JPH07279841A - Vibration control structure in swash type compressor - Google Patents
Vibration control structure in swash type compressorInfo
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- JPH07279841A JPH07279841A JP6073572A JP7357294A JPH07279841A JP H07279841 A JPH07279841 A JP H07279841A JP 6073572 A JP6073572 A JP 6073572A JP 7357294 A JP7357294 A JP 7357294A JP H07279841 A JPH07279841 A JP H07279841A
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【産業上の利用分野】本発明は、回転軸の周囲に配列さ
れた前後で対となる複数対のシリンダボア内に両頭ピス
トンを収容すると共に、回転軸に支持された斜板の回転
運動を前記両頭ピストンの往復運動に変換し、前後のシ
リンダボア内を圧縮室とした斜板式圧縮機における振動
防止構造に関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention accommodates double-headed pistons in a plurality of pairs of front and rear cylinder bores arranged around a rotary shaft, and the rotational movement of a swash plate supported by the rotary shaft is described above. The present invention relates to a vibration prevention structure in a swash plate type compressor in which a double-headed piston is converted into a reciprocating motion and front and rear cylinder bores are used as compression chambers.
【０００２】[0002]
【従来の技術】実開平２−１０１０８０号公報に開示さ
れる従来の斜板式圧縮機では圧縮室内の冷媒ガスが両頭
ピストンの往動動作によって吐出室へ吐出され、吸入室
内の冷媒ガスが両頭ピストンの復動動作によって圧縮室
内へ吸入される。両頭ピストンは複数個用いられ、回転
軸の周囲に等角度間隔に配列されたシリンダボア内に収
容されている。圧縮室は吐出ポートを介して吐出室に接
続している。又、圧縮室は吸入ポートを介して吸入室に
接続している。吐出ポートは吐出弁によって開閉され、
圧縮室内の冷媒ガスは吐出弁を押し退けつつ吐出室へ吐
出される。吸入ポートは吸入弁によって開閉され、吸入
室の冷媒ガスは吸入弁を押し退けつつ圧縮室へ吸入され
る。2. Description of the Related Art In a conventional swash plate type compressor disclosed in Japanese Utility Model Laid-Open No. 2-101080, a refrigerant gas in a compression chamber is discharged to a discharge chamber by a forward movement of a double-headed piston, and a refrigerant gas in a suction chamber is double-headed. It is sucked into the compression chamber by the returning movement of. A plurality of double-headed pistons are used and housed in cylinder bores arranged at equal angular intervals around the rotary shaft. The compression chamber is connected to the discharge chamber via the discharge port. The compression chamber is connected to the suction chamber via the suction port. The discharge port is opened and closed by the discharge valve,
The refrigerant gas in the compression chamber is discharged to the discharge chamber while pushing the discharge valve away. The suction port is opened and closed by a suction valve, and the refrigerant gas in the suction chamber is sucked into the compression chamber while pushing the suction valve away.
【０００３】[0003]
【発明が解決しようとする課題】斜板を支持する回転軸
の回転は一対のラジアルベアリングを介して前後一対の
シリンダブロックにより支持される。即ち、回転軸に対
するラジアル荷重はラジアルベアリングを介してシリン
ダブロックで受け止められる。又、回転軸に対するスラ
スト荷重は斜板を挟んだ前後一対のスラストベアリンダ
を介してシリンダブロックで受け止められる。The rotation of the rotary shaft that supports the swash plate is supported by a pair of front and rear cylinder blocks via a pair of radial bearings. That is, the radial load on the rotary shaft is received by the cylinder block via the radial bearing. Further, the thrust load on the rotating shaft is received by the cylinder block via a pair of front and rear thrust bearer sandwiching the swash plate.
【０００４】回転軸に対するスラスト荷重は図５の曲線
Ｃ1 で示すように横軸に関して上下に対称的に変動す
る。即ち、回転軸に対するスラスト荷重の最大値Ｆmax
0 は斜板の前後方向に５回ずつ交互に向きを変える。こ
の場合の斜板式圧縮機における両頭ピストンは５つであ
る。シリンダブロックと斜板との間にはスラストベアリ
ングがあるが、スラストベアリングのコロを挟む一対の
レースは予め撓み変形させられる。この撓み変形は前後
一対のシリンダブロックの接合状態において与えられ、
回転軸に対してスラスト予荷重として作用する。このス
ラスト予荷重は前記スラスト荷重の最大値を上回るよう
に設定される。このようなスラスト予荷重設定により回
転軸のスラスト方向のガタつきが無くなり、異常振動、
異常音が防止される。The thrust load on the rotating shaft fluctuates symmetrically up and down with respect to the horizontal axis as shown by the curve C 1 in FIG. That is, the maximum value Fmax of the thrust load on the rotating shaft
0 turns the direction of the swash plate alternately five times each. In this case, the swash plate compressor has five double-headed pistons. Although there is a thrust bearing between the cylinder block and the swash plate, the pair of races that sandwich the roller of the thrust bearing are flexibly deformed in advance. This flexural deformation is given in the joined state of the pair of front and rear cylinder blocks,
It acts as a thrust preload on the rotating shaft. This thrust preload is set to exceed the maximum value of the thrust load. This thrust preload setting eliminates rattling in the thrust direction of the rotating shaft, resulting in abnormal vibration,
Abnormal noise is prevented.
【０００５】しかしながら、レースの撓み変形を利用し
たスラスト予荷重付与構成ではレースの撓みにばらつき
を生じるため、必要なスラスト予荷重を得るためにスラ
スト予荷重が過大になり易い。スラスト予荷重が過大に
なれば圧縮機における回転抵抗が大きくなり、動力損失
が大きくなる。However, in the thrust preload applying structure utilizing the flexural deformation of the race, the flexure of the race varies, so that the thrust preload tends to be excessive in order to obtain the necessary thrust preload. If the thrust preload becomes too large, the rotational resistance of the compressor will increase and the power loss will increase.
【０００６】本発明は、振動を防止しつつ動力損失を抑
制し得る斜板式圧縮機を提供することを目的とする。An object of the present invention is to provide a swash plate type compressor which can suppress power loss while preventing vibration.
【０００７】[0007]
【課題を解決するための手段】そのために本発明では、
回転軸の周囲に配列された前後で対となる複数対のシリ
ンダボア内に両頭ピストンを収容すると共に、回転軸に
支持された斜板の回転運動を前記両頭ピストンの往復運
動に変換し、前後のシリンダボア内を圧縮室とした斜板
式圧縮機を対象とし、請求項１の発明では、両頭ピスト
ンの前後のヘッドにおける受圧面積に差を持たせ、回転
軸に対して受圧面積の大きいヘッド側から受圧面積の小
さいヘッド側に作用するスラスト荷重をスラスト荷重受
け止め手段によって受け止めるようにした。Therefore, according to the present invention,
While accommodating the double-headed pistons in a plurality of pairs of cylinder bores that are paired in the front-rear direction arranged around the rotary shaft, the rotary motion of the swash plate supported by the rotary shaft is converted into the reciprocating motion of the double-headed piston, The present invention is directed to a swash plate type compressor having a cylinder bore as a compression chamber. According to the first aspect of the present invention, the pressure receiving areas of the heads before and after the double-headed piston are made different from each other, and pressure is received from the head side having a large pressure receiving area with respect to the rotating shaft. The thrust load acting on the head side having a small area is received by the thrust load receiving means.
