WO1999028642A1 - Mecanisme de transmission de puissance - Google Patents

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WO1999028642A1
WO1999028642A1 PCT/JP1998/005265 JP9805265W WO9928642A1 WO 1999028642 A1 WO1999028642 A1 WO 1999028642A1 JP 9805265 W JP9805265 W JP 9805265W WO 9928642 A1 WO9928642 A1 WO 9928642A1
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power transmission
transmission mechanism
spiral
panel
compressor
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PCT/JP1998/005265
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Kazuya Kimura
Masahiko Okada
Akifumi Uryu
Hirohiko Tanaka
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Kabushiki Kaisha Toyoda Jidoshokki Seisakusho
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    • F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
    • F16H55/32—Friction members
    • F16H55/36—Pulleys
    • F16H2055/366—Pulleys with means providing resilience or vibration damping

Definitions

  • the present invention relates to a power transmission mechanism for connecting a drive source and a driven device having a rotating part so as to be capable of transmitting power, and more particularly to a power transmission mechanism used for a compressor of a vehicle air conditioner.
  • a compressor used in a vehicle air conditioner includes a drive shaft and an internal compression mechanism, and the internal compression mechanism is driven as the drive shaft rotates.
  • the compressor further comprises an electromagnetic clutch via which the rotation of the vehicle engine is transmitted to the drive shaft.
  • the on-off operation of the electromagnetic clutch is controlled in accordance with the magnitude of the cooling load in the external refrigerant circuit.
  • the electromagnetic clutch generally includes a pulley, an armature that can be brought into contact with and separated from the pulley, and a connection member that connects the armature to an inner hub at a front end of a drive shaft.
  • the connecting member supported by the inner hub plays a role of returning the armature to a position where the engagement with the pulley is released when the electromagnetic force of the clutch is lost.
  • a type using a rubber damper (rubber hub) and a type using a plate panel having almost no damper function are known.
  • the rotation speed of the compressor is generally When it is in the range of 100 O rpm, which is the shift range, and 200 rpm, the frequency of tonnoke fluctuation in the compressor almost matches the resonance frequency, and the resonance phenomenon causes relatively large torque fluctuation. May be observed. This large torque fluctuation causes vehicle noise when using the compressor.
  • the resonance frequency at that time becomes higher than the resonance frequency at the time of using rubber.
  • the panel panel has almost no dambar function. For this reason, the torque fluctuation of the compressor at the time of resonance becomes substantially excessive, and there is a possibility that seizure or significant wear may occur between the contact surfaces of the electromagnetic clutch.
  • An object of the present invention is to provide a power transmission mechanism that substantially has a vibration damping function, can suppress noise caused by torque fluctuation, and can prevent damage to an internal mechanism of a compressor. .
  • Another object of the present invention is to provide a power transmission mechanism capable of minimizing the occupied space.
  • the present invention relates to a power transmission mechanism that connects a drive source and a driven device having a rotating part so that power can be transmitted.
  • the power transmission mechanism includes a first rotating body provided on a drive source side, a second rotating body provided on a driven device side and connected to the rotating unit, the first rotating body and the second rotating body. And a swirl panel connecting them.
  • the first rotating body, the spiral panel, and the second rotating body not only construct a power transmission system from the driving source to the driven device, but also include the driving source and the driven device.
  • One vibration system can be constructed.
  • the load may fluctuate periodically and the repulsive load torque may fluctuate periodically.
  • the transmission torque may fluctuate periodically depending on the type of driving source. is there.
  • the spiral panel is used as a member for connecting the first rotating body and the second rotating body, the panel constant is set much lower than that of the conventional flexible connecting member, and It is possible to set the resonance frequency (fR) of the vibration system outside the frequency band of the torque fluctuation generated in the driven equipment or the drive source.
  • a resonance frequency (f R ) determined based on the panel constant of the spiral panel, the sum of the moment of inertia of the rotating part of the driven device and the moment of inertia of the second rotating body as the dominant factors. Is lower than the lowest frequency (fl) of the torque fluctuation generated in the driven equipment, and is lower than Z or the lowest frequency (f2) of the torque fluctuation generated in the driving source. It is possible to set a constant. Therefore, no matter what kind of torque fluctuation occurs in the driven equipment and / or the drive source, it is possible to avoid an increase in the amplitude of the torque fluctuation due to resonance (resonance phenomenon) based on the mechanical characteristics of the power transmission system.
