JP3956472B2

JP3956472B2 - Rotor support structure in compressor

Info

Publication number: JP3956472B2
Application number: JP6997398A
Authority: JP
Inventors: 昌彦岡田; 明史瓜生; 一哉木村
Original assignee: Toyota Industries Corp
Current assignee: Toyota Industries Corp
Priority date: 1998-03-19
Filing date: 1998-03-19
Publication date: 2007-08-08
Anticipated expiration: 2018-03-19
Also published as: JPH11264372A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば、車両空調システムに用いられる圧縮機におけるロータの支持構造に関する。
【０００２】
【従来の技術及び発明が解決しようとする課題】
この種の圧縮機は、圧縮機構がハウジング内に収容されている。駆動軸はハウジングに回転可能に支持され、圧縮機構に連結されるとともにハウジングの外部に突出されている。ボス部は、ハウジングの外壁面において駆動軸の突出部分を取り囲むようにして形成されている。ボールベアリング等の軸受けは、ボス部に外嵌固定されている。ロータは軸受けの外輪に外嵌固定され、外輪と一体回転可能である。従って、ロータは、軸受け及びボス部を介してハウジングに回転可能に支持されている。ロータは、駆動軸のハウジングからの突出部分に連結されている。車両エンジン等の外部駆動源からのベルトは、ロータの外周に掛けられている。従って、車両エンジンの駆動力が、ベルト及びロータを介して伝達されることで駆動軸が回転し、圧縮機構が動作されて冷媒ガスの圧縮が行われる。
【０００３】
さて、近年、製作の容易さや圧縮機の軽量化等のために、金属製であったロータを合成樹脂製とすることが提案されている。ところが、軸受けの外輪は金属製である。従って、ロータは、周囲の温度変化により加熱及び冷却が繰り返されると、外輪との間での熱膨張量の差によって生じる応力を受けて、外輪に対する固定が解除され易かった。その結果、ロータと外輪との間に滑りが生じて圧縮機のフリクションが大きくなり、車両エンジンの負荷が過大となる等の問題が生じていた。また、滑りが生じたロータは、外輪との摩擦により変形し易く、やがてはガタつきが生じて振動や騒音の要因となる等の問題を生じていた。
【０００４】
本発明は、上記従来技術に存在する問題点に着目してなされたものであって、その目的は、ロータを合成樹脂で製作するとともに、加熱及び冷却が繰り返されたとしてもロータと軸受けの外輪との一体回転を維持できる圧縮機におけるロータの支持構造を提供することにある。
【０００５】
【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、ロータは合成樹脂製であって、ロータと軸受けの外輪との間には、両者間での熱膨張差の発生を許容して一体回転を維持する係合手段が設けられ、前記係合手段はロータ側に設けられた内歯とこの内歯に噛合される外輪側に設けられた外歯とからなっているロータの支持構造を採用する。
【０００６】
この構成においては、例えば、車両エンジンの発熱量の変化により、ロータ及び軸受けに対して加熱及び冷却が繰り返されたとする。しかし、係合手段は、合成樹脂製のロータと、ロータとは異なる材料よりなる軸受けの外輪と間の熱膨張差の発生を許容し、両者の一体回転を維持する。従って、ロータと軸受けの外輪との間に滑りが生じることはない。
【０００７】
また、内歯と外歯のクリアランスが変化することで、ロータと軸受けの外輪と間での熱膨張差の発生が許容され、両者の一体回転が維持される。
【０００８】
請求項２の発明では、内歯はロータに一体形成されている。
この構成においては、部品点数を低減できる。
請求項３の発明では、外歯は外輪に一体形成されている。
【０００９】
この構成においては、部品点数を低減できる。
請求項４の発明では、ロータは、外輪に外歯を設けた軸受けを金型内に設置し、外歯を包むように合成樹脂材料を射出するインサート成形により製作されている。
【００１０】
この構成においては、外輪の外歯がロータの内歯の型となり、金型に内歯の型を形成する必要がない。また、ロータがその成形と同時に軸受けに組み付けられることとなり、後に組み付ける手間が省ける。
【００１１】
請求項５の発明では、係合手段は、ロータと軸受けの外輪との間での熱膨張差を吸収する熱膨張差吸収手段である。
この構成においては、ロータと軸受けの外輪との間での熱膨張差が吸収されることで、両者の一体回転が維持される。
【００１２】
請求項６の発明では、熱膨張差吸収手段は、ロータと軸受けの外輪との間に介在された弾性部材である。
この構成においては、弾性部材が弾性変形することで、ロータと軸受けの外輪との間での熱膨張差が吸収される。
【００１３】
請求項７の発明では、弾性部材はゴムよりなり、圧縮状態でロータと軸受けの外輪との間に介在されている。
この構成においては、圧縮状態にあるゴム製の弾性部材は、自然状態の場合よりも酸素透過性が低くなっている。従って、弾性部材は酸化され難く、その耐久性は高いものとなっている。
【００１４】
請求項８の発明では、ロータは、外輪に弾性部材を配置した軸受けを金型内に設置し、弾性部材を包むように合成樹脂材料を射出するインサート成形により製作されている。
【００１５】
この構成においては、ロータがその成形と同時に軸受けに組み付けられることとなり、後に組み付ける手間が省ける。
【００１６】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
以下、本発明を、車両空調システムに用いられるクラッチレスタイプの可変容量型圧縮機において具体化した第１実施形態について説明する。
【００１７】
図１に示すように、フロントハウジング１１は、センタハウジングとしてのシリンダブロック１２の前端に接合固定されている。リヤハウジング１３は、シリンダブロック１２の後端に弁形成体１４を介して接合固定されている。クランク室１５は、フロントハウジング１１とシリンダブロック１２とにより囲まれて区画形成されている。駆動軸１６は、クランク室１５を通るようにフロントハウジング１１とシリンダブロック１２との間で回転可能に架設支持されている。駆動軸１６のフロント側の端部は、フロントハウジング１１の前壁を貫通して外部へ突出されている。
【００１８】
円筒状をなすボス部１１ａは、フロントハウジング１１の外壁面に一体に突設され、駆動軸１６のハウジング１１〜１３内からの突出部分を取り囲む。プーリ６１は、ボス部１１ａにアンギュラベアリング２０を介して回転可能に支持されている。プーリ６１は、駆動軸１６のハウジング１１〜１３からの突出端部に連結されている。プーリ６１はベルト１７を介して、外部駆動源としての車両エンジン１８に、電磁クラッチ等のクラッチ機構を介することなく直結されている。従って、車両エンジン１８の起動時には、ベルト１７及びプーリ６１を介して駆動力が伝達され、駆動軸１６が回転される。
【００１９】
回転支持体２２は、クランク室１５において駆動軸１６に止着されている。斜板２３は、駆動軸１６に対してその軸線Ｌ方向へ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２４は回転支持体２２と斜板２３との間に介在されている。斜板２３はヒンジ機構２４により、駆動軸１６の軸線Ｌ方向へ傾動可能でかつ駆動軸１６と一体的に回転可能となっている。斜板２３の半径中心部がシリンダブロック１２側に移動すると、斜板２３の傾角が減少される。傾角減少バネ２６は、回転支持体２２と斜板２３との間に介在されている。傾角減少バネ２６は、斜板２３を傾角の減少方向に付勢する。斜板２３の最大傾角は、回転支持体２２との当接により規定される。