【０００８】請求項２の発明では、予荷重付与手段によ
って回転軸の一端側から他端側にスラスト予荷重を付与
すると共に、このスラスト予荷重をスラスト荷重受け止
め手段によって受け止め、前記両頭ピストンの前後のヘ
ッドにおける受圧面積に差を持たせ、前記スラスト予荷
重の付与側のヘッドにおけるスラスト方向の受圧面積を
他方のヘッドにおけるスラスト方向の受圧面積よりも大
きくした。According to the second aspect of the present invention, the thrust preload is applied from one end side to the other end side of the rotary shaft by the preload applying means, and the thrust preload is received by the thrust load receiving means, and the front and rear of the double-headed piston are provided. The pressure receiving area in the head is different from the pressure receiving area in the thrust direction of the head on the side where the thrust preload is applied.
【０００９】請求項３の発明では、回転軸の一端側にス
ラスト予荷重となる圧力を付与するための圧力付与室を
設けると共に、圧縮室から吐出される冷媒ガスの吐出圧
領域と前記圧力付与室とを連通して前記予荷重付与手段
を構成した。According to the third aspect of the present invention, a pressure applying chamber for applying a pressure as a thrust preload is provided on one end side of the rotary shaft, and the discharge pressure region of the refrigerant gas discharged from the compression chamber and the pressure applying are provided. The preload applying means is configured to communicate with the chamber.
【００１０】[0010]
【作用】両頭ピストンの前後のヘッドにより区画される
圧縮室の圧力が両頭ピストンを介して対抗する。前後の
圧力室の圧力が等しい場合には、受圧面積の大きいヘッ
ドに作用する圧縮室の全圧力が受圧面積の小さいヘッド
に作用する圧縮室の全圧力よりも大きい。スラスト荷重
受け止め手段によって受け止められるスラスト荷重の作
用方向と反対方向のスラスト荷重の最大値が両頭ピスト
ンの前後のヘッドにおける受圧面積のアンバランスによ
り低減する。The pressure in the compression chamber defined by the heads in front of and behind the double-headed piston opposes via the double-headed piston. When the pressures of the front and rear pressure chambers are equal, the total pressure of the compression chamber acting on the head having a large pressure receiving area is larger than the total pressure of the compression chamber acting on the head having a small pressure receiving area. The maximum value of the thrust load in the direction opposite to the acting direction of the thrust load received by the thrust load receiving means is reduced by the imbalance of the pressure receiving areas in the heads before and after the double-headed piston.
【００１１】請求項２及び請求項３に記載の発明では、
前記最大値の低減により予荷重付与手段のスラスト予荷
重の低減が可能となる。According to the inventions of claims 2 and 3,
By reducing the maximum value, the thrust preload of the preload applying means can be reduced.
【００１２】[0012]
【実施例】以下、本発明を具体化した一実施例を図１〜
図５に基づいて説明する。図１に示すように接合された
前後一対のシリンダブロック１，２の端面にはフロント
ハウジング５及びリヤハウジング６がバルブプレート
３，４を介して接合されている。シリンダブロック１，
２、バルブプレート３，４、フロントハウジング５及び
リヤハウジング６はボルト２２により締め付け固定され
ている。シリンダブロック１，２の中心部には収容孔１
ａ，２ａが貫設されている。バルブプレート３，４には
環状の位置決め突起３ａ，４ａが突設されている。位置
決め突起３ａ，４ａは収容孔１ａ，２ａに嵌入されてい
る。この嵌入構成によりシリンダブロック１，２に対す
るバルブプレート３，４の位置決めが成される。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENT An embodiment embodying the present invention will now be described with reference to FIGS.
A description will be given based on FIG. A front housing 5 and a rear housing 6 are joined to the end faces of a pair of front and rear cylinder blocks 1 and 2 joined as shown in FIG. 1 via valve plates 3 and 4. Cylinder block 1,
2, the valve plates 3 and 4, the front housing 5 and the rear housing 6 are fastened and fixed by bolts 22. A housing hole 1 is provided at the center of the cylinder blocks 1 and 2.
a and 2a are pierced. The valve plates 3 and 4 are provided with annular positioning protrusions 3a and 4a. The positioning protrusions 3a and 4a are fitted in the accommodation holes 1a and 2a. With this fitting structure, the valve plates 3 and 4 are positioned with respect to the cylinder blocks 1 and 2.
【００１３】フロントハウジング５及びリヤハウジング
６の中心部には支持孔５ａ，６ａが形成されている。支
持孔５ａ，６ａには円錐コロ軸受け７，８が収容されて
おり、回転軸９が円錐コロ軸受け７，８を介してフロン
トハウジング５とリヤハウジング６との間に回転可能に
架設支持されている。円錐コロ軸受け７の外輪７ａは支
持孔５ａの底部に当接している。円錐コロ軸受け７，８
の内輪７ｂ，８ｂは回転軸９上の段部９ａ，９ｂの段差
９ａ1 ，９ｂ1 に当接している。外輪７ａ，８ａと内輪
７ｂ，８ｂとの間に挟まれるコロ７ｃ，８ｃは回転軸９
に対して傾いており、コロ７ｃ，８ｃの周回軌跡は円錐
面上にある。両コロ７ｃ，８ｃの周回軌跡である円錐面
の大径側は対向している。Support holes 5a and 6a are formed in the central portions of the front housing 5 and the rear housing 6, respectively. Conical roller bearings 7 and 8 are housed in the support holes 5a and 6a, and a rotation shaft 9 is rotatably supported between the front housing 5 and the rear housing 6 via the conical roller bearings 7 and 8. There is. The outer ring 7a of the conical roller bearing 7 is in contact with the bottom of the support hole 5a. Cone roller bearing 7,8
Of the inner ring 7b, 8b is stepped portion 9a of the rotary shaft 9, it is in contact with the step 9a 1, 9b 1 of 9b. The rollers 7c, 8c sandwiched between the outer rings 7a, 8a and the inner rings 7b, 8b are the rotating shaft 9
The rollers 7c and 8c are inclined with respect to each other, and the orbits of the rollers 7c and 8c are on a conical surface. The large diameter side of the conical surface, which is the orbit of both rollers 7c and 8c, faces each other.
【００１４】回転軸９には斜板１０が固定支持されてい
る。斜板室１１を形成するシリンダブロック１，２には
導入口１２が形成されており、導入口１２には図示しな
い外部冷媒回路が接続されている。斜板室１１には外部
冷媒回路から冷媒ガスが導入口１２を介して導入され
る。即ち、斜板室１１は吸入圧領域となる。A swash plate 10 is fixedly supported on the rotary shaft 9. An inlet 12 is formed in each of the cylinder blocks 1 and 2 forming the swash plate chamber 11, and an external refrigerant circuit (not shown) is connected to the inlet 12. Refrigerant gas is introduced into the swash plate chamber 11 from the external refrigerant circuit through the introduction port 12. That is, the swash plate chamber 11 becomes the suction pressure region.
【００１５】図２及び図３に示すように回転軸９を中心
とする等間隔角度位置には複数のシリンダボア１３，１
３Ａ，１４，１４Ａが形成されている。前後で対となる
シリンダボア１３，１３Ａ，１４，１４Ａ（本実施例で
は５対）内には両頭ピストン１５，１５Ａが往復動可能
に収容されている。斜板１０の回転はシュー１６，１７
を介して両頭ピストン１５，１５Ａの往復直線運動に変
換され、斜板１０が回転することによって両頭ピストン
１５，１５Ａがシリンダボア１３，１３Ａ，１４，１４
Ａ内を前後動する。As shown in FIGS. 2 and 3, a plurality of cylinder bores 13, 1 are arranged at equidistant angular positions about the rotary shaft 9.
