JP4780478B2 - 往復ピストン機構、特に車両空調ユニット用コンプレッサー - Google Patents

Description

本発明は、往復ピストン機構および、特に車両空調ユニット用ＣＯ_２コンプレッサーに関する。

この種の往復動型コンプレッサーは、例えばドイツ特許ＤＥ１９７４９７２７Ａｌで知られている。本コンプレッサーは、内部に、回転する駆動軸の周りに複数個のピストンが環状に配される筐体を有する。駆動力は、駆動体によって駆動軸から環状回転ディスクに伝達され、また、交互に、ディスクからピストンに伝達されるもので、この往復運動は駆動軸に対して平行である。環状回転ディスクは、軸方向に滑ることができるように軸に取り付けられたスリーブに枢動可能に取り付けられる。このスリーブ内にはスロットが設けられ、これを通して駆動体がディスクにかみ合っている。ゆえに、スリーブが駆動軸とともに滑ることのできる範囲は、スロットの長さによって制限される。本機構は、スロットを突き抜けるように駆動体を取り付けることにより組み立てられる。駆動軸、駆動体、滑りスリーブおよび回転ディスクは、圧力が可変する駆動スペースと呼ばれる場所に配置される。置換される体積は、コンプレッサーの輸送効率であるが、ピストンの吸い込み側の圧力と圧縮側の圧力との関係に依存し、または、シリンダー内の圧力と駆動スペース内の圧力との関係に依存する。

駆動体は、駆動軸と回転ディスクの間に回転力を伝達する役目を担い、またピストンのための軸方向の支持を与える。即ち、ガスの力を吸収する。ＤＥ１９７４９７２７Ａｌによる構造は、旧式の構造を基礎としており、例えばＤＥ４４１１９２６Ａ１によると、駆動体は２つの部分からなり、駆動軸に取り付けられた第１駆動体部は回転ディスクから相当の距離を隔てた位置に回転ディスクに隣接して配置され、第１部と関節式に係合する第２駆動体部は回転ディスクから側方向に構成される。この構造には、コンプレッサーの最少軸長の決定に重大に関わるという欠点がある。さらに、厚くしたハブ領域を持つ回転ディスクは、その側面からの突出により比較的大きな慣性を持ち、また、重心が駆動軸から相当に離れているため、対応する慣性の回転速度が突然変化すると回転ディスクが誤って傾いてしまう。また、重心が傾斜軸から離れているため、好ましくは回転ディスクの傾きの平均角度に対してのみバランスを取ることができるため、駆動機構のバランスは不均衡になる。ＥＰ１１７２５５７Ａ２によれば、この構造にも同様の不都合がある。

これらの既知の構造と比較して、ＤＥ１９７４９７２７によって提案されるものは、相当に小型である点において異なる。慣性力は最小限度まで減少する。さらに、この構造はまた、ピストン内部の死点位置が正確に維持されることを確実にし、いわゆる排気スペースを防ぐ。ＤＥ９７４９７２７による好ましい実施形態を、図１５および１６を参照してここに詳細に説明する。図１５に示される往復コンプレッサー１は、例として、７本のピストン２が相互に同じ角度だけ距離を開けて円周に配され、シリンダーブロック４内のシリンダボア３にはめ込まれ、これらは軸方向に前後に動くことができる。ピストン２のストロークは、関連するピストン２内の閉鎖腔８に隣接する前記各ディスク内の係合チャンバー７を介して駆動軸５に対してある角度で傾斜した環状回転ディスク６との係合によってもたらされる。ディスクと係合チャンバー７の球状にカーブした内部壁１０との間に、回転ディスク６が傾くどの角度においても遊びが発生しないスライド係合を提供するため、球欠または同種の形態を持つ滑りブロック１１、１２が左右対称に配置され、回転ディスク６は回転する間これらの間をスライドする。駆動力は、駆動軸５に取り付けられ、ヘッド１５までの長さの、好ましくは球状であり、ディスク６内部の穴１６にかみ合わされた駆動体１３を介して駆動軸５から回転ディスク６へ伝達される。駆動体ヘッド１５の位置は、その中心１７が、球欠１１、１２がその一部である球形のそれと一致するように選択される。その中心はまた、７本のピストンの幾何学的軸を相互に連結する円上に位置する。結果として、ピストン２の死点位置は正確に決定され、最少の排気スペースが確保される。