【００２０】
収容孔２７はシリンダブロック１２の中心部に貫設されている。遮断体２８は筒状をなし、収容孔２７にスライド可能に収容されている。吸入通路開放バネ２９は、収容孔２７の端面と遮断体２８との間に介在され、遮断体２８を斜板２３側へ付勢している。
【００２１】
前記駆動軸１６は、その後端部を以て遮断体２８の内部に挿入されている。ラジアルベアリング３０は、駆動軸１６の後端部と遮断体２８の内周面との間に介在され、遮断体２８とともに駆動軸１６に対して軸線Ｌ方向へスライド移動可能である。
【００２２】
吸入通路３２は、リヤハウジング１３及び弁形成体１４の中心部に形成されている。吸入通路３２は収容孔２７に連通されており、その弁形成体１４の前面に表れる開口周囲には、位置決め面３３が形成されている。遮断面３４は遮断体２８の先端面に形成され、遮断体２８の移動により位置決め面３３に接離される。遮断面３４が位置決め面３３に当接されることにより、両者間３３，３４のシール作用で吸入通路３２と収容孔２７の内空間との連通が遮断される。
【００２３】
スラストベアリング３５は斜板２３と遮断体２８との間に介在され、駆動軸１６上にスライド移動可能に支持されている。スラストベアリング３５は、吸入通路開放バネ２９に付勢されて、常には斜板２３と遮断体２８との間で挟持されている。
【００２４】
そして、斜板２３が遮断体２８側へ傾動するのに伴い、斜板２３の傾動がスラストベアリング３５を介して遮断体２８に伝達される。従って、遮断体２８が吸入通路開放バネ２９の付勢力に抗して位置決め面３３側に移動され、遮断体２８は遮断面３４を以て位置決め面３３に当接される。遮断面３４が位置決め面３３に当接された状態にて、斜板２３のそれ以上の傾動が規制され、この規制された状態にて斜板２３は０°よりも僅かに大きな最小傾角となる。
【００２５】
シリンダボア１２ａはシリンダブロック１２に貫設形成され、片頭型のピストン３６はシリンダボア１２ａに収容されている。ピストン３６は、シュー３７を介して斜板２３の外周部に係留されており、斜板２３の回転運動によりシリンダボア１２ａ内で前後往復運動される。
【００２６】
吸入室３８及び吐出室３９は、リヤハウジング１３にぞれぞれ区画形成されている。吸入ポート４０、吸入弁４１、吐出ポート４２及び吐出弁４３は、それぞれ弁形成体１４に形成されている。そして、吸入室３８の冷媒ガスは、ピストン３６の復動動作により吸入ポート４０及び吸入弁４１を介してシリンダボア１２ａに吸入される。シリンダボア１２ａに吸入された冷媒ガスは、ピストン３６の往動動作により所定の圧力にまで圧縮され、吐出ポート４２及び吐出弁４３を介して吐出室３９に吐出される。
【００２７】
吸入室３８は通口４５を介して収容孔２７に連通されている。そして、遮断体２８がその遮断面３４を以て位置決め面３３に当接されると、通口４５は吸入通路３２から遮断される。通路４６は駆動軸１６の軸芯に形成され、クランク室１５と遮断体２８の内空間とを連通する。放圧通口４７は遮断体２８の周面に貫設されている。遮断体２８の内空間と収容孔２７の内空間は、放圧通口４７を介して連通されている。
【００２８】
給気通路４８は吐出室３９とクランク室１５とを接続する。容量制御弁４９は給気通路４８上に介在されている。
以上構成の圧縮機は、その吸入室３８に冷媒ガスを導入する通路となる吸入通路３２と、吐出室３９から冷媒ガスを排出する吐出フランジ５０とが外部冷媒回路５１により接続されている。凝縮器５２、膨張弁５３及び蒸発器５４は、外部冷媒回路５１上に介在されている。
【００２９】
蒸発器５４の近傍には温度センサ５６が設置されている。温度センサ５６は蒸発器５４における温度を検出し、この検出温度情報を制御コンピュータ５５へ出力する。容量制御弁４９のソレノイド４９ａの励消磁は、温度センサ５６からの検出温度情報に基づいて制御コンピュータ５５によって制御される。制御コンピュータ５５は、エアコンスイッチ５７のＯＮ状態のもとに検出温度が設定温度以下になると容量制御弁４９のソレノイド４９ａの消磁を指令する。この設定温度以下の温度は蒸発器５４においてフロストが発生しそうな状況を反映する。また、制御コンピュータ５５は、エアコンスイッチ５７のＯＦＦによってソレノイド４９ａを消磁する。
【００３０】
ソレノイド４９ａが消磁されると給気通路４８が開かれ、吐出室３９とクランク室１５とが連通される。従って、吐出室３９の高圧冷媒ガスが給気通路４８を介してクランク室１５へ供給され、クランク室１５の圧力が高くなる。クランク室１５の圧力上昇により斜板２３の傾角が最小傾角へ移行される。
【００３１】
遮断体２８の遮断面３４が位置決め面３３に当接すると、吸入通路３２における通過断面積が零となり、外部冷媒回路５１から吸入室３８への冷媒ガス流入が阻止される。
【００３２】
斜板２３の最小傾角は０°ではないため、斜板傾角が最小の状態においてもシリンダボア１２ａから吐出室３９への吐出は行われている。吸入室３８の冷媒ガスは、シリンダボア１２ａへ吸入されて吐出室３９へ吐出される。即ち、斜板傾角が最小状態では、吐出室３９、給気通路４８、クランク室１５、通路４６、放圧通口４７、吸入室３８及びシリンダボア１２ａを経由する循環通路が圧縮機内部にできている。冷媒ガスと共に流動する潤滑油は、前記循環経路を経由して圧縮機内を潤滑する。吐出室３９、クランク室１５及び吸入室３８の間では、圧力差が生じている。この圧力差及び放圧通口４７における通路断面積が、斜板２３を最小径角に安定的に保持する。
【００３３】
ソレノイド４９ａの励磁によって給気通路４８が閉じられ、クランク室１５の圧力が通路４６及び放圧通口４７を介した放圧に基づいて低下してゆく。この減圧により、斜板２３の傾角が最小傾角から最大傾角へ移行される。
【００３４】
次に、前記プーリ６１の構成について詳述する。
図１〜図３に示すように、ロータ６２は、円筒状をなす内周側のボス部６３と、同じく円筒状をなすベルト掛け部６４とが盤部６５により連結されてなる。ロータ６２は、ベルト掛け部６４に掛けられたベルト１７を介して車両エンジン１８に連結されている。平歯である内歯６３ａはボス部６３の内周面に刻設されており、ボス部６３は軸線Ｌを中心とした内歯車のような形態をなしている。
【００３５】
前記アンギュラベアリング２０はボールベアリングよりなり、内輪６６と外輪６７との間に、転動体としてのボール６８を複数備えた構造を有する。平歯である外歯６７ａは外輪６７の外周面に刻設されており、外輪６７は軸線Ｌを中心とした外歯車のような形態をなしている。アンギュラベアリング２０は、内輪６６を以ってフロントハウジング１１のボス部１１ａに外嵌され、圧入等によって固定されている。サークリップ２１はボス部１１ａに外嵌固定され、内輪６６に当接することでアンギュラベアリング２０の軸線Ｌ方向への抜けを防止する。
【００３６】
前記ロータ６２は、ボス部６３を以ってアンギュラベアリング２０の外輪６７に外嵌され、ボス部６３の内歯６３ａと外輪６７の外歯６７ａとは噛合されている。従って、ロータ６２は、アンギュラベアリング２０の外輪６７と一体回転可能であるとともに、アンギュラベアリング２０及びボス部１１ａを介してフロントハウジング１１に回転可能に支持されている。
【００３７】