3A, 14 and 14A are formed. Double-headed pistons 15 and 15A are reciprocally housed in cylinder bores 13, 13A, 14 and 14A (five pairs in this embodiment) that form a pair in the front and rear. The rotation of the swash plate 10 is caused by the shoes 16, 17
Is converted into reciprocating linear motion of the double-headed pistons 15 and 15A through the swash plate 10 and the double-headed pistons 15 and 15A are rotated to rotate the double-ended pistons 15 and 15A.
Move back and forth in A.
【００１６】前側のシリンダボア１３，１３Ａの径ｒは
後側のシリンダボア１４，１４Ａの径Ｒよりも小さくし
てある。即ち、両頭ピストン１５，１５Ａの前側のヘッ
ド１５ａの受圧面積ｍは後側のヘッド１５ｂの受圧面積
Ｍよりも小さい。The diameter r of the front cylinder bores 13, 13A is smaller than the diameter R of the rear cylinder bores 14, 14A. That is, the pressure receiving area m of the head 15a on the front side of the double-headed piston 15, 15A is smaller than the pressure receiving area M of the head 15b on the rear side.
【００１７】フロントハウジング５及びリヤハウジング
６には吐出室１８，１９が形成されている。両頭ピスト
ン１５，１５Ａのヘッド１５ａ，１５ｂによりシリンダ
ボア１３，１４内に区画される圧縮室Ｐａ，Ｐｂはバル
ブプレート３，４上の吐出ポート３ｂ，４ｂを介して吐
出室１８，１９に接続している。吐出ポート３ｂ，４ｂ
はフラッパ弁型の吐出弁２０，２１により開閉される。
吐出弁２０，２１の開度はリテーナ２３，２４により規
制される。吐出室１８，１９は前記外部冷媒回路に連通
している。Discharge chambers 18 and 19 are formed in the front housing 5 and the rear housing 6. The compression chambers Pa and Pb defined in the cylinder bores 13 and 14 by the heads 15a and 15b of the double-headed pistons 15 and 15A are connected to the discharge chambers 18 and 19 via the discharge ports 3b and 4b on the valve plates 3 and 4, respectively. There is. Discharge port 3b, 4b
Is opened and closed by the flapper valve type discharge valves 20 and 21.
The openings of the discharge valves 20 and 21 are regulated by the retainers 23 and 24. The discharge chambers 18 and 19 communicate with the external refrigerant circuit.
【００１８】回転軸９上の段部９ａ，９ｂにはロータリ
バルブ２５，２６が固定して支持されている。ロータリ
バルブ２５，２６は回転軸９と一体的に回転可能に収容
孔１ａ，２ａ内に収容されている。ロータリバルブ２
５，２６の内周面には通気通路２５ａ，２６ａが形成さ
れており、支持孔５ａ，６ａは通気通路２５ａ，２６ａ
を介して斜板室１１に連通している。従って、支持孔５
ａ，６ａは吸入圧領域となる。２９は回転軸９の周面に
おけるシールを行なうリップシールである。リップシー
ル２９は支持孔５ａから圧縮機外部への冷媒ガス漏洩を
防止する。Rotary valves 25 and 26 are fixedly supported on the steps 9a and 9b on the rotary shaft 9. The rotary valves 25 and 26 are housed in the housing holes 1 a and 2 a so as to be rotatable integrally with the rotary shaft 9. Rotary valve 2
Ventilation passages 25a and 26a are formed on the inner peripheral surfaces of 5, 5 and 26, and the support holes 5a and 6a are formed in the ventilation passages 25a and 26a.
Through the swash plate chamber 11. Therefore, the support hole 5
a and 6a are suction pressure regions. Reference numeral 29 is a lip seal for sealing the peripheral surface of the rotary shaft 9. The lip seal 29 prevents the refrigerant gas from leaking from the support hole 5a to the outside of the compressor.
【００１９】ロータリバルブ２５，２６内には吸入通路
２７，２８が形成されている。吸入通路２７，２８の入
口２７ａ，２８ａは斜板室１１に開口しており、吸入通
路２７，２８の出口２７ｂ，２８ｂはロータリバルブ２
５，２６の周面上に開口している。Intake passages 27 and 28 are formed in the rotary valves 25 and 26, respectively. The inlets 27a and 28a of the intake passages 27 and 28 are open to the swash plate chamber 11, and the outlets 27b and 28b of the intake passages 27 and 28 are the rotary valve 2.
The openings are formed on the peripheral surfaces of 5, 26.
【００２０】図２に示すようにロータリバルブ２５を収
容する収容孔１ａの内周面にはシリンダボア１３，１３
Ａと同数の吸入ポート１ｂが等間隔角度位置に配列形成
されている。吸入ポート１ｂとシリンダボア１３，１３
Ａとは１対１で常に連通しており、各吸入ポート１ｂは
吸入通路２７の出口２７ｂの周回領域に接続している。As shown in FIG. 2, the cylinder bores 13, 13 are formed on the inner peripheral surface of the accommodation hole 1a for accommodating the rotary valve 25.
The same number of suction ports 1b as A are arranged and formed at equal angular intervals. Suction port 1b and cylinder bores 13, 13
It is always in one-to-one communication with A, and each suction port 1b is connected to the circulation region of the outlet 27b of the suction passage 27.
【００２１】同様に、図３に示すようにロータリバルブ
２６を収容する収容孔２ａの内周面にはシリンダボア１
４，１４Ａと同数の吸入ポート２ｂが等間隔角度位置に
配列形成されている。吸入ポート２ｂとシリンダボア１
４，１４Ａとは１対１で常に連通しており、各吸入ポー
ト２ｂは吸入通路２８の出口２８ｂの周回領域に接続し
ている。Similarly, as shown in FIG. 3, the cylinder bore 1 is formed on the inner peripheral surface of the accommodation hole 2a for accommodating the rotary valve 26.
The same number of suction ports 2b as 4, 14A are formed in an array at equal angular intervals. Suction port 2b and cylinder bore 1
4, 14A are always in one-to-one communication with each other, and each suction port 2b is connected to the circulation region of the outlet 28b of the suction passage 28.
【００２２】図１、図２及び図３に示す両頭ピストン１
５Ａは前側のシリンダボア１３Ａに対して上死点位置に
あり、後側のシリンダボア１４Ａに対して下死点位置に
ある。このようなピストン配置状態のとき、吸入通路２
７の出口２７ｂはシリンダボア１３Ａの吸入ポート１ｂ
に接続する直前にあり、吸入通路２８の出口２８ｂはシ
リンダボア１４Ａの吸入ポート２ｂから離間する直前に
ある。即ち、両頭ピストン１５Ａがシリンダボア１３Ａ
に対して上死点位置から下死点位置に向かう吸入行程に
入ったときには吸入通路２７はシリンダボア１３Ａの圧
縮室Ｐａに連通する。この連通により斜板室１１内の冷
媒ガスが吸入通路２７を経由してシリンダボア１３Ａの
圧縮室Ｐａに吸入される。一方、両頭ピストン１５Ａが
シリンダボア１４Ａに対して下死点位置から上死点位置
に向かう吐出行程に入ったときには吸入通路２８はシリ
ンダボア１４Ａの圧縮室Ｐｂとの連通を遮断される。こ
の連通遮断によりシリンダボア１４Ａの圧縮室Ｐｂ内の
冷媒ガスが吐出弁２１を押し退けつつ吐出ポート４ｂか
ら吐出室１９に吐出される。吐出室１９に吐出された冷
媒ガスは前記外部冷媒回路へ出てゆく。Double-ended piston 1 shown in FIGS. 1, 2 and 3.