駆動体端部の先端形状は、環状ディスク６が角度を変えることを可能にし、駆動体の先端１５は、ここにおいてディスク６が枢動する軸受本体を形成し、ピストン２のストロークの大きさを変更する傾斜運動を作り出す。ディスク６の傾斜のその他の必要条件として、その軸受スピンドル２０が必ず駆動軸５とともに動くことができなければならない。このため、図１６に示すとおり、軸受スピンドル２０には、２つの等軸軸受ピン２２、２３が滑りスリーブ２１の両側面に取り付けられ、また、環状ディスク６の径方向の穴２４、２５にはめ込まれている。この目的のため、滑りスリーブ２１は好ましくは両側に、軸受スリーブ２１と環状ディスク６とをつなぐ軸受スリーブ２６、２７を有する。軸受スピンドル２０が動くことのできる距離、したがって回転ディスク６の最大傾斜度は、滑りスリーブ２１内に備わるスロット３０を通って伸びる駆動体ボルト１３によって制限され、したがって、駆動体がスロット３０のどちらかの末端に境を接したときに、その動きを停止させる。回転ディスク６の角度を変え、よってコンプレッサーを制御するために必要な力は、ピストン２の両側において、互いに反発する２つの圧力の和によって得られ、したがってこの力は駆動スペース３３内の圧力によって決まる。駆動スペースの圧力を制御するために、ガスが外部の加圧源から流れ込むことのできる連絡を備えることができる。ピストン２の反対側の圧力と比較すると、駆動スペース３３などのピストン２の駆動スペース側の圧力が高いほど、ピストン２のストロークは短くなり、結果的にピストン機構の効率は低下する。滑りスリーブ２１の位置および、結果的にピストンのストロークおよびコンプレッサーの効率は、滑りスリーブ２１とともに作用する少なくとも１つのバネ３４、３５によって調節される。滑りスリーブ２１は、好ましくは駆動軸５上に配置された２つのらせん状の圧縮バネ３４、３５の間に囲まれている。

既知の構造の欠点は、駆動体が回転ディスクに接触する原理により、ディスク内で発生するゆがみは両側において均等でなく、したがってディスクが滑りブロックとともに運動することが不都合になることである。駆動体の球状の末端が支持される、回転ディスク内にある円筒形の穴の周囲において、この構造は壁を非常に薄くしてしまうため、この領域は深刻に変形する。したがって、回転ディスクに沿った滑りブロックの運動特性は対応してその機能を損なわれる。この問題は以前から認識されているものである。これを避ける方法は提案されており、例えばＷＯ ０２／３８９３９ Ａｌにおいて、つまり駆動体の幾何学的な形状と関連するボアとの相違である。

ＦＲ２７８２１２６Ａｌは、駆動体が回転ディスク内に突き出す別の回転ディスク駆動機構を公開している。ＤＥ１９７４９７２７Ａｌによる技術と異なり、この回転ディスクもまた径方向に連結され、したがって径方向に移動することはできない。この構造における長所は、関連する連結部がある領域において力を伝達することができ、したがって比較的小型の構造が実現できる点である。

しかし要約すると、既知の構造のすべてにおいて、以下で論ぜられる、特に複数の機能が重なり合っているという不利な点を有すると結論づけることができる。その機能とは、
・駆動力（駆動体／回転力支持による）を伝達することと、
・ピストンの上死点が変化しないような方法で回転ディスクを支持すること
である。

これは、以下の動作を生ずる。
・これらのどちらも原則的に球体である駆動体の先端に、２つの領域で相当な表面圧力の影響を及ぼし、
・この表面圧力はまた、回転ディスク上の対応する場所において出現し、
・これらの表面圧力の結果として変形が生じやすく、状況によって制御不可能なかたちで相互に影響し合う。

既知の駆動体／回転力支持に影響するのは、回転力と、得られたガスの力を支持するために回転ディスクによって生じる反力である。力と曲げモーメントの両方は駆動軸上の配置位置において最大である。ゆえに駆動軸は対応するように大型でなければならず、もちろんこれは駆動体と回転ディスクの両方、とりわけ駆動体が配置される穴の部分の位置にもあてはまる。大型になるほど、対応して質量や慣性モーメントも増加することは避けられない。これらは制御行動に不都合な影響を与えかねないため、補正が必須である。寸法が大型であることによるその他の影響としては、ピストンをともなう結合機構が大型であるか、大型にする必要があるという点である。これは、滑りブロックおよびピストンそのものにもあてはまる。
この状況を改善するためには、影響する力を減少する措置がとられなければならない。
独国特許出願公開第１９７４９７２７号明細書 欧州特許出願公開第１１７２５５７号明細書 国際公開第０２／３８９３９号パンフレット 仏国特許出願公開第２７８２１２６号明細書

