JPH0658108B2

JPH0658108B2 - アキシヤル・ピストン・コンプレツサ

Info

Publication number: JPH0658108B2
Application number: JP60233250A
Authority: JP
Inventors: 憲一川島; 庸蔵中村; 邦彦高尾; 功早瀬; 由起夫高橋
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1985-10-21
Filing date: 1985-10-21
Publication date: 1994-08-03
Anticipated expiration: 2009-08-03
Also published as: JPS6293487A

Description

【発明の詳細な説明】〔発明の利用分野〕本発明は自動車空調機用冷媒圧縮機に係り、特に高効率
でしかも振動が小さい容量可変のアキシヤルピストンコ
ンプレツサに関する。

〔発明の背景〕

従来の容量可変のアキシヤルピストンコンプレツサに
は、例えばＵＳＰ4061443号に記載されているように、
駆動軸と一体で回転する揺動板により、複数のピストン
コネクテイングロツド端のボールとボール継手を構成す
るソケツトプレート（回転しない）が揺動運動するよう
にし、前記ピストンにより、冷媒を吸入、圧縮するもの
があつた，この圧縮機は吸込み弁が不可欠なため、高速
運転時など冷媒流速が早い場合には吸込み弁での圧力損
失が大きく、体積効率の低下が避けられない。また、駆
動軸に対して傾いたソケツトプレートを前記駆動軸のま
わりに回転させるので、この揺動運動により振動が発生
するといつた欠点があつた。

〔発明の目的〕

本発明の目的は、高速負荷で高熱運転時に体積効率が低
下せず、しかも、振動が小さいアキシヤルピストンコン
プレツサを提供することにある。

〔発明の概要〕

即ち、本発明では、駆動軸と共にピストン及びシリンダ
ブロックなどの圧縮機構部を回転させることによつて、
吸込みバルブが不用の構造とし、しかも、動力伝達機構
として等速継手を採用することにより、回転部分の慣性
力の不つり合いをなくして、振動を小さくしてある。

〔発明の実施例〕

以下、図に従つて本発明を詳細に説明する。第１図は本
発明のアキシヤルピストンコンプレツサの断軸断面積で
あり、現在、本圧縮機は最大ストロークで運転されてい
る状態を示している。まず、本圧縮機の構造を説明す
る。駆動軸１にはシリンダブロック２が、メタルフロー
ヤ圧入などの方法で、駆動軸１と一体で回転するように
固定されている。また、この駆動軸１にはインナーレー
ス３がかん合され、該インナーレース３は同インナーレ
ースに固定されたピン４と、駆動軸１の軸方向に穿かれ
た溝５により、駆動軸１１に対して軸方向には移動する
が、回転方向には相対運動が０となるようにしてある。
また、詳細は第８図を用いて後述するが、前記インナー
レースの外周には複数の溝６が設けられ、それぞれの溝
にはボール７が設置されている。これらのボール７はボ
ールゲージ８により保持され、ボール７の外側部はそれ
ぞれ、ドライブプレート９の内周面に設けられた溝１０
に組み込まれており、これらによつて等速継手機構が構
造されている。このため、ドライブプレート９は駆動軸
１と同期回転する。また、ドライブプレート９にはピス
トン１１の数だけボール１２が回転自在に設けられてお
り、このボールにはコネクテイングロツド１３、同ロツ
ドの他端にはボール１４、同ボールに回転自在にピスト
ン１１が設けられ、このピストンは前記シリンダブロッ
ク２に設けられたシリンダ１５にかん合されている。ま
た、シリンダブロック２の等速継手と反対側端面にはバ
ルブプレート１６が設けられ、同プレートは前記等速継
手、シリンダブロック２などを収納するように設けられ
たチヤンバ１７に固定されている。即ち、バルブプレー
ト１６はシリンダブロック２の端面との間で摺動する。
同バルブプレートは第２図に示したように、吸込みポー
ト２２及び吐出しポート１８、前記吐出しポート１８を
閉じるように弁板１９とその外側には弁支え２０が設け
られ、吐出し弁装置を構成している。また、弁支え２０
は弁板１９と共にボルト２１でバルブプレート１６に固
定されている。吸込みポートの設置位置と大きさについ
て述べると、第２図において、破線で示したシリンダ２
３は上死点に、又シリンダ２４は下死点にあるものとす
る。吸込みポートの開始位置は、駆動軸１の回転中心Ｏ
と上死点シリンダ２３との吸込みポート側接線Ｏａから
角度αだけ、駆動軸の回転方向に移動してある。この角
度αは次のようにして決定する。即ち、ピストン頂部に
はピストンが上死点にあるときにピストンがバルブプレ
ートに衝突しないようにすきま（（以下、トツプクリア
ランスと称する）が設けられる。このトツプクリアラン
スδは部品の寸法公差によつて最大値と最小値が決まる
が、特に高効率を要求されない往復動機械では平均すき
まは約０．１mmである。このすきま（以下、クリアラン
スボリユームと称する）に存在する高圧高温のガスはシ
リンダブロックの回転と共にピストンストロークが大と
なるため膨張し、圧力が低下する。同圧力が吸込みがガ
ス圧力以下となつて初めて、シリンダ内にガスを吸入す
る。したがつて、吸込みポートの開始点はクリアランス
ボリユーム内のガスの圧力が吸込みガス圧力Ｐ_ｓに等し
くなつた点とすれば良い。そこで、この圧力となる角度
αを計算する。