5A is at the top dead center position with respect to the front cylinder bore 13A, and is at the bottom dead center position with respect to the rear cylinder bore 14A. In such a piston arrangement state, the suction passage 2
The outlet 27b of 7 is the intake port 1b of the cylinder bore 13A.
Immediately before the connection, and the outlet 28b of the intake passage 28 is immediately before being separated from the intake port 2b of the cylinder bore 14A. That is, the double-ended piston 15A has the cylinder bore 13A.
On the other hand, when the suction stroke from the top dead center position to the bottom dead center position is started, the suction passage 27 communicates with the compression chamber Pa of the cylinder bore 13A. By this communication, the refrigerant gas in the swash plate chamber 11 is sucked into the compression chamber Pa of the cylinder bore 13A via the suction passage 27. On the other hand, when the double-headed piston 15A enters the discharge stroke from the bottom dead center position to the top dead center position with respect to the cylinder bore 14A, the suction passage 28 blocks the communication with the compression chamber Pb of the cylinder bore 14A. Due to this disconnection, the refrigerant gas in the compression chamber Pb of the cylinder bore 14A is discharged from the discharge port 4b into the discharge chamber 19 while pushing the discharge valve 21 away. The refrigerant gas discharged into the discharge chamber 19 goes out to the external refrigerant circuit.
【００２３】このような冷媒ガスの吸入及び吐出は他の
シリンダボア１３，１４の圧縮室Ｐａ，Ｐｂにおいても
同様に行われる。図１及び図４に示すように回転軸９の
前端はフロントハウジング５から外部に突出しており、
後端はリヤハウジング６側の支持孔６ａ内に突出してい
る。支持孔６ａには区画板３０がスライド可能に収容さ
れている。区画板３０は円錐コロ軸受け８の内輪８ｂに
当接することなく外輪８ａに当接する。区画板３０と支
持孔６ａの周面との間にはシールリング３１が介在され
ている。区画板３０は支持孔６ａ内に圧力付与室３２を
区画形成する。圧力付与室３２内には弾性体である皿ば
ね型の予荷重付与ばね３３が収容されている。予荷重付
与ばね３３は区画板３０を円錐コロ軸受け８の外輪８ａ
に押接する。Such suction and discharge of the refrigerant gas are similarly performed in the compression chambers Pa and Pb of the other cylinder bores 13 and 14. As shown in FIGS. 1 and 4, the front end of the rotary shaft 9 projects from the front housing 5 to the outside,
The rear end projects into the support hole 6a on the rear housing 6 side. The partition plate 30 is slidably accommodated in the support hole 6a. The partition plate 30 contacts the outer ring 8a without contacting the inner ring 8b of the conical roller bearing 8. A seal ring 31 is interposed between the partition plate 30 and the peripheral surface of the support hole 6a. The partition plate 30 defines a pressure applying chamber 32 in the support hole 6a. In the pressure applying chamber 32, a disc spring type preload applying spring 33, which is an elastic body, is housed. The preloading spring 33 connects the partition plate 30 to the outer ring 8a of the conical roller bearing 8.
Press against.
【００２４】圧力付与室３２は圧力導入通路３４を介し
て吐出室１９に連通している。従って、圧力付与室３２
は吐出圧領域となり、圧力付与室３２内の吐出圧と支持
孔６ａ内の吸入圧とが区画板３０を介して対抗する。The pressure applying chamber 32 communicates with the discharge chamber 19 via the pressure introducing passage 34. Therefore, the pressure applying chamber 32
Is a discharge pressure region, and the discharge pressure in the pressure applying chamber 32 and the suction pressure in the support hole 6a oppose each other via the partition plate 30.
【００２５】円錐コロ軸受け７，８のコロ７ｃ，８ｃの
周回軌跡は円錐面上にあり、両コロ７ｃ，８ｃの周回軌
跡である円錐面の大径側が対向している。又、円錐コロ
軸受け７，８の内輪７ｂ，８ｂは回転軸９の段部９ａ，
９ｂの段差９ａ1 ，９ｂ1 に当接している。従って、フ
ロントハウジング５側からリヤハウジング６側に向かう
回転軸９に対するスラスト荷重は円錐コロ軸受け８及び
予荷重付与ばね３３を介してリヤハウジング６で受け止
められる。又、リヤハウジング６側からフロントハウジ
ング５側へ向かう回転軸９に対するスラスト荷重は円錐
コロ軸受け７を介してフロントハウジング５で受け止め
られる。即ち、円錐コロ軸受け７及びフロントハウジン
グ５はリヤハウジング６側からフロントハウジング５側
へ向かうスラスト荷重を受け止めるスラスト荷重受け止
め手段となる。The orbits of the rollers 7c and 8c of the conical roller bearings 7 and 8 are on the conical surface, and the large diameter sides of the conical surfaces, which are the orbits of the rollers 7c and 8c, face each other. In addition, the inner rings 7b and 8b of the conical roller bearings 7 and 8 are the step portions 9a of the rotary shaft 9,
It is in contact with the steps 9a 1 and 9b 1 of 9b. Therefore, the thrust load on the rotary shaft 9 from the front housing 5 side toward the rear housing 6 side is received by the rear housing 6 via the conical roller bearing 8 and the preload applying spring 33. A thrust load on the rotary shaft 9 from the rear housing 6 side toward the front housing 5 side is received by the front housing 5 via the conical roller bearing 7. That is, the conical roller bearing 7 and the front housing 5 serve as thrust load receiving means for receiving the thrust load from the rear housing 6 side toward the front housing 5 side.
【００２６】両頭ピストン１５，１５Ａの前後のヘッド
１５ａ，１５ｂにより区画される圧縮室Ｐａ，Ｐｂの圧
力が両頭ピストン１５，１５Ａを介して対抗する。この
圧力対抗による回転軸９に対するスラスト荷重は図５の
曲線Ｃ0 で示すように変動する。曲線Ｃ0 は全体として
縦軸のマイナス側へ変位している。縦軸のプラス側はフ
ロントハウジング５側からリヤハウジング６側に向かう
スラスト荷重である。縦軸のマイナス側はリヤハウジン
グ６側からフロントハウジング５側に向かうスラスト荷
重である。ヘッド１５ａの受圧面積とヘッド１５ｂの受
圧面積が従来のように等しければ、スラスト荷重は図５
の曲線Ｃ1 のように横軸に関して上下に対称的になる。The pressures in the compression chambers Pa and Pb defined by the heads 15a and 15b before and after the double-headed pistons 15 and 15A oppose each other via the double-headed pistons 15 and 15A. The thrust load on the rotary shaft 9 due to this pressure resistance varies as shown by the curve C 0 in FIG. The curve C 0 is displaced to the minus side of the vertical axis as a whole. The plus side of the vertical axis is the thrust load from the front housing 5 side toward the rear housing 6 side. The minus side of the vertical axis is the thrust load from the rear housing 6 side toward the front housing 5 side. If the pressure receiving area of the head 15a and the pressure receiving area of the head 15b are equal as in the conventional case, the thrust load is as shown in FIG.
As shown by the curve C 1 in FIG.
