JP3750183B2

JP3750183B2 - Reciprocating compressor

Info

Publication number: JP3750183B2
Application number: JP07480296A
Authority: JP
Inventors: 尚也横町; 知二樽谷; 浩一伊藤
Original assignee: Toyota Industries Corp
Current assignee: Toyota Industries Corp
Priority date: 1996-03-28
Filing date: 1996-03-28
Publication date: 2006-03-01
Anticipated expiration: 2016-03-28
Also published as: JPH09264246A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、例えば、車両空調装置に使用される往復動型圧縮機に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
この種の往復動型圧縮機では、ケーシングの内部に駆動シャフトが支持されているとともに、クランク室が形成されている。前記ケーシングの一部を構成するシリンダブロックには、前記駆動シャフトを囲むように複数のシリンダボアが互いに平行に配列されている。そのシリンダボア内には、ピストンが往復動可能に収容されて、圧縮室が区画形成されている。前記駆動シャフトには斜板が一体回転可能に装着され、その斜板の回転に連動してピストンが往復動されて、圧縮室内の冷媒ガスが圧縮される。
【０００３】
この圧縮運転時には、前記各ピストンに対しその圧縮動作に伴って圧縮反力が作用する。この圧縮反力が斜板を介して駆動シャフトに作用し、トルク変動が発生する。このトルク変動は、駆動シャフト−クラッチ系のねじり振動の加振力となる。ここで、トルク変動の総和、言い換えれば各圧縮室で発生する圧縮反力の総和を高速フーリエ変換（ＦＦＴ）解析すると、０次からかなり高次にわたる幅広い周波数成分が得られる。これらの周波数成分の中で主成分となるのが、気筒数ｎに対応した回転ｎ次成分である。そして、この回転ｎ次成分等の周波数が、圧縮機並びにそれに接続される補機等の固有振動数と近接している場合には、共振現象による騒音が発生して、車室内の騒音レベルを上昇させる原因となっていた。
【０００４】
このような問題を解決するために、例えば実開平１−１６０１８０号公報には、揺動斜板式の可変容量圧縮機において、構造上シリンダボアの配列が不等となる場合に、一部のシリンダボア内の圧縮室のデッドボリュームを変更した構成が開示されている。なお、この場合のデッドボリュームとは、ピストンが上死点に達したときにおける圧縮室の容積のことである。この往復動型圧縮機では、前記デッドボリュームがピストンの表面を所定長だけ削り落すことによって形成されている。このデッドボリュームが拡大された圧縮室においては、その容積と圧力との推移曲線が前記のデッドボリュームの拡大に伴って変更される。そして、その圧縮室で発生する圧縮反力が緩和されて、揺動斜板に作用する前記圧縮反力の総和が常に等しくなって、ねじり振動や騒音の発生が低減されるとしている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、前記公報には、圧縮機のねじり振動を低減するために、単に一部のシリンダボアのデッドボリュームを変更することが開示されているのみである。ここで、この従来の圧縮機では、ピストンの表面を所定長だけ削り落すことによって、圧縮室のデッドボリュームが変更されている。このため、加工が面倒であるとともに、ピストンの種類が多くなって、大量生産に支障を来すという問題があった。
【０００６】
また、駆動シャフトのトルク変動を対策するための規則性は、何等開示も示唆もなされていない。このため、トルク変動を十分に低減することができず、騒音及び振動の発生を十分に抑制できないおそれがあるという問題があった。
【０００７】
この発明の主たる目的は、ねじり振動の加振力であり、気筒数ｎに対応するトルク変動の回転ｎ次成分が低減されて、騒音及び振動の発生の少ない往復動型圧縮機を提供することにある。
【０００８】
この発明のその上の目的は、部品の種類を多くすることなく、圧縮室のデッドボリュームを変更することができ、加工が簡単で量産性を確保することができる往復動型圧縮機を提供することにある。
【０００９】
【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に記載の発明では、ケーシングの内部に駆動シャフトを支持するとともに、前記ハウジングの一部を構成するシリンダブロックには駆動シャフトを囲むように複数のシリンダボアを配列し、そのシリンダボア内にピストンを往復動可能に収容して圧縮室を区画形成し、前記駆動シャフトにはカム板を一体回転可能に装着し、そのカム板の回転に連動して前記ピストンを往復動させて、冷媒ガスを圧縮するようにした往復動型圧縮機において、前記ケーシングは、シリンダボアを有するシリンダブロックと、吸入弁及び吐出弁を有する弁構成体と、その弁構成体を介してシリンダブロックに接合され、吸入室及び吐出室を有するハウジングとを備え、前記ハウジングには各圧縮室に常時連通される複数の副圧縮室を形成し、前記副圧縮室と前記圧縮室とは、絞り部を有する連通路を介して連通され、前記連通路を該弁構成体に設けたものである。
【００１０】
請求項２に記載の発明においては、請求項１に記載の往復動型圧縮機において、前記各圧縮室は、前記副圧縮室、又は前記副圧縮室及び連通路を含んだ各々所定のデッドボリュームを有しているものである。
【００１１】
請求項３に記載の発明では、請求項２に記載の往復動型圧縮機において、前記各圧縮室間における最大デッドボリュームの値と最小デッドボリュームの値とは、最小デッドボリュームを有する圧縮室の下死点時における容積の１％以上の差をもたせたものである。
請求項４に記載の発明では、請求項２に記載の往復動型圧縮機において、前記各圧縮室間における最大デッドボリュームの値と最小デッドボリュームの値とは、最小デッドボリュームを有する圧縮室及び副圧縮室の下死点時における容積の１％以上の差をもたせたものである。
【００１２】
請求項５に記載の発明では、請求項２に記載の往復動型圧縮機において、前記各圧縮室間における最大デッドボリュームの値と最小デッドボリュームの値とは、最小デッドボリュームを有する圧縮室、副圧縮室及び連通路の下死点時における容積の１％以上の差をもたせたものである。
【００１３】
請求項６に記載の発明では、請求項１〜５のいずれか１項に記載の往復動型圧縮機において、前記各副圧縮室と対応する絞り部が、各々所定の開口面積を有するものである。
【００１４】
請求項７に記載の発明では、請求項１〜６のいずれか１項に記載の往復動型圧縮機において、前記各副圧縮室はそれらの容積がすべて同一となるように形成したものである。
【００１５】
請求項８に記載の発明では、請求項２〜７のいずれか１項に記載の往復動型圧縮機において、前記各圧縮室におけるデッドボリュームを前記駆動シャフトの回転方向に沿って順に大きくなるように形成したものである。
【００１６】
請求項９に記載の発明では、請求項２〜８のいずれか１項に記載の往復動型圧縮機において、前記シリンダボアを前後対向するように形成するとともに、前記ピストンを両頭型に構成し、前後両側の各圧縮室に前記副圧縮室、又は前記副圧縮室及び連通路を含んだ各々所定のデッドボリュームを形成したものである。
【００１７】
請求項１０に記載の発明では、請求項２〜９のいずれか１項に記載の往復動型圧縮機において、フロント側の各圧縮室のデッドボリュームの大小の配置とリヤ側の各圧縮室のデッドボリュームの大小の配置とが駆動シャフトの回転方向において同じになるように形成したものである。
請求項１１に記載の発明では、請求項９または請求項１０に記載の往復動型圧縮機において、ひとつの両頭ピストンに対してフロント側のデッドボリュームとリヤ側のデッドボリュームとを同じ大きさに形成したものである。
【００２１】
従って、上記のように構成された往復動型圧縮機では、各圧縮室に直接あるいは連通路を介して常時連通される副圧縮室が形成されている。（副圧縮室の連通されていない圧縮室も含む。）そして、各副圧縮室は、各々所定の容積（同一の容積を含む）を有している。このため、各圧縮室によってデッドボリューム（ピストンが上死点に達したときにおける圧縮室の容積、又はピストンが上死点に達したときにおける圧縮室の容積及び副圧縮室の容積、連通路がある場合は連通路も含む。）の値が変更される（同一のデッドボリュームを含む）。これらデッドボリュームの値は、少なくとも２種類以上でｎ種類以下（ｎは圧縮室数）の範囲内に設定されている。このため、各圧縮室内の容積と圧力との推移曲線が変更されて、各圧縮室で発生する圧縮反力に基づくトルク変動がそれぞれ異なったものとなる。そして、前記トルク変動の総和の高速フーリエ変換解析により得られる気筒数ｎに対応した回転ｎ次成分が、各圧縮室のデッドボリュームの変更を行わない場合に比べて低減される。
【００２２】
また、上記のように構成された両頭ピストン式圧縮機では、前記のようなデッドボリュームの変更に加えて、同一の両頭ピストンに対しては、そのフロント側のデッドボリュームとリヤ側のデッドボリュームとが同じ大きさとなるように形成されている。この両頭ピストン式圧縮機における圧縮反力の位相は、フロント側の総和とリヤ側の総和との間で１８０゜のずれが存在している。ここで、ねじり振動の加振力となるトルク変動の気筒数ｎに対応した回転ｎ次成分は両頭ピストン式圧縮機では偶数次成分となる。この偶数次成分は、その位相が駆動シャフトの１回転に相当する時間内に同一変位を偶数回繰り返すものとなっている。このため、回転ｎ次成分のフロント側の総和とリヤ側の総和とは、位相が一致して重畳される。
【００２３】
しかし、前記のようにデッドボリュームの変更を行うことによって、回転ｎ次成分のフロント側の総和及びリヤ側の総和がそれぞれ低減される。そして、そのフロント側の総和とリヤ側の総和とが重畳された圧縮機全体の回転ｎ次成分も低減される。しかも、回転ｎ／２次成分が奇数次成分となっても、その奇数次成分は駆動シャフトの１回転に相当する時間内に同一変位を奇数回繰り返すものであり、フロント側とリヤ側とでその波形が互いに反転した状態となる。このため、その回転ｎ／２次成分は同一のピストンのフロント側とリヤ側とで互いに打ち消し合って消滅する。
【００２４】
また、最大デッドボリュームの値と最小デッドボリュームの値との間には、最小デッドボリュームを有する圧縮室の下死点時における容積の１％以上に相当する差が存在している。この値は、デッドボリュームの拡大量は、各部品の加工精度から最大限に見積った組み付け公差によるデッドボリュームの変動量を十分上回る。このため、各部品の製造誤差に関わらず、デッドボリュームの変更が確保される。
【００２５】
また、圧縮室と副圧縮室との間の連通路は、各々所定の開口面積（同一の開口面積を含む）を有する絞り部が形成されている。このため、絞り部の開口面積の小さいものほど、圧縮行程及び再膨張行程における圧縮室と副圧縮室との間のガスの移動に遅れが生じる。このように、各連通路の絞り部の開口面積を変更した場合には、副圧縮室の容積をすべて同一に形成したとしても、各圧縮室内の容積と圧力との推移曲線が変更される。そして、前記の各圧縮室のデッドボリュームの値を変更した場合と同様に、各圧縮室で発生する圧縮反力に基づくトルク変動がそれぞれ異なったものとなる。よって、前記トルク変動の総和の高速フーリエ変換解析により得られる気筒数ｎに対応した回転ｎ次成分が、各圧縮室においてトルク変動低減措置を行わない場合に比べて低減される。
【００２６】
さらに、上記のように構成された往復動型圧縮機では、副圧縮室が吸入室及び吐出室を有するハウジングに形成されている。このため、ハウジング部材のダイカストに使用する成形型を部分的に変更するのみで、各圧縮室のデッドボリュームを変更することができる。また、他の部材と干渉することが少なく、副圧縮室の容積を大きく確保することができる。しかも、ハウジング部材を変更するのみで、圧縮機のねじり振動系を変更することができる。そして、搭載車両の車種ごとに異なる共振系に対して、圧縮機の全体構成を大きく変更することなく、容易に対応することができる。また、各々所定の開口面積の絞り部を有する連通路を弁構成体に形成した場合においても、弁構成体を変更するのみで、同様に圧縮機のねじり振動系を変更することができる。
【００２７】
【発明の実施の形態】
（第１の実施形態）
以下に、この発明の第１の実施の形態を図１〜図６に基づいて説明する。
【００２８】
図１及び図２に示すように、フロント側のシリンダブロック２１とリヤ側のシリンダブロック２２とは、中央部において接合されている。シリンダブロック２１のフロント側端面には、弁構成体２３を介してフロントハウジング２５が接合されるとともに、シリンダブロック２２のリヤ側端面には、弁構成体２４を介してリヤハウジング２６が接合されている。前記シリンダブロック２１，２２、フロントハウジング２５、リヤハウジング２６及び弁構成体２３，２４は複数の通しボルト２７により互いに締付固定され、これらによって圧縮機のケーシングが構成されている。
【００２９】
前記各弁構成体２３，２４は、吸入弁形成板２９と、バルブプレート３０と、吐出弁形成板３１と、リテーナプレート兼用のガスケット３２とを順に接合して構成されている。バルブプレート３０には、各５個の吸入ポート３０ａ及び吐出ポート３０ｂがそれぞれ所定間隔おきに形成されている。吸入弁形成板２９には、バルブプレート３０の各吸入ポート３０ａをそれぞれ開閉するように、５個の吸入弁２９ａ-1，２９ａ-2，２９ａ-3，２９ａ-4，２９ａ-5が形成されている。
【００３０】
前記吐出弁形成板３１には、バルブプレート３０の各吐出ポート３０ｂをそれぞれ開閉するように、５個の吐出弁３１ａ-1，３１ａ-2，３１ａ-3，３１ａ-4，３１ａ-5が形成されている。リテーナプレート兼用のガスケット３２には各吐出弁３１ａ-1〜３１ａ-5の最大開口量を規制するように、５個のリテーナ３２ａが形成されている。なお、図２においては、リテーナプレート兼用ガスケット３２を省略した状態で示してある。
【００３１】
前記シリンダブロック２１、２２には、複数のシリンダボア３３-1，３３-2，３３-3，３３-4，３３-5が互いに平行をなすように貫通形成されている。各シリンダボア３３-1〜３３-5の内部には、両頭ピストン３４が往復動可能に収容されている。これらのピストン３４の両端において、各シリンダボア３３-1〜３３-5内には、前後一対の圧縮室３５，３６が形成される。なお、この実施形態の圧縮機は、５本の両頭ピストン３４を備えた１０気筒タイプの往復動型圧縮機となっている。前記フロントハウジング２５及びリヤハウジング２６内には、ほぼ環状の隔壁３７が形成される。この隔壁３７により、各ハウジング２５，２６内の中心側には吐出室３８，３９が区画形成されるとともに、外周側には吸入室４０，４１が区画形成されている。そして、各吐出室３８，３９は、弁構成体２３，２４のバルブプレート３０に形成された吐出ポート３０ｂを介して、圧縮室３５，３６に連通される。また、各吸入室４０，４１は、弁構成体２３，２４のバルブプレート３０に形成された吸入ポート３０ａを介して、圧縮室３５，３６に連通される。
【００３２】
前記両シリンダブロック２１，２２間には、クランク室４２が形成されている。両シリンダブロック２１，２２の軸孔２１ａ，２２ａには、駆動シャフト４３がラジアルベアリング４４を介して回転可能に支持されている。この駆動シャフト４３は、図示しないクラッチを介して車両エンジン等の外部駆動源により回転される。
【００３３】
前記駆動シャフト４３の中間外周部には、カム板としての斜板４５が嵌合固定されている。この斜板４５には、前記両頭ピストン３４の中間部が一対のシュー４６を介して係留され、斜板４５の回転により両頭ピストン３４がシリンダボア３３-1〜３３-5内で往復動される。なお、斜板４５のボス部４５ａはスラストベアリング４７を介してシリンダブロック２１，２２に支持されている。
【００３４】
前記クランク室４２は、シリンダブロック２１，２２及び弁構成体２３、２４に形成した吸入通路４８ａを介して吸入室４０，４１と連通されている。クランク室４２は、シリンダブロック２１，２２に形成した図示しない吸入フランジを介して外部冷媒回路に接続されている。また、前記吐出室３８，３９は、弁構成体２３、２４及びシリンダブロック２１，２２に形成した吐出通路４８ｂ及びシリンダブロック２１，２２に形成した図示しない吐出フランジを介して外部冷媒回路に接続されている。
【００３５】
前記フロントハウジング２５及びリヤハウジング２６内の隔壁３７には、各シリンダボア３３-1〜３３-5の圧縮室３５，３６に対応して、副圧縮室４９，５０が区画形成されている。各弁構成体２３，２４には、絞り部を有する連通路５１，５２が形成され、これらの連通路５１，５２を介して各圧縮室３５，３６が副圧縮室５１，５２に常時連通されている。そして、前記各副圧縮室４９，５０は、その断面積を変化させることにより駆動シャフト４３の回転方向に沿って容積が順に増大するように形成されている。また、各連通路５１，５２における絞り部の開口面積は、同一になっている。
【００３６】
従って、各ピストン３４が上死点位置に達したときに、各圧縮室３５，３６において、対応する副圧縮室４９，５０とによって形成される空間の容積が、それぞれ異なったものとなる。これにより、各圧縮室３５，３６内のデッドボリュームが、それぞれ異なった値に設定されている。なお、この場合のデッドボリュームとは、ピストン３４が上死点位置に達したときにおける圧縮室３５，３６及び副圧縮室４９、５０、連通路５１、５２の容積のことである。
【００３７】
ここで、リヤ側の各圧縮室３６のデッドボリュームについて詳細に説明する。図２に示すように、シリンダボア３３-1に対応する副圧縮室５０については、容積がゼロになっており、すなわち副圧縮室５０及び連通路５２が形成されておらず、圧縮室３６のデッドボリュームが最小となっている。そして、駆動シャフト４３の回転方向に沿って、シリンダボア３３-2，３３-3，３３-4，３３-5の順で、それらに対応する副圧縮室５０-2，５０-3，５０-4，５０-5の容積が増大されて、各圧縮室３６のデッドボリュームが拡大されている。
【００３８】
また、各デッドボリュームの拡大量は、最小デッドボリュームを有するシリンダボア３３-1の下死点時における圧縮室３６の容積（以下、基準吸入容積とする。但し、最小デッドボリュームを有する圧縮室が副圧縮室を有する場合はその圧縮室と副圧縮室（連通路が存在する場合は連通路も）の容積を基準吸入容積とする。）を基準として設定されている。この実施形態の圧縮機は、前記基準吸入容積を例えば２０ｃｃとして、各圧縮室３６のデッドボリュームをシリンダボア３３-2から順に、例えば０．２ｃｃずつ拡大したものである。そして、最大のデッドボリュームに設定されたシリンダボア３３-5においては、最小のデッドボリュームに設定されたシリンダボア３３-1に比べて、デッドボリュームが０．８ｃｃ拡大されている。
【００３９】