容量可変の圧縮機では、容量制御している時は熱負荷に
対して圧縮機の容量が過大である時だから、この時の効
率は必ずしも最高効率である必要はない。むしろ、ピス
トンストロークが最大のときは熱負荷に対して圧縮機の
容量が等しいかあるいは不足しているときである。した
がつて、この場合には体積効率を最大にする必要があ
る。このような場合の代表的な運転条件としては夏期に
自動車がアイドリング運転か又は４０km／ｈ以下の走行
中に生ずる。ここで、ピストン半径をＲ_ｐ，ドライブプ
レートの最大傾点角度をθ_so，ドライブプレート側のコ
ネクテイングロツドボールル継手の配置半径をＲ_ｐコネ
クテイングロツドの長さをＬ_ｃ，駆動軸１の回転角度を
θ_Ｒとすると、上死点位置にあるピストンのストローク
Ｓ_ｔはトツプリアランス＝δ 冷媒ガスの断熱指数をｎ，吐出しガス圧力をＰｄ（但
し、クリアランスボリユーム内ガスの圧力は吐出しガス
圧力Ｐｄに等しいとする）とすると、クリアランスボリ
ユーム膨張行程の圧力Ｐはである。Ｐが吸込みガス圧力Ｐ_ｓに等しくなるＳ_ｔを計
算し、(1)，(2)式からθ_Ｒを計算すれば α＝θ_Ｒである。

一方、シリンダブロック２とバルブプレートの摺動面に
は油膜が存在し、この油膜で相隣れるシリンダ間をシー
ルしている。今、上死点位置にあるシリンダ２３に対し
てシリンダブロック回転方向側の相隣れるシリンダとの
間には厚さｔのシールランドがある。シリンダの配置半
径をＲ_ｃ、気筒数をＺ、ピストン半径をＲ_ｐとすれば、
このｔによるシール角度（αと同方向に考える）θはであり、 α＞θ のときには吸込みポートの開始点をαとしなければ、ク
リアランスボリユーム内圧力がＰ_ｓまで低下しないうち
に、シリンダが吸込みポートと連通するため、動力損失
が生ずる。一方、α≦θのときには吸込みポート開始点
角度をθとしなければならない。この理由は、（１）α
は圧縮機の運転条件により変化するので、前記した車速
が４０km／ｈ以外の領域でも常にα≦θであるとは限ら
ないこと、（２）上死点位置のシリンダから吸込みポー
トへのガスの流入を防止することによつて、動力損失を
低減するため、シール長さが必要であること、などであ
る。例えば、理論吐出し量が１２０cm³、ピストン半径
Ｒ_ｐ＝１６mm、最大ストローク２５mm、６気筒の圧縮機
ではα＝１３゜であり、θ＝８゜である。よつて、吸込
みポート開始点角度はＯａよりα即ち１３゜進んだ点と
するのが良い。