それゆえ、本発明の目的は、機能の信頼性を制限することなく、より軽量の構造を有する、上述の類のコンプレッサーなどの往復ピストン機構を提供することである。

本発明に係る往復ピストン機構は、車両用空調ユニットに用いられるＣＯ_２用コンプレッサであり、複数のピストンと、駆動軸（１０４）によって回転され、前記駆動軸（１０４）に対し調節可能な角度に配置された回転ディスク（１０７）とを備え、前記回転ディスク（１０７）は、前記駆動軸（１０４）上を軸方向に動くことができるように取り付けられ、また前記駆動軸（１０４）からは離れているが前記駆動軸と共に回転するように配置された少なくとも１つの支持要素（１０９）に関節式に接続され、前記ピストン（１０６）のそれぞれは、前記回転ディスク（１０７）が摺接可能に係合するための結合機構（１１０）を備える往復ピストン機構（１００）において、前記駆動軸（１０４）に周方向の相対的な回転が阻止されたスリーブ（１０８）を設け、このスリーブ（１０８）に径方向で突出するように設けられた軸受ピン（１１８）を前記回転ディスク（１０７）に挿着することで、又は、前記スリーブ（１０８）に径方向で突出するように形成された放射状ペグ（１１９）を前記回転ディスク（１０７）に当接させることで、前記駆動軸（１０４）の回転力を前記スリーブ（１０８）から前記軸受けピン（１１８）又は前記放射状ペグ（１１９）のみを介して前記回転ディスク（１０７）に伝達し、前記支持要素（１０９）は、前記回転ディスク（１０７）の径方向に形成された空間に係合されると共に、前記空間を画定する内壁に対して、前記回転ディスク（１０７）の周方向で遊びを形成すると共に前記回転ディスク（１０７）の軸方向で当接させることで、前記回転ディスク（１０７）を軸方向でのみ支持することを特徴とする。

このように、本発明のねらいは、従来技術において見られる機能上の重なり、すなわち、回転ディスクと駆動軸の間の部分において、
・ガスの力を支持し、また、
・回転力も伝達すること
が避けられる。

つまり、これらの機能が分離し、個々の構成部品におかれた前記力およびモーメントの伝達の要求は軽減し、よって構成部品は小型化することが可能となる。とりわけ、個々の構成部品間における許容誤差をさらに正確に調整することができ、過度の表面圧力を防止することができる。本発明によれば、したがって、一方のピストンの軸方向の支持と、他方の回転ディスクへの駆動軸からの回転力の伝達は、別々の構成部品に割り当てられる。

これは、特に、原則的に２つのピン接合部がこの目的のために配されていることを考慮すれば、ディスクと駆動軸との間における回転接合部による回転力の伝達に有効であることが証明されている。このピン緩衝装置の遊びは正確に調整することができ、圧点を回避することができる。
ゆえに、本発明によれば、支持要素と回転ディスク間の領域における軸方向および円周の力の重畳は防止される。
本発明に従い、好ましい実施形態および解決方法の構造の詳細は、従属請求項で説明される。

本発明の実施形態を、付属する図を参照して例としてここに説明する。

図１は、本発明に従い、コンプレッサーの第１の実施形態を、概略縦断面図で示し、
図２から図５は、駆動軸と回転ディスク間の関節式接続のさまざまな実施形態の横断面図を示し、回転ディスクが駆動軸に対しどのように軸方向に固定されているかも同時に示し、
図６および図７は、回転ディスクと駆動軸の間に軸方向の力を伝達する要素の２つの異なる実施形態を、それぞれ縦断面図および側面図で示し、
図８は、本発明に従い構成されたコンプレッサーの第２の模範的実施形態を、概略縦断面図で示し、
図９は、本発明に従い構成されたコンプレッサーの第３の模範的実施形態を、概略縦断面図で示し、
図１０は、回転ディスクと駆動軸の間に軸方向の力を伝達する要素の第４の模範的実施形態を縦断面図で概略的に示し、
図１１および図１２は、駆動軸と回転ディスク間の関節式接続の第５の模範的実施形態の横断面図を概略的に示し、
図１３は、図１１および図１２の実施形態を横断面で示し、;
図１４は、図１３の線ＸＩＶ−ＸＩＶに沿った断面を示し、
図１５は、従来技術において既知の往復ピストンエンジンの縦断面を示し、また、
図１６は、図１５に示される従来技術によるエンジンの駆動軸と回転ディスク間の接続部の横断面を示す。