さらに、前記各シリンダボア３３-1〜３３-5において、それぞれ同じ両頭ピストン３４を挟んで対向するフロント側とリヤ側とで、各副圧縮室４９，５０の容積が同一となるように形成されている。このため、ひとつの両頭ピストン３４に対して、そのフロント側の圧縮室３５のデッドボリュームとリヤ側の圧縮室３６のデッドボリュームとが、同じ大きさとなっている。つまり、両頭ピストン３４を挟んで、駆動シャフト４３の軸線方向に対向するフロント側のシリンダボア３３-1内の圧縮室３５と、リヤ側のシリンダボア３３-1内の圧縮室３６とは、同一のデッドボリュームに設定されている。
【００４０】
同様に、シリンダボア３３-2，３３-3，３３-4，３３-5についても、それぞれフロント側とリヤ側において、圧縮室３５と圧縮室３６とのデッドボリュームが同一となっている。従って、フロント側の各圧縮室３５のデッドボリュームの大小の配置と、リヤ側の各圧縮室３６のデッドボリュームの大小の配置とが、駆動シャフト４３の回転方向において同じになるように形成されている。以上述べてきたように、この実施形態の圧縮機においては、５種類のデッドボリュームが形成されている。
【００４１】
次に、前記のように構成した往復動型圧縮機について、その作用を説明する。車両エンジン等の外部駆動源により駆動シャフト４３が回転されると、クランク室４２内の斜板４５が回転され、シュー４６を介して複数の両頭ピストン３４がシリンダボア３３-1〜３３-5内で往復動される。この両頭ピストン３４の運動により、図示しない外部冷媒回路から吸入フランジを介してクランク室４２に導かれた冷媒ガスは、そのクランク室４２から吸入通路４８ａを経て吸入室４０，４１に導かれる。両頭ピストン３４が上死点から下死点に向かう再膨張・吸入行程において、圧縮室３５，３６内の圧力が低下して、吸入弁２９ａ-1〜２９ａ-5が開放され、吸入室４０，４１内の冷媒ガスは、吸入ポート３０ａを通って圧縮室３５，３６内に吸入される。
【００４２】
次に、両頭ピストン３４が、下死点から上死点に向かう圧縮・吐出行程において、圧縮室３５，３６内の冷媒ガスが圧縮される。そして、冷媒ガスが所定の圧力に達すると、高圧の圧縮冷媒ガスが吐出弁３１ａ-1〜３１ａ-5を押し退けて、吐出ポート３０ｂを経て吐出室３８，３９内に吐出される。さらに、吐出室３８，３９内の圧縮冷媒ガスは、吐出通路４８ｂ及び図示しない吐出フランジを経て、同じく図示しない外部冷媒回路をなす凝縮器、膨張弁、蒸発器に供給され、車両室内の空調に供される。
【００４３】
さて、従来のデッドボリュームが均一の１０気筒タイプの両頭ピストン式圧縮機においては、各圧縮室３５、３６における圧縮反力に基づく駆動シャフト４３のトルク変動の位相は、フロント側とリヤ側とで１８０゜ずれたものとなる。ここで、図６（ｂ）に示すように、各圧縮室３５、３６の圧縮反力に基づく駆動シャフト４３のトルク変動の総和の高速フーリエ変換解析によって得られる回転ｎ次成分としての回転１０次成分は、駆動シャフト４３の１回転分の時間において同一変位を１０回、つまり偶数回繰り返す波形を有する。このため、回転１０次成分のフロント側の総和の位相とリヤ側の総和の位相とが一致し、各圧縮室３５、３６の圧縮反力に由来するトルク変動の回転１０次成分は完全に重畳されて、駆動シャフト４３と図示しないクラッチとの間のねじり振動の加振力の主成分となる。
【００４４】
この場合、図６（ａ）に示すように、回転ｎ／２次成分としての回転５次成分は、駆動シャフト４３の１回転分の時間において同一変位を５回つまり奇数回繰り返すものとなる。この回転５次成分は、フロント側の総和とリヤ側の総和との間に１８０゜の位相のずれがあり、互いに打ち消し合う。
【００４５】
ここで、前記回転１０次成分を低減するために、両頭ピストン３４のフロント側とリヤ側とでデッドボリュームを異ならせた場合には、図５に示すように、回転１０次成分はフロント側の総和とリヤ側の総和とで位相にずれが生じて低減される。ところが、回転５次成分も回転１０次成分と同様にフロント側とリヤ側とで異なる位相のずれが生じて、新たに重畳部分が発生する。このため、トルク変動の回転５次成分が新たな騒音の発生要因となることがある。
【００４６】
これに対して、この実施形態の圧縮機では、フロント側及びリヤ側において、副圧縮室４９，５０の容積の変更により、各圧縮室３５，３６のデッドボリュームが、駆動シャフト４３の回転方向に沿って順に増大するように５種類に変更されている。この各圧縮室３５，３６のデッドボリュームの変更に伴って、その圧縮室３５，３６の容積と圧縮室３５，３６内の圧力との推移の曲線がそれぞれ異なったものとなる。
【００４７】
しかも、各圧縮室３５、３６と副圧縮室４９、５０との間の連通路５１、５２には、絞り部が形成されている。この絞り部の絞り効果によって、再膨張行程において副圧縮室４９，５０から圧縮室３５，３６へのガスの移動に遅れが生じるとともに、圧縮行程において圧縮室３５，３６から副圧縮室４９，５０へのガスの移動に遅れが生じる。このため、その圧縮室３５，３６の容積と圧縮室３５，３６内の圧力との推移の曲線がさらに変更される。
【００４８】
すなわち、図３に示すように、デッドボリュームが小さいものと、デッドボリュームが大きいものとの間では、再膨張行程及び圧縮行程における圧縮室３５，３６内の圧力変化に時期ずれが生じる。そして、絞り部の絞り効果により、再膨張行程及び圧縮行程における圧縮室３５，３６内の圧力変化の時期ずれが拡大される。また、圧縮行程の最終段階における過圧縮時の圧力についても差が生じる。
【００４９】
これにより、図４に示すように、デッドボリュームが小さいものと、デッドボリュームが大きいものとの間では、１つの圧縮室３５、３６あたりの圧縮トルクの推移曲線において、トルクのピーク位置に差が生じる。このため、前記高速フーリエ変換解析により得られる気筒数に対応したトルク変動の回転１０次成分に位相のずれを生じる。そして、フロント側とリヤ側とのそれぞれの回転１０次成分の総和が、デッドボリュームを変化させない場合に比べて低減される。また、連通路５１、５２に絞り部を設けることによって、さらに大きく低減される。
【００５０】
また、この実施形態の圧縮機では、最大デッドボリュームの値と最小デッドボリュームの値との差が、０．８ｃｃとなるように形成されている。この値はデッドボリュームの拡大処置を行っていない前記シリンダボア３３-1における前記基準吸入容積２０ｃｃの４％に相当する。この程度のデッドボリュームの拡大は、圧縮効率等の性能にほとんど影響を与えないものである。
【００５１】
ところで、一般に圧縮機を構成する各部品の製造誤差はそれぞれ異なっており、全ての製品において組み付け公差を同じくすることは困難である。この組み付け公差によるデッドボリュームの変動量は、各部品の加工精度から最大に見積ったとしても、前記基準吸入容積に対して１％に満たない程度のものである。これに対して、この実施形態の圧縮機では、前記最大デッドボリュームの値と最小デッドボリュームの値との間に、基準吸入容積の４％に相当する差が存在している。このため、前記の組み付け公差を考慮しても、前記デッドボリュームの変更が確保される。
【００５２】
さらに、ひとつの両頭ピストン３４のフロント側の圧縮室３５とリヤ側の圧縮室３６とのデッドボリュームが同一となるように形成されている。このため、回転５次成分は、そのフロント側の総和とリヤ側の総和との間に１８０゜の位相のずれが保たれたままとなって、互いに打ち消し合って消滅する。
【００５３】
以上のように構成された実施形態によれば、以下の優れた効果を奏する。
（ａ）フロント側及びリヤ側において、それぞれ各圧縮室３５，３６のデッドボリュームが、駆動シャフト４３の回転方向に沿って順に拡大するように５種類に変更されている。これによって、１０気筒タイプの両頭ピストン式圧縮機において、ねじり振動の加振力となるトルク変動の主成分である回転１０次成分が低減される。従って、前記ねじり振動によって、圧縮機並びにそれに接続される補機等の共振現象による騒音の発生が低減されて、車室内の騒音レベルが低下される。
【００５４】
（ｂ）最大デッドボリュームの値と最小デッドボリュームの値との差が、デッドボリュームの拡大処置を行っていないシリンダボア３３-1における基準吸入容積の４％に相当するように形成されている。従って、この実施形態の圧縮機では、組み付け公差を考慮しても、各圧縮室３５，３６のデッドボリュームの変更が確保される。
【００５５】
（ｃ）ひとつの両頭ピストン３４のフロント側の圧縮室３５とリヤ側の圧縮室３６とのデッドボリュームが同一となるように形成されている。このため、回転５次成分は、そのフロント側の総和とリヤ側の総和とが互いに打ち消し合って、消滅する。従って、前記（ａ）項及び（ｂ）項の効果とあいまって、トルク変動の回転１０次成分を低減しつつ、回転５次成分の発生を抑制することができる。
【００５６】
（ｄ）この実施形態の圧縮機では、各シリンダボア３３-1〜３３-5の圧縮室３５，３６に対応して、フロントハウジング２５及びリヤハウジング２６に複数の副圧縮室４９，５０が形成されている。また、各副圧縮室４９，５０が、弁構成体２３，２４に形成した絞り部を有する連通路５１，５２を介して、圧縮室３５，３６に連通されている。そして、これらの副圧縮室４９，５０を各々所定の容積となるように形成することによって、各圧縮室３５，３６のデッドボリュームが変更されている。
【００５７】
このため、ピストンの表面を削り落す従来方法のように、加工が面倒になることはなく、圧縮機のハウジングを構成する部材のダイカスト型を部分的に変更するのみで、圧縮室３５，３６のデッドボリュームを変更することができる。従って、加工が簡単であるとともに部品管理が容易であって、量産性を確保することができる。特に、この実施形態においては、副圧縮室４９，５０がシリンダブロック２１、２２よりも小形のハウジング２５，２６に設けられているため、成形型の変更を安価に行うことができる。
【００５８】
また、圧縮機を搭載する車両は車種によって振動の共振点が異なるが、この実施形態によれば、ハウジング２５，２６を変更するのみで、各車種に適応したデッドボリュームを有する圧縮機を製作することができる。そして、圧縮機のねじり振動系を変更することができて、搭載車両の車種ごとに異なる共振系に容易に対応することができる。
【００５９】
さらに、ハウジング２５、２６内には、吸入室３８、３９及び吐出室４０、４１の大きな空間が存在しており、この空間の一部を利用して、大きな容積の副圧縮室４９、５０を形成することができる。従って、各圧縮室３５、３６のデッドボリュームの値の変更を容易かつ確実に行うことができる。
【００６０】
（第２の実施形態）
以下に、この発明の第２の実施形態を、図７に基づいて説明する。
この第２の実施形態では、１０気筒タイプの両頭ピストン式圧縮機において、各シリンダボア３３-2〜３３-5に対応するリヤ側の副圧縮室５０-2〜５０-5が、すべて同一の容積となるように形成されている。また、各副圧縮室５０-2〜５０-5と圧縮室３６との間の連通路５２-2〜５２-5における絞り部の開口面積が、駆動シャフト４３の回転方向に沿って順に小さくなるように形成されている。さらに、フロント側の各副圧縮室４９においても、それらの容積がすべて同一となるように形成され、各副圧縮室４９と対応する連通路５１の絞り部の開口面積が、両頭ピストン３４を挟んで前記リヤ側の連通路５２の絞り部の開口面積と同一になるように形成されている。なお、図７においては、リテーナプレート兼用ガスケット３２を省略した状態で示してある。
【００６１】
このように構成した場合には、連通路５１，５２の絞り部の開口面積が小さいものほど、再膨張行程において副圧縮室４９，５０から圧縮室３５，３６へのガスの移動に遅れが生じるとともに、圧縮行程において圧縮室３５，３６から副圧縮室４９，５０へのガスの移動に遅れが生じる。従って、このように各連通路５１，５２の絞り部の開口面積を変更した場合でも、前述した第１の実施形態のように各副圧縮室４９，５０の容積を変更して、圧縮室３５，３６のデッドボリュームを変更した場合とほぼ同等の作用効果を発揮することができる。すなわち、第１の実施形態とほぼ同様に、回転１０次成分を低減しつつ、回転５次成分の発生を抑制することができる。
【００６２】
また、絞り部の開口面積が異なる連通路５１、５２を有する弁構成体２３、２４に変更するのみで、そして、圧縮機のねじり振動系を変更することができて、搭載車両の車種ごとに異なる共振系に容易に対応することができる。
【００６５】
なお、この発明は以下のように変更して具体化することもできる。
（１）副圧縮室４９，５０の容積を、それらの深さまたは断面積の変化、及び、それら双方の変化によって変更すること。
【００６６】
このように構成しても、各シリンダボア３３-1〜３３-5に対応する圧縮室３５，３６のデッドボリュームを、簡単に変更することができる。
（２）副圧縮室４９，５０の容積を変更して、各圧縮室３５，３６のデッドボリュームを変更し、さらに、連通路５１，５２の絞り部の開口面積を、副圧縮室４９，５０の容積が大きいものほど小さくなるように形成すること。
【００６７】
このように構成した場合には、図３に示すように、再膨張行程及び圧縮行程において、副圧縮室４９，５０と圧縮室３５，３６との間におけるガスの移動のタイミングに大きな差が生じる。このため、気筒数ｎに対応する回転ｎ次成分をより効果的に低減することができる。
【００６８】
（３）この発明を、前記実施形態に記載以外の気筒数、例えば６、８、１２気筒の両頭ピストン式圧縮機において具体化すること。
（４）フロント側及びリヤ側それぞれの各圧縮室３５，３６のデッドボリュームの種類を、前記実施形態に記載以外のもの、例えば３種類あるいは４種類にすること。
【００６９】
（５）デッドボリュームの最小値と最大値との差を、基準吸入容積の１％を下限として、圧縮機の圧縮性能が低下しない範囲で変更すること。
（６）デッドボリュームの拡大量を、圧縮機の圧縮性能が低下しない範囲で、前記各実施形態に記載以外の値に設定すること。
【００７０】
（７）前記基準吸入容積を、前記各実施形態に記載以外の値に設定すること。
（８）２種類以上のデッドボリュームの変更を、フロント側の各圧縮室３５あるいはリヤ側の各圧縮室３６のどちらか一方のみにおいて行うこと。
【００７１】
（９）この発明を片頭ピストン式圧縮機において具体化すること。
以上の（３）〜（９）のように構成しても、気筒数ｎに対応する回転ｎ次成分を低減することができる。
【００７２】
（１０）全ての圧縮室３５、３６に対応するように副圧縮室４９、５０を形成し、その副圧縮室４９、５０の容積を変更して、各圧縮室の３５、３６のデッドボリュームを変更すること。
【００７３】
（１１）全ての圧縮室３５、３６に対応するように副圧縮室４９、５０を形成し、圧縮室３５、３６と副圧縮室４９、５０との間の連通路５１、５２の絞り部の開口面積を変化させること。
【００７４】
（１２）各圧縮室３５、３６に対応するように、直接常時連通された副圧縮室を設けること。
（１３）この発明をウェーブカムプレートタイプの往復動型圧縮機において具体化すること。
【００７５】
以上の（１１）〜（１３）のように構成しても、前記各実施形態と同様な効果を得ることができる。
次に、前記実施形態から把握される技術的思想について述べる。
【００７６】
（１）シリンダブロック２２の軸孔２２ａと弁構成体２４とにより区画される空間に嵌合部材５５を嵌着し、その嵌合部材５５に副圧縮室５０-2〜５０-5を形成し、該副圧縮室５０-2〜５０-5と圧縮室３６とを連通する連通路５２-2〜５２-5をシリンダブロック２２に形成した請求項１に記載の往復動型圧縮機。
【００７７】
（２）前記連通路５２-2〜５２-5を、シリンダブロック２２の後端面に凹溝状に形成した前記（１）項に記載の往復動型圧縮機。
これらのように構成した場合、リヤ側の副圧縮室５０-2〜５０-5が嵌合部材５５に形成されているため、加工が簡単であるとともに、嵌合部材５５を変更するのみで、デッドボリュームの変化状態が異なった圧縮機を構成することができる。
【００７８】
【発明の効果】
以上詳述したように、この発明によれば以下の優れた効果を奏する。
すなわち、回転ｎ次成分対策を簡単な構成で確実に実現できて、ねじり振動によって励起される共振現象が低減され、車室内の騒音レベルが低下される。また、その回転ｎ次成分対策のための部品管理が容易であって、圧縮機の量産性を確保することができるとともに、搭載車両の車種ごとに異なる共振系への対応が容易となる。さらに、前記回転ｎ次成分対策構成よる新たな振動発生要因の発生が抑制される。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１の実施形態の圧縮機を示す断面図。
【図２】図１の２−２線における断面図。
【図３】ボア内圧力の推移を示す説明図。
【図４】圧縮室ごとの圧縮トルクの推移を示す説明図。
【図５】回転１０次成分の低減と回転５次成分の変化を示す説明図。
【図６】（ａ）は回転５次成分について、（ｂ）は回転１０次成分について、重畳現象に関する説明図。
【図７】第２の実施形態の圧縮機を示す断面図。
【符号の説明】
２１，２２…ケーシングの一部を構成するシリンダブロック、２３，２４…弁構成体、２５…ケーシングの一部を構成するフロントハウジング、２６…ケーシングの一部を構成するリヤハウジング、３３-1〜３３-5…シリンダボア、３４…両頭ピストン、３５，３６…圧縮室、３８，３９…吸入室、４０，４１…吐出室、４２…クランク室、４３…駆動シャフト、４５…カム板としての斜板、４９，５０，５０-2〜５０-5…副圧縮室、５１，５２，５２-2〜５２-5…連通路。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a reciprocating compressor used for a vehicle air conditioner, for example.
[0002]
[Prior art]
In this type of reciprocating compressor, a drive shaft is supported inside a casing and a crank chamber is formed. In the cylinder block constituting a part of the casing, a plurality of cylinder bores are arranged in parallel to each other so as to surround the drive shaft. A piston is accommodated in the cylinder bore so as to be able to reciprocate, and a compression chamber is defined. A swash plate is attached to the drive shaft so as to be integrally rotatable, and the piston is reciprocated in conjunction with the rotation of the swash plate, whereby the refrigerant gas in the compression chamber is compressed.
[0003]
