と比較して、該鋼球６３の位置決めを精度良く行うことができ、実際の吸入終了タイミングを最適な吸入終了タイミングにより近づけることができる。
【００６２】
なお、本態様においては、前記鋼球６３に対して該鋼球６３の位置決めに関与する力を付与する付勢バネ６４や動力伝達面６２ａや電磁吸引力付与装置７０、及び該電磁吸引力付与装置７０を制御する制御コンピュータ７１や駆動回路７２、並びに制御コンピュータ７１に回転軸１６の回転速度情報を提供する回転速度センサ７３が、バルブタイミング調節装置６０を構成する位置決め手段をなしている。
【００６３】
○図６の態様においては、回転軸１６の回転速度に応じてロータリバルブ３５のバルブタイミングを調節する構成であった。これを変更し、例えば圧縮機１０の吐出容量に応じて、ロータリバルブ３５のバルブタイミングを調節するようにしてもよい。制御コンピュータ７１は、容量制御弁３３への給電情報等から圧縮機１０の吐出容量を把握することができる。つまり、ロータリバルブ３５のバルブタイミングを外部制御可能であるということは、該バルブタイミングを回転軸１６の回転速度情報以外の情報に応じて変更する態様の具体化も自在であるということである。
【００６４】
○上記実施形態においては、動力伝達部材として球体である鋼球６３を使用したが、これに限定されることはなく円柱体、半球体と円柱体の組み合わせ、三角柱体等、回転軸１６からロータリバルブ３５への動力が伝達可能なものであるならばよい。
【００６５】
○上記実施形態においては、付勢手段としてコイルスプリングからなる付勢バネ６４を使用したが、これに限定されることはなく、板バネ、ゴム体等、動力伝達部材を付勢できるものであるならばよい。
【００６６】
○ワッブルタイプの容量可変型圧縮機に本発明を適用してもよい。
○両頭ピストン式圧縮機に本発明を適用してもよい。
○ウエーブカムタイプのピストン式圧縮機に本発明を適用してもよい。
【００６７】
上記実施形態及び別例から把握できる技術的思想について記載する。
（１）前記ロータリバルブは、前記回転軸と同軸位置に配置されてなおかつ該回転軸に対して相対回転可能に嵌合されており、前記バルブタイミング調節装置は、前記回転軸と前記ロータリバルブとの嵌合部分において変位可能に介在された動力伝達部材を備え、前記ロータリバルブの相対回転位相は前記動力伝達部材の変位位置に応じて異なるように構成されており、前記バルブタイミング調節装置は位置決め手段を備え、該位置決め手段は、前記動力伝達部材を位置決めすることで、前記ロータリバルブの相対回転位相を変更可能である請求項１に記載のピストン式圧縮機。
【００６８】
（２）前記位置決め手段は、外部からの駆動信号に基づいて前記動力伝達部材に付与する付勢力を変更することで該動力伝達部材の位置決めを行うアクチュエータと、前記アクチュエータに駆動信号を出力する制御手段とを備えている技術的思想（１）に記載のピストン式圧縮機。
【００６９】
【発明の効果】
上記構成の本発明によれば、ロータリバルブのバルブタイミングを調節可能であることと軸線方向へのコンパクト化とを両立できるピストン式圧縮機を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】容量可変型斜板式圧縮機の縦断面図。
【図２】図１の要部拡大図。
【図３】図２のＩ−Ｉ線断面図。
【図４】図２のＩＩ−ＩＩ線断面図。
【図５】高速回転時を示す断面図。
【図６】別例を示す断面図。
【符号の説明】
１０…ピストン式圧縮機としての容量可変型斜板式圧縮機、１６…回転軸、１８…ガス通路を構成する導通路、２４…ピストン、２６…圧縮室、２７…吸入圧領域を構成する吸入室、３５…ロータリバルブ、３６…ガス通路を構成する導入室、３７…ガス通路を構成する吸入案内孔、５５…吸入弁機構、６０…バルブタイミング調節装置、６２ａ…位置決め手段を構成する動力伝達面、６３…動力伝達部材としての球体たる鋼球、６４…付勢手段としての付勢バネ、７０…アクチュエータとしての電磁吸引力付与装置、７１…制御手段を構成する制御コンピュータ、７２…制御手段を構成する駆動回路、７３…回転速度検出手段としての回転速度センサ。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a piston type in which the piston is reciprocated by the rotation of the rotating shaft, whereby the gas is sucked into the compression chamber from the suction pressure region and the gas is compressed in the compression chamber via the suction valve mechanism. It relates to a compressor.