図１に概略的に縦断面で示されるコンプレッサー１００は、シリンダーブロック１０１、駆動スペース１０３を囲む筐体１０２、および駆動スペース１０３内において回転ディスク機構１０５により複数の、具体的には駆動軸１０４の周囲に等間隔に配され、軸方向に動くことができるようにシリンダーブロック１０１内に取り付けられた７本のピストン１０６を運動させる駆動軸１０４を備える。

この回転ディスク機構１０５は、環状回転ディスク１０７の軸方向に移動できるように駆動軸１０４に取り付けられた滑りスリーブ１０８と、駆動軸１０４から離れているがこれとともに回転するように配置された支持要素１０９との両方に、移動可能なかたちで接続されている。ピストン１０６はそれぞれ、環状回転ディスク１０７がスライド可能に係合する結合機構１１０を備える。
結合機構１１０は、従来技術に従って構成され、２つの半球型の滑りブロック１１１、１１２を備える。

滑りスリーブ１０８は同様に従来技術に従って構成され、らせん状の圧縮バネ１１３によって軸方向の張力を受けて配される。

図１から図９に示される実施形態の支持要素１０９は、球状の先端を有する。これは棒状の力伝達要素１１４の自由端に位置する。支持要素１０９は、環状回転ディスク１０７上のくぼみ１１５に、具体的には環状要素上でスロットに入れる状態で係合する。このスロットを形成するくぼみの軸は径方向に伸び、くぼみの長い方の断面軸は円周方向に延びる。この配置は、支持要素１０９が原則的にピストン１０６に対する軸方向の支持のみを提供し、これをガスによって及ぼされる力に耐えるようにすることを確実とする。関連する力は、支持要素１０９およびこれに取り付けられた棒１１４により駆動軸１０４に伝達される。駆動軸１０４と回転ディスク１０７間の回転力の伝達は、もっぱらこれらの間に配される関節式接続１１６によって達成される（図２から図５参照）。

図１０から図１３を参照して、および図１４に示されるように、さらに詳細に説明されるように、支持要素１０９は、球状ではなく、円柱または樽型の形状をとってもよい。図６および図７に示される実施形態においては、支持要素１０９の長軸は棒状の力伝達要素１１４に対して垂直に伸びる。
軸方向の支持が、支持要素１０９と回転ディスク１０７内の対応する径方向穴の間における直線的な接触によってもたらされるという利点がある。

回転力の伝達は、ガスによって生じる力に対する支持と連結していないため、回転ディスクを変形させることなく比較的小型にし、構造を軽量化することが可能である。また、力伝達手段を遊びを設けずに製造する方が容易であり、このようにすることによって結果として運転中のコンプレッサーのノイズは軽減される。

駆動軸１０４と回転ディスク１０７間の傾斜した連結部１１６は、さまざまなかたちで構成されてよい。図２から図５に示されるように、スロット１１５内の支持要素１０９は、駆動回転力に関連する力にまったく影響されないようにするため、円周方向、つまり回転方向に十分な遊びを有する。支持要素１０９によって吸収され、伝達される力は、ガスによって生じる軸方向の力のみである。

図２による実施形態において、駆動軸１０４と環状回転ディスク１０７間における回転力の伝達は、駆動軸１０４に対して正反対の方向に伸び、滑りスリーブ１０８と回転ディスク１０７との間において役割を担う２つの軸受ピン１１８によって伝達される。滑りスリーブそのものは、回転しないようにフェザーキー装置１１７によって駆動軸１０４に取り付けられている。環状回転ディスク１０７は軸受ピン１１８によって決まる軸で枢動してもよい。棒状の力伝達要素１１４は、滑りスリーブ１０８内にいくらかの間隔をあけて伸びる。

図３による実施形態において、滑りスリーブ１０８が駆動軸１０４に対して所定位置からはずれて回転することを防ぐのは棒状の力伝達要素１１４である。その他の点においては、図３による構成は図２に示されるものと同じである。