前記ロータ６２は合成樹脂製であって各部６３〜６５が一体成形されてなり、しかも、その成形時にアンギュラベアリング２０をインサートすることで、両者２０，６２の組み付けがなされている。つまり、アンギュラベアリング２０をロータ用の金型内に設置し、その外輪６７の外歯６７ａの外周を包むように、金型内に合成樹脂材料を射出する。従って、外歯６７ａが型の役目をなして、ロータ６２のボス部６２の内周面には一体に内歯６３ａが形成される。
【００３８】
なお、前記合成樹脂としては、例えば、ＰＰＳ（ポリフェニレンサルファイド）樹脂やフェノール樹脂等が挙げられる。ガラス繊維、カーボン繊維等の充填材を合成樹脂材料に配合して、ロータ６２の強度向上を図っても良い。
【００３９】
トルクリミッタ６９はねじりコイルばねよりなり、所定の締め代でロータ６２のボス部６３の外周に締め付け固定されている。結合筒７０はトルクリミッタ６９においてその前端部の外周側に配置され、ロータ６２の回転方向でトルクリミッタ６９に係合されている。ハブ７１は駆動軸１６の突出端部に外嵌固定されている。合成ゴムよりなる円環状のダンパ７２はハブ７１と連結筒７０との間に介在され、両者７０，７１を弾性的に作動連結している。このダンパ７２は、駆動軸１６の回転方向への弾性変形により機能し、圧縮機側で発生する負荷トルクの変動が、緩和されるようになっている。
【００４０】
そして、圧縮機側の負荷トルクがトルクリミッタ６９のリミット値以上となった場合、この過大な負荷トルクが車両エンジン１８側に波及すれば、車両エンジン１８がエンジンストールを起こしたり、ベルト１７が損傷するおそれがある。リミット値以上の過大な負荷トルクが生じた場合には、連結筒７０を介してトルクリミッタ６９に作用する内径を拡大させる方向の荷重が大きくなり、トルクリミッタ６９は変形して内径の拡大傾向を顕著に示す。従って、トルクリミッタ６９が機能してロータ６２のボス部６３との摩擦接触状態が弱まり、トルクリミッタ６９はボス部６３に対して滑るように相対回動される。このため、過大な負荷トルクが車両エンジン１８側に波及することはなく、エンジンストール等は回避される。
【００４１】
トルクリミッタ６９とボス部６３との相対回動が長く続けば、合成樹脂製であるボス部６３が摩擦により変形し、たとえ負荷トルクがリミット値以下となったとしてもトルクリミッタ６９の所定の締め代は失われたままとなる。つまり、トルクリミッタ６９とボス部６３の滑りが長く続くような状態は、圧縮機が故障したものと推定され、車両エンジン１８からの動力伝達が復帰する必要はない。従って、車両エンジン１８と圧縮機との間の動力伝達が完全に遮断され、故障した圧縮機が車両エンジン１８の負荷となることはない。
【００４２】
上記構成の本実施形態においては、次のような作用・効果を奏する。
（１）例えば、圧縮機付近に配置された車両エンジン１８の発熱量の変化により、ロータ６２及びアンギュラベアリング２０に対して加熱及び冷却が繰り返されたとする。合成樹脂よりなるロータ６２のボス部６３と、金属材料よりなるアンギュラベアリング２０の外輪６７は熱膨張率が異なる。しかし、両者６３，６７の軸線Ｌと直交方向への熱膨張差の発生は、ボス部６３の内歯６３ａと外輪６７の外歯６７ａとのクリアランスの変化により許容され、両者２０，６２の軸線Ｌ周りでの係合が解除されることはない。従って、ロータ６２と外輪６７との一体回転が維持され、両者２０，６２の間に滑りが生じないために、車両エンジン１８の動力損失やロータ６２の摩耗変形もない。
【００４３】
（２）内歯６３ａはロータ６２のボス部６３に一体形成されている。従って、内歯６３ａをボス部６３と別体に形成することと比較して、部品点数を低減できて構成の簡素化を図り得る。
【００４４】
（３）外歯６７ａはアンギュラベアリング２０の外輪６７に一体形成されている。従って、外歯６７ａを外輪６７と別体に形成することと比較して、部品点数を低減できて構成の簡素化を図り得る。
【００４５】
（４）アンギュラベアリング２０は、ロータ６２の成形時にインサートされる。従って、アンギュラベアリング２０の外歯６７ａがロータ６３の内歯６３ａの型となり、金型に内歯６３ａの型を形成しておく必要がない。従って、ロータ用の金型が簡単となってロータ６２の製造コストを低減できる。また、ロータ６２の成形と同時に、アンギュラベアリング２０がロータ６２に組み付けられることとなり、言い換えれば、ロータ６２の成形と同時に、アンギュラベアリング２０が外歯６７ａを以ってロータ６３の内歯６３ａに噛合されることとなり、それらを後に組み付ける手間が省ける。
【００４６】
（第２実施形態）
以下、本発明を具体化した第２実施形態について、上記第１実施形態との相違点についてのみ説明する。
【００４７】
図４及び図５に示すように、本実施形態においては、熱膨張差吸収手段としての合成ゴムよりなる円筒状の弾性部材７５を、ロータ６２のボス部６３の内周面とアンギュラベアリング２０の外輪６７の外周面との間に介在させている。弾性部材７５は、圧縮状態でボス部６３の内周面と外輪６７の外周面との間に介在されている。弾性部材７５は、ボス部６３及び外輪６７との各間で接着固定されている。
【００４８】
前記アンギュラベアリング２０は、その外輪６７に弾性部材７５が接着剤等を用いて固定された状態で、ロータ６２の成形時にインサートされている。つまり、外輪６７に弾性部材７５が接着固定されたアンギュラベアリング２０をロータ用の金型内に設置し、弾性部材７５の外周を包むように、金型内に合成樹脂材料を射出する。この時、合成樹脂材料を多めに射出することで、弾性部材７５は外輪６７とボス部６３との間で圧縮された状態となる。弾性部材７５とボス部６３とは、この成形時において加硫接着される。
【００４９】
なお、合成樹脂材料を多めに射出しなくとも、重合時の肉やせを利用して弾性部材７５を圧縮しても良いし、半重合状態でロータ６２の成形を終えることで、後の加熱時にロータ６２を熱収縮させて弾性部材７５を圧縮するようにしても良い。
【００５０】
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）例えば、圧縮機付近に配置された車両エンジン１８の発熱量の変化により、ロータ６２及びアンギュラベアリング２０に対して加熱及び冷却が繰り返されたとする。この時、合成樹脂よりなるロータ６２のボス部６３と金属材料よりなるアンギュラベアリング２０の外輪６７とは、その熱膨張に差が生じる。しかし、両者６３，６７間において熱膨張差により生じる応力は、弾性部材７５が弾性変形することで吸収され、両者６３，６７の固定関係、つまり、ボス部６３と弾性部材７５との接着及び外輪６７と弾性部材７５との接着が解除されることはない。従って、ロータ６２と外輪６７の一体回転が維持され、両者２０，６２間に滑りが生じないために、車両エンジン１８の動力損失やロータ６２の摩耗変形もない。
【００５１】
（２）弾性部材７５は、圧縮された状態で外輪６７とボス部６３との間に介在されている。圧縮状態にあるゴム製の弾性部材７５は、自然状態の場合と比較して酸素透過性が低い。従って、弾性部材７５は酸化し難く、その耐久性は高いものとなっている。
【００５２】
（３）アンギュラベアリング２０は、ロータ６２の成形時にインサートされる。従って、ロータ６２の成形と同時にアンギュラベアリング２０がロータ６２に組み付けられることとなり、それらを後に組み付ける手間が省ける。
【００５３】
なお、本発明の趣旨から逸脱しない範囲で、以下の態様でも実施できる。
○上記第１及び第２実施形態の係合手段を両方備えるように構成すること。つまり、例えば、図６及び図７に示すように、上記第１実施形態においてボス部６３の内歯６３ａと外輪６７の外歯６７ａとの間に、ゴム製の弾性部材７５を介在させること。弾性部材７５は、その外周面にボス部６３の内歯６３ａと噛合する外歯７５ａが、内周面に外輪６７の外歯６７ａと噛合する内歯７５ｂが形成されている。このようにすれば、内歯６３ａと外歯７５ａの間、或いは内歯７５ｂと外歯６７ａとの間に熱膨張差の発生によりクリアランスが生じて歯打ち状態となったとしても、ゴム製の弾性部材７５が衝撃を緩衝して振動や騒音の発生は抑制される。