[0002]
[Prior art]
As this type of piston type compressor, there is one using a rotary valve as a suction valve mechanism. The rotary valve is operatively connected to the rotating shaft and rotates according to the rotation of the rotating shaft, thereby opening and closing the gas passage between the compression chamber and the suction pressure region. In a piston compressor using a rotary valve as a suction valve mechanism, for example, the timing at which the gas passage between the suction pressure region and the compression chamber is closed (suction end timing) is the valve port (suction pressure) on the outer peripheral surface of the rotary valve. It is determined by the opening position of the mouth for introducing gas from the region to the compression chamber.
[0003]
However, the optimal suction end timing varies depending on the rotational speed of the piston compressor (rotary shaft). Therefore, when a rotary valve is used for the suction valve mechanism, it is difficult to always match the actual suction end timing with the optimum suction end timing.
[0004]
For example, when the rotational speed of the rotating shaft increases, the gas flow velocity increases and the inertial force of the gas increases, so that the gas can be sucked by inertial inertia even when the piston is near bottom dead center. Improvement is expected. However, if the rotary valve suction end timing is set to be optimal when the rotational speed of the rotary shaft is low, the actual suction end timing is optimal when the rotational speed of the rotary shaft is high. It will be earlier than the timing, and the inertial intake effect described above cannot be expected.
[0005]
Conversely, when the rotational speed of the rotating shaft decreases, effective inertial intake of gas cannot be expected. Therefore, if the rotary valve is opened until the piston is located near the bottom dead center, the gas in the compression chamber is sucked into the suction pressure. There is a risk of backflow to the area. Therefore, if the rotary valve suction end timing is set to be optimal in accordance with the case where the rotational speed of the rotary shaft is high, if the rotational speed is low, the backflow of gas from the compression chamber to the suction pressure region described above. As a result, the compression efficiency is lowered.
[0006]
The above-described problem that the actual valve timing of the rotary valve does not coincide with the optimum valve timing is not limited to the suction end timing, but the timing at which the gas passage between the suction pressure region and the compression chamber is opened ( The same applies to the inhalation start timing.
[0007]
Conventionally, as described above, in order to solve the problem that the suction end timing of the rotary valve deviates from the optimum timing, a plurality of valve ports having different suction end timings are arranged in parallel in the axial direction on the rotary valve, and the plurality of valves It has been proposed to appropriately select a valve port having an optimal suction end timing according to the rotational speed of the rotating shaft from among the ports (see, for example, Patent Document 1).
[0008]
[Patent Document 1]
JP-A-6-117363 (pages 3, 4 and 1-3)
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the technique of Patent Document 1, the rotary valve is moved back and forth in the axial direction with respect to the rotation axis so as to select the valve port having the optimal suction end timing. It is necessary to secure the movement space. Therefore, the piston type compressor has a problem of increasing in size in the axial direction.
[0010]
An object of the present invention is to provide a piston type compressor that can adjust the valve timing of a rotary valve and achieve compactness in the axial direction.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, there is provided a valve timing adjusting device capable of changing the relative rotational phase of the rotary valve with respect to the rotating shaft. Therefore, when adjusting the relative rotational phase of the rotary valve, that is, the valve timing (suction start timing or suction end timing) of the rotary valve, there is no need to move the rotary valve back and forth in the axial direction with respect to the rotation axis. Compared with the technique of Patent Document 1, the piston compressor can be made compact in the axial direction.
[0012]
According to a second aspect of the present invention, in the first aspect, the valve timing adjusting device sets the rotary valve to a relative rotation phase corresponding to the rotation speed of the rotation shaft. Therefore, the valve timing of the rotary valve can be optimized according to the rotational speed of the rotary shaft.
[0013]
According to a third aspect of the present invention, in the second aspect, the valve timing adjusting device changes the relative rotational phase of the rotary valve to the side of delaying the suction end timing when the rotational speed of the rotary shaft increases. Therefore, an increase in the amount of gas sucked into the compression chamber by inertial intake can be expected, and the compression efficiency of the piston compressor can be improved. Further, the valve timing adjusting device is configured to change the relative rotational phase of the rotary valve so that the suction end timing is advanced when the rotational speed of the rotary shaft becomes low. Therefore, the backflow of gas from the compression chamber to the suction pressure region can be prevented, and the compression efficiency of the piston type compressor can be improved.
[0014]
The invention of claim 4 refers to the preferred embodiment of the valve timing adjusting device in claim 2 or 3. In other words, the rotary valve is disposed at a position coaxial with the rotary shaft and is fitted so as to be rotatable relative to the rotary shaft. The valve timing adjusting device includes a power transmission member interposed so as to be displaceable at a fitting portion between the rotary shaft and the rotary valve. The rotational force of the rotary shaft is transmitted to the rotary valve via the power transmission member. The relative rotational phase of the rotary valve is configured to vary depending on the displacement position of the power transmission member. The valve timing adjusting device includes positioning means. The positioning means can change the relative rotational phase of the rotary valve by positioning the power transmission member at a position corresponding to the rotational speed of the rotary shaft.