図４による実施形態は図３によるものと実質的に対応しており、図４による実施形態において、駆動軸１０４と滑りスリーブ１０８間の位置ずれは、同様に力伝達棒１１４によって防止される。しかし、図４による実施形態において、連結は球状の支持要素１０９と逆側の力伝達棒１１４の端部でのみもたらされる。

図５は、駆動軸１０４を環状回転ディスク１０７に取り付ける別の方法を示し、この例では軸受ピン１１８の介在がない。これらは滑りスリーブ１０８に付随する、対応する放射状ペグ１１９によって置換えられている。これらの放射状ペグ１１９は、環状回転ディスク１０７がこの放射状ペグ１１９によって画定される主軸１２０において枢動することができる軸受に相当する。その他の点では、図５による構成は、図２による構成と同様である。

図６および図７は、球状の支持要素１０９と棒状の力伝達要素１１４間の接続についての２つの異なる実施形態を示す。図６による実施形態において、球状の支持要素１０９は、スリーブ状の力伝達要素１１４の一端に、特にこれに溶接して、好ましくは摩擦溶接によって取り付けられる。

図７に示される実施形態において、棒状の力伝達要素１１４は、さらに駆動軸１０４内に形成される穴に挿入される際に役割を担う円周ショルダー１２１を備える。図１による実施形態において、棒状の力伝達要素１１４は、環状回転ディスク１０７が中間位置に傾いたとき、棒状力伝達要素１１４の長軸が環状回転ディスク１０７に対して径方向に配向するようなかたちで、ある角度において駆動軸１０４から離れる方向に伸びるように取り付けられる。

上記に記載の合口１２１はまた、球状の支持要素１０９の中心１２２が、コンプレッサーの組立て時にさらに調節する必要がないようにそれぞれのピストンと関連する結合機構１１０の中心点と一致することを確実とする。この取り付け位置が好ましいが、支持要素１０９の中心が位置する円の間に約１／１０ｍｍまでのわずかな「オフセット」量をとり、排気スペースが傾斜角によって僅かに変化するようにこの円が結合機構１１０の中心点を通ることもまた効果的である。好ましくは、支持要素１０９の中心１２２は、ピストン結合機構１１０の中心点が位置する円をわずかに超えた放射状に広がる円上に位置させてもよい。この実施形態は、回転ディスクが、意図しない方向に傾斜させようとする別の力に決してさらされないという利点がある。

この時点において、軸方向で反対方向の支持を与える、２つの、いわゆるガス力支持または支持要素１０９を備えるようにしてもよい。この方法によれば、過剰仕様の問題とともにいわゆる二重取り付けを防ぐことができる。２つの支持要素は、非対称に配置されることもできる。

単独ガス力支持の場合、これは上死点位置のわずかに前方で回転ディスクを支持してもよい。なぜなら、この位置において力はバルブの開放のために最大となるからである。しかし、この改良型の場合、支持要素の中心が継続してピストン―結合機構１１０の中心点と一致することに注意が払われなければならない。また、結合部が上死点の前方にあるとき、回転ディスクはそのもっとも高負荷、高圧側が、逆の牽引側よりもいくらか薄肉であるようにしておくとよい。

図８は、本発明によるコンプレッサーの別の模範的な実施例を示し、図１を参照してすでに説明された部品は、図１と同じ番号によって識別される。
ここでは、回転ディスク機構１０５は図１のものと同一であり、図８による模範的な実施例の図１と異なる唯一の特徴は、シリンダーブロック１０１の構造であり、これは駆動スペース１０３内に円錐形に伸びており、よってピストン１０６により長い誘導領域を提供する。錐体１２３は、滑りスリーブ１０８と環状回転ディスク１０７の間の環状スペース１２４内に伸びるように構成される。したがってコンプレッサーの長さが短くなり、全体の寸法もまた小さくすることが可能である。

図９による実施形態において、支持要素１０９はL字型の力伝達要素１１４の自由端、すなわち短縮リム１２５の自由端に、外に向かって径方向に伸びるような角度で配置される。長い方のリム１２６は、駆動軸１０４におおむね平行に伸び、ベアリングプレート１２７に軸方向に固定され、駆動軸１０４に対して回転しないように接続される。ベアリングプレート１２７は筐体１０２に針状ころ軸受１２８の手段によって支持され、駆動軸１０４の周りに伸びる。