【００５４】
○図８に示すように、上記第２実施形態の弾性部材７５を弾性部材８１に変更すること。すなわち、弾性部材８１はねじりコイルバネよりなり、アンギュラベアリング２０の外輪６７に外装されている。弾性部材８１の一端は、外輪６７に対して軸線Ｌ周りで係止されている。弾性部材８１は、ねじり変形によりコイルが縮径された状態で組み付けられている。従って、弾性部材８１のコイル外面は、ボス部６３の内周面に対して圧接され、ロータ６２と外輪６７とを一体回転可能に連結している。そして、熱膨張差の発生によるボス部６３と外輪６７との間のクリアランスの拡大は、弾性部材８１の原形復帰による拡径により吸収され、弾性部材８１と外輪６７との軸線Ｌ周りでの係止、及び弾性部材８１とボス部６３との圧接状態、つまり、ロータ６２と外輪６７との一体回転が解除されることはない。
【００５５】
○図９に示すように、図６及び図７に示す別例の弾性部材７５を、圧縮状態で組み込まれた波型の板バネよりなる弾性部材８２に変更すること。従って、ボス部６３の内歯６３ａと外輪６７の外歯６７ａとは、弾性部材８２の波型を介して噛合されている。そして、熱膨張差の発生によるボス部６３と外輪６７との間のクリアランスの拡大は、弾性部材８２の原形復帰により吸収され、内歯６３ａと外歯６７ａとの弾性部材８２を介した噛合、つまり、ロータ６２と外輪６７との一体回転が解除されることはない。このようにすれば、弾性部材８２とボス部６３の内歯６３ａ及び外輪６７の外歯６７ａとの衝突が、弾性部材８２の弾性によって緩衝され、振動や騒音の発生は抑制される。
【００５６】
○上記各実施形態及び図６〜図９に示す別例において、軸受け２０はボールベアリングであったが、これに限定されるものではなく、転動体としてのコロを備えたコロベアリングとしても良い。また、これら転がり軸受けに限定されるものではなく、滑り軸受けであっても良い。
【００５７】
○上記各実施形態及び図６〜図９に示す別例において、アンギュラベアリング２０の内輪６６を削除し、ボス部１１ａの外周面が内輪６６の役目をなすように構成すること。このようにすれば、部品点数を低減できる。
【００５８】
○電磁クラッチのロータにおいてその支持構造に具体化すること。
○他のピストン式圧縮機として、例えば、ワッブルタイプの圧縮機や、ウエーブカムタイプの圧縮機、さらには、両頭ピストンタイプの圧縮機等において、そのロータの支持構造に具体化しても良い。また、ピストン式圧縮機に限定されるものではなく、スクロールタイプの圧縮機やベーンタイプの圧縮機等のロータリ式圧縮機において、そのロータの支持構造に具体化しても良い。
【００５９】
上記実施形態から把握できる技術的思想について記載する。
（１）合成樹脂には強度向上用の充填材が含有されているロータの支持構造。
【００６０】
このようにすれば、ロータ６２の強度が向上される。
（２）係合手段は、ロータ６２に設けられた内歯６３ａと、軸受け２０の外輪６７に設けられた外歯６７ａと、ロータ６２と外輪６７との間に介在されるとともに、ロータ６２の内歯６３ａに噛合される外歯７５ａと外輪６７の外６７ａ歯に噛合される内歯７５ｂとを備えた弾性部材７５であるロータの支持構造。
【００６１】
このようにすれば、各内歯６３ａ，７５ｂと外歯６７ａ，７５ａとの間にクリアランスが生じて歯打ち状態となったとしても、弾性部材７５の弾性が衝撃を緩衝して振動や騒音の発生は抑制される。
【００６２】
【発明の効果】
上記構成の本発明によれば、ロータ及び軸受けに対して加熱及び冷却が繰り返されたととしても、両者の熱膨張差の発生は係合手段により許容され、一体回転が維持される。従って、ロータと軸受けの外輪との間に滑りが生じることはなく、外部駆動源の動力損失を軽減できるし、ロータの摩耗変形による振動や騒音も抑え得る。
【図面の簡単な説明】
【図１】クラッチレスタイプの可変容量型圧縮機の縦断面図。
【図２】図１の要部拡大図。
【図３】アンギュラベアリング付近を拡大して示す正面図。
【図４】第２実施形態を示す要部拡大図。
【図５】アンギュラベアリング付近を拡大して示す正面図。
【図６】別例を示す要部拡大図。
【図７】アンギュラベアリング付近を拡大して示す正面図。
【図８】別の別例を示す要部拡大図。
【図９】別の別例を示す図であり、アンギュラベアリング付近を拡大して示す正面図。
【符号の説明】
１１…ハウジングを構成するフロントハウジング、１１ａ…ボス部、１２…ハウジングを構成するシリンダブロック、１３…同じくリヤハウジング、１６…駆動軸、１８…外部駆動源としての車両エンジン、２０…軸受けとしてのアンギュラベアリング、２３…圧縮機構を構成する斜板、３６…同じくピストン、６２…ロータ、６３ａ…係合手段を構成する内歯、６７…外輪、６７ａ…係合手段を構成する外歯。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a rotor support structure in a compressor used in, for example, a vehicle air conditioning system.
[0002]
[Prior art and problems to be solved by the invention]
In this type of compressor, a compression mechanism is accommodated in a housing. The drive shaft is rotatably supported by the housing, connected to the compression mechanism, and protrudes outside the housing. The boss portion is formed so as to surround the protruding portion of the drive shaft on the outer wall surface of the housing. A bearing such as a ball bearing is externally fixed to the boss portion. The rotor is fitted and fixed to the outer ring of the bearing and can rotate integrally with the outer ring. Therefore, the rotor is rotatably supported by the housing via the bearing and the boss portion. The rotor is connected to a protruding portion from the housing of the drive shaft. A belt from an external drive source such as a vehicle engine is hung on the outer periphery of the rotor. Accordingly, the driving force of the vehicle engine is transmitted through the belt and the rotor, so that the driving shaft rotates and the compression mechanism is operated to compress the refrigerant gas.