【００２７】両頭ピストン１５，１５Ａの前側のヘッド
１５ａの受圧面積ｍは後側のへッド１５ｂの受圧面積Ｍ
よりも小さい。そのため、前後の圧力室Ｐａ，Ｐｂの圧
力が等しい場合には、受圧面積の大きいヘッド１５ｂに
作用する圧縮室Ｐｂの全圧力が受圧面積の小さいヘッド
１５ａに作用する圧縮室Ｐａの全圧力よりも大きい。こ
のような受圧面積の差異が図５の曲線Ｃ1 を全体として
縦軸のマイナス側へ移動して曲線Ｃ0 をもたらすことに
なる。The pressure receiving area m of the head 15a on the front side of the double-headed piston 15, 15A is the pressure receiving area M of the head 15b on the rear side.
Smaller than. Therefore, when the pressures of the front and rear pressure chambers Pa and Pb are equal, the total pressure of the compression chamber Pb acting on the head 15b having a large pressure receiving area is larger than the total pressure of the compression chamber Pa acting on the head 15a having a small pressure receiving area. large. Such a difference in the pressure receiving area causes the curve C 1 of FIG. 5 to move to the minus side of the vertical axis as a whole, resulting in the curve C 0 .
【００２８】直線Ｌは予荷重付与ばね３３の撓み変形及
び圧力付与室３２の圧力によって回転軸９に与えられる
スラスト予荷重を表す。予荷重付与ばね３３によって回
転軸９に付与される荷重は一定であるが、圧力付与室３
２の圧力によって付与される荷重は吐出圧に応じて変動
する。リヤハウジング６側からフロントハウジング５側
に作用するスラスト荷重は円錐コロ軸受け７を介してフ
ロントハウジング５で受け止められる。しかし、フロン
トハウジング５側からリヤハウジング６側に作用するス
ラスト荷重は、円錐コロ軸受け８、区画板３０及び予荷
重付与ばね３３を介してリヤハウジング６で受け止めら
れる。そのため、予荷重付与ばね３３が撓み変形すれば
回転軸９が前後にがたつく。The straight line L represents the thrust preload applied to the rotary shaft 9 by the bending deformation of the preload applying spring 33 and the pressure of the pressure applying chamber 32. Although the load applied to the rotating shaft 9 by the preload applying spring 33 is constant, the pressure applying chamber 3
The load applied by the pressure of 2 varies depending on the discharge pressure. The thrust load acting from the rear housing 6 side to the front housing 5 side is received by the front housing 5 via the conical roller bearing 7. However, the thrust load acting from the front housing 5 side to the rear housing 6 side is received by the rear housing 6 via the conical roller bearing 8, the partition plate 30 and the preload applying spring 33. Therefore, when the preload applying spring 33 is flexed and deformed, the rotary shaft 9 rattles back and forth.
【００２９】直線Ｌで表すスラスト予荷重Ｆ0 はフロン
トハウジング５側からリヤハウジング６側へ向かうスラ
スト荷重に対抗する。スラスト予荷重Ｆ0 はフロントハ
ウジング５側からリヤハウジング６側へ向かうスラスト
荷重の最大値Ｆmax 1 を幾分上回るように設定されてい
る。このようなスラスト予荷重Ｆ0 の設定により回転軸
９がガタつくことはなく、異常音、異常振動が防止され
る。The thrust preload F 0 represented by the straight line L opposes the thrust load from the front housing 5 side toward the rear housing 6 side. The thrust preload F 0 is set to slightly exceed the maximum value Fmax 1 of the thrust load from the front housing 5 side toward the rear housing 6 side. By setting the thrust preload F 0 in this way, the rotating shaft 9 does not rattle, and abnormal noise and vibration are prevented.
【００３０】圧縮機の起動時には圧縮機内の圧力が均一
化していることがあるが、ヘッド１５ａに作用する全圧
力とヘッド１５ｂに作用する全圧力とには差がある。こ
の差圧は円錐コロ軸受け７側で受け止められ、起動時の
スラスト予荷重の一部となる。Although the pressure inside the compressor may become uniform when the compressor is started, there is a difference between the total pressure acting on the head 15a and the total pressure acting on the head 15b. This pressure difference is received by the conical roller bearing 7 side and becomes a part of the thrust preload at the time of starting.
【００３１】スラスト予荷重Ｆ0 が大きくなるほど回転
軸９に対する回転抵抗は大きくなり、動力損失が大きく
なる。図５の曲線Ｃ0 で示すように、フロントハウジン
グ５側からリヤハウジング６側へ向かうスラスト荷重の
最大値Ｆmax 1 は、リヤハウジング６側からフロントハ
ウジング５側へ向かうスラスト荷重の最大値Ｆmax 2よ
りも小さい。即ち、ヘッド１５ａの端面の受圧面積ｍを
ヘッド１５ｂの端面の受圧面積Ｍよりも小さくしたこと
によって最大値Ｆmax 1 を最大値Ｆmax 0 よりも小さく
できる。従って、スラスト予荷重Ｆ0 を従来よりも小さ
くでき、動力損失を抑制できる。As the thrust preload F 0 increases, the rotational resistance with respect to the rotary shaft 9 increases and the power loss increases. As shown by the curve C 0 in FIG. 5, the maximum value Fmax 1 of the thrust load from the front housing 5 side to the rear housing 6 side is greater than the maximum value Fmax 2 of the thrust load from the rear housing 6 side to the front housing 5 side. Is also small. That is, the maximum value Fmax 1 can be made smaller than the maximum value Fmax 0 by making the pressure receiving area m of the end surface of the head 15a smaller than the pressure receiving area M of the end surface of the head 15b. Therefore, the thrust preload F 0 can be made smaller than before, and power loss can be suppressed.
【００３２】予荷重付与ばね３３のばね力のみによるス
ラスト予荷重付与構成では、最大吐出圧状態のときのス
ラスト予荷重を上回る予荷重を付与するばね力が必要と
なる。圧力付与室３２に導入した吐出圧によるスラスト
予荷重は吐出圧の増減に応じて変動する最大スラスト荷
重に略比例し、圧力付与室３２内の吐出圧をスラスト予
荷重の一部とする構成は予荷重付与ばね３３のばね力の
低減化に寄与する。従って、スラスト予荷重付与構成で
は圧縮機における回転抵抗が吐出圧最大状態を除けば予
荷重付与ばね３３のばね力のみによるスラスト予荷重付
与構成の場合に比して少なくなる。即ち、圧力付与室３
２採用のスラスト予荷重付与構成は予荷重付与ばね３３
の採用のみのスラスト予荷重付与構成に比して動力損失
を低減できる。In the thrust preload applying structure using only the spring force of the preload applying spring 33, a spring force for applying a preload exceeding the thrust preload in the maximum discharge pressure state is required. The thrust preload due to the discharge pressure introduced into the pressure applying chamber 32 is substantially proportional to the maximum thrust load that fluctuates according to the increase or decrease of the discharge pressure, and the discharge pressure inside the pressure applying chamber 32 is part of the thrust preload. This contributes to reducing the spring force of the preload applying spring 33. Therefore, in the thrust preload applying configuration, the rotational resistance in the compressor is smaller than that in the thrust preload applying configuration using only the spring force of the preload applying spring 33 except for the maximum discharge pressure state. That is, the pressure applying chamber 3
2 The thrust preload application configuration adopted is the preload application spring 33.
Power loss can be reduced as compared to the thrust preloading configuration which is adopted only.