この構造は、棒状の力伝達要素１１４の軸受の役割をする穴を駆動軸１０４内に設ける必要を回避するという利点がある。その結果、駆動軸１０４の直径は著しく縮小される。

図９もまた、いわゆるガス力支持が内側からではなく外側から回転ディスクにかみ合ってもよく、その場合はピストンが位置をはずれて回転しないようにする装置は駆動スペース筐体１０２の内面上には配置されず、駆動軸に向かって内側へシフトされる。

図１０において、力伝達要素１１４は、例えば圧入によって台座にしっかりと取り付けられ、好ましくは機械加工によって駆動軸１０４内に配された円筒形の棒を備える、回転ディスクの配置の他の実施形態を示す。要素１１４の末端にある力伝達支持要素１０９は、回転対称でなく、回転ディスク１０７と接触する成形表面１２９の形成にあたり、例えば圧延や研削による成形はされていない。図１０に示されるように、表面１２９の外観は要素１１４の軸に平行な横断面であり、おおむね舌状またはスプーン状である。

さらに、回転ディスク１０７はこれまでに説明されたものと異なり、スロット１１５は回転ディスク１０７の全体を通して伸びるものでなく、行き止まりであり、くぼみまたはポケット１３０を形成する。これは、ディスク１０７の内側からのみ開口し、ある側面から回転ディスク１０７の内部領域に挿入され、または、まずディスク１０７の反対側を、矢印ＡおよびＢによって示される方向に向かってそれぞれ通るツールによってある角度において形成されている。

ポケット型のくぼみ１３０の利点の一つは、ここで発生する遠心力により、油がくぼみにたまることである。これは、力が伝達される領域において潤滑をよくする。その他の利点は、くぼみがディスク１０７の外周に開口しているときに比べ、そのはがれが少ないという事実のおかげでディスク１０７が強く、ポケットの領域の力の伝達による回転ディスク１０７の変形が回避されるという事実にある。

改良例において、図１０に破線で示されるように、回転ディスク１０７の形は完全に環状である必要はなく、一方または両方の軸方向に向かって延びる軸方向伸長部１３１を備える。この利点は、ピストンの滑りブロックと接触しない位置における全体の慣性を増加させることである。

図１０に示される、回転ディスク装置の構成のさらなる展開は、図１１から図１４に示される。ここで、支持要素１０９は駆動軸の枢軸に垂直の方向に拡大され、回転面に垂直であり、傾斜軸に平行である。結果として、とりわけピストンの最大ガス力とその結果として生じるピストンの反力が上死点の近くであるという事実の点で、この拡大方向で回転ディスク１０７の支持は向上する。しかし、この点における加力は、バルブは通常ピストンが上死点に到達する前に開き、そして最大ガス力が発生するため、駆動軸および回転ディスクの回転方向で上死点位置のやや前方の位置で、且つ、すべてのピストンによって形成される部分円の直径のやや内側の位置に移動する。ゆえに、傾斜面の外側にかかる力に改良した支持が実現される。提案されるものは、おおむね、２０mmの伸長と、好ましくは軸の中心とともに径方向に伸びる回転ディスク１０７内のくぼみの中心部１１５と、同様に好ましくはこの係合位置に、またはややオフセット１３２した位置に、図１１および図１２に示されるように径方向に突き出す支持要素１０９である。開口部１１５の大きさは支持要素１０９が回転の方向に回転力の伝達の影響を受けないように、支持要素１０９より大きく作られる。図１４に示されるように、要素１１４の枢軸に垂直に、これが伸びる縦の方向に、支持要素１０９は、好ましくは「凸状構造」であり、位置からずれて傾斜したときに故障とならないために樽型の断面を有する。図１４に示される「凸状構造」は意図的に強調されており、現実においては形状における支持要素１０９のずれはシリンダーから０.００１ｍｍ以内の範囲と理解されるべきである。

力伝達要素１１４は、例えば圧入などの適切な方法によって１０４に接続されてもよい。図１１から図１４に示される実施形態において、力伝達要素は、環状部材またはスリーブ１３３によって、軸１０４にしっかりと取り付けられる。図２に示される実施形態に類似した方法で、駆動軸１０４と回転ディスク１０７との間における回転力の伝達は、駆動軸１０４に関連して正反対に伸びる２つのピン１１８によって伝達される。ピン１１８は、本模範的な実施形態においてはスリーブ１３３内に形成される穴１３４に誘導されるが、代替的に軸１０４内に形成されてもよい。ピン１１８は、例えば軸１０４に沿ったつば誘導によって間接的に、または復元バネ１１３によって直接的に、バネ荷重をかけてもよい。