[0003]
In recent years, it has been proposed that the rotor made of metal is made of a synthetic resin in order to facilitate manufacture, reduce the weight of the compressor, and the like. However, the outer ring of the bearing is made of metal. Therefore, when the rotor is repeatedly heated and cooled due to a change in ambient temperature, the rotor is easily released from being fixed to the outer ring due to the stress caused by the difference in thermal expansion amount with the outer ring. As a result, there is a problem that slippage occurs between the rotor and the outer ring, the friction of the compressor increases, and the load on the vehicle engine becomes excessive. In addition, the rotor in which the slip occurred easily deforms due to friction with the outer ring, and eventually has a problem that it becomes loose and causes vibration and noise.
[0004]
The present invention has been made by paying attention to the problems existing in the above-described prior art, and the object thereof is to manufacture the rotor with a synthetic resin, and even if heating and cooling are repeated, the outer ring of the rotor and the bearing is provided. It is an object of the present invention to provide a support structure for a rotor in a compressor capable of maintaining integral rotation with the compressor.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, in the first aspect of the present invention, the rotor is made of synthetic resin, and the rotor and the outer ring of the bearing are allowed to rotate integrally with each other while allowing a difference in thermal expansion between them. Engagement means to maintain is provided The engaging means includes an inner tooth provided on the rotor side and an outer tooth provided on the outer ring side meshed with the inner tooth. A rotor support structure is adopted.
[0006]
In this configuration, for example, it is assumed that heating and cooling are repeated for the rotor and the bearing due to a change in the amount of heat generated by the vehicle engine. However, the engaging means allows a difference in thermal expansion between the rotor made of synthetic resin and the outer ring of the bearing made of a material different from that of the rotor, and maintains the integral rotation of both. Therefore, no slip occurs between the rotor and the outer ring of the bearing.
[0007]
Also By changing the clearance between the inner teeth and the outer teeth, a difference in thermal expansion between the rotor and the outer ring of the bearing is allowed, and the integral rotation of both is maintained.
[0008]
Claim 2 In this invention, the internal teeth are integrally formed with the rotor.
In this configuration, the number of parts can be reduced.
Claim 3 In this invention, the external teeth are formed integrally with the outer ring.
[0009]
In this configuration, the number of parts can be reduced.
Claim 4 In this invention, the rotor is manufactured by insert molding in which a bearing having outer teeth on the outer ring is installed in a mold and a synthetic resin material is injected so as to wrap the outer teeth.
[0010]
In this configuration, the outer teeth of the outer ring become the inner teeth mold of the rotor, and there is no need to form the inner teeth mold on the mold. In addition, the rotor is assembled to the bearing at the same time as the molding, thereby saving the trouble of assembling later.
[0011]
Claim 5 In this invention, the engaging means is a thermal expansion difference absorbing means for absorbing a difference in thermal expansion between the rotor and the outer ring of the bearing.
In this configuration, the integral rotation of both is maintained by absorbing the difference in thermal expansion between the rotor and the outer ring of the bearing.
[0012]
Claim 6 In the invention, the thermal expansion difference absorbing means is an elastic member interposed between the rotor and the outer ring of the bearing.
In this configuration, the elastic member is elastically deformed to absorb the thermal expansion difference between the rotor and the outer ring of the bearing.
[0013]
Claim 7 In this invention, the elastic member is made of rubber and is interposed between the rotor and the outer ring of the bearing in a compressed state.
In this configuration, the elastic member made of rubber in the compressed state has lower oxygen permeability than that in the natural state. Therefore, the elastic member is hardly oxidized and has high durability.
[0014]
Claim 8 In this invention, the rotor is manufactured by insert molding in which a bearing having an elastic member disposed on the outer ring is installed in a mold and a synthetic resin material is injected so as to wrap the elastic member.
[0015]
In this configuration, the rotor is assembled to the bearing at the same time as the molding, so that the trouble of assembling later can be saved.
[0016]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
(First embodiment)
Hereinafter, a first embodiment in which the present invention is embodied in a clutchless type variable displacement compressor used in a vehicle air conditioning system will be described.
[0017]
As shown in FIG. 1, the front housing 11 is joined and fixed to the front end of a cylinder block 12 as a center housing. The rear housing 13 is joined and fixed to the rear end of the cylinder block 12 via a valve forming body 14. The crank chamber 15 is defined by being surrounded by the front housing 11 and the cylinder block 12. The drive shaft 16 is rotatably supported between the front housing 11 and the cylinder block 12 so as to pass through the crank chamber 15. The front end of the drive shaft 16 penetrates the front wall of the front housing 11 and protrudes to the outside.
[0018]
The cylindrical boss portion 11 a is integrally projected on the outer wall surface of the front housing 11 and surrounds the protruding portion of the drive shaft 16 from the housings 11 to 13. The pulley 61 is rotatably supported by the boss portion 11 a via the angular bearing 20. The pulley 61 is connected to the protruding end portion of the drive shaft 16 from the housings 11 to 13. The pulley 61 is directly connected to the vehicle engine 18 as an external drive source via the belt 17 without using a clutch mechanism such as an electromagnetic clutch. Accordingly, when the vehicle engine 18 is started, the driving force is transmitted through the belt 17 and the pulley 61, and the driving shaft 16 is rotated.
[0019]
The rotary support 22 is fixed to the drive shaft 16 in the crank chamber 15. The swash plate 23 is supported so as to be slidable and tiltable with respect to the drive shaft 16 in the direction of the axis L thereof. The hinge mechanism 24 is interposed between the rotary support 22 and the swash plate 23. The swash plate 23 can be tilted in the direction of the axis L of the drive shaft 16 by the hinge mechanism 24 and can rotate integrally with the drive shaft 16. When the radius center portion of the swash plate 23 moves to the cylinder block 12 side, the inclination angle of the swash plate 23 is reduced. The inclination-decreasing spring 26 is interposed between the rotary support 22 and the swash plate 23. The inclination-decreasing spring 26 urges the swash plate 23 in the direction of decreasing the inclination angle. The maximum inclination angle of the swash plate 23 is defined by contact with the rotary support 22.
[0020]
The accommodation hole 27 is provided through the center of the cylinder block 12. The blocking body 28 has a cylindrical shape and is slidably accommodated in the accommodation hole 27. The suction passage opening spring 29 is interposed between the end face of the accommodation hole 27 and the blocking body 28 and biases the blocking body 28 toward the swash plate 23 side.
[0021]
The drive shaft 16 is inserted into the blocking body 28 with its rear end. The radial bearing 30 is interposed between the rear end portion of the drive shaft 16 and the inner peripheral surface of the blocking body 28, and can slide along the blocking body 28 in the direction of the axis L with respect to the drive shaft 16.
[0022]
The suction passage 32 is formed at the center of the rear housing 13 and the valve forming body 14. The suction passage 32 communicates with the accommodation hole 27, and a positioning surface 33 is formed around the opening that appears on the front surface of the valve forming body 14. The blocking surface 34 is formed on the tip surface of the blocking body 28, and is brought into contact with and separated from the positioning surface 33 by the movement of the blocking body 28. When the blocking surface 34 is brought into contact with the positioning surface 33, the communication between the suction passage 32 and the inner space of the accommodation hole 27 is blocked by the sealing action between the both surfaces 33 and 34.
[0023]
The thrust bearing 35 is interposed between the swash plate 23 and the blocking body 28 and is supported on the drive shaft 16 so as to be slidable. The thrust bearing 35 is urged by the suction passage opening spring 29 and is always held between the swash plate 23 and the blocking body 28.