During this compression operation, a compression reaction force acts on each piston in accordance with the compression operation. This compression reaction force acts on the drive shaft via the swash plate, and torque fluctuation occurs. This torque fluctuation becomes an exciting force of torsional vibration of the drive shaft-clutch system. Here, when the sum of torque fluctuations, in other words, the sum of compression reaction forces generated in each compression chamber, is analyzed by fast Fourier transform (FFT), a wide range of frequency components ranging from the 0th order to a considerably higher order can be obtained. Among these frequency components, the main component is a rotation n-order component corresponding to the number of cylinders n. When the frequency of the rotation n-order component or the like is close to the natural frequency of the compressor and auxiliary equipment connected to the compressor, noise due to a resonance phenomenon is generated, and the noise level in the passenger compartment is reduced. It was a cause to raise.
[0004]
In order to solve such a problem, for example, Japanese Utility Model Laid-Open No. 1-160180 discloses that in a swash plate type variable capacity compressor, when the arrangement of cylinder bores is structurally unequal, A configuration in which the dead volume of the compression chamber is changed is disclosed. Note that the dead volume in this case is the volume of the compression chamber when the piston reaches top dead center. In this reciprocating compressor, the dead volume is formed by scraping the surface of the piston by a predetermined length. In the compression chamber in which the dead volume is expanded, the transition curve between the volume and the pressure is changed as the dead volume is expanded. Then, the compression reaction force generated in the compression chamber is alleviated, and the sum of the compression reaction forces acting on the swash plate is always equal, and the generation of torsional vibration and noise is reduced.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, the above publication only discloses changing the dead volume of some cylinder bores in order to reduce the torsional vibration of the compressor. Here, in this conventional compressor, the dead volume of the compression chamber is changed by scraping the surface of the piston by a predetermined length. For this reason, there is a problem that machining is troublesome and the types of pistons are increased, which hinders mass production.
[0006]
Further, there is no disclosure or suggestion of regularity for countermeasures against torque fluctuations of the drive shaft. For this reason, there has been a problem that torque fluctuation cannot be sufficiently reduced, and generation of noise and vibration may not be sufficiently suppressed.
[0007]
A main object of the present invention is to provide a reciprocating compressor that is an excitation force of torsional vibration, reduces a rotational n-order component of torque fluctuation corresponding to the number of cylinders n, and generates less noise and vibration. It is in.
[0008]
Another object of the present invention is to provide a reciprocating compressor that can change the dead volume of the compression chamber without increasing the number of parts, can be easily processed, and can ensure mass productivity. There is.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, the drive shaft is supported inside the casing, and a plurality of cylinder bores are provided in the cylinder block constituting a part of the housing so as to surround the drive shaft. The piston is accommodated in the cylinder bore so as to be able to reciprocate to form a compression chamber, and a cam plate is mounted on the drive shaft so as to be integrally rotatable, and the piston is interlocked with the rotation of the cam plate. In a reciprocating compressor that reciprocates and compresses refrigerant gas, The casing includes a cylinder block having a cylinder bore, a valve structure having a suction valve and a discharge valve, and a housing having a suction chamber and a discharge chamber joined to the cylinder block via the valve structure. Above housing A plurality of sub-compression chambers that are always in communication with each compression chamber are formed, and the sub-compression chambers and the compression chambers communicate with each other via a communication passage having a throttle portion. The communication passage is provided in the valve structure. Is.
[0010]
In the invention according to claim 2, in the reciprocating compressor according to claim 1, Each compression chamber has a predetermined dead volume including the sub-compression chamber or the sub-compression chamber and the communication path. Is.
[0011]
In the invention according to claim 3, the claim Item 2 The reciprocating compressor according to claim 1, wherein each of the compression chambers The value of the maximum dead volume and the value of the minimum dead volume between them had a difference of 1% or more of the volume at the bottom dead center of the compression chamber having the minimum dead volume. Is.
In the invention according to claim 4, the claim 2 In the reciprocating compressor according to claim 1, the value of the maximum dead volume and the value of the minimum dead volume between the compression chambers is a compression chamber having a minimum dead volume. And sub compression chamber A difference of 1% or more of the volume at the bottom dead center is given.
[0012]
In the invention according to claim 5, the claim 2 In the reciprocating compressor according to claim 1, the value of the maximum dead volume and the value of the minimum dead volume between the compression chambers is a compression chamber having a minimum dead volume. , Sub compression chamber And communication passage A difference of 1% or more of the volume at the bottom dead center is given.
[0013]
In the invention according to claim 6, the claim Any one of 1-5 Each of the reciprocating compressors described above, Vice Compression chamber And the corresponding throttle portions each have a predetermined opening area Is.
[0014]
According to a seventh aspect of the present invention, in the reciprocating compressor according to any one of the first to sixth aspects, each of the sub compression chambers Formed so that their volumes are all the same Is.
[0015]
In the invention of claim 8, the claim of claim 2 In the reciprocating compressor according to any one of? 7, each of the above The dead volume in the compression chamber is increased in order along the rotation direction of the drive shaft. It is formed as follows.
[0016]
In the invention of claim 9, the claim 2 In the reciprocating compressor according to any one of? 8, The cylinder bores are formed so as to face each other in the front-rear direction, the piston is configured as a double-headed type, and the respective compression chambers on both the front and rear sides have the sub-compression chambers or the predetermined dead volumes including the sub-compression chambers and the communication passage Formed.
[0017]
In the invention of claim 10, the claim 2 In the reciprocating compressor according to any one of? 9, The arrangement of the dead volume of each compression chamber on the front side is the same as the arrangement of the dead volume of each compression chamber on the rear side in the rotation direction of the drive shaft. Formed.
In the invention according to claim 11, Claim 9 or The reciprocating compressor according to claim 10, wherein Front dead volume and rear dead volume are the same for one double-headed piston Is formed.
[0021]
Therefore, in the reciprocating compressor configured as described above, sub-compression chambers that are always communicated with each compression chamber directly or through a communication path are formed. (Including the compression chambers that are not communicated with the sub compression chambers.) Each sub compression chamber has a predetermined volume (including the same volume). Therefore, the dead volume (the volume of the compression chamber when the piston reaches the top dead center, or the volume of the compression chamber and the volume of the sub compression chamber when the piston reaches the top dead center, and the communication path are (In some cases, the communication path is also included.) Is changed (including the same dead volume). These dead volume values are set within a range of at least two and not more than n (n is the number of compression chambers). For this reason, the transition curve of the volume and pressure in each compression chamber is changed, and the torque fluctuations based on the compression reaction force generated in each compression chamber become different. Then, the rotational n-order component corresponding to the number of cylinders n obtained by the fast Fourier transform analysis of the total torque fluctuation is reduced as compared with the case where the dead volume of each compression chamber is not changed.