力伝達要素１１４の質量中心を軸の枢軸と確実に一致させるため、力伝達要素１１４の「ｍ」と標識がつけられた部分は、好ましくは軽量される。
回転ディスク１０７は、駆動軸１０４の上、またはその領域において、多様な構造によって誘導されてもよく、ここで説明されているものは、可能である多数の配置のうち、単なるいくつかの例に過ぎないことが理解されるべきである。しかし、いずれの場合も、個々のコンポーネントに求められるこれらの力とモーメントの伝達という要求を軽減するために、設計によって、ピストンによって発生された力に対抗する役割を担う支持から回転力の伝達機能を切り離すことができる。

さらに、回転ディスク１０７は、関節式に接続され、駆動軸内で実際に移動可能であるスリーブまたはボルト手段によって駆動軸１０４に取り付けられる。もちろん、駆動軸１０４は内部スリーブまたはボルトを設置するための空洞部を備える。また、駆動軸の空洞部は、軸受ピン１１８が貫通する径方向で正反対に位置している縦方向に伸びる二つ穴を備える。

図１は、本発明に係るコンプレッサーの第１の実施形態を示す概略縦断面図である。 図２は、駆動軸と回転ディスク間の関節式接続の実施形態を示す横断面図であり、回転ディスクが駆動軸に対して軸方向に固定された状態を示す。 図３は、駆動軸と回転ディスク間の関節式接続の実施形態を示す横断面図であり、回転ディスクが駆動軸に対して軸方向に固定された状態を示す。 図４は、駆動軸と回転ディスク間の関節式接続の実施形態を示す横断面図であり、回転ディスクが駆動軸に対して軸方向に固定された状態を示す。 図５は、駆動軸と回転ディスク間の関節式接続の実施形態を示す横断面図であり、回転ディスクが駆動軸に対して軸方向に固定された状態を示す。 図６は、回転ディスクと駆動軸の間に軸方向の力を伝達する要素の実施形態を示す縦断面図である。 図７は、回転ディスクと駆動軸の間に軸方向の力を伝達する要素の実施形態を示す側面図である。 図８は、本発明に従い構成されたコンプレッサーの第２の模範的実施形態を示す概略縦断面図である。 図９は、本発明に従い構成されたコンプレッサーの第３の模範的実施形態を示す概略縦断面図である。 図１０は、回転ディスクと駆動軸の間に軸方向の力を伝達する要素の第４の模範的実施形態を示す縦断面図である。 図１１は、駆動軸と回転ディスク間の関節式接続の第５の模範的実施形態を示す横断面図である。 図１２は、駆動軸と回転ディスク間の関節式接続の第５の模範的実施形態を示す横断面図である。 図１３は、図１１及び図１２の実施形態を示す横断面である。 図１４は、図１３の線ＸＩＶ−ＸＩＶに沿った断面図である。 図１５は、従来技術において既知の往復ピストンエンジンを示す縦断面である。 図１６は、図１５に示される従来技術によるエンジンの駆動軸と回転ディスク間の接続部を示す横断面である。

符号の説明

１００ コンプレッサー
１０１ シリンダーブロック
１０２ 筐体
１０３ 駆動スペース
１０４ 駆動軸
１０５ 回転ディスク機構
１０６ ピストン
１０７ 回転ディスク（環状）
１０８ 滑りスリーブ
１０９ 支持要素
１１０ 結合機構
１１１ 滑りブロック
１１２ 滑りブロック
１１３ らせん状圧縮バネ圧縮バネ
１１４ 力伝達要素（棒状）
１１５ くぼみ（溝）
１１６ 接続部
１１７ フェザーキー装置
１１８ 軸受ピン
１１９ 放射状ペグ
１２０ 主軸
１２１ 円周ショルダーまたは隣接
１２２ 支持要素中心点
１２３ 錐体
１２４ 環状空間
１２５ リム
１２６ リム
１２７ 軸受プレート
１２８ 針状ころ軸受
１２９ 支持要素の成形表面
１３０ 回転ディスク内行き止まりくぼみ
１３１ 軸方向伸長
１３２ オフセット
１３３ 環状固定本体（スリーブ）
１３４ 環状固定本体の穴

Claims (13)