[0024]
Then, as the swash plate 23 tilts toward the blocking body 28, the tilt of the swash plate 23 is transmitted to the blocking body 28 via the thrust bearing 35. Accordingly, the blocking body 28 is moved toward the positioning surface 33 against the biasing force of the suction passage opening spring 29, and the blocking body 28 is brought into contact with the positioning surface 33 by the blocking surface 34. When the blocking surface 34 is in contact with the positioning surface 33, further tilting of the swash plate 23 is restricted, and in this restricted state, the swash plate 23 has a minimum tilt angle slightly larger than 0 °. .
[0025]
The cylinder bore 12a is formed through the cylinder block 12, and the single-headed piston 36 is accommodated in the cylinder bore 12a. The piston 36 is anchored to the outer peripheral portion of the swash plate 23 via a shoe 37, and is reciprocated back and forth within the cylinder bore 12a by the rotational motion of the swash plate 23.
[0026]
The suction chamber 38 and the discharge chamber 39 are defined in the rear housing 13, respectively. The suction port 40, the suction valve 41, the discharge port 42, and the discharge valve 43 are formed in the valve forming body 14, respectively. The refrigerant gas in the suction chamber 38 is sucked into the cylinder bore 12 a through the suction port 40 and the suction valve 41 by the backward movement of the piston 36. The refrigerant gas sucked into the cylinder bore 12 a is compressed to a predetermined pressure by the forward movement of the piston 36 and is discharged into the discharge chamber 39 through the discharge port 42 and the discharge valve 43.
[0027]
The suction chamber 38 is communicated with the accommodation hole 27 through the communication port 45. When the blocking body 28 is brought into contact with the positioning surface 33 with the blocking surface 34, the passage 45 is blocked from the suction passage 32. The passage 46 is formed at the axis of the drive shaft 16 and communicates the crank chamber 15 and the inner space of the blocking body 28. The pressure release passage 47 is provided through the peripheral surface of the blocking body 28. The inner space of the blocking body 28 and the inner space of the accommodation hole 27 are communicated with each other through a pressure release passage 47.
[0028]
The air supply passage 48 connects the discharge chamber 39 and the crank chamber 15. The capacity control valve 49 is interposed on the air supply passage 48.
In the compressor configured as described above, the suction passage 32 serving as a passage for introducing the refrigerant gas into the suction chamber 38 and the discharge flange 50 for discharging the refrigerant gas from the discharge chamber 39 are connected by the external refrigerant circuit 51. The condenser 52, the expansion valve 53, and the evaporator 54 are interposed on the external refrigerant circuit 51.
[0029]
A temperature sensor 56 is installed in the vicinity of the evaporator 54. The temperature sensor 56 detects the temperature in the evaporator 54 and outputs this detected temperature information to the control computer 55. Excitation demagnetization of the solenoid 49 a of the capacity control valve 49 is controlled by the control computer 55 based on temperature information detected from the temperature sensor 56. The control computer 55 commands the demagnetization of the solenoid 49a of the capacity control valve 49 when the detected temperature falls below the set temperature with the air conditioner switch 57 turned on. The temperature below this set temperature reflects the situation where frost is likely to occur in the evaporator 54. The control computer 55 demagnetizes the solenoid 49a when the air conditioner switch 57 is turned off.
[0030]
When the solenoid 49a is demagnetized, the air supply passage 48 is opened, and the discharge chamber 39 and the crank chamber 15 are communicated with each other. Accordingly, the high-pressure refrigerant gas in the discharge chamber 39 is supplied to the crank chamber 15 via the supply passage 48, and the pressure in the crank chamber 15 increases. As the pressure in the crank chamber 15 rises, the tilt angle of the swash plate 23 is shifted to the minimum tilt angle.
[0031]
When the blocking surface 34 of the blocking body 28 comes into contact with the positioning surface 33, the passage cross-sectional area in the suction passage 32 becomes zero, and refrigerant gas inflow from the external refrigerant circuit 51 to the suction chamber 38 is blocked.
[0032]
Since the minimum inclination angle of the swash plate 23 is not 0 °, the discharge from the cylinder bore 12a to the discharge chamber 39 is performed even when the swash plate inclination angle is minimum. The refrigerant gas in the suction chamber 38 is sucked into the cylinder bore 12a and discharged into the discharge chamber 39. That is, when the inclination angle of the swash plate is minimum, a circulation passage through the discharge chamber 39, the air supply passage 48, the crank chamber 15, the passage 46, the pressure release passage 47, the suction chamber 38 and the cylinder bore 12a is formed inside the compressor. Yes. The lubricating oil flowing together with the refrigerant gas lubricates the inside of the compressor via the circulation path. There is a pressure difference among the discharge chamber 39, the crank chamber 15 and the suction chamber 38. This pressure difference and the passage cross-sectional area at the pressure release port 47 stably hold the swash plate 23 at the minimum diameter angle.
[0033]
The air supply passage 48 is closed by the excitation of the solenoid 49 a, and the pressure in the crank chamber 15 decreases based on the pressure release through the passage 46 and the pressure release passage 47. By this pressure reduction, the inclination angle of the swash plate 23 is shifted from the minimum inclination angle to the maximum inclination angle.
[0034]
Next, the configuration of the pulley 61 will be described in detail.
As shown in FIGS. 1 to 3, the rotor 62 is formed by connecting a cylindrical boss 63 on the inner peripheral side and a belt hooking portion 64 having a cylindrical shape by a board 65. The rotor 62 is connected to the vehicle engine 18 via the belt 17 that is hung on the belt hanging portion 64. The internal teeth 63a, which are flat teeth, are carved on the inner peripheral surface of the boss portion 63, and the boss portion 63 has a shape like an internal gear centered on the axis L.
[0035]
The angular bearing 20 is a ball bearing and has a structure in which a plurality of balls 68 as rolling elements are provided between an inner ring 66 and an outer ring 67. The outer teeth 67a, which are flat teeth, are engraved on the outer peripheral surface of the outer ring 67, and the outer ring 67 is shaped like an external gear centered on the axis L. The angular bearing 20 is fitted on the boss portion 11a of the front housing 11 with an inner ring 66, and is fixed by press-fitting or the like. The circlip 21 is externally fitted and fixed to the boss portion 11a, and prevents the angular bearing 20 from coming off in the direction of the axis L by contacting the inner ring 66.
[0036]
The rotor 62 is externally fitted to the outer ring 67 of the angular bearing 20 with a boss portion 63, and the inner teeth 63 a of the boss portion 63 and the outer teeth 67 a of the outer ring 67 are meshed with each other. Accordingly, the rotor 62 can rotate integrally with the outer ring 67 of the angular bearing 20 and is rotatably supported by the front housing 11 via the angular bearing 20 and the boss portion 11a.
[0037]
The rotor 62 is made of synthetic resin, and the respective parts 63 to 65 are integrally formed. Further, the angular bearing 20 is inserted at the time of forming the rotor 62, and both the parts 20 and 62 are assembled. That is, the angular bearing 20 is installed in the rotor mold, and the synthetic resin material is injected into the mold so as to wrap the outer periphery of the outer teeth 67a of the outer ring 67. Accordingly, the outer teeth 67 a serve as a mold, and the inner teeth 63 a are integrally formed on the inner peripheral surface of the boss portion 62 of the rotor 62.
[0038]
Examples of the synthetic resin include PPS (polyphenylene sulfide) resin and phenol resin. The strength of the rotor 62 may be improved by blending a filler such as glass fiber or carbon fiber with the synthetic resin material.