[0015]
According to a fifth aspect of the present invention, in the fourth aspect, a spherical body is used as the power transmission member. Since the shape of the sphere is not directional, it is easy to incorporate the power transmission member into the piston compressor. For example, the power transmission member is tilted at the fitting portion between the rotary shaft and the rotary valve and cannot be displaced. Can be avoided.
[0016]
The invention according to claim 6 is the invention according to claim 4 or 5, wherein the power transmission member is arranged in an eccentric position with respect to the rotation shaft and can be displaced in the radial direction of the rotation shaft. The positioning means includes urging means for urging the power transmission member inward in the radial direction. The power transmission member is positioned by a balance between the centrifugal force that changes according to the rotation speed of the rotating shaft and the urging force from the urging means.
[0017]
In other words, in the present invention, the positioning of the power transmission member, that is, the valve timing of the rotary valve is configured to autonomously change based on a change in centrifugal force acting on the power transmission member. Therefore, for example, the configuration of the positioning means can be simplified compared to the case where the positioning of the power transmission member is externally controlled via the actuator.
[0018]
According to a seventh aspect of the invention, in the fourth or fifth aspect, the positioning means includes a rotational speed detecting means for detecting a rotational speed of the rotary shaft, and an urging force to be applied to the power transmission member based on an external drive signal. An actuator for positioning the power transmission member by changing, and a control means for adjusting a drive signal output to the actuator based on detection information from the rotation speed detection means.
[0019]
That is, in the present invention, the positioning of the power transmission member, that is, the valve timing of the rotary valve is externally controlled via the actuator. Therefore, for example, the positioning of the power transmission member can be performed with higher accuracy than in the case where internal control is performed using a centrifugal force that changes according to the rotational speed of the rotating shaft, and the actual valve timing can be reduced. It can be closer to the optimal valve timing.
[0020]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment in which the piston compressor of the present invention is embodied as a variable capacity swash plate compressor (hereinafter referred to as a compressor) for refrigerant compression used in a vehicle air conditioner will be described.
[0021]
First, the compressor will be described.
As shown in FIG. 1, a compressor 10 includes a cylinder block 11, a front housing 12 joined and fixed to the front end thereof, and a rear housing joined and fixed to the rear end of the cylinder block 11 via a valve / port forming body 13. 14. The cylinder block 11, the front housing 12, and the rear housing 14 constitute a housing for the compressor 10. The left side in FIG. 1 is the front side of the compressor 10 and the right side is the rear side.
[0022]
A crank chamber 15 is defined in an area surrounded by the cylinder block 11 and the front housing 12. The rotating shaft 16 is disposed so as to penetrate the crank chamber 15, and is rotatably supported between the front housing 12 and the cylinder block 11. The rotating shaft 16 is operatively connected to an engine Eg that is a travel drive source of the vehicle, and is rotated by receiving power from the engine Eg. Therefore, the rotation speed of the rotating shaft 16 is changed according to the rotation speed of the engine Eg.
[0023]
A lug plate 20 is fixed to the rotary shaft 16 in the crank chamber 15 so as to be integrally rotatable. A swash plate 21 is accommodated in the crank chamber 15. The swash plate 21 is supported by the rotating shaft 16 so as to be slidable and tiltable. The hinge mechanism 22 is interposed between the lug plate 20 and the swash plate 21. Therefore, the swash plate 21 can be rotated synchronously with the lug plate 20 and the rotary shaft 16 by the hinge connection with the lug plate 20 via the hinge mechanism 22 and the support of the rotary shaft 16, and the rotary shaft 16. Can be tilted with respect to the rotary shaft 16 while being slid in the axis L direction.
[0024]
As shown in FIGS. 1 and 3, a plurality of cylinder bores 23 (five in the present embodiment, only one is shown in FIG. 1) are fixed to the rear end side of the rotary shaft 16 in the cylinder block 11. The through holes are formed so as to surround at angular intervals. The single-headed piston 24 is accommodated in each cylinder bore 23 so as to be able to reciprocate.
[0025]
As shown in FIG. 1, the front and rear openings of the cylinder bore 23 are closed by a valve / port forming body 13 and a piston 24, and a compression chamber 26 that changes in volume in accordance with the reciprocating movement of the piston 24 in the cylinder bore 23. Is partitioned. Each piston 24 is anchored to the outer peripheral portion of the swash plate 21 via a shoe 25. Therefore, the rotation of the swash plate 21 accompanying the rotation of the rotating shaft 16 is converted into the reciprocating motion of the piston 24 via the shoe 25.
[0026]
In the rear housing 14, a suction chamber 27 and a discharge chamber 28 constituting a suction pressure region are defined. The suction chamber 27 is formed at the center of the rear housing 14. The discharge chamber 28 is formed so as to surround the outer periphery of the suction chamber 27. Connected to the suction chamber 27 is an external pipe connected to a low-pressure heat exchanger of an external refrigerant circuit (not shown). Connected to the discharge chamber 28 is an external pipe connected to a high-pressure side heat exchanger of an external refrigerant circuit (not shown). The external refrigerant circuit and the compressor 10 constitute a refrigerant circulation circuit (refrigeration cycle) of the vehicle air conditioner.
[0027]
The refrigerant gas in the suction chamber 27 is sucked into the compression chamber 26 through the suction valve mechanism 55 disposed in the cylinder block 11 by the movement from the top dead center position to the bottom dead center side of each piston 24. . The refrigerant gas sucked into the compression chamber 26 is compressed to a predetermined pressure by the movement from the bottom dead center position of the piston 24 to the top dead center side, and is discharged to the discharge port 29 and the discharge port 29 formed in the valve / port forming body 13. It is discharged into the discharge chamber 28 via the valve 30.
[0028]
In the housing of the compressor 10, a bleed passage 31, a supply passage 32, and a capacity control valve 33 are provided. The bleed passage 31 communicates the crank chamber 15 and the suction chamber 27. The bleed passage 31 includes an in-axis passage 34 formed at the axial center position of the rotary shaft 16. An inlet 34 a of the in-shaft passage 34 is opened to the crank chamber 15 in the vicinity of the lug plate 20, and an outlet 34 b is opened at the rear end face of the rotary shaft 16. The air supply passage 32 communicates the discharge chamber 28 with the crank chamber 15. A known capacity control valve 33 made of an electromagnetic valve is disposed in the supply passage 32.
[0029]
By adjusting the opening of the capacity control valve 33, the amount of high-pressure discharge gas introduced into the crank chamber 15 through the air supply passage 32 and the amount of gas discharged from the crank chamber 15 through the extraction passage 31 are set. The balance is controlled and the pressure in the crank chamber 15 is determined. The difference between the pressure in the crank chamber 15 via the piston 24 and the pressure in the compression chamber 26 is changed in accordance with the pressure change in the crank chamber 15, and the inclination angle of the swash plate 21 is changed, resulting in the stroke of the piston 24. That is, the discharge capacity of the compressor 10 is adjusted.
[0030]
For example, when the opening of the capacity control valve 33 decreases and the pressure in the crank chamber 15 decreases, the inclination angle of the swash plate 21 increases, the stroke of the piston 24 increases, and the discharge capacity of the compressor 10 increases. Will be increased. Conversely, when the opening of the capacity control valve 33 increases and the pressure in the crank chamber 15 increases, the inclination angle of the swash plate 21 decreases, the stroke of the piston 24 decreases, and the discharge capacity of the compressor 10 increases. Will be reduced.
[0031]
Next, the suction valve mechanism 55 will be described.
As shown in FIGS. 2 and 3, in the housing of the compressor 10, a cylindrical accommodation hole 17 is formed in the center portion surrounded by the cylinder bore 23 in the cylinder block 11. On the rear end surface of the cylinder block 11, a boss portion 11 a that protrudes through the valve / port forming body 13 and enters the central portion in the rear housing 14 is provided in the vicinity of the opening of the accommodation hole 17. Therefore, the accommodation hole 17 and the suction chamber 27 are continuously arranged in the axis L direction. The accommodating hole 17 and each compression chamber 26 include a plurality of conductive paths 18 (five in the present embodiment, only one is shown in FIG. 2) formed radially around the axis L in the cylinder block 11. Are communicated with each other.
[0032]
A rotary valve 35 having a substantially bottomed cylindrical shape with the front side serving as a bottom is rotatably accommodated in the accommodation hole 17. The front end side of the rotary valve 35 has a small diameter (small diameter portion 35a). A mounting hole 16 a is provided on the rear end face of the rotating shaft 16 facing the accommodation hole 17. In the mounting hole 16a of the rotating shaft 16, a rotary valve 35 is fitted on the same axis L with respect to the rotating shaft 16 with a small diameter portion 35a. The rotary valve 35 and the rotary shaft 16 are configured so as to be able to shift relative to the rotational direction of the rotary shaft 16 about the axis L.
[0033]
A steel ball 63 as a sphere is interposed at a fitting portion between the rotary shaft 16 and the rotary valve 35. The rotary valve 35 is operatively connected to the rotary shaft 16 via a steel ball 63 and can be rotated according to the rotation of the rotary shaft 16, that is, according to the reciprocating motion of the piston 24. The outer peripheral surface 35c of the large-diameter portion 35b of the rotary valve 35 and the inner peripheral surface 17a of the accommodation hole 17 constitute a sliding bearing surface that rotatably supports the rear end portion of the rotary shaft 16.
[0034]
The inner peripheral surface 17a of the receiving hole 17 and the outer peripheral surface 35c of the large diameter portion 35b of the rotary valve 35 are in close contact with each other so as to be slidable. A communication hole 35d is formed through the inside of the front end side of the rotary valve 35 in the front-rear direction. The introduction chamber 36 that is the in-cylinder space of the rotary valve 35 and the in-axis passage 34 (outlet 34b) of the rotary shaft 16 are communicated with each other through a communication hole 35d. The introduction chamber 36 is continuous (communication) with the suction chamber 27. The communication hole 35 d and the introduction chamber 36 constitute a part of the extraction passage 31.
[0035]
In the peripheral wall of the rotary valve 35, a suction guide hole 37 as a valve port that is always in communication with the introduction chamber 36 is formed in a constant section in the circumferential direction. In the rotary valve 35, the suction guide hole 37 communicates with the conduction path 18 of the cylinder block 11 when the piston 24 moves to the suction stroke. Accordingly, the refrigerant gas in the suction chamber 27 is sucked into the compression chamber 26 via the gas passage formed by the introduction chamber 36 of the rotary valve 35, the suction guide hole 37, and the conduction path 18 of the cylinder block 11 in the same order.
[0036]
At the end of the suction stroke of the piston 24, the suction guide hole 37 is completely displaced in the circumferential direction with respect to the conduction path 18, and the suction of the refrigerant gas from the introduction chamber 36 into the compression chamber 26 is stopped. When the piston 24 is shifted to the compression / discharge stroke, the outer circumferential surface 35c of the large-diameter portion 35b of the rotary valve 35 is held in a closed state between the conduction path 18 and the introduction chamber 36, and the refrigerant gas is compressed and compressed. The discharge of the gas into the discharge chamber 28 is not hindered.
[0037]
Next, the valve timing adjusting device 60 for changing the relative rotational phase of the rotary valve 35 with respect to the rotating shaft 16, that is, the valve timing of the rotary valve 35 (inhalation end timing in this embodiment) will be described.
[0038]
As shown in FIGS. 2, 4, and 5, a housing recess 61 is formed on the inner peripheral surface 16 b of the mounting hole 16 a in the rotating shaft 16. The housing recess 61 has a cylindrical shape extending radially outward from the opening on the inner peripheral surface 16b of the mounting hole 16a. The steel ball 63 described above is housed in the housing recess 61 so as to be movable in the extending direction of the housing recess 61, that is, in the radial direction. Therefore, it can be said that the steel ball 63 is arranged in an eccentric position with respect to the rotating shaft 16. An energizing spring 64 made up of a coil spring serving as an energizing means is accommodated in the accommodating recess 61. The urging spring 64 urges the steel ball 63 toward the inner side in the radial direction.
[0039]
As shown in FIGS. 4 and 5, the inner peripheral surface 16b of the mounting hole 16a has a rotational direction of the rotary shaft 16 (clockwise in FIGS. 4 and 5) at the opening edge of the housing recess 61. A guide convex portion 65 is provided in a region on the side of the row (the phase is delayed with respect to the rotation direction). In the guide convex portion 65, the surface 65 a on the accommodation recess 61 side is continued to a part of the inner surface of the accommodation recess 61 (region 61 a on the downstream side in the rotation direction) to guide the movement of the steel ball 63. In the guide convex portion 65, the surface 65 a on the housing recess 61 side and the region 61 a on the inner surface of the housing recess 61 have a power transmission surface 61 a for transmitting the rotational force of the rotating shaft 16 to the rotary valve 35 via the steel ball 63. 65a.
[0040]
In the rotary valve 35, a groove 62 that accommodates the guide convex portion 65 of the rotating shaft 16 is formed to extend in the circumferential direction in a part of the outer peripheral surface 35e of the small diameter portion 35a. The bottom surface of the groove 62 is a planar power transmission surface 62a located on the leading side in the rotational direction and facing the opposite side of the rotational direction, and a planar trailing surface located on the trailing side in the rotational direction and facing the rotational direction The connecting portions of both surfaces 62a and 62b are recessed toward the axis L side by inclining with each other.
[0041]
The steel ball 63 is interposed between the power transmission surfaces 61a and 65a on the rotating shaft 16 side and the power transmission surface 62a on the rotary valve 35 side. The rotational force transmitted from the power transmission surfaces 61a and 65a of the rotary shaft 16 to the steel ball 63 is transmitted to the rotary valve 35 via the power transmission surface 62a, and the rotary valve 35 is rotated. The power transmission from the rotary shaft 16 to the rotary valve 35 via the steel ball 63 is performed in a state where the steel ball 63 is held between the power transmission surfaces 61a and 65a and the power transmission surface 62a. In other words, holding the steel ball 63, in other words, the power transmission (torque transmission) through the steel ball 63 is performed. The distance (distance) between the power transmission surfaces 61a and 65a and the power transmission surface 62a is that of the rotary shaft 16. It differs according to the displacement position of the steel ball 63 with respect to the radial direction.
[0042]
For example, as shown in FIG. 4, when the steel ball 63 is displaced radially inward from a certain position, the power transmission surfaces 61 a and 65 a and the power transmission surface 62 a are widened to narrow the steel ball 63. You will have it. In order to increase the distance between the power transmission surfaces 61a and 65a and the power transmission surface 62a, the rotary valve 35 needs to be rotated relative to the rotation shaft 16 in the rotation direction side of the rotation shaft 16. The relative rotation phase of the rotary valve 35 being rotated relative to the rotating shaft 16 in the rotational direction side means that the suction end timing of the rotary valve 35 is advanced.
[0043]
The surface 62b of the groove 62 of the rotary valve 35 and the surface 65b of the guide convex portion 65 of the rotating shaft 16 that faces the surface 62b are brought into contact with each other so that the relative rotation of the rotary valve 35 is achieved. The most advanced phase defining surfaces 62b and 65b that define the most advanced phase in which the phase is most advanced (that is, the suction end timing of the rotary valve 35 is most advanced) are formed.
[0044]
Conversely, as shown in FIG. 5, when the steel ball 63 is displaced radially outward from a certain position, the power transmission surfaces 61 a and 65 a and the power transmission surface 62 a are spaced from each other to form the steel ball 63. It will be held. In order to reduce the distance between the power transmission surfaces 61 a and 65 a and the power transmission surface 62 a, the rotary valve 35 needs to be rotated relative to the rotation shaft 16 in the direction opposite to the rotation direction of the rotation shaft 16. The relative rotation phase of the rotary valve 35 relative to the rotary shaft 16 opposite to the rotation direction is delayed, which means that the suction end timing of the rotary valve 35 is delayed.
[0045]
The position of the steel ball 63 in the radial direction of the rotary shaft 16 is determined by the centrifugal force acting on the steel ball 63 and the transmission torque acting on the steel ball 63 based on the transmission torque from the rotary shaft 16 to the rotary valve 35. It is determined by the balance between the radially outward biasing force based on the reaction force from the surface 62 a and the radially inward biasing force applied by the biasing spring 64. The urging force based on the transmission torque and the urging force of the urging spring 64 described above are deterministic parameters that are uniquely determined at the stage of mechanical design, and a variable parameter in which only the centrifugal force changes according to the rotational speed of the rotating shaft 16. It is. Therefore, the steel ball 63 is positioned at a position corresponding to the rotational speed of the rotary shaft 16.
[0046]
For example, when the rotational speed of the rotating shaft 16 decreases, the centrifugal force acting on the steel ball 63 decreases, and the steel ball 63 is displaced radially inward by the biasing spring 64. Accordingly, the rotary valve 35 is rotated relative to the rotary shaft 16 in the rotational direction and the relative rotational phase is advanced, so that the suction end timing of the rotary valve 35 is advanced and is likely to occur near the bottom dead center position of the piston 24. The backflow of gas from the compression chamber 26 to the introduction chamber 36 can be prevented, and the reduction of the compression efficiency of the compressor 10 due to the backflow can be prevented.
[0047]
Conversely, when the rotational speed of the rotating shaft 16 increases, the centrifugal force acting on the steel ball 63 increases, and the steel ball 63 is displaced radially outward against the biasing spring 64. Accordingly, the rotary valve 35 is rotated relative to the rotating shaft 16 in the direction opposite to the rotation direction, and the relative rotation phase is delayed. Therefore, the suction end timing of the rotary valve 35 is delayed, and the piston 24 is near the bottom dead center position. Even if it can be expected, it is possible to improve the compression efficiency of the compressor 10 by utilizing the inertial intake that can be expected.
[0048]
In the present embodiment, the steel ball 63 forms a power transmission member constituting the valve timing adjusting device 60. Further, a biasing spring 64 and a power transmission surface 62 a that apply a force related to the positioning of the steel ball 63 to the steel ball 63 constitute a positioning means constituting the valve timing adjusting device 60.
[0049]
In the present embodiment having the above-described configuration, the following effects are obtained.
(1) The suction end timing of the rotary valve 35 is adjusted by rotating the rotary valve 35 relative to the rotary shaft 16 to change the relative rotational phase of the rotary valve 35. Therefore, for example, the compressor 10 can be made more compact in the direction of the axis L compared to the technique of Patent Document 1 in which the rotary valve is moved back and forth in the axial direction with respect to the rotation axis to adjust the suction end timing.
[0050]
(2) The rotary valve 35 has a relative rotational phase corresponding to the rotational speed of the rotary shaft 16. Therefore, the suction end timing of the rotary valve 35 can be optimized according to the rotational speed of the rotary shaft 16.
[0051]
(3) The rotational phase of the rotary valve 35 is changed to a side for delaying the suction end timing when the rotational speed of the rotary shaft 16 is increased, and conversely, it is changed to a side for advancing the suction end timing when the rotational speed of the rotary shaft 16 is decreased. Is done. Therefore, as described above, the compression efficiency of the compressor 10 can be improved.
[0052]
(4) A sphere (steel ball 63) is used as the power transmission member. Since the shape of the sphere has no directionality, it is easy to incorporate the power transmission member into the compressor 10. For example, the power transmission member is inclined and displaced at the fitting portion between the rotary shaft 16 and the rotary valve 35. The situation that becomes impossible can be avoided.
[0053]
(5) The positioning of the steel ball 63, that is, the suction end timing of the rotary valve 35 is changed autonomously based on the change of the centrifugal force acting on the steel ball 63. Therefore, compared with the case where the positioning of the steel ball 63 is externally controlled via an actuator, for example, the configuration of the positioning means can be simplified.
[0054]
For example, the following embodiments can also be implemented without departing from the spirit of the present invention. In the above embodiment, various members are set with emphasis on adjusting the suction end timing of the rotary valve 35. Various members may be set to change this and adjust the suction start timing of the rotary valve 35. That is, the valve timing adjusting device of the present invention is not limited to being embodied in the inhalation end timing adjusting device as in the above embodiment, and may be embodied in an inhalation start timing adjusting device.
[0055]
For example, when the rotary valve 35 has a residual gas bypass groove that improves the volume efficiency of the compressor by bypassing the residual gas in the cylinder bore 23 immediately after the end of the compression process into another cylinder bore immediately before the end of the suction process. When the rotational speed of the rotating shaft 16 is increased, the bypass time of the residual gas is shortened. Accordingly, since the gas pressure in the cylinder bore 23 immediately after the compression process is not sufficiently reduced, the internal pressure of the introduction chamber 36 in the rotary valve 35 is low when the cylinder bore 23 immediately after the compression process starts to suck. Gas backflow may occur, causing compressor noise.
[0056]
Therefore, the mode in which the suction start timing of the rotary valve 35 is delayed when the rotational speed of the rotary shaft 16 becomes high can reduce the noise of the compressor. Therefore, a rotary valve having a residual gas bypass groove is used. Suitable for applying to compressor.
[0057]
In the above embodiment, the steel balls 63 are autonomously balanced by a balance between the centrifugal force that changes according to the rotational speed of the rotary shaft 16 and the radially inward biasing force that is applied from the biasing spring 64. The configuration was positioned. By changing this, the actuator is used to position the steel ball 63, that is, to adjust the relative rotational phase of the rotary valve 35, and the valve timing of the rotary valve 35 is adjusted by external control.
[0058]
For example, as shown in FIG. 6, an electromagnetic attractive force (biasing force radially outward) is applied to the steel ball 63 at a position surrounding the fitting portion between the rotary shaft 16 and the rotary valve 35 in the cylinder block 11. An electromagnetic attraction force applying device 70 as an actuator is arranged. As the biasing spring 64, a spring having a spring force that is strong enough not to displace the steel ball 63 even by high-speed rotation of the rotating shaft 16 is used. Therefore, the radial position of the steel ball 63 is adjusted according to the magnitude of the electromagnetic attractive force applied to the steel ball 63 by the electromagnetic attractive force applying device 70.
[0059]
The electromagnetic attraction force applying device 70 is supplied with a drive signal from a drive circuit 72 that also constitutes the control means, based on a command of a control computer 71 that constitutes the control means. The electromagnetic attraction force applying device 70 applies an electromagnetic attraction force having a magnitude corresponding to the drive signal from the drive circuit 72 to the steel ball 63. The control computer 71 adjusts a drive signal that the drive circuit 72 supplies to the electromagnetic attraction force applying device 70 based on detection information from a rotation speed sensor (rotation speed detection means) 73 that detects the rotation speed of the rotary shaft 16. .
[0060]
When the rotational speed of the rotary shaft 16 increases, the control computer 71 increases the electromagnetic attractive force generated by the electromagnetic attractive force applying device 70 to displace the steel ball 63 radially outward, and the suction end timing of the rotary valve 35 is increased. Delay. In addition, when the rotational speed of the rotary shaft 16 decreases, the control computer 71 decreases the electromagnetic attractive force generated by the electromagnetic attractive force applying device 70 and displaces the steel ball 63 radially inward, and completes the intake of the rotary valve 35. Advance timing.
[0061]
According to this aspect, for example, as compared with the case where the steel ball 63 is positioned by internal control as in the above embodiment, the steel ball 63 can be positioned with high accuracy, and the actual suction end timing can be determined. Can be made closer to the optimal end timing of inhalation.
[0062]
In this embodiment, the biasing spring 64, the power transmission surface 62a, the electromagnetic attracting force imparting device 70, and the electromagnetic attracting force imparting to the steel ball 63 are imparted to the steel ball 63. A control computer 71 and a drive circuit 72 that control the device 70, and a rotation speed sensor 73 that provides the control computer 71 with the rotation speed information of the rotary shaft 16 constitute a positioning means that constitutes the valve timing adjusting device 60.
[0063]
In the embodiment of FIG. 6, the valve timing of the rotary valve 35 is adjusted according to the rotational speed of the rotary shaft 16. By changing this, for example, the valve timing of the rotary valve 35 may be adjusted according to the discharge capacity of the compressor 10. The control computer 71 can grasp the discharge capacity of the compressor 10 from the power supply information to the capacity control valve 33 and the like. That is, the fact that the valve timing of the rotary valve 35 can be externally controlled means that the embodiment in which the valve timing is changed according to information other than the rotational speed information of the rotating shaft 16 can be freely realized.
[0064]
In the above embodiment, the spherical steel ball 63 is used as the power transmission member. However, the present invention is not limited to this, and the rotary shaft 16 to the rotary shaft 16 such as a cylinder, a combination of a hemisphere and a cylinder, a triangular prism, etc. It is sufficient that the power to the valve 35 can be transmitted.
[0065]
In the above embodiment, the urging spring 64 made of a coil spring is used as the urging means. However, the urging spring 64 is not limited to this, and can urge a power transmission member such as a leaf spring or a rubber body. If so.
[0066]
The present invention may be applied to a wobble type variable capacity compressor.
-You may apply this invention to a double-headed piston type compressor.
The present invention may be applied to a wave cam type piston compressor.
[0067]
The technical idea that can be grasped from the above embodiment and other examples will be described.
(1) The rotary valve is disposed coaxially with the rotary shaft and is fitted so as to be rotatable relative to the rotary shaft. The valve timing adjusting device includes the rotary shaft, the rotary valve, and the rotary valve. A power transmission member interposed so as to be displaceable at a fitting portion of the rotary valve, and a relative rotational phase of the rotary valve is configured to be different depending on a displacement position of the power transmission member. The piston-type compressor according to claim 1, further comprising: means, wherein the positioning means can change the relative rotational phase of the rotary valve by positioning the power transmission member.
[0068]
(2) The positioning means includes an actuator that positions the power transmission member by changing an urging force applied to the power transmission member based on an external drive signal, and a control that outputs the drive signal to the actuator. A piston compressor according to the technical idea (1).
[0069]
【The invention's effect】
According to the present invention having the above-described configuration, it is possible to provide a piston type compressor that can adjust the valve timing of the rotary valve and can be made compact in the axial direction.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a variable capacity swash plate compressor.
FIG. 2 is an enlarged view of a main part of FIG.
3 is a cross-sectional view taken along the line II of FIG.
4 is a cross-sectional view taken along line II-II in FIG.
FIG. 5 is a cross-sectional view showing a high-speed rotation.
FIG. 6 is a cross-sectional view showing another example.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... Variable capacity | capacitance type swash plate type compressor as a piston type compressor, 16 ... Rotating shaft, 18 ... Conducting path which comprises gas passage, 24 ... Piston, 26 ... Compression chamber, 27 ... Suction chamber which comprises suction pressure area | region 35 ... Rotary valve, 36 ... Introduction chamber constituting gas passage, 37 ... Suction guide hole constituting gas passage, 55 ... Suction valve mechanism, 60 ... Valve timing adjusting device, 62a ... Power transmission surface constituting positioning means , 63 ... a steel ball as a spherical body as a power transmission member, 64 ... an urging spring as an urging means, 70 ... an electromagnetic attractive force applying device as an actuator, 71 ... a control computer constituting the control means, 72 ... a control means Drive circuit to be configured, 73... Rotational speed sensor as rotational speed detection means.