【００３３】予荷重付与ばね３３のばね力の大きさはそ
の撓み変形量に依存する。この撓み変形量はシリンダブ
ロック１，２、フロントハウジング５、リヤハウジング
６の組み付け精度に左右され、予荷重付与ばね３３のば
ね力の大きさにばらつきを生じる。予荷重付与ばね３３
のばね力は前記ばらつきによるマイナス側の最大誤差を
見込まねばならず、マイナス側の誤差が大きいほど予荷
重付与ばね３３のばね力を大きくする必要がある。本実
施例では予荷重付与ばね３３のばね力の所望の大きさが
低減するため、誤差の大きさも小さくなり、予荷重付与
ばね３３の荷重精度が高くなる。予荷重付与ばね３３の
荷重精度が高くなれば予荷重付与ばね３３の所望のばね
力をさらに小さくできる。The magnitude of the spring force of the preload applying spring 33 depends on the amount of flexural deformation. The amount of flexural deformation depends on the assembling accuracy of the cylinder blocks 1 and 2, the front housing 5, and the rear housing 6, and the magnitude of the spring force of the preload applying spring 33 varies. Preloading spring 33
The maximum force on the negative side due to the above variation must be expected, and the spring force of the preload applying spring 33 needs to be increased as the negative side error increases. In this embodiment, since the desired magnitude of the spring force of the preload applying spring 33 is reduced, the magnitude of the error is also reduced and the load accuracy of the preload applying spring 33 is increased. If the load accuracy of the preload applying spring 33 is increased, the desired spring force of the preload applying spring 33 can be further reduced.
【００３４】本実施例ではロータリバルブ２５，２６を
吸入弁として採用しているが、この採用構成は次のよう
な利点をもたらす。フラッパ弁型の吸入弁の場合には、
潤滑油が吸入弁とその密接面との間の吸着力を大きくし
てしまい、吸入弁の開放開始タイミングが前記吸着力に
よって遅れる。この遅れと吸入弁の弾性抵抗による吸入
抵抗とが体積効率を低下させる。しかしながら、強制回
転されるロータリバルブ２５，２６の採用では潤滑油に
起因する吸着力及び吸入弁の弾性抵抗による吸入抵抗の
問題はなく、圧縮室Ｐａ，Ｐｂ内の圧力が斜板室１１内
の吸入圧をわずかに下回れば冷媒ガスが直ちに圧縮室Ｐ
ａ，Ｐｂに流入する。従って、ロータリバルブ２５，２
６採用の場合には体積効率がフラッパ弁型の吸入弁採用
の場合に比して大幅に向上する。圧縮機全体の大きさを
変えることなく両頭ピストン１５，１５Ａの前後のヘッ
ド１５ａ，１５ｂにおける受圧面積に差を持たせるに
は、前後のシリンダボア１３，１３Ａ，１４，１４Ａの
径の一方を小さくしなければならない。このような小径
化は圧縮機全体としての吐出容量の減少をもたらすが、
ロータリバルブ２５，２６採用による体積効率向上が前
記小径化による吐出容量減を補償する。In this embodiment, the rotary valves 25 and 26 are adopted as intake valves, but this adopted structure brings about the following advantages. In the case of a flapper valve type suction valve,
The lubricating oil increases the suction force between the suction valve and the close contact surface, and the suction valve delays the opening start timing of the suction valve. This delay and the suction resistance due to the elastic resistance of the suction valve reduce the volumetric efficiency. However, when the rotary valves 25 and 26 forcibly rotated are adopted, there is no problem of suction force due to lubricating oil and suction resistance due to elastic resistance of the suction valve, and the pressures in the compression chambers Pa and Pb are suctioned in the swash plate chamber 11. If the pressure is slightly lower, the refrigerant gas will immediately become compressed chamber P.
It flows into a and Pb. Therefore, the rotary valves 25, 2
When 6 is adopted, the volumetric efficiency is significantly improved compared to when a flapper valve type suction valve is adopted. In order to make the pressure receiving areas in the front and rear heads 15a and 15b of the double-headed pistons 15 and 15A different from each other without changing the size of the entire compressor, one of the front and rear cylinder bores 13, 13A, 14 and 14A should be made smaller. There must be. Such a reduction in diameter leads to a reduction in the discharge capacity of the compressor as a whole,
The improvement in volumetric efficiency due to the adoption of the rotary valves 25 and 26 compensates for the decrease in discharge volume due to the reduction in diameter.
【００３５】本発明は勿論前記実施例にのみ限定される
ものではなく、例えば図６あるいは図７に示す実施例も
可能である。図６の実施例ではバルブプレート３，４に
は支持孔３ｃ，４ｃが貫設されている。支持孔３ｃ，４
ｃには回転軸９が円錐コロ軸受け７，８を介して回転可
能に支持されている。円錐コロ軸受け８の外輪８ａとリ
ヤハウジング６との間には弾性体であるコイルばね型の
予荷重付与ばね３５が介在されている。予荷重付与ばね
３５は円錐コロ軸受け８をバルブプレート４側へ付勢し
ている。The present invention is, of course, not limited to the above-mentioned embodiment, but the embodiment shown in FIG. 6 or 7 is also possible. In the embodiment of FIG. 6, the valve plates 3 and 4 are provided with support holes 3c and 4c. Support holes 3c, 4
A rotation shaft 9 is rotatably supported by c via conical roller bearings 7 and 8. A coil spring type preloading spring 35, which is an elastic body, is interposed between the outer ring 8 a of the conical roller bearing 8 and the rear housing 6. The preload applying spring 35 biases the conical roller bearing 8 toward the valve plate 4 side.
【００３６】フロントハウジング５には複数の押さえ突
起５ｂが突設されている。押さえ突起５ｂは円錐コロ軸
受け７の外輪７ａをバルブプレート３側へ押さえ付けて
いる。従って、リヤハウジング６側からフロントハウジ
ング５側へ向かう回転軸９に対するスラスト荷重は円錐
コロ軸受け７及び押さえ突起５ｂを介してフロントハウ
ジング５で受け止められる。即ち、円錐コロ軸受け７、
押さえ突起５ｂ及びフロントハウジング５はリヤハウジ
ング６側からフロントハウジング５側へ向かうスラスト
荷重を受け止めるスラスト荷重受け止め手段を構成す
る。又、フロントハウジング５側からリヤハウジング６
側に向かう回転軸９に対するスラスト荷重は円錐コロ軸
受け８及び予荷重付与ばね３５を介してリヤハウジング
６で受け止められる。The front housing 5 is provided with a plurality of pressing protrusions 5b. The pressing protrusion 5b presses the outer ring 7a of the conical roller bearing 7 toward the valve plate 3 side. Therefore, the thrust load on the rotary shaft 9 from the rear housing 6 side toward the front housing 5 side is received by the front housing 5 via the conical roller bearing 7 and the pressing protrusion 5b. That is, the conical roller bearing 7,
The pressing protrusion 5b and the front housing 5 constitute a thrust load receiving means for receiving the thrust load from the rear housing 6 side toward the front housing 5 side. Also, from the front housing 5 side to the rear housing 6
The thrust load on the rotating shaft 9 toward the side is received by the rear housing 6 via the conical roller bearing 8 and the preload applying spring 35.
【００３７】回転軸９の後端部は吐出室１９内に突出し
ており、回転軸９には吐出室１９内の吐出圧が作用して
いる。回転軸９内には吐出通路９ｃが形成されている。
吐出室１９の冷媒ガスは吐出通路９ｃを経由して吐出室
１８内の冷媒ガスに合流し、フロントハウジング５上の
排出口５ｃから外部冷媒回路へ出てゆく。回転軸９内に
吐出通路９ｃを設ける構成は、シリンダブロック１，２
に吐出通路を設ける場合に比して圧縮機のコンパクト化
をもたらす。The rear end of the rotary shaft 9 projects into the discharge chamber 19, and the discharge pressure in the discharge chamber 19 acts on the rotary shaft 9. A discharge passage 9c is formed in the rotary shaft 9.