  • the space for installing the spiral panel is relatively flat, if the spiral panel is used as a member for connecting the first rotating body and the second rotating body, the mounting space for the connecting member can be reduced. Can be easily secured. As a result, the space occupied by the power transmission mechanism can be minimized.
  • the spiral panel includes at least one arm portion extending so as to spiral outward from a central region thereof, and the outer end of the arm portion has an outer end. It is preferable that a central area of a spiral panel corresponding to the ⁇ side end of the arm is connected to or engaged with the first rotating body, and is attached to the second rotating body. This specifies the preferred shape or structure of the spiral panel.
  • One of the structural features of the spiral panel used in the present invention is in the form of its arm, and the number of arms does not matter. However, when the spiral panel has a plurality of arms, it is preferable that the plurality of arms be arranged at equal angular intervals around the center of the spiral panel.
  • each arm of the spiral panel has a length at least half a circumference of the center of the spiral panel, and is connected to or connected to the first rotating body. It has a thick part that is located on the opposite side of the center of the spiral panel with respect to the outer end of the engaged arm, and the cross-sectional area of the thick part is other than the thick part Is preferably larger than the cross-sectional area in the other part of.
  • the located part is the part that requires the most mechanical strength in each arm during torque transmission. Therefore, according to this configuration, while it is possible to set the cross-sectional area of each arm to a cross-sectional area that makes the panel constant of the spiral panel relatively small, a necessary machine is provided at a necessary position of each arm. The target strength is given.
  • each arm of the spiral panel is formed in a square shape. This is because, when springs having the same spring constant are made, a panel having a square cross section can reduce the cross-sectional area compared to a panel having a circular cross section, which is advantageous in terms of reducing the size and weight of the panel.
  • the spiral panel has a three-dimensional spiral shape in a free state before being assembled to the power transmission mechanism, and is compressed in the axial direction when assembled to the power transmission mechanism. It is preferable that the first and second rotating bodies are interconnected in a state where the first and second rotating bodies are connected.
  • the installation space for the spiral panel at the time of assembly is relatively flat and sufficient, and it is easy to secure the installation space.
  • the spiral panel assembled in a compressed state can also function as a means for urging the member in the axial direction, the urging action is applied to the urging of the member constituting the partial mechanism or the accessory mechanism of the driven equipment.
  • an electromagnetic clutch is combined with a compressor as a driven device, and is engaged with a pulley (56) driven by a driving source to be belt-driven and the pulley so as to be synchronously rotatable.
  • the spiral panel pulls the armature And serves as an urging means for urging in a direction of releasing the engagement with the actuator.
  • the electromagnetic force of the electromagnetic clutch is lost, there is an advantage that the engagement between the armature and the pulley is quickly released by the spiral panel.
  • the spiral panel is manufactured by pressing a metal plate. According to the press working, a part of the spiral panel to be connected to each of the first and second rotating bodies can be simultaneously formed together with the main body portion of the spiral panel, and the manufacturing cost of the spiral panel can be reduced.
  • FIG. 1 is a sectional view of a swash plate type compressor provided with a power transmission mechanism according to one embodiment.
  • Figure 2 is a front view of the spiral panel in the assembled state.
  • Fig. 3 is a partial sectional view of the compressor in which both arms of the spiral panel are in a free state.
  • FIG. 4 is a diagram showing a dynamic model of a torque transmission system corresponding to the power transmission mechanism of the present invention.
  • Fig. 5A is a graph showing the relationship between the rotational speed of the compressor and the shaft torque.
  • FIG. 5B is a graph showing the relationship between the rotational speed of the compressor and the pulley angular speed.
  • FIG. 6 is a partial cross-sectional view of another example of the compressor.
  • FIGS. 1 to 4 and FIGS. 5A and 5B One embodiment of a power transmission mechanism used in a compressor of a vehicle air conditioner will be described with reference to FIGS. 1 to 4 and FIGS. 5A and 5B.
  • a variable displacement compressor 11 as a driven device includes a cylinder socket 12, a front housing 13 joined to a front end face thereof, a valve plate 14, and a cylinder A rear housing 15 joined to the rear end face of the mouthpiece 12 via a valve plate 14 is provided.