[0039]
The torque limiter 69 is composed of a torsion coil spring, and is fastened and fixed to the outer periphery of the boss portion 63 of the rotor 62 with a predetermined tightening allowance. The coupling cylinder 70 is disposed on the outer peripheral side of the front end portion of the torque limiter 69 and is engaged with the torque limiter 69 in the rotational direction of the rotor 62. The hub 71 is externally fitted and fixed to the protruding end of the drive shaft 16. An annular damper 72 made of synthetic rubber is interposed between the hub 71 and the connecting cylinder 70 and elastically operatively connects both the members 70 and 71. The damper 72 functions by elastic deformation of the drive shaft 16 in the rotational direction, so that fluctuations in load torque generated on the compressor side are alleviated.
[0040]
When the load torque on the compressor side exceeds the limit value of the torque limiter 69, if this excessive load torque spreads to the vehicle engine 18 side, the vehicle engine 18 causes engine stall or the belt 17 is damaged. There is a risk. When an excessive load torque exceeding the limit value is generated, the load in the direction of enlarging the inner diameter acting on the torque limiter 69 is increased via the connecting cylinder 70, and the torque limiter 69 is deformed and tends to increase the inner diameter. Shown prominently. Therefore, the torque limiter 69 functions to weaken the frictional contact state with the boss portion 63 of the rotor 62, and the torque limiter 69 is rotated relative to the boss portion 63 so as to slide. For this reason, an excessive load torque does not spread to the vehicle engine 18 side, and an engine stall or the like is avoided.
[0041]
If the relative rotation between the torque limiter 69 and the boss portion 63 continues for a long time, the boss portion 63 made of synthetic resin is deformed by friction, and even if the load torque becomes less than the limit value, the torque limiter 69 is tightened to a predetermined degree. Teenagers remain lost. That is, a state in which the slip between the torque limiter 69 and the boss 63 continues for a long time is presumed that the compressor has failed, and the power transmission from the vehicle engine 18 does not need to be restored. Therefore, power transmission between the vehicle engine 18 and the compressor is completely cut off, and the failed compressor does not become a load on the vehicle engine 18.
[0042]
In the present embodiment configured as described above, the following operations and effects are achieved.
(1) For example, it is assumed that heating and cooling of the rotor 62 and the angular bearing 20 are repeated due to a change in the amount of heat generated by the vehicle engine 18 disposed in the vicinity of the compressor. The boss portion 63 of the rotor 62 made of synthetic resin and the outer ring 67 of the angular bearing 20 made of a metal material have different thermal expansion coefficients. However, the occurrence of a difference in thermal expansion in the direction orthogonal to the axis L of both the parts 63 and 67 is allowed by a change in the clearance between the inner teeth 63a of the boss portion 63 and the outer teeth 67a of the outer ring 67. The engagement around L is not released. Therefore, since the integral rotation of the rotor 62 and the outer ring 67 is maintained and no slip occurs between the two, the power loss of the vehicle engine 18 and the wear and deformation of the rotor 62 do not occur.
[0043]
(2) The internal teeth 63 a are integrally formed with the boss portion 63 of the rotor 62. Therefore, compared with the case where the internal teeth 63a are formed separately from the boss portion 63, the number of parts can be reduced and the configuration can be simplified.
[0044]
(3) The outer teeth 67 a are integrally formed with the outer ring 67 of the angular bearing 20. Therefore, compared with the case where the outer teeth 67a are formed separately from the outer ring 67, the number of parts can be reduced and the configuration can be simplified.
[0045]
(4) The angular bearing 20 is inserted when the rotor 62 is molded. Therefore, the outer teeth 67a of the angular bearing 20 become the mold of the inner teeth 63a of the rotor 63, and there is no need to form the mold of the inner teeth 63a in the mold. Therefore, the rotor mold can be simplified and the manufacturing cost of the rotor 62 can be reduced. In addition, the angular bearing 20 is assembled to the rotor 62 simultaneously with the formation of the rotor 62. In other words, the angular bearing 20 meshes with the internal teeth 63a of the rotor 63 with the external teeth 67a simultaneously with the formation of the rotor 62. This saves you the trouble of assembling them later.
[0046]
(Second Embodiment)
Hereinafter, only a difference from the first embodiment will be described in the second embodiment in which the present invention is embodied.
[0047]
As shown in FIGS. 4 and 5, in the present embodiment, a cylindrical elastic member 75 made of synthetic rubber serving as a thermal expansion difference absorbing means is connected to the inner peripheral surface of the boss portion 63 of the rotor 62 and the angular bearing 20. It is interposed between the outer peripheral surface of the outer ring 67. The elastic member 75 is interposed between the inner peripheral surface of the boss portion 63 and the outer peripheral surface of the outer ring 67 in a compressed state. The elastic member 75 is bonded and fixed between the boss portion 63 and the outer ring 67.
[0048]
The angular bearing 20 is inserted when the rotor 62 is molded in a state in which an elastic member 75 is fixed to the outer ring 67 with an adhesive or the like. That is, the angular bearing 20 in which the elastic member 75 is bonded and fixed to the outer ring 67 is installed in the rotor mold, and the synthetic resin material is injected into the mold so as to wrap the outer periphery of the elastic member 75. At this time, the elastic member 75 is compressed between the outer ring 67 and the boss portion 63 by injecting a large amount of the synthetic resin material. The elastic member 75 and the boss portion 63 are vulcanized and bonded during the molding.
[0049]
Note that the elastic member 75 may be compressed using the thinness of the polymerization without using a large amount of synthetic resin material. The elastic member 75 may be compressed by thermally contracting the rotor 62.
[0050]
In this embodiment having the above-described configuration, the following effects can be obtained.
(1) For example, it is assumed that heating and cooling of the rotor 62 and the angular bearing 20 are repeated due to a change in the amount of heat generated by the vehicle engine 18 disposed in the vicinity of the compressor. At this time, there is a difference in thermal expansion between the boss portion 63 of the rotor 62 made of synthetic resin and the outer ring 67 of the angular bearing 20 made of metal material. However, the stress caused by the difference in thermal expansion between the two 63 and 67 is absorbed by the elastic deformation of the elastic member 75, and the fixing relationship between the both 63 and 67, that is, the adhesion between the boss 63 and the elastic member 75 and the outer ring. The adhesion between 67 and the elastic member 75 is not released. Therefore, since the integral rotation of the rotor 62 and the outer ring 67 is maintained and no slip occurs between the two, the power loss of the vehicle engine 18 and the wear deformation of the rotor 62 are not caused.
[0051]
(2) The elastic member 75 is interposed between the outer ring 67 and the boss portion 63 in a compressed state. The elastic member 75 made of rubber in a compressed state has a lower oxygen permeability than that in the natural state. Therefore, the elastic member 75 is not easily oxidized and has high durability.
[0052]
(3) The angular bearing 20 is inserted when the rotor 62 is molded. Therefore, the angular bearing 20 is assembled to the rotor 62 simultaneously with the molding of the rotor 62, and the labor of assembling them later can be saved.
[0053]
In addition, the following aspects can be implemented without departing from the spirit of the present invention.