The refrigerant gas in the discharge chamber 19 merges with the refrigerant gas in the discharge chamber 18 via the discharge passage 9c, and exits from the discharge port 5c on the front housing 5 to the external refrigerant circuit. The structure in which the discharge passage 9c is provided in the rotating shaft 9 is configured in the cylinder blocks 1,
The compressor is made compact as compared with the case where the discharge passage is provided in.
【００３８】回転軸９に対する吐出室１９内の吐出圧作
用の方向は予荷重付与ばね３５の付勢方向と同じであ
り、スラスト予荷重の一部となる。従って、回転軸９に
対する吐出室１９内の吐出圧作用をスラスト予荷重の一
部とする構成は予荷重付与ばね３５の採用のみのスラス
ト予荷重付与構成に比して動力損失を低減できる。The direction of the discharge pressure action in the discharge chamber 19 with respect to the rotating shaft 9 is the same as the urging direction of the preload applying spring 35, and becomes a part of the thrust preload. Therefore, the structure in which the discharge pressure action in the discharge chamber 19 on the rotary shaft 9 is a part of the thrust preload can reduce the power loss as compared with the structure in which the preload applying spring 35 is only used.
【００３９】回転軸９上の段部９ａ，９ｂにはロータリ
バルブ２５Ａ，２６Ａが支持されている。ロータリバル
ブ２５Ａ，２６Ａと回転軸９との間にはシールリング３
６，３７が介在されている。ロータリバルブ２５Ａ，２
６Ａは回転軸９と一体的に回転可能に収容孔１ａ，２ａ
内に収容されている。ロータリバルブ２５Ａ，２６Ａの
一端部には吐出室１８，１９の吐出冷媒ガス圧が作用し
ており、他端部には斜板室１１の吸入冷媒ガス圧が作用
している。即ち、ロータリバルブ２５Ａ，２６Ａは吐出
圧領域と吸入圧領域とを遮断する。Rotary valves 25A, 26A are supported on the step portions 9a, 9b on the rotary shaft 9. A seal ring 3 is provided between the rotary valves 25A and 26A and the rotary shaft 9.
6, 37 are interposed. Rotary valve 25A, 2
6A is a housing hole 1a, 2a rotatably integrally with the rotating shaft 9.
It is housed inside. The discharge refrigerant gas pressure of the discharge chambers 18 and 19 acts on one end of the rotary valves 25A and 26A, and the suction refrigerant gas pressure of the swash plate chamber 11 acts on the other end. That is, the rotary valves 25A and 26A shut off the discharge pressure region and the suction pressure region.
【００４０】両頭ピストン１５Ａの前側のヘッド１５ａ
の受圧面積が後側のヘッド１５ｂの受圧面積よりも小さ
くしてある。従って、前記実施例と同様に予荷重付与ば
ね３５のばね力を小さくすることができ、振動を防止し
つつ動力損失を抑制することができる。Head 15a in front of double-headed piston 15A
Is smaller than the pressure receiving area of the head 15b on the rear side. Therefore, the spring force of the preload applying spring 35 can be reduced similarly to the above-described embodiment, and the power loss can be suppressed while preventing the vibration.
【００４１】図７の実施例では、フロントハウジング５
上の複数の押さえ突起５ｂと円錐コロ軸受け７の外輪７
ａとの間には弾性体である環状板ばね型の予荷重付与ば
ね３８が介在されている。押さえ突起５ｂは予荷重付与
ばね３８の外周部に当接しており、予荷重付与ばね３８
の外周部は外輪７ａから外側にはみ出している。押さえ
突起５ｂは予荷重付与ばね３８の外周部を円錐コロ軸受
け７側に押し付けており、予荷重付与ばね３８が撓み変
形する。この撓み変形が回転軸９に対して予荷重を付与
する。In the embodiment of FIG. 7, the front housing 5
Outer ring 7 of the plurality of upper pressing protrusions 5b and the conical roller bearing 7
An annular leaf spring type preload applying spring 38, which is an elastic body, is interposed between a and a. The pressing protrusion 5 b is in contact with the outer peripheral portion of the preload applying spring 38, and the preload applying spring 38
The outer peripheral portion of the is protruding outward from the outer ring 7a. The pressing protrusion 5b presses the outer peripheral portion of the preload applying spring 38 toward the conical roller bearing 7 side, and the preload applying spring 38 is flexibly deformed. This flexural deformation applies a preload to the rotating shaft 9.
【００４２】リヤハウジング６には複数の押さえ突起６
ｂが突設されている。押さえ突起６ｂは円錐コロ軸受け
８の外輪８ａに当接している。従って、リヤハウジング
６側からフロントハウジング５側へ向かう回転軸９に対
するスラスト荷重は円錐コロ軸受け７、予荷重付与ばね
３８及び押さえ突起５ｂを介してフロントハウジング５
で受け止められる。又、フロントハウジング５側からリ
ヤハウジング６側に向かう回転軸９に対するスラスト荷
重は円錐コロ軸受け８及び押さえ突起６ｂを介してリヤ
ハウジング６で受け止められる。即ち、円錐コロ軸受け
８、押さえ突起６ｂ及びリヤハウジング６はフロントハ
ウジング５側からリヤハウジング６側に向かうスラスト
荷重を受け止めるスラスト荷重受け止め手段を構成す
る。The rear housing 6 has a plurality of pressing protrusions 6
b is projected. The pressing protrusion 6b is in contact with the outer ring 8a of the conical roller bearing 8. Therefore, the thrust load on the rotary shaft 9 from the rear housing 6 side toward the front housing 5 side is transmitted through the conical roller bearing 7, the preload applying spring 38 and the pressing projection 5b.
Can be accepted by. The thrust load on the rotary shaft 9 from the front housing 5 side toward the rear housing 6 side is received by the rear housing 6 via the conical roller bearing 8 and the pressing protrusion 6b. That is, the conical roller bearing 8, the pressing protrusion 6b, and the rear housing 6 constitute a thrust load receiving means for receiving the thrust load from the front housing 5 side toward the rear housing 6 side.
【００４３】両頭ピストン１５Ｂの前側のヘッド１５ｃ
の受圧面積が後側のヘッド１５ｄの受圧面積よりも大き
くしてある。従って、予荷重付与ばね３８のばね力を小
さくすることができ、振動を防止しつつ動力損失を抑制
することができる。Head 15c in front of double-headed piston 15B
Is larger than the pressure receiving area of the rear head 15d. Therefore, the spring force of the preload applying spring 38 can be reduced, and vibration can be prevented and power loss can be suppressed.
【００４４】さらに本発明では、両頭ピストンの前後の
ヘッドにおける受圧面積の差を大きくすることによって
前記スラスト荷重の最大値Ｆmax 1 を負値にすることも
できる。このようにすれば予荷重付与ばね、あるいは圧
力付与室３２を用いた予荷重付与手段が不要になる。Further, in the present invention, the maximum value Fmax 1 of the thrust load can be set to a negative value by increasing the difference between the pressure receiving areas in the heads before and after the double-headed piston. This eliminates the need for preload applying means using the preload applying spring or the pressure applying chamber 32.
【００４５】なお、スラスト荷重受け止め手段を構成す
る軸受け部材としては円錐コロ軸受け以外にも、アンギ
ュラベアリング、深溝玉軸受け部材を採用することもで
きる。As the bearing member constituting the thrust load receiving means, an angular bearing or a deep groove ball bearing member can be adopted in addition to the conical roller bearing.
【００４６】又、斜板式圧縮機にはウェーブカム式圧縮
機も含まれる。The swash plate type compressor also includes a wave cam type compressor.