  • the housing of the compressor 11 is constituted by fastening these members 12, 13, 14, and 15 with a plurality of through bolts 16 (only one is shown).
  • the drive shaft 17 is rotatably supported at the center of the cylinder block 12 and the front housing 13 via a pair of front and rear radial bearings 18.
  • a lip seal 19 is interposed between the outer peripheral surface of the front end portion of the drive shaft 17 and the inner peripheral surface of the support cylindrical portion 13 a protruding from the front side of the front housing 13. .
  • a plurality of cylinder bores 20 are formed in the cylinder hook 12 at equal angular intervals so as to surround the drive shaft 17.
  • Each cylinder bore 20 extends in parallel with the drive shaft 17, and a single-headed piston 21 is reciprocally fitted in each bore 20.
  • a compression chamber 20 a having a variable volume is defined between the end face of the biston 21 and the valve plate 14. Note that the compressor 11 in the present embodiment is a seven-cylinder type.
  • a crank chamber 22 is defined between the cylinder block 12 and the front housing 13.
  • a rotation support (lug plate) 23 is fixed to the drive shaft 17 so as to be integrally rotatable.
  • a thrust bearing 24 is interposed between the front end face of the rotary support 23 and the inner wall surface of the front housing 13.
  • a pair of support arms 25 project from the rear surface of the rotary support 23 toward the cylinder block 12 side, and a guide hole 26 is formed at the tip of each arm.
  • a swash plate 27 is provided in the crank chamber 22.
  • the swash plate 27 has a substantially disc shape and has a central hole through which the drive shaft 17 is inserted.
  • the swash plate 27 is tiltably supported on the drive shaft 17 based on the engagement between the center hole and the drive shaft 17.
  • a hinge mechanism is formed by arranging a part of each spherical connector 28 in the guide hole 26 of the support arm 25 so as to be rotatable and slidable.
  • the swash plate 27 is connected to the rotating support 23 via the hinge mechanism so that the angle can be changed.
  • Each of the bistons 21 is connected to the outer peripheral edge of the swash plate 27 through a hemispherical shell 29.
  • a housing chamber 30 is formed through the center of the cylinder block 12 so as to house the rear end of the drive shaft 17.
  • Valve plate 14 and rear housing A suction passage 31 is formed at the center of 15 on the same axis as the drive shaft 17. The front end of the suction passage 31 communicates with the accommodation chamber 30, and the rear end is connected to the external refrigerant circuit 32.
  • the external refrigerant circuit 32 includes at least a condenser 33, an expansion valve 34, and an evaporator 35.
  • An annular suction chamber 36 is defined near the center of the housing 15, and the suction chamber 36 communicates with the storage chamber 30 through a communication port 37.
  • An annular discharge chamber 38 is defined in the housing 15 so as to surround the annular suction chamber 36, and the discharge chamber 38 communicates with a discharge passage 39 formed in the housing.
  • the refrigerant circuit 32 is connected to the external refrigerant circuit 32 via the external refrigerant circuit.
  • the valve plate 14 is provided with a suction port 40 and a discharge port 41 for each cylinder bore 20.
  • the suction port 40 communicates the corresponding compression chamber 20a with the suction chamber 36.
  • the discharge port 41 communicates the corresponding compression chamber 20a with the discharge chamber 38.
  • a suction valve 42 for opening and closing the suction port 40 is arranged on the cylinder block 12 side of the valve plate 14.
  • a discharge valve 43 for opening and closing the discharge port 41 is disposed on the discharge chamber 38 side of the valve plate 14.
  • a retainer 44 that regulates the maximum opening of the discharge valve 43 is provided near the discharge valve 43.
  • a bottomed cylindrical blocking body 45 is accommodated so as to be movable in the axial direction of the drive shaft 17.
  • the rear radial bearing 18 is held movably together with the blocker 45 inside the blocker 45. Therefore, the rear radial bearing 18 slides along the drive shaft 17 with the movement of the blocking body 45.
  • a substantially annular thrust bearing 47 is slidably provided on the drive shaft 17 between the swash plate 27 and the blocking body 45.
  • the blocking body 45 When the swash plate 27 is tilted to the minimum tilt angle, the blocking body 45 is disposed at the closed position where its rear end closes the front end opening of the suction passage 31 against the urging force of the suction passage opening panel 46. Is done.