O It is configured to include both the engaging means of the first and second embodiments. That is, for example, as shown in FIGS. 6 and 7, a rubber elastic member 75 is interposed between the inner teeth 63 a of the boss portion 63 and the outer teeth 67 a of the outer ring 67 in the first embodiment. The elastic member 75 has outer teeth 75a meshing with the inner teeth 63a of the boss 63 on the outer peripheral surface, and inner teeth 75b meshing with the outer teeth 67a of the outer ring 67 on the inner peripheral surface. In this way, even if a clearance is generated due to a difference in thermal expansion between the internal teeth 63a and the external teeth 75a or between the internal teeth 75b and the external teeth 67a, the rubber is made of rubber. The elastic member 75 cushions the impact and suppresses the generation of vibration and noise.
[0054]
As shown in FIG. 8, the elastic member 75 of the second embodiment is changed to an elastic member 81. That is, the elastic member 81 is formed of a torsion coil spring and is externally mounted on the outer ring 67 of the angular bearing 20. One end of the elastic member 81 is locked around the axis L with respect to the outer ring 67. The elastic member 81 is assembled in a state where the diameter of the coil is reduced by torsional deformation. Therefore, the outer surface of the coil of the elastic member 81 is pressed against the inner peripheral surface of the boss portion 63 and connects the rotor 62 and the outer ring 67 so as to be integrally rotatable. The expansion of the clearance between the boss portion 63 and the outer ring 67 due to the occurrence of the difference in thermal expansion is absorbed by the expansion of the diameter of the elastic member 81 due to the restoration of the original shape, and the engagement around the axis L between the elastic member 81 and the outer ring 67. The stop and the pressure contact state between the elastic member 81 and the boss portion 63, that is, the integral rotation of the rotor 62 and the outer ring 67 are not released.
[0055]
As shown in FIG. 9, the other elastic member 75 shown in FIGS. 6 and 7 is changed to an elastic member 82 made of a corrugated leaf spring incorporated in a compressed state. Therefore, the inner teeth 63 a of the boss portion 63 and the outer teeth 67 a of the outer ring 67 are meshed with each other via the corrugated elastic member 82. And the expansion of the clearance between the boss part 63 and the outer ring 67 due to the occurrence of the difference in thermal expansion is absorbed by the restoration of the original shape of the elastic member 82, and the meshing of the inner teeth 63a and the outer teeth 67a via the elastic members 82, That is, the integral rotation of the rotor 62 and the outer ring 67 is not released. In this way, the collision between the elastic member 82 and the inner teeth 63a of the boss portion 63 and the outer teeth 67a of the outer ring 67 is buffered by the elasticity of the elastic member 82, and the generation of vibration and noise is suppressed.
[0056]
In the above embodiments and other examples shown in FIGS. 6 to 9, the bearing 20 is a ball bearing, but is not limited thereto, and may be a roller bearing provided with a roller as a rolling element. Moreover, it is not limited to these rolling bearings, A sliding bearing may be sufficient.
[0057]
In each of the above embodiments and the other examples shown in FIGS. 6 to 9, the inner ring 66 of the angular bearing 20 is deleted, and the outer peripheral surface of the boss portion 11 a serves as the inner ring 66. In this way, the number of parts can be reduced.
[0058]
○ To embody the support structure of the electromagnetic clutch rotor.
As another piston type compressor, for example, a wobble type compressor, a wave cam type compressor, a double-headed piston type compressor, or the like may be embodied in a rotor support structure. Further, the present invention is not limited to the piston type compressor, and may be embodied in a rotor support structure in a rotary type compressor such as a scroll type compressor or a vane type compressor.
[0059]
A technical idea that can be grasped from the above embodiment will be described.
(1) The synthetic resin contains a filler for strength improvement B Data support structure.
[0060]
In this way, the strength of the rotor 62 is improved.
(2) The engaging means is interposed between the inner teeth 63 a provided on the rotor 62, the outer teeth 67 a provided on the outer ring 67 of the bearing 20, and the rotor 62 and the outer ring 67. The elastic member 75 includes an outer tooth 75a meshed with the inner tooth 63a and an inner tooth 75b meshed with the outer 67a tooth of the outer ring 67. B Data support structure.
[0061]
In this way, even if a clearance is generated between each of the internal teeth 63a and 75b and the external teeth 67a and 75a, the elastic member 75 absorbs the shock and absorbs vibrations and noises. Occurrence is suppressed.
[0062]
【The invention's effect】
According to the present invention configured as described above, even if heating and cooling are repeated for the rotor and the bearing, the difference in thermal expansion between them is allowed by the engaging means, and the integral rotation is maintained. Therefore, slip does not occur between the rotor and the outer ring of the bearing, power loss of the external drive source can be reduced, and vibration and noise due to wear deformation of the rotor can be suppressed.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a variable capacity compressor of a clutchless type.
FIG. 2 is an enlarged view of a main part of FIG.
FIG. 3 is an enlarged front view showing the vicinity of an angular bearing.
FIG. 4 is an enlarged view of a main part showing a second embodiment.
FIG. 5 is an enlarged front view showing the vicinity of an angular bearing.
FIG. 6 is an enlarged view of a main part showing another example.
FIG. 7 is an enlarged front view showing the vicinity of an angular bearing.
FIG. 8 is an enlarged view of the main part showing another example.
FIG. 9 is a view showing another example, and is an enlarged front view showing the vicinity of an angular bearing.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 ... Front housing which comprises a housing, 11a ... Boss part, 12 ... Cylinder block which comprises a housing, 13 ... Rear housing, 16 ... Drive shaft, 18 ... Vehicle engine as an external drive source, 20 ... Angular as a bearing Bearings 23... Swash plate constituting the compression mechanism 36. Similarly piston 62 62 rotor 63 a inner teeth constituting the engaging means 67 67 outer ring 67 a outer teeth constituting the engaging means

Claims

The housing accommodates the compression mechanism and the drive shaft is rotatably supported. The drive shaft is coupled to the compression mechanism and protrudes to the outside through the housing. A protruding portion of the drive shaft is formed on the outer wall surface of the housing. A boss is provided so as to surround the bearing, and a bearing is disposed on the outer peripheral side of the boss. , The drive shaft is connected to the rotor, and the drive shaft is rotated by transmitting the driving force of the external drive source through the rotor, and the compression mechanism is operated to compress the gas. In
The rotor is made of synthetic resin, and between the rotor and the outer ring of the bearing is provided engagement means that allows the occurrence of a difference in thermal expansion between the two and maintains integral rotation ,
The engaging means is a support structure for a rotor comprising inner teeth provided on the rotor side and outer teeth provided on the outer ring side meshed with the inner teeth .

The rotor support structure according to claim 1, wherein the internal teeth are formed integrally with the rotor.

Supporting structure of the outer tooth rotor according to claim 1 or 2 are integrally formed on the outer ring.

The rotor support structure according to claim 2 or 3, wherein the rotor is manufactured by insert molding in which a bearing having an outer ring provided with external teeth is installed in a mold and a synthetic resin material is injected so as to wrap the external teeth. .

It said engaging means, the support structure of the rotor according to any one of claims 1 to 4 is a thermal expansion difference absorbing means for absorbing thermal expansion difference between the outer ring of the rotor and the bearing.

The rotor support structure according to claim 5 , wherein the thermal expansion difference absorbing means is an elastic member interposed between the rotor and an outer ring of the bearing .

The rotor support structure according to claim 6, wherein the elastic member is made of rubber and is interposed between the rotor and the outer ring of the bearing in a compressed state .

The rotor support structure according to claim 6 or 7 , wherein the rotor is manufactured by insert molding in which a bearing having an elastic member mounted on an outer ring is installed in a mold and a synthetic resin material is injected so as to wrap the elastic member. .