[0022]
Further, in the double-headed piston type compressor configured as described above, in addition to the dead volume change as described above, for the same double-headed piston, the dead volume on the front side and the dead volume on the rear side Are formed to have the same size. The phase of the compression reaction force in this double-headed piston compressor is shifted by 180 ° between the front-side sum and the rear-side sum. Here, the rotational n-order component corresponding to the number of cylinders n of the torque fluctuation that becomes the exciting force of the torsional vibration is an even-order component in the double-head piston compressor. This even-order component repeats the same displacement an even number of times within a time period corresponding to one rotation of the drive shaft. For this reason, the front-side sum and the rear-side sum of the rotation n-order component are superimposed with the phases being matched.
[0023]
However, by changing the dead volume as described above, the total on the front side and the total on the rear side of the rotation n-order component are respectively reduced. Then, the rotational n-order component of the entire compressor in which the front-side sum and the rear-side sum are superimposed is also reduced. Moreover, even if the rotation n / 2 order component becomes an odd order component, the odd order component repeats the same displacement an odd number of times within a time corresponding to one rotation of the drive shaft, and is different between the front side and the rear side. The waveforms are inverted from each other. For this reason, the rotational n / 2-order component cancels and disappears between the front side and the rear side of the same piston.
[0024]
Further, a difference corresponding to 1% or more of the volume at the bottom dead center of the compression chamber having the minimum dead volume exists between the value of the maximum dead volume and the value of the minimum dead volume. In this value, the amount of enlargement of the dead volume sufficiently exceeds the amount of fluctuation of the dead volume due to the assembly tolerance estimated to the maximum from the machining accuracy of each part. For this reason, the change of the dead volume is ensured irrespective of the manufacturing error of each component.
[0025]
The communication passage between the compression chamber and the sub-compression chamber is formed with a throttle portion having a predetermined opening area (including the same opening area). For this reason, the smaller the opening area of the throttle portion, the more delayed the gas movement between the compression chamber and the sub-compression chamber in the compression stroke and the re-expansion stroke. Thus, when the opening area of the throttle part of each communication passage is changed, even if the volumes of the sub compression chambers are all made the same, the transition curve of the volume and pressure in each compression chamber is changed. Then, similarly to the case where the value of the dead volume of each compression chamber is changed, torque fluctuations based on the compression reaction force generated in each compression chamber are different from each other. Therefore, the rotational n-order component corresponding to the number n of cylinders obtained by the fast Fourier transform analysis of the total torque fluctuation is reduced as compared with the case where no torque fluctuation reduction measure is performed in each compression chamber.
[0026]
Further, in the reciprocating compressor configured as described above, the sub-compression chamber is formed in a housing having a suction chamber and a discharge chamber. For this reason, the dead volume of each compression chamber can be changed only by partially changing the mold used for die casting of the housing member. Moreover, there is little interference with other members, and a large volume of the sub compression chamber can be secured. Moreover, the torsional vibration system of the compressor can be changed only by changing the housing member. And it can respond easily to the resonance system which changes for every vehicle type of mounting vehicles, without changing the whole structure of a compressor largely. Further, even when the communication passage having a throttle portion having a predetermined opening area is formed in the valve constituent body, the torsional vibration system of the compressor can be similarly changed only by changing the valve constituent body.
[0027]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
(First embodiment)
A first embodiment of the present invention will be described below with reference to FIGS.
[0028]
As shown in FIGS. 1 and 2, the front-side cylinder block 21 and the rear-side cylinder block 22 are joined at the center. A front housing 25 is joined to the front side end surface of the cylinder block 21 via a valve component 23, and a rear housing 26 is joined to the rear side end surface of the cylinder block 22 via a valve component 24. Yes. The cylinder blocks 21 and 22, the front housing 25, the rear housing 26, and the valve components 23 and 24 are fastened and fixed to each other by a plurality of through bolts 27, thereby constituting a compressor casing.
[0029]
Each of the valve components 23 and 24 is constituted by sequentially joining a suction valve forming plate 29, a valve plate 30, a discharge valve forming plate 31, and a gasket 32 also serving as a retainer plate. The valve plate 30 is formed with five suction ports 30a and five discharge ports 30b at predetermined intervals. The intake valve forming plate 29 is formed with five intake valves 29a-1, 29a-2, 29a-3, 29a-4, 29a-5 so as to open and close each intake port 30a of the valve plate 30, respectively. ing.
[0030]
The discharge valve forming plate 31 is formed with five discharge valves 31a-1, 31a-2, 31a-3, 31a-4, and 31a-5 so as to open and close the discharge ports 30b of the valve plate 30, respectively. Has been. Five retainers 32a are formed in the retainer plate combined gasket 32 so as to regulate the maximum opening amount of each discharge valve 31a-1 to 31a-5. In FIG. 2, the retainer plate combined gasket 32 is omitted.
[0031]
A plurality of cylinder bores 33-1, 33-2, 33-3, 33-4, 33-5 are formed through the cylinder blocks 21 and 22 so as to be parallel to each other. A double-headed piston 34 is accommodated in each cylinder bore 33-1 to 33-5 so as to be capable of reciprocating. At both ends of these pistons 34, a pair of front and rear compression chambers 35, 36 are formed in the respective cylinder bores 33-1 to 33-5. The compressor of this embodiment is a 10-cylinder type reciprocating compressor including five double-headed pistons 34. A substantially annular partition wall 37 is formed in the front housing 25 and the rear housing 26. The partition wall 37 defines discharge chambers 38 and 39 on the center side of the housings 25 and 26, and suction chambers 40 and 41 on the outer peripheral side. The discharge chambers 38 and 39 communicate with the compression chambers 35 and 36 through discharge ports 30b formed in the valve plates 30 of the valve components 23 and 24. The suction chambers 40 and 41 are communicated with the compression chambers 35 and 36 through suction ports 30 a formed in the valve plates 30 of the valve components 23 and 24.
[0032]
A crank chamber 42 is formed between the cylinder blocks 21 and 22. A drive shaft 43 is rotatably supported by shaft holes 21 a and 22 a of both cylinder blocks 21 and 22 via a radial bearing 44. The drive shaft 43 is rotated by an external drive source such as a vehicle engine via a clutch (not shown).
[0033]