つぎに、吸込みポートの終了点角度について述べる。第
２図において、下死点にあるピストン２４に吸込みポー
ト側で接する直線Ｏｂを基準としてβだけ吸込みポート
の終了点を進角してある。この理由は圧縮機が高速度で
運転されている場合、ピストンが下死点に至つた時にシ
リンダ内圧力が吸込みガス圧力Ｐ_ｓより低圧となること
がある。このような場合に体積効率を向上させるには、
シリンダ内圧力を吸込みガス圧力まで上昇させる必要が
ある。このために、吸込みポートをβだけ進角させるこ
とにより、（１）シリンダへガスを吸込む時間を長くす
る、（２）ガスの慣性力を利用して、シリンダ内にガス
を押し込む、ことができる。一般に、往復動式の場合、
下死点ではピストンスピードは０であるので、βは小さ
いが、実験的にβを求めると、第３図の如く、βに対し
て体積効率は変化する。即ち、圧縮機回転速度Ｎｃに対
してβ＝０のときの体積効率η_ｖに対し、βを大として
行くと、全体的には体積効率は向上する。今、アイドリ
ングの回転速度をＮ_c1とすると、同回転速度では、βを
β_１，β_２まではη_ｖはη_voより向上するが、β_３とな
ると、η_ｖははη_voに等しくなる。これは、圧縮機回転
速度が小さいため、ピストン下死点に至つた時にはシリ
ンダ内圧がｐ_ｓに近いため、βの増加に伴つてη_ｖは上
昇しない。逆に、βをβ_４のように大きくすると、ピス
トンは圧縮行程に入り、シリンダ内容積が減少するた
め、理論容積が減じて体積効率は低下する。これに対し
て、回転速度がＮ_c2より大きい場合にはβの増大に伴つ
て体積効率は向上するが、Ｎ_c1＜Ｎ_ｃ＜Ｈ_c2ではβがβ
_４となると、行程容積が減少するためにη_ｖはβ_３のと
きに比べて低下する。自動車用空調機ではアイドリング
などのように圧縮機が低速回転で運転された場合に冷房
能力が必要であるから、低速運転時に体積効率が良いこ
とが望まれる。したがつて、βはβ_３以下とすることが
望ましい。前出の構造の圧縮機ではβ_３は約６゜である
ところから、０＜β≦６゜とするのが良い。

なお、吸込みポート２２の半径方向の幅Ｂは最大ピスト
ン直径である。本構造の吸込みポートでは吸込み弁が不
用であるため、特に高熱負荷で大流量時における吸込み
ポート部の圧力損失がほとんど０である。このため、圧
縮機回転速度Ｎ_ｃに対する体積効率η_ｖは第５図に示し
たような特性となる。即ち、（ａ）は従来の如く、吸込
み弁がある場合（ｂ）は本発明の如く吸込み弁が無い場
合の特性を示す。このように、低速回転時には流速が小
さいので、吸込み弁での圧力損失が少ないため、両者に
大きな差はない。しかし、高速回転となるに従つて、冷
媒の流速が大となるため、に吸込み弁無い場合にはη_ｖ
の低下量が少くなる。前記した圧縮機の例では4000rpm
での体積効率上昇量は約１０％に達する。

バルブプレート１６にはチヤンバーとの間のまわり止め
ピンを打つための小孔２５が設けてある。また、第４図
に示したようにバルブプレート円板面とチヤンバとの間
には高圧室２６と低圧室２７とが形成され、同室はそれ
ぞれ吐出し孔５１及び吸込み孔５２で図示しない冷凍サ
イクルと接続されている。なお、高圧室２６の周囲には
Ｏリング溝２８が設けてあり、ここに設置したＯリング
６４で高圧室２６から低圧室２７への冷媒もれを防止し
ている。

つぎに、第２図に於て、バルブプレート１６には前記高
圧室２６に収納されるように、バイパス弁２９が設けら
れている。このバイパス弁の構造を第６図に示す。バル
ブプレート１６には前記チヤンバ１７の高圧室２６側に
円錘状に開いた小孔３０内に弁体３１がばね３２で前記
小孔に押しつけられている。弁体３１の直径は前記小孔
３０の最大直径より僅かに小さく、また、弁体は円錘台
形状であり、弁体はシリンダブロック側で小孔３０より
飛び出ないように、しかも、シリンダブロックと弁体と
の間に大きなすきまができないようにしてある。この理
由は前記すきまに存在する圧縮された冷媒が後段のシリ
ンダ内に混入し、再圧縮動力が増加するのを防止するた
めである。

また、弁体には３本のガイド３４が突出しており、この
ガイドはケース３３内面をすべるようにしてある。ケー
ス３３の開口端にはバルブプレート小孔３０の円錘角度
と同一角度の面取りを施してあるので、ケースは小孔に
対して同芯となる。また、ケースの開口端部には少くと
も１ケ所に切欠き３５が設けてあり、ケースはボルト３
６でバルブプレートに固定されている。このバイパス弁
装置２９は、圧縮機始動時にシリンダ内に液冷媒や油が
溜まつていた場合のいわゆる液圧縮をを防止するための
ものである。即ち、液圧縮などでシリンダ内圧が異常に
上昇すると、弁体３１はばね３２の押しつけ力に打ち勝
つて、第５図右方に移動し、弁は開く、冷媒は小孔３０
と弁体引のすきまからケース３３の切欠き３５を通つて
高圧室２６に流出する。前記小孔３０の位置は（１）可
能な限り下死点に近くに設置する、（２）圧縮行程の後
半はシリンダ内圧が上昇するので、異常高圧となつた時
には液が逃げるようにする、などを満足しなければなら
ない、このためには吐出しポート１８にシリンダブロッ
ク反回転側で接するシリンダ３７にシリンダブロック反
回転側で接するようにバイバス弁の小孔３０を設けけれ
ばよい。こうすることによつて、吸込みポート２２にシ
リンダブロック回転側で接するシリンダ３９が回転して
（即ち圧縮行程に入る）、バイパス弁の小孔３０にシリ
ンダ反回転側で接するシリンダ３８の位置までに至る角
度γの間はバイパス弁には連通しないが、シリンダ３８
から後のシリンダ位置ではシリンダはバイパス弁か又は
吐出し弁に連通するため、シリンダ内圧は異常に上昇す
ることはない。前出の圧縮機の側でははγは５１゜、吸
込みポートの進角角度を６゜とすると、５１゜の間の体
積減少割合は0.777である。このことは、３９の位置に
あるシリンダ内の液量がシリンダ全容積の0.777までに
は異常高圧となることはないことを示している。