  • the minimum inclination angle of the swash plate 27 is set to an angle slightly larger than 0 degree.
  • the inclination of the swash plate is orthogonal to the drive shaft 17. Means the angle between the plane to be formed and the swash plate 17.
  • a regulating projection 48 is formed on the lower front surface of the swash plate 27.
  • the maximum inclination of the swash plate 27 is regulated by the contact between the regulating protrusion 48 and the rotating support 23.
  • An inclination reducing panel 49 interposed between the rotary support 23 and the swash plate 27 urges the swash plate 27 in the minimum inclination direction.
  • the drive shaft 17 has a pressure release passage 50 formed to extend in the axial direction.
  • the pressure release passage 50 communicates the crank chamber 22 with the internal space of the blocker 45.
  • a pressure release port 51 as a throttle is formed through the rear end of the cylindrical portion of the shutoff body 45, and a part of the shutoff body 45 communicates with the inside of the accommodation chamber 30 through the discharge port 51. are doing. Then, the pressure in the crank chamber 22 is increased through the pressure release passage 50, the internal space of the shutoff body 45, the pressure release port 51, the storage chamber 30 and the communication port 37, and the suction chamber 36 Escaped to
  • a series of air supply passages 52 are formed in the cylinder block 12, the knurled plate 14, and the housing 15, which constitute the housing of the compressor.
  • the air supply passage 52 communicates the discharge chamber 38 with the crank chamber 22.
  • the capacity control valve 53 mounted on the rear housing 15 is provided in the middle of the air supply passage 52.
  • the control valve 53 has a solenoid 54 that is demagnetized by energization control from an external controller (not shown).
  • the control valve 53 is closed or opened with the excitation or demagnetization of the solenoid 54.
  • the pressure supply from the discharge chamber 38 to the crank chamber 22 is controlled according to the opening / closing control of the capacity control valve 53, and the internal pressure of the crank chamber 22 is adjusted.
  • the inclination angle of the swash plate 27 is determined according to the internal pressure of the crank chamber 22.
  • An electromagnetic clutch 55 is provided in front of the front housing 13.
  • the electromagnetic clutch 55 includes a pulley 56, a knob 57, an armature 58, and a solenoid 59.
  • the solenoid 59 is demagnetized by energization control from an external controller (not shown).
  • the pulley 56 and the armature 58 constitute a first rotating body
  • the hub 57 constitutes a second rotating body.
  • the drive shaft 17 of the compressor 11, the rotary support 23, and the swash plate 27 constitute a rotating part of the driven equipment.
  • the pulley 56 is rotatably supported by a support cylinder 13 a of the front housing 13 via an angular bearing 60.
  • a belt 61 is mounted between the burry 56 and the vehicle engine 62 pulley 62a.
  • the diameter ratio of 62a (ie, the pulley ratio) is preferably set in the range of 1.0 to 1.3.
  • the pulley ratio in this embodiment is assumed to be 1.0, and the engine 62 is assumed to be a 6-cylinder 4-cycle reciprocating engine.
  • the metal hub 57 has a substantially cylindrical shape, and is fixed or connected to the front end of the drive shaft 17 by a bolt 63 so as to be integrally rotatable.
  • a disk-shaped armature 58 is disposed so as to be able to approach and separate from the front surface of the pulley 56.
  • the armature 58 is connected to the hub 57 via a spiral panel 64.
  • the spiral panel 64 serving as the elastic means elastically connects the first rotating body on the driving source side and the second rotating body on the driven device side.
  • the center of the spiral panel 64 is fixed to the front end of the hub 57 using bolts 63 and washers 65.
  • a hole into which the hub 57 is loosely inserted and a recessed step portion 58a are formed at the center of the disc-shaped mature member 58.
  • the hub 57 has a stopper 66 provided on its outer peripheral surface in a flange shape.
  • the stopper 66 is disposed at a position corresponding to the step 58a.
  • the engagement between the stopper 66 and the stepped portion 58a restricts the distance between the armature 58 and the front surface of the pulley 56 beyond a predetermined distance.
  • the solenoid 59 is attached to the front of the front housing 13 so as to face the armature 58 with the pulley 56 interposed therebetween.
  • the spiral panel 64 has two arms 6 41, 64 extending clockwise outward from its center (the position occupied by the bolt 63). It consists of two.