A swash plate 45 as a cam plate is fitted and fixed to an intermediate outer peripheral portion of the drive shaft 43. An intermediate portion of the double-headed piston 34 is moored to the swash plate 45 via a pair of shoes 46, and the double-headed piston 34 is reciprocated in the cylinder bores 33-1 to 33-5 by the rotation of the swash plate 45. The boss portion 45 a of the swash plate 45 is supported on the cylinder blocks 21 and 22 via a thrust bearing 47.
[0034]
The crank chamber 42 communicates with the suction chambers 40 and 41 via suction passages 48 a formed in the cylinder blocks 21 and 22 and the valve components 23 and 24. The crank chamber 42 is connected to an external refrigerant circuit via a suction flange (not shown) formed in the cylinder blocks 21 and 22. The discharge chambers 38 and 39 are connected to an external refrigerant circuit through valve passages 23 and 24, discharge passages 48b formed in the cylinder blocks 21 and 22, and discharge flanges (not shown) formed in the cylinder blocks 21 and 22. ing.
[0035]
Sub-compression chambers 49 and 50 are defined in the partition walls 37 in the front housing 25 and the rear housing 26 corresponding to the compression chambers 35 and 36 of the cylinder bores 33-1 to 33-5. Each valve component 23, 24 is formed with communication passages 51, 52 having throttle portions, and the compression chambers 35, 36 are always communicated with the sub compression chambers 51, 52 via these communication passages 51, 52. ing. The sub-compression chambers 49 and 50 are formed so that their volumes increase in order along the rotation direction of the drive shaft 43 by changing the cross-sectional areas thereof. Moreover, the opening areas of the throttle portions in the communication passages 51 and 52 are the same.
[0036]
Therefore, when each piston 34 reaches the top dead center position, the volume of the space formed by the corresponding sub compression chambers 49 and 50 in the compression chambers 35 and 36 is different. As a result, the dead volumes in the compression chambers 35 and 36 are set to different values. The dead volume in this case is the volume of the compression chambers 35 and 36, the sub compression chambers 49 and 50, and the communication passages 51 and 52 when the piston 34 reaches the top dead center position.
[0037]
Here, the dead volume of each compression chamber 36 on the rear side will be described in detail. As shown in FIG. 2, the volume of the sub compression chamber 50 corresponding to the cylinder bore 33-1 is zero, that is, the sub compression chamber 50 and the communication passage 52 are not formed, and the compression chamber 36 is dead. The volume is minimum. Then, along the rotation direction of the drive shaft 43, the cylinder bores 33-2, 33-3, 33-4, 33-5 are arranged in the order of the corresponding sub compression chambers 50-2, 50-3, 50-4. , 50-5 is increased, and the dead volume of each compression chamber 36 is expanded.
[0038]
Further, the amount of expansion of each dead volume is the volume of the compression chamber 36 at the bottom dead center of the cylinder bore 33-1 having the minimum dead volume (hereinafter referred to as a reference suction volume. In the case of having a compression chamber, the volume is set with reference to the compression chamber and the sub-compression chamber (the volume of the communication path is also the communication path). In the compressor of this embodiment, the reference suction volume is set to 20 cc, for example, and the dead volume of each compression chamber 36 is increased by 0.2 cc, for example, in order from the cylinder bore 33-2. In the cylinder bore 33-5 set to the maximum dead volume, the dead volume is expanded by 0.8 cc compared to the cylinder bore 33-1 set to the minimum dead volume.
[0039]
Further, in each of the cylinder bores 33-1 to 33-5, the volumes of the sub compression chambers 49 and 50 are the same on the front side and the rear side facing each other with the same double-headed piston 34 interposed therebetween. Yes. For this reason, the dead volume of the compression chamber 35 on the front side and the dead volume of the compression chamber 36 on the rear side are the same for one double-headed piston 34. That is, the compression chamber 35 in the front cylinder bore 33-1 and the compression chamber 36 in the rear cylinder bore 33-1 facing each other in the axial direction of the drive shaft 43 with the double-headed piston 34 interposed therebetween are the same dead. Set to volume.
[0040]
Similarly, in the cylinder bores 33-2, 33-3, 33-4, and 33-5, the dead volumes of the compression chamber 35 and the compression chamber 36 are the same on the front side and the rear side, respectively. Accordingly, the arrangement of the large and small dead volumes of the respective compression chambers 35 on the front side and the arrangement of the large and small dead volumes of the respective compression chambers 36 on the rear side are formed to be the same in the rotation direction of the drive shaft 43. Yes. As described above, in the compressor of this embodiment, five types of dead volumes are formed.
[0041]
Next, the operation of the reciprocating compressor configured as described above will be described. When the drive shaft 43 is rotated by an external drive source such as a vehicle engine, the swash plate 45 in the crank chamber 42 is rotated, and a plurality of double-headed pistons 34 are placed in the cylinder bores 33-1 to 33-5 via the shoes 46. It is reciprocated. Due to the movement of the double-headed piston 34, the refrigerant gas led from the external refrigerant circuit (not shown) through the suction flange to the crank chamber 42 is led from the crank chamber 42 to the suction chambers 40 and 41 through the suction passage 48a. In the re-expansion / intake stroke in which the double-headed piston 34 moves from the top dead center to the bottom dead center, the pressure in the compression chambers 35 and 36 decreases, and the intake valves 29a-1 to 29a-5 are opened. The refrigerant gas in 41 is sucked into the compression chambers 35 and 36 through the suction port 30a.
[0042]
Next, the refrigerant gas in the compression chambers 35 and 36 is compressed in the compression / discharge stroke of the double-headed piston 34 from the bottom dead center to the top dead center. When the refrigerant gas reaches a predetermined pressure, the high-pressure compressed refrigerant gas pushes the discharge valves 31a-1 to 31a-5 and is discharged into the discharge chambers 38 and 39 through the discharge port 30b. Further, the compressed refrigerant gas in the discharge chambers 38 and 39 is supplied to a condenser, an expansion valve, and an evaporator that also form an external refrigerant circuit (not shown) through a discharge passage 48b and a discharge flange (not shown), for air conditioning in the vehicle compartment. Provided.
[0043]
In the conventional 10-cylinder type double-headed piston compressor with a uniform dead volume, the torque fluctuation phase of the drive shaft 43 based on the compression reaction force in the compression chambers 35 and 36 is different between the front side and the rear side. It will be 180 ° off. Here, as shown in FIG. 6B, the rotation 10th order as the rotation nth order component obtained by the fast Fourier transform analysis of the total torque fluctuation of the drive shaft 43 based on the compression reaction force of each compression chamber 35, 36. The component has a waveform that repeats the same displacement 10 times, that is, an even number of times in the time of one rotation of the drive shaft 43. For this reason, the phase of the sum of the front side of the rotational 10th order component and the phase of the sum of the rear side coincide with each other, and the rotational 10th order component of the torque fluctuation derived from the compression reaction force of each compression chamber 35, 36 is completely superimposed. Thus, it becomes the main component of the exciting force of torsional vibration between the drive shaft 43 and a clutch (not shown).
[0044]
In this case, as shown in FIG. 6 (a), the rotation fifth-order component as the rotation n / 2-order component repeats the same displacement five times, that is, an odd number of times in the time of one rotation of the drive shaft 43. This rotational quintic component has a phase shift of 180 ° between the front-side sum and the rear-side sum, and cancels each other out.
[0045]