つぎに、第１図に於て、ガスの圧縮によつてドライブプ
レート９に働くラジアル荷重及びスラスト荷重はストロ
ーク制御プレート４０で受ける。即ち、ストローク制御
プレート４０の円柱状突出部４１とドライブプレート９
の円柱状突出部４２でラジアルすべり軸受を構成してい
る。また、ドライブプレート９とストローク制御プレー
ト４０の間にはスラストころ軸受４３が設けてある。ス
トローク制御プレートに働くラジアル荷重はチヤンバ１
７に固定され、しかもストローク制御プレート４０に固
定されたガイドプレート４４のガイド溝４５を貫通する
ように設けられたガイドピン４６に働く。また、ストロ
ーク制御プレート４０に働くスラスト力は前記ガイドピ
ンと後述するばね４７に働き、この力はフロントカバー
４８で支える。高圧室２６からシリンダブロックをドラ
イブプレート方向に押す力はスラスト軸受４９を介して
フロントカバー４８で支える。フロントカバー４８は複
数のボルト５０でチヤンバー１７に固定され、Ｏリング
５３で気密を保つている。また、フロントカバー４８に
はＯリング５４で外周をシールされたカバープレート５
５がＣ形リング５６で固定されており、これと駆動軸１
にかん合され、しかも駆動軸との間をＯリングシールさ
れた回転子５７とで軸シールを構成している。駆動軸１
はラジアル軸受５８及び５９とでラジアル荷重を支え
る。また、駆動軸１の大気開放側端にはキー６０が設け
られ、これより図示しない電磁クラツチでエンジンのク
ランクプーリからベルトで動力が伝達される。

つぎに、本圧縮機のストローク制御法について述べる。
まず、その機構はフロントカバー４８にボール６１で回
転自在に保持されたピン６２にばね４７が組み込まれる
と共に、ピン６２はストローク制御プレート４０の外周
部に回転自在に設けられた回転子６３を慣通している。
第１図の状態ではストローク制御プレートは最大傾転の
状態を示しており、ばねは圧縮されている。この状態
で、各ピストンに作用するガス圧縮力によりストローク
制御プレートの傾転角を大きくする力（以下、単に転倒
力と称し、ガイドピン４６を支点として回転倒力により
ストローク制御プレートを転倒させるモーメントを転倒
モーメントＭ_Ｇと称する）をＦ_Ｇとし、クランク室６４
の圧力により、ピストンを第１図で右方向に移動させる
力をＦ_ｃ（Ｆ_ｃによりストローク制御プレートの傾転角
を小とする方向に働く復元モーメントＭ_ｃを生ずる）ば
ね４７のばね力をＦ_ｓ（Ｆ_ｓによりストローク制御プレ
ートの傾転角度を小とする方向にモーメントＭ_ｓを生ず
る）とすれば、これらの力によるガイドピン４６を支点
としたモーメントの和は０であるから、Ｍ_Ｇ＋Ｍ_ｃ＋Ｍ_ｓ＝０が成立する。ここで、第７図において、ガイドピン４６
から各力が作用する点までの長さを、それぞれＦ_Ｇ作用
点までの長さをＬ_Ｇ，Ｆ_ｃ作用点までの長さをＬ_ｃ、Ｆ
_ｓ作用点までの長さをＬ_ｓとすると、Ｍ_Ｇ＝Ｆ_Ｇ×Ｌ_ＧＭ_ｃ＝Ｆ_ｃ×Ｌ_ｃＭ_ｓ＝Ｆ_ｓ×Ｌ_ｓである。ここで、Ｆ_ｃは常に駆動軸中心位置に作用し、
ガイドピンの位置は変化しないのでＬ_ｃは一定である。
また、第１図ではストローク制御プレートが最大傾転角
度であるので、Ｌ_ｓは一定である。しかし、Ｌ_Ｇは駆動
軸回転角度によつて、異なるほか、Ｐ_ｓ，Ｐ_ｄによつて
も異なる。まず、Ｐ_ｓ，Ｐ_ｄを一定とすると、駆動軸が
ある位置 θ_Ｒ＝０から２π／Ｚここに、Ｚ：ピストン数だけ回転する後続のピストンが回転して来て先行ピスト
ンがあつた元の位置に重なるから、Ｚ本のピストンに作
用するガス圧縮力の合力及び転倒モーメントはθ_Ｒ＝０
の時の値となる。