1. 複数のピストンと、駆動軸（１０４）によって回転され、前記駆動軸（１０４）に対し調節可能な角度に配置された回転ディスク（１０７）とを備え、前記回転ディスク（１０７）は、前記駆動軸（１０４）上を軸方向に動くことができるように取り付けられ、また前記駆動軸（１０４）からは離れているが前記駆動軸と共に回転するように配置された少なくとも１つの支持要素（１０９）に関節式に接続され、前記ピストン（１０６）のそれぞれは、前記回転ディスク（１０７）が摺接可能に係合するための結合機構（１１０）を備える往復ピストン機構（１００）において、
   前記駆動軸（１０４）に周方向の相対的な回転が阻止されたスリーブ（１０８）を設け、このスリーブ（１０８）に径方向で突出するように設けられた軸受ピン（１１８）を前記回転ディスク（１０７）に挿着することで、又は、前記スリーブ（１０８）に径方向で突出するように形成された放射状ペグ（１１９）を前記回転ディスク（１０７）に当接させることで、前記駆動軸（１０４）の回転力を前記スリーブ（１０８）から前記軸受けピン（１１８）又は前記放射状ペグ（１１９）のみを介して前記回転ディスク（１０７）に伝達し、
   前記支持要素（１０９）は、前記回転ディスク（１０７）の径方向に形成された空間に係合されると共に、前記空間を画定する内壁に対して、前記回転ディスク（１０７）の周方向で遊びを形成すると共に前記回転ディスク（１０７）の軸方向で当接させることで、前記回転ディスク（１０７）を軸方向でのみ支持することを特徴とする往復ピストン機構。
2. 前記スリーブ（１０８）は、前記駆動軸（１０４）に沿って前記駆動軸の周囲または内部において軸方向に動くことができることを特徴とする請求項１に記載の往復ピストン機構（１００）。
3. 前記支持要素（１０９）は、球状、円筒型または樽型（１２９）の外形を持つように構成されていることを特徴とする請求項１又は２に記載の往復ピストン機構（１００）。
4. 前記支持要素は、樽型の縦断面および実質的にスプーン型の横断面を持つことを特徴とする請求項３に記載の往復ピストン機構（１００）。
5. 前記回転ディスク（１０７）は、前記支持要素（１０９）が係合する空間を画定するくぼみ（１１５、１３０）を備え、前記くぼみは、その長軸が径方向に配向し、前記回転ディスクの周方向の長さが軸方向の長さよりも長いことを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の往復ピストン機構。
6. 前記回転ディスク（１０７）内に形成された前記くぼみ（１３０）は、回転ディスク（１０７）全体にわたっては延設されず、袋状に形成されていることを特徴とする請求項５に記載の往復ピストン機構（１００）。
7. 前記回転ディスク（１０７）は、軸方向の一方もしくは両方に向かう、少なくとも１つの軸延長部（１３１）を備えることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の往復ピストン機構（１００）。
8. 前記支持要素（１０９）は、棒状の力伝達要素（１１４）によって前記駆動軸（１０４）に接続されることを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記載の往復ピストン機構（１００）。
9. 前記回転ディスク（１０７）が中間位置に傾いたとき、棒の軸が前記回転ディスク（１０７）に対して径方向に配向するように、前記力伝達要素（１１４）は、ある角度において前記駆動軸（１０４）から離れる方向へ突き出すことを特徴とする請求項８に記載の往復ピストン機構。
10. 前記力伝達要素（１１４）は、その重量中心が前記駆動軸（１０４）の軸と一致するような重量を持つことを特徴とする請求項８又は９に記載の往復ピストン機構。
11. 前記支持要素（１０９）は、Ｌ字型の力伝達要素（１１４）の自由端に配置され、そのうちの１つのリム（１２６）は前記駆動軸（１０４）に略平行に伸び、前記駆動軸（１０４）に回転しないように接続されたベアリングプレート（１２７）に対し軸方向に支持されることを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記載の往復ピストン機構（１００）。
12. 前記支持要素（１０９）の中心部（１２２）は、前記ピストン結合機構（１１０）の中心点がある円と一致するか、前記円をわずかに超えた放射状に広がる円上に配置されることを特徴とする請求項１〜１１のいずれかに記載の往復ピストン機構。
13. 軸方向で反対方向に支持する２つの支持要素（１０９）を備えることを特徴とする請求項１〜１２のいずれかに記載の往復ピストン機構。

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