Here, when the dead volume is made different between the front side and the rear side of the double-headed piston 34 in order to reduce the rotational 10th order component, as shown in FIG. There is a phase shift between the sum and the rear sum, which is reduced. However, the rotational fifth-order component also has a different phase shift between the front side and the rear side, similarly to the rotational tenth-order component, and a new overlapping portion is generated. For this reason, the rotation quintic component of torque fluctuation may become a new noise generation factor.
[0046]
On the other hand, in the compressor of this embodiment, the dead volumes of the compression chambers 35 and 36 are changed in the rotation direction of the drive shaft 43 by changing the volumes of the sub compression chambers 49 and 50 on the front side and the rear side. It is changed to five types so as to increase in order along. As the dead volumes of the compression chambers 35 and 36 are changed, the transition curves of the volumes of the compression chambers 35 and 36 and the pressures in the compression chambers 35 and 36 are different.
[0047]
In addition, throttle portions are formed in the communication passages 51 and 52 between the compression chambers 35 and 36 and the sub-compression chambers 49 and 50. Due to the throttling effect of the throttling portion, there is a delay in the gas movement from the sub-compression chambers 49, 50 to the compression chambers 35, 36 in the re-expansion stroke, and the sub-compression chambers 49, 50 from the compression chambers 35, 36 in the compression stroke. There is a delay in the movement of gas to For this reason, the transition curve of the volume of the compression chambers 35 and 36 and the pressure in the compression chambers 35 and 36 is further changed.
[0048]
That is, as shown in FIG. 3, there is a time lag in the pressure change in the compression chambers 35 and 36 in the re-expansion stroke and the compression stroke between the small dead volume and the large dead volume. And the time gap of the pressure change in the compression chambers 35 and 36 in the re-expansion stroke and the compression stroke is enlarged by the throttle effect of the throttle portion. There is also a difference in the pressure during overcompression in the final stage of the compression stroke.
[0049]
As a result, as shown in FIG. 4, there is a difference in the torque peak position in the transition curve of the compression torque per compression chamber 35, 36 between the one with a small dead volume and one with a large dead volume. Arise. For this reason, a phase shift occurs in the rotational 10th-order component of the torque fluctuation corresponding to the number of cylinders obtained by the fast Fourier transform analysis. Then, the sum of the rotational 10th order components of the front side and the rear side is reduced as compared with the case where the dead volume is not changed. In addition, the communication passages 51 and 52 are further reduced by providing a throttle portion.
[0050]
In the compressor of this embodiment, the difference between the maximum dead volume value and the minimum dead volume value is set to 0.8 cc. This value corresponds to 4% of the reference suction volume 20 cc in the cylinder bore 33-1 not subjected to dead volume expansion treatment. This increase in dead volume has little effect on performance such as compression efficiency.
[0051]
By the way, generally, the manufacturing error of each part which comprises a compressor differs, respectively, and it is difficult to make the assembly | attachment tolerance the same in all the products. Even if the dead volume fluctuation due to the assembly tolerance is estimated to the maximum from the machining accuracy of each part, it is less than 1% of the reference suction volume. On the other hand, in the compressor of this embodiment, there is a difference corresponding to 4% of the reference suction volume between the maximum dead volume value and the minimum dead volume value. For this reason, even if the assembly tolerance is taken into consideration, the change of the dead volume is ensured.
[0052]
Furthermore, the dead volume of the compression chamber 35 on the front side and the compression chamber 36 on the rear side of one double-headed piston 34 is formed to be the same. For this reason, the rotational fifth-order component cancels each other and disappears while keeping a phase shift of 180 ° between the front-side sum and the rear-side sum.
[0053]
According to the embodiment configured as described above, the following excellent effects are obtained.
(A) On the front side and the rear side, the dead volumes of the compression chambers 35 and 36 are changed to five types so as to sequentially increase along the rotation direction of the drive shaft 43. As a result, in the 10-cylinder double-head piston compressor, the rotational 10th order component, which is the main component of torque fluctuation, which becomes the excitation force of torsional vibration, is reduced. Therefore, the torsional vibration reduces the generation of noise due to the resonance phenomenon of the compressor and the accessories connected thereto, and the noise level in the passenger compartment is lowered.
[0054]
(B) The difference between the value of the maximum dead volume and the value of the minimum dead volume is formed so as to correspond to 4% of the reference suction volume in the cylinder bore 33-1 not subjected to the dead volume expansion treatment. Therefore, in the compressor of this embodiment, the change of the dead volume of each compression chamber 35 and 36 is ensured even if the assembly tolerance is taken into consideration.
[0055]
(C) The dead volume of the front-side compression chamber 35 and the rear-side compression chamber 36 of one double-headed piston 34 is formed to be the same. For this reason, the rotational fifth-order component disappears because the front-side sum and the rear-side sum cancel each other. Therefore, combined with the effects of the items (a) and (b), the generation of the rotation fifth order component can be suppressed while reducing the rotation tenth order component of the torque fluctuation.
[0056]
(D) In the compressor of this embodiment, a plurality of sub-compression chambers 49 and 50 are formed in the front housing 25 and the rear housing 26 corresponding to the compression chambers 35 and 36 of the cylinder bores 33-1 to 33-5. ing. Further, the sub compression chambers 49 and 50 are communicated with the compression chambers 35 and 36 through communication passages 51 and 52 having throttle portions formed in the valve components 23 and 24. The dead volumes of the compression chambers 35 and 36 are changed by forming the sub compression chambers 49 and 50 so as to have a predetermined volume.
[0057]
Therefore, unlike the conventional method in which the surface of the piston is scraped off, the processing is not troublesome, and only by partially changing the die-casting type of the members constituting the compressor housing, the compression chambers 35 and 36 The dead volume can be changed. Accordingly, the processing is simple and the parts management is easy, and the mass productivity can be ensured. In particular, in this embodiment, since the sub compression chambers 49 and 50 are provided in the housings 25 and 26 that are smaller than the cylinder blocks 21 and 22, the mold can be changed at low cost.
[0058]
In addition, although a vehicle equipped with a compressor has a resonance point of vibration that differs depending on the vehicle type, according to this embodiment, a compressor having a dead volume adapted to each vehicle type is manufactured only by changing the housings 25 and 26. be able to. And the torsional vibration system of a compressor can be changed, and it can respond easily to a different resonance system for every vehicle type of mounting vehicle.
[0059]
Further, in the housings 25 and 26, there are large spaces for the suction chambers 38 and 39 and the discharge chambers 40 and 41. By using a part of these spaces, the sub-compression chambers 49 and 50 having a large volume are provided. Can be formed. Therefore, the value of the dead volume of each compression chamber 35, 36 can be easily and reliably changed.
[0060]
(Second Embodiment)
Below, 2nd Embodiment of this invention is described based on FIG.