【００４７】[0047]
【発明の効果】以上詳述したように本発明は、両頭ピス
トンの前後のヘッドにおける受圧面積に差を持たせ、回
転軸に対して受圧面積の大きいヘッド側から受圧面積の
小さいヘッド側に作用するスラスト荷重をスラスト荷重
受け止め手段によって受け止めるようにしたので、振動
を防止しつつ動力損失を抑制し得る。As described above in detail, according to the present invention, the pressure-receiving areas of the heads before and after the double-headed piston are made different from each other, and the heads having a large pressure-receiving area to the head side having a small pressure-receiving area act on the rotary shaft. Since the thrust load that is received is received by the thrust load receiving means, it is possible to suppress power loss while preventing vibration.
【図１】 本発明を具体化した一実施例を示す圧縮機全
体の側断面図である。FIG. 1 is a side sectional view of an entire compressor showing an embodiment embodying the present invention.
【図２】 図１のＡ−Ａ線断面図である。FIG. 2 is a sectional view taken along line AA of FIG.
【図３】 図１のＢ−Ｂ線断面図である。FIG. 3 is a sectional view taken along line BB of FIG.
【図４】 一部拡大側断面図である。FIG. 4 is a partially enlarged side sectional view.
【図５】 スラスト荷重を説明するグラフである。FIG. 5 is a graph illustrating a thrust load.
【図６】 別例を示す圧縮機全体の側断面図である。FIG. 6 is a side sectional view of the entire compressor showing another example.
【図７】 別例を示す圧縮機全体の側断面図である。FIG. 7 is a side sectional view of the entire compressor showing another example.
５…スラスト荷重受け止め手段を構成するフロントハウ
ジング、５ｂ…スラスト荷重受け止め手段を構成する押
さえ突起、６…スラスト荷重受け止め手段を構成するリ
ヤハウジング、６ｂ…スラスト荷重受け止め手段を構成
する押さえ突起、７，８…スラスト荷重受け止め手段を
構成する円錐コロ軸受け、９…回転軸、１５，１５Ａ，
１５Ｂ…両頭ピストン、１５ａ，１５ｂ，１５ｃ，１５
ｄ…ヘッド、３３，３５，３８…予荷重付与手段を構成
する予荷重付与ばね、３２…予荷重付与手段を構成する
圧力付与室。5 ... Front housing constituting thrust load receiving means, 5b ... Holding protrusions constituting thrust load receiving means, 6 ... Rear housing constituting thrust load receiving means, 6b ... Holding protrusions constituting thrust load receiving means, 7, 8 ... Conical roller bearings constituting thrust load receiving means, 9 ... Rotating shafts, 15, 15A,
15B ... Double-headed piston, 15a, 15b, 15c, 15
d ... Head, 33, 35, 38 ... Preload applying spring forming preload applying means, 32 ... Pressure applying chamber forming preload applying means.
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 大山 勝矢 愛知県刈谷市豊田町２丁目１番地 株式会 社豊田自動織機製作所内 ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (72) Inventor Katsuya Oyama, 2-chome, Toyota-cho, Kariya city, Aichi Prefecture Toyota Industries Corporation
Claims (3)
複数対のシリンダボア内に両頭ピストンを収容すると共
に、回転軸に支持された斜板の回転運動を前記両頭ピス
トンの往復運動に変換し、前後のシリンダボア内を圧縮
室とした斜板式圧縮機において、 前記両頭ピストンの前後のヘッドにおける受圧面積に差
を持たせ、回転軸に対して受圧面積の大きいヘッド側か
ら受圧面積の小さいヘッド側に作用するスラスト荷重を
スラスト荷重受け止め手段によって受け止めるようにし
た斜板式圧縮機における振動防止構造。1. A double-headed piston is housed in a plurality of pairs of front and rear cylinder bores arranged around a rotary shaft, and the rotary motion of a swash plate supported by the rotary shaft is converted into a reciprocating motion of the double-headed piston. In the swash plate type compressor in which the front and rear cylinder bores are used as compression chambers, the pressure receiving areas of the front and rear heads of the double-headed piston are made different, and the pressure receiving area is smaller from the head side having a larger pressure receiving area with respect to the rotating shaft. A vibration prevention structure for a swash plate compressor in which a thrust load acting on the head side is received by a thrust load receiving means.
複数対のシリンダボア内に両頭ピストンを収容すると共
に、回転軸に支持された斜板の回転運動を前記両頭ピス
トンの往復運動に変換し、前後のシリンダボア内を圧縮
室とした斜板式圧縮機において、 予荷重付与手段によって回転軸の一端側から他端側にス
ラスト予荷重を付与すると共に、このスラスト予荷重を
スラスト荷重受け止め手段によって受け止め、前記両頭
ピストンの前後のヘッドにおける受圧面積に差を持た
せ、前記スラスト予荷重の付与側のヘッドにおけるスラ
スト方向の受圧面積を他方のヘッドにおけるスラスト方
向の受圧面積よりも大きくした斜板式圧縮機における振
動防止構造。2. A double-headed piston is housed in a plurality of pairs of cylinder bores, which are arranged in a pair around the rotary shaft to form a pair, and a rotary motion of a swash plate supported by the rotary shaft is converted into a reciprocating motion of the double-headed piston. In the swash plate type compressor in which the front and rear cylinder bores are used as compression chambers, the thrust preload is applied from one end side to the other end side of the rotating shaft by the preload applying means, and this thrust preload is applied to the thrust load receiving means. The swash plate type in which the pressure receiving area in the head in the thrust preload side is made larger than the pressure receiving area in the thrust direction in the other head. Vibration prevention structure in the compressor.
となる圧力を付与するための圧力付与室を設けると共
に、前記圧縮室から吐出される冷媒ガスの吐出圧領域と
前記圧力付与室とを連通して前記予荷重付与手段を構成
した請求項２に記載の斜板式圧縮機における振動防止構
造。3. A pressure applying chamber for applying a pressure that becomes the thrust preload is provided on one end side of the rotary shaft, and a discharge pressure region of the refrigerant gas discharged from the compression chamber and the pressure applying chamber. The vibration preventing structure for a swash plate compressor according to claim 2, wherein the preload applying means is configured to communicate with each other.
Priority Applications (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP6073572A JPH07279841A (en) | 1994-04-12 | 1994-04-12 | Vibration control structure in swash type compressor |
| US08/415,543 US5765996A (en) | 1994-04-08 | 1995-04-03 | Vibration preventing structure in swash plate type compressor |
| DE19513265A DE19513265A1 (en) | 1994-04-08 | 1995-04-07 | Vibration reducing device for angled disc compressor |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP6073572A JPH07279841A (en) | 1994-04-12 | 1994-04-12 | Vibration control structure in swash type compressor |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH07279841A true JPH07279841A (en) | 1995-10-27 |
Family
ID=13522137
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP6073572A Pending JPH07279841A (en) | 1994-04-08 | 1994-04-12 | Vibration control structure in swash type compressor |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH07279841A (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2013108390A (en) * | 2011-11-18 | 2013-06-06 | Toyota Industries Corp | Compressor for vehicle |
-
1994
- 1994-04-12 JP JP6073572A patent/JPH07279841A/en active Pending
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2013108390A (en) * | 2011-11-18 | 2013-06-06 | Toyota Industries Corp | Compressor for vehicle |
| US9206804B2 (en) | 2011-11-18 | 2015-12-08 | Kabushiki Kaisha Toyota Jidoshokki | Compressor for vehicle with reduced vibrations |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20040316 |