ここで、０≦θ_Ｒ≦２π／Ｚ間の転倒モーメントの変動
は最大値／最小値は約１．６であるが、圧縮機構部の慣
性力を考慮すれば上記のモーメントの変動によるドライ
ブプレートの振動は小さい。

そこで、２π／Ｚ間の転倒モーメントＭ_Ｇの平均値と復
元モーメントＭ_ｃとからばね４７のばね力Ｆ_ｓ＊を計算
すると、第８図のようになる。第８図はＰ_ｄをパラメー
タとして、ｐ_ｓを変化させたときにＭ_Ｇ，Ｍ_ｃとつり合
うＦ_ｓを計算したものである（但し、Ｐ_ｃ＝Ｐ_ｓであ
る）。この結果、Ｐ_ｄには無関係に蒸発器の着霜限界圧
力Ｐ_soでＦ_ｓは一定値となつていることがわかる。この
結果ばね４７の力Ｆ_ｓをストローク制御プレートが最大
傾転時にＦ_soに設定しておくことにより、Ｐ_ｄがＰ_d1〜
Ｐ_d4に変化したとしても、Ｐ_ｓは最大Ｐ_s1から最小Ｐ_s2
の範囲に制御できる。即ち、Ｐ_ｄがＰ_d1のとき、Ｐ_ｓが
Ｐ_s2より低下したとすると、ばね４７の設定値Ｆ_soによ
る復元モーメントＭ_ｓがＭ_ＧとＭ_ｃの合成モーメントよ
り大となるから、ストローク制御プレート４０の傾転角
が小さくなる方向に移動し、ピストンストロークは減少
する。

つぎに、ストローク制御プレートの傾転角を変える機構
を述べる。第９図は第１図のII−II矢視図であり、第１
０図はストローク制御プレート４０が最小傾転角すなわ
ち、ピストンストロークが０の状態を示す。第９図と第
１０図に於て駆動軸１と同期回転するインナーレース３
の外周面６５は球面となつており、その球の中心を通つ
て駆動軸１の回転中心に直角な面（第１０図では直線で
示してある）をＡ−Ａとする。このインナーレース外周
には等ピツチで６本の軸方向にストレートな溝６が設け
られている。この溝形状は楕円の１部で溝にボール７を
押しつけたとき、ボール７は溝に２点で接触する。即
ち、溝の底部付近ではボールとの間にすきまができるよ
うにしてある。つぎに、インナーレース３の外周球面と
同じ大きさの内周球面を有するボールケージ８がインナ
ーレース外周球面に対して回転自在に組み込んである。
このボールケージ８にはボール７が駆動軸の軸方向に単
独では移動しない様ボール直径より僅かに小さい（約１
０μｍ）窓が設けられている。この窓の中心面（第１０
図では直線で示してある）をＢ−Ｂとする。この窓には
それぞれボール７がはさみ込まれている。更にボールケ
ージの外周は球面としてあり、この球の中心を通り、ボ
ールケージの最大外径部を通る面（第１０図では直線で
示してある）をＣ−Ｃとする。第１０図の状態では直線
Ｃ−Ｃは駆動軸１に直角である。つぎに、ボールケージ
の外側にはドライブプレート９が設けてある。ドライブ
プレートの内周は円筒であり、その内径は前記ボールケ
ージの外周球面の直径より僅かに大きくしてあり、ドラ
イブプレートは前記ボールケージに対して回転自在とな
っている。また、ドライブプレート９の内周円筒面には
軸方向にストレートな溝１０が設けてある。この溝１０
の形状は楕円の一部であり、ボール７を溝に押しつけた
状態では溝１０とは２点で接触する。即ち、溝底部付近
では溝とボールの間にすきまがある。第１０図の状態で
はボール７の中心面Ｂ−ＢからＡ−Ａまでのオフセツト
量とＣ−Ｃまでのオフセツト量が等しくなるようにボー
ルケージの内周球面と外周球面を形成する。この形式の
継手はダブルオフセツト等速継手と称され、上記のオフ
セツト量を等しくすれば、駆動軸１に対してドライブプ
レート９の傾転角がどの角度あつても、駆動軸１の回転
角速度とドライブプレート９の回転角速度は常に等し
い。また、ドライブプレート９はドライブプレートの軸
のまわりに回転するため、ドライブプレートなどの慣性
力のバランスがとれるので機体に、振動が生ずることは
ない。第１０図のインナーレース位置は第１図のインナ
ーレース位置に比べて図の右側に移動している。この距
離はピストン配置半径、ボール継手のボール１２の配置
半径、コネクテイングロツドの長さ（ボール１２の中心
からボール１４の中心までの長さ）ストローク制御プレ
ー４０の最大傾転角及び最小傾転角度、前記オフセツト
量などによつて決定される。

つぎに、第１図の状態から第１０図の状態までストロー
ク制御プレートの傾転角が変わると、ガイドピン４６の
まわりにストローク制御プレートが回転しながら位置を
変える。即ち、ガイドプレート４４上にある仮想のガイ
ドピン４６の中心が、ストローク制御プレートの傾転角
度を、上死点位置でのトツプクリアランスを一定に保ち
つつ次第に小さくして行つた時に描く軌跡となるように
ガイド溝の形状を形成してある。

第１０図ではストローク制御プレートの傾転角度を０と
したが、実際には傾点角を０のまま高速回転で運転する
必要はない（傾転角０では冷房負荷が０であることを意
味し、この場合には圧縮機の運転を停止すれば良い）。
一般に軽熱負荷でしかも高速運転時には傾転角は小さく
なるが、熱負荷が０でなければ、最小傾転角時の容量を
最大容量時の約２０％（最大容積時の容積によつてこの
比率は異なるが、前記した例のような容量の圧縮機では
約２０％である）である。このときには上記した例の圧
縮機での最小傾転角度は３．９゜である。極めて軽熱負
荷でしかも高速回転で運転されると、最小ストローク時
でも蒸発圧力が低下し、蒸発器に着霜することがある。
したがって、蒸発器フイン温度を検出して圧縮機の運転
を停止するなどの着霜防止機能を持たせる必要がある。
このような機能を有する冷凍システムにおいては前記し
た最大容積に対する最小容積の比率を３０％程度として
も実際には圧縮機運転時と停止時の吐出し空の温度むら
による不快感はない。このときには、最小傾転角度は約
５．９゜である。このようにして設計された最小傾転角
度にストローク制御プレートの傾転角を設定するには、
第１図に於て駆動軸１に設けた溝５のシリンダブロック
側端部を軸シール側に移動することによつて達成でき
る。

つぎに、本圧縮機の潤滑系について述べる。本圧縮機の
潤滑法ははねかけ潤滑である。原理的には圧縮行程中に
ピストンとシリンダとのすきまを通つてシリンダ内部か
らクランク室に流入するブローバイガスに含まれる油を
クランク室底部に溜め、この油をドライブプレートなど
の回転によつて攪拌し、この油で潤滑する。クランク室
圧力が上昇するのを防止するため、第１図と第４図に示
したように、チヤンバ内壁面に設けた溝６６で、ブロー
バイガスを低圧室２７に戻す構造としてある。尚第１図
での溝６６は最下位置に設けるよう図示してあるが、同
図では溝の形状を示したものであり、設置する位置はク
ランク室内の油の流出を防止するために、高位置に設け
るのが良い、また、ラジアル軸受５９の潤滑にはベアリ
ングハウジングと低圧室２７とを連通するような流路を
チヤンバ１７とバルブプレート１６の当接面に設け、ラ
ジアル軸受を低圧ガス中に開放することにより、行う。

第１１図はストローク制御プレート傾転角を制御するた
めのばねの設置位置を変更した例を示す。本実施例では
上記ばね４７をスラスト軸受４９とインナレース３の間
に設けてある。この構造ではばね４７のばね力Ｆ_so＊を
第７図を参照すれば、第１図のばね力に比べてＬ_ｓ／Ｌ
_ｃ倍だけ大きくしなければならないが、部品数が少いこ
と、構造が簡単なこと、組立てが容易であるなどの利点
がある。

本発明ではダブルオフセツト継手とばね４７を組合せる
ことによつて、ピストンストロークを変化させ、圧縮機
の容量を可変としたものについてのみ説明したが、ピス
トンストロークを変化させる必要がない場合（即ち、ス
トローク制御プレートの傾転角度が一定）には第１２図
に示す構造とする。この場合にはダブルオフセツト継手
のインナレース３を駆動軸１に圧入などの方法で固定
し、フロントカバー４８をクランクケース側に凹めてス
ラスト軸受４３を支える面６８を形成してある。この場
合にはダブルオフセツト継手は動力伝達の他にはシリン
ダとピストンの位置を確実に決めるだけに使用される
が、第１図に示したピストンストローク制御形の圧縮機
と比べると、フロントカバー４８、駆動軸１チヤンバ１
７以外の部品は共用できるため、一定容量形と可変容量
形をシリーズ化できる。したがつて、量産効果を向上で
きる。

つぎに、第１３図は他の構造の等速継手の断面図であ
る。この等速継手では駆動軸１の回転軸をＥＥ，ドライ
ブプレート９の回転軸中心をＤＤ，ボール７の中心の配
置面をＦＦ，ボールの中心をＯとしたとき、Ｏから軸Ｄ
Ｄに直角におろした線と軸ＤＤとの交点をＧ、Ｏから軸
ＥＥに直角におろした線と軸ＥＥとの交点をＨとしたと
き、面ＦＦが角ＧＯＨの２等分線となるようインナレー
ス３、ボールケージ８の外周球面及び内周球面を形域し
てある。ドライブプレート９の傾転角度を変えてピスト
ンストロークを変化させる場合は第１図のダブルオフセ
ツト形等速継手と同様にインナレース３を駆動軸の軸方
向に移動できるようにし、駆動軸１に溝５を設け、この
溝にインナレースに固定されたピン４を組み合わせるこ
とにより、インナレースの位置を変える。

第１４図は本発明の他の実施例を示す。潤滑条件が悪い
とシリンダブロック外径部で焼損しやすい。これに対し
て、本圧縮機では第１４図に示したように、シリンダブ
ロック２のバルブフレート当接面側開口部に円筒部１３
０を設け、ここに、摺動子１３１を設けた。更に、第１
５図に詳細を示したように、円筒部１３０外周とシリン
ダ内周の段部と摺動子１３１の間にばね１３２をはさみ
込んである。摺動子は例えばテフロンやルーローンなど
の材質や、これらをコーテイングした部材でり、この摺
動子１３１は円筒部１３３で半径方向の動きを拘束され
ている。また、摺動子の内径はシリンダ内径より約１０
〜２０μｍ小さい、また、ばねの構造は第１６図に示し
たように、円環状ばね鋼１３４周囲に幅が狭い突出部１
３５を設け、この突出部Ｕ字形に曲げた構造とし、円筒
部１３０にばね１３２と摺動子１３１を組み込んだ状態
では、摺動子１３１はシリンダブロック端面よりわずか
に飛び出た構造としてある。即ち、バルブプレートを組
み込んだ状態では摺動子のみで接触する。

このとき、摺動子１３１とバルブプレート接触面の面圧
Ｐ_Ｂは、第１７図から、バルブプレートをシリンダブロ
ック側に押す力Ｆ_３はクランク室圧力Ｐ_ｃ（＝Ｐ_ｓ）によつてシリンダブロッ
クをバルブプレートに押しつける力Ｆ、はバルブプレートとシリンダブロックを引き離す力Ｆ_４，
Ｆ_５は両者間に働く圧力Ｐ_ｓによつて決まるここに、Ｐはシリンダ内圧力摺動子をバルブプレートに押す力Ｆ_６は摺動子をバルブプレートから離す力Ｆ_７は摺動子をバルブプレートに押しつけるばね力をＦ_８とす
る。摺動子とバルブプレート接触面積Ａはだから，面圧Ｐ_Ｂはである。この面圧Ｐ_Ｂはこのような摺動子を設けない場
合の面圧Ｐ_Ａより大きいが、シリンダブロツク摺動面あ
るいはバルブプレート摺動面にテフロンなどのコーテイ
ングを施すより寸法密度が出やすいと云つた効果があ
る。

一方、この面圧Ｐ_Ｂを小さくするには、第２図に於て、
バルブプレート１６をチヤンバに固定し、バルブプレー
ト１６が軸方向に移動しないようにする。このときには
(11)式に於て、Ｆ_３＝０とおくと、である。Ｆ_１〜Ｆ_８のうち、Ｆ_３が最大であり、Ｆ_３＝０とすることによつて、第６図及び(12)式からわ
かるように、Ｆ_１とＦ_４がほぼ等しく、Ｆ_７と（Ｆ_６−
Ｆ_５）はほぼ等しいため、Ｐ_Ｂ′はとなつて、Ｆ_８を小さくすればＰ_Ｂ′を０に近くするこ
とができ、耐摩耗性、耐焼付性を向上できると云つた効
果がある。

つぎに、第１８図は溝３０とすべり子３１の間に入れる
ばねの他の構造を示したもので、例えばピアノ線のよう
な線をコイル状に巻いたものである。この構造とすると
ばねは極めて簡単に生産できるとつた効果がある。