  • the two arms 641 and 642 are arranged point-symmetrically with respect to the bolt 63. Further, each of the arm portions 641 and 642 has an extent of surrounding the circumference of the bolt 63 by (1 + 1/4) circumference (that is, the angle range surrounding the bolt 63 is about 450 degrees). Has a length.
  • each arm 641, 642 is rotatable around the outer periphery of the armature 58 by a pin 67 as a rotation shaft member. Connected.
  • the two pins 67 are arranged symmetrically with respect to the bolt 63.
  • pins 67 in a free state before the outer ends of both arms 641 and 642 are connected to armature 58 using pins 67, as shown in FIG.
  • the spiral spring 64 has a shape like a bamboo shoot panel that is stretched in its axial direction (coaxially with the bolt 63) with its central region at the top. Therefore, after the outer ends of both arms 641 and 642 are connected to armature 58 using pins 67, the spiral panel 64 is compressed in the axial direction when assembly is completed.
  • the armature 58 functions as an urging means for urging the armature 58 in a direction in which the pulley 56 and the armature 58 are disengaged from each other.
  • the arm portions 641 and 642 of the spiral spring 64 have thick portions 641a and 642a, respectively, which are shaded in FIG.
  • the thick portions 6 41 a and 6 42 a of the arms 6 4 1 and 6 4 2, respectively, are located at an angle of about 180 ° with the bolt 6 3 interposed between the corresponding pins 6 7.
  • the cross-sectional area of the thick portion 641a, 642a in each arm 641, 642 is the cross-sectional area of the other part. It is set larger than.
  • each of the arms 641, 642 of the spiral spring 64 has a substantially rectangular cross-sectional shape, and has a substantially uniform thickness from the center end to the outer end. ing. For this reason, the width of the thick part 6 41 a, 6 42 a is made wider than the width of the other parts, so that the thick part 6
  • the cross-sectional areas of 41a and 642a are larger than the cross-sectional areas of other parts.
  • the spiral panel 64 shown in FIGS. 1 to 3 is manufactured, for example, by stamping (pressing) a metal plate (for example, a steel plate).
  • the spring constant of the spiral panel 64 obtained in this way is the panel constant of the spiral panel 64, the inertia moment of the rotating part of the compressor 11 and the inertia moment of the hub 57.
  • the resonance frequency f R which is determined by the inertia moment that is the sum (total) as a dominant factor, and the lowest frequency fl of the torrent fluctuation generated in the compressor 11, are more preferably lower than the engine 62. It is set to be lower than the lowest frequency f2 of the torque fluctuation that occurs in.
  • the inertia moment of the pulley 56 and the spring constant of the belt 61 also influence the determination of the resonance frequency f R, it has been confirmed that the effect is extremely small.
  • the setting of the spring constant of the spiral spring 64 also depends on the spiral shape specific to the spring 64. The mechanical characteristics of the spiral panel 64 and the meaning of the technical terms used in this specification will be described in further detail later.
  • variable displacement compressor 11 provided with the above-described power transmission mechanism.
  • the driving force of the engine 62 is transmitted to the pulley 56 of the electromagnetic clutch 55 via the belt 61, and the pulley 56 is constantly rotating.
  • the external controller excites the solenoid 59 and stakes it with the energizing force of the spiral panel 64 by the generated electromagnetic force, so that the armature 58 is pushed. It is adsorbed and joined to the front of the block. Then, the rotational force of the pulley 56 integrated with the armature 58 is transmitted to the hub 57 and the drive shaft 17 via the spiral spring 64.
  • the external controller demagnetizes the solenoid 59 to eliminate its electromagnetic force, and pulls the armature 58 by the urging force of the spiral spring 64. 5 Separate from the front of 6. Then, the operative connection between the drive shaft 17 and the engine 62 is released.
  • FIG. 1 shows a state in which the swash plate 27 is at the maximum inclination angle.
  • the displacement control valve 53 is closed by the excitation of the solenoid 54, and the air supply passage 52 is closed. This Therefore, the compressed refrigerant gas corresponding to the discharge pressure Pd is not supplied from the discharge chamber 38 to the crank chamber 22 via the air supply passage 52, and the refrigerant gas in the crank chamber 22 is exclusively used for the discharge passage 50, Suction chamber via internal space of blocker 45, pressure relief port 