In the second embodiment, in the 10-cylinder type double-head piston compressor, the rear side subcompression chambers 50-2 to 50-5 corresponding to the cylinder bores 33-2 to 33-5 are all of the same volume. It is formed to become. In addition, the opening area of the throttle portion in the communication passages 52-2 to 52-5 between the sub compression chambers 50-2 to 50-5 and the compression chamber 36 decreases in order along the rotation direction of the drive shaft 43. It is formed as follows. Further, the sub-compression chambers 49 on the front side are all formed so as to have the same volume, and the opening area of the throttle portion of the communication passage 51 corresponding to each sub-compression chamber 49 sandwiches the double-headed piston 34. And the opening area of the throttle portion of the rear communication passage 52 is the same. In FIG. 7, the retainer plate combined gasket 32 is omitted.
[0061]
In such a configuration, the smaller the opening area of the throttle portions of the communication passages 51 and 52, the slower the gas movement from the sub-compression chambers 49 and 50 to the compression chambers 35 and 36 in the re-expansion stroke. At the same time, there is a delay in the gas movement from the compression chambers 35, 36 to the sub-compression chambers 49, 50 in the compression stroke. Therefore, even when the opening areas of the throttle portions of the communication passages 51 and 52 are changed in this way, the volumes of the sub-compression chambers 49 and 50 are changed as in the first embodiment, and the compression chamber 35 is changed. , 36 can achieve substantially the same effect as when the dead volume is changed. That is, almost the same as in the first embodiment, it is possible to reduce the rotation 10th order component and suppress the generation of the rotation 5th order component.
[0062]
Moreover, it is possible to change the torsional vibration system of the compressor only by changing to the valve components 23 and 24 having the communication passages 51 and 52 having different opening areas of the throttle portions. It is possible to easily cope with different resonance systems.
[0065]
In addition, this invention can also be changed and embodied as follows.
(1) To change the volumes of the sub-compression chambers 49 and 50 according to changes in their depth or cross-sectional area and both of them.
[0066]
Even if comprised in this way, the dead volume of the compression chambers 35 and 36 corresponding to each cylinder bore 33-1 to 33-5 can be changed easily.
(2) The volume of the subcompression chambers 49, 50 is changed to change the dead volume of each compression chamber 35, 36, and the opening area of the throttle part of the communication passages 51, 52 is further changed to the subcompression chambers 49, 50. The smaller the volume, the smaller it should be.
[0067]
In the case of such a configuration, as shown in FIG. 3, in the re-expansion stroke and the compression stroke, there is a large difference in the timing of gas movement between the sub-compression chambers 49 and 50 and the compression chambers 35 and 36. . For this reason, the rotation n-order component corresponding to the number n of cylinders can be reduced more effectively.
[0068]
(3) The present invention is embodied in a double-headed piston type compressor having a number of cylinders other than those described in the embodiment, for example, 6, 8, or 12 cylinders.
(4) The types of dead volumes of the compression chambers 35 and 36 on the front side and the rear side are different from those described in the above embodiment, for example, three types or four types.
[0069]
(5) The difference between the minimum value and the maximum value of the dead volume is changed within a range in which the compression performance of the compressor does not deteriorate with 1% of the reference suction volume as a lower limit.
(6) The amount of expansion of the dead volume is set to a value other than that described in each embodiment as long as the compression performance of the compressor does not deteriorate.
[0070]
(7) The reference suction volume is set to a value other than that described in each of the embodiments.
(8) Two or more types of dead volumes are changed only in one of the front-side compression chambers 35 or the rear-side compression chambers 36.
[0071]
(9) The present invention is embodied in a single-head piston compressor.
Even when configured as in the above (3) to (9), the rotational n-order component corresponding to the number of cylinders n can be reduced.
[0072]
(10) Sub compression chambers 49 and 50 are formed so as to correspond to all the compression chambers 35 and 36, and the volumes of the sub compression chambers 49 and 50 are changed so that the dead volumes of the compression chambers 35 and 36 are reduced. To change.
[0073]
(11) The sub compression chambers 49 and 50 are formed so as to correspond to all the compression chambers 35 and 36, and the throttle portions of the communication passages 51 and 52 between the compression chambers 35 and 36 and the sub compression chambers 49 and 50 are formed. Changing the opening area.
[0074]
(12) Provide subcompression chambers that are always in direct communication so as to correspond to the compression chambers 35 and 36.
(13) The present invention is embodied in a wave cam plate type reciprocating compressor.
[0075]
Even if it is configured as in the above (11) to (13), the same effects as those of the above-described embodiments can be obtained.
Next, the technical idea grasped from the embodiment will be described.
[0076]
(1) A fitting member 55 is fitted into a space defined by the shaft hole 22a of the cylinder block 22 and the valve component 24, and sub-compression chambers 50-2 to 50-5 are formed in the fitting member 55. The reciprocating compressor according to claim 1, wherein communication passages 52-2 to 52-5 communicating with the sub compression chambers 50-2 to 50-5 and the compression chamber 36 are formed in the cylinder block 22.
[0077]
(2) The reciprocating compressor according to (1), wherein the communication passages 52-2 to 52-5 are formed in a concave groove shape on the rear end surface of the cylinder block 22.
In the case of such a configuration, since the rear side sub-compression chambers 50-2 to 50-5 are formed in the fitting member 55, the processing is simple and only the fitting member 55 is changed. Compressors with different dead volume changes can be configured.
[0078]
【The invention's effect】
As described in detail above, the present invention has the following excellent effects.
That is, the countermeasure against the rotational n-order component can be reliably realized with a simple configuration, the resonance phenomenon excited by torsional vibration is reduced, and the noise level in the passenger compartment is reduced. In addition, it is easy to manage the parts for the countermeasure against the rotational n-order component, so that the mass productivity of the compressor can be ensured, and it becomes easy to cope with a different resonance system for each vehicle type. Furthermore, generation of a new vibration generation factor due to the rotation n-order component countermeasure configuration is suppressed.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing a compressor according to a first embodiment.
FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line 2-2 in FIG.
FIG. 3 is an explanatory diagram showing changes in bore pressure.
FIG. 4 is an explanatory diagram showing transition of compression torque for each compression chamber.
FIG. 5 is an explanatory diagram showing reduction of a rotational 10th order component and change of a rotational 5th order component.
FIGS. 6A and 6B are explanatory diagrams regarding a superposition phenomenon with respect to a rotation fifth-order component and FIG. 6B regarding a rotation tenth-order component;
FIG. 7 is a sectional view showing a compressor according to a second embodiment.
[Explanation of symbols]
21, 22... Cylinder block constituting a part of the casing, 23, 24... Valve structure, 25... Front housing constituting a part of the casing, 26. 33-5 ... cylinder bore, 34 ... double-headed piston, 35, 36 ... compression chamber, 38, 39 ... suction chamber, 40, 41 ... discharge chamber, 42 ... crank chamber, 43 ... drive shaft, 45 ... swash plate as cam plate , 49, 50, 50-2 to 50-5 ... sub compression chamber, 51, 52, 52-2 to 52-5 ... communication path.