〔発明の効果〕

本発明によれば、シリンダブロックを回転させることに
よつて、吸込み弁が不用になるため、体積効率が良く、
しかも動力伝達構及び容量制御機構に等速継手を採用し
ているので、振動が小さいといつた効果がある。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の一実施例のアキシヤルピストンコンプ
レツサの縦断面図、第２図はバルブプレートの平面図、
第３図は吸込みポートの終了点角度を示す図、第４図は
第１図のＩ−Ｉ矢視図、第５図は本圧縮機の体積効率を
示す図、第６図はバイパス弁の構造図、第７図はストロ
ーク制御プレートに作用するモーメントの釣合いを示す
図、第８図は容量制御時のばね力の計算結果を示す図、
第９図は第１図のII−II矢視図、第１０図はピストンス
トロークが０のときの構造を示す図、第１１図は本発明
の他の実施例を示す図、第１２図は容量一定のアキシヤ
ルピストンコンプレツサの構成図、第１３図は他の形式
の等速継手の構造を示す図である。第１４図は本発明の
他の実施例のアキシヤルピストンコンプレツサの縦断面
図、第１５図及び第１６図は第１４図の要部詳細を示す
図、第１７図は第１４図の実施例の効果を示す図、第１
８図は本発明の他の実施例の要部を示す図である。１……駆動軸、２……シリンダブロック、１１……ピス
トン、９……ドライブプレート。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者早瀬功茨城県勝田市大字高場2520番地株式会社日立製作所佐和工場内 (72)発明者高橋由起夫茨城県勝田市大字高場2520番地株式会社日立製作所佐和工場内

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】駆動軸、駆動軸に固定され、しかも複数の
シリンダを有し、駆動軸と同心で回転するシリンダブロ
ック、前記シリンダにそれぞれ組み込まれたピストン、
該ピストンに継合されたコネクティングロッド、該コネ
クティングロッドの前記ピストン４と反対側端をそれぞ
れ継合したドライブプレート、前記シリンダブロックの
前記ドライブプレートとは反対側に設けられたバルブプ
レート、これらの部品を覆うように設けられたチャン
バ、チャンバ開口部を塞ぐフロントカバーとから構成さ
れ、前記バルブプレートをチャンバに固定し、駆動軸と
同期して回転するインナレース、該インナレース外周に
設けた３本以上の等ピッチに設置された溝にそれぞれ組
み合わされたボール、前記各ボールを駆動軸の軸方向に
単独で移動することを防止するためのボールケージ、前
記ボールケージの外側に前記ボールを組み合わせるため
の溝を有する前記ドライブプレートとで等速継手を構成
すると共に、前記バルブプレートには吐出し弁装置及び
吸込みポートを設けたことを特徴とするアキシャルピス
トンコンプレッサ。
【請求項２】吸込みポートの開始点を幾何学的に決定さ
れる位置からここで、Ｐ_ｓ：吸込みガス圧力（絶対圧力）Ｐ_ｄ：吐出しガス圧力（絶対圧力）Ｌ_ｃ：コネクティングロッド長さｎ：断熱指数ｒ_ｐ：コネクティングロッドのドライブプレート側継手部の配置半径 θ_so：ドライブプレートの最大傾転角度 δ ：トップクリアランスで計算される角度αだけ駆動軸回転方向に移動したこと
を特徴とする特許請求の範囲第１項記載のアキシャルピ
ストンコンプレッサ。
【請求項３】吸込みポートの終了点位置を幾何学的に決
まる位置から６゜以内で駆動軸回転方向に移動したこと
を特徴とする特許請求の範囲第１項記載のアキシャルピ
ストンコンプレッサ。
【請求項４】インナレースの外周面を球面とし、該球面
部に３本以上の等ピッチで溝を設け、該溝にそれぞれボ
ールを組み合わせ、このボールが単独で駆動軸方向に移
動しない様に各々のボール中心を同一面内に保持するボ
ールケージを設け、しかも該ボールケージの内周面は前
記インナレース外周球面に対して回転自在になるように
球面とし、かつ、外周面を球面としてあり、該ボールケ
ージの外側に設置されたドライブプレートの内周を前記
ボールケージ外周球と略同一の直径の同筒とし、該円筒
面にボールケージより外周側に突出した前記ボールの一
部を組み込むような溝を設けた継手において、駆動軸の
回転軸と前記ドライブプレートの回転中心軸とが交差し
ない状態において、ボールケージのボール配置面から、
インナレース外周球の中心を通って駆動軸に直角な面ま
での距離と、前記ボール配置面からボールケージ外周球
の中心を通って駆動軸に直角な面までの距離とが等しい
構造の継手としたことを特徴とする特許の請求範囲第１
項記載のアキシャルピストンコンプレッサ。