Claims

A drive shaft is supported inside the casing, and a plurality of cylinder bores are arranged in a cylinder block that forms part of the casing so as to surround the drive shaft, and a piston is accommodated in the cylinder bore so as to be able to reciprocate and compressed. A reciprocating type compression in which a chamber is defined, a cam plate is mounted on the drive shaft so as to be integrally rotatable, and the piston is reciprocated in conjunction with the rotation of the cam plate to compress the refrigerant gas. In the machine
The casing includes a cylinder block having a cylinder bore, a valve arrangement having a suction valve and a discharge valve, is joined to the cylinder block through the valve structure, and a housing having a suction chamber and a discharge chamber, said housing A sub-compression chamber that is always in communication with the compression chamber is formed, and the sub-compression chamber and the compression chamber communicate with each other via a communication passage having a throttle portion, and the communication passage is provided in the valve structure. A reciprocating compressor characterized by that.

2. The reciprocating compressor according to claim 1, wherein each of the compression chambers has a predetermined dead volume including the sub compression chamber or the sub compression chamber and the communication path .

Claim wherein the maximum dead volume value and the value of the minimum dead volume between the compression chambers, characterized in that remembering difference more than 1% of the volume at the bottom dead center of the compression chamber with a minimal dead volume 2. A reciprocating compressor according to 2 .

The maximum dead volume value and the minimum dead volume value between the compression chambers have a difference of 1% or more of the volume at the bottom dead center of the compression chamber having the minimum dead volume and the sub compression chamber. The reciprocating compressor according to claim 2 .

The value of the maximum dead volume and the value of the minimum dead volume between the compression chambers has a difference of 1% or more of the volume at the bottom dead center of the compression chamber having the minimum dead volume , the sub compression chamber, and the communication path . The reciprocating compressor according to claim 2 .

The reciprocating compressor according to any one of claims 1 to 5, wherein the throttle portions corresponding to the sub- compression chambers each have a predetermined opening area .

The reciprocating compressor according to any one of claims 1 to 6, wherein each of the sub-compression chambers is formed so as to have the same volume .

The reciprocating compressor according to any one of claims 2 to 7, wherein a dead volume in each of the compression chambers is formed to increase in order along a rotation direction of the drive shaft .

The cylinder bore is formed so as to be opposed to the front and rear, the piston is configured in a double-headed form, and each compression chamber on both front and rear sides includes the sub compression chamber, or the predetermined dead volume including the sub compression chamber and the communication path. The reciprocating compressor according to any one of claims 2 to 8, wherein the compressor is formed.

The arrangement of the dead volume of each compression chamber on the front side and the arrangement of the dead volume of each compression chamber on the rear side are the same in the rotational direction of the drive shaft. Item 10. The reciprocating compressor according to any one of Items 2 to 9.

The reciprocating compressor according to claim 9 or 10 , wherein a front dead volume and a rear dead volume are formed to have the same size with respect to one double-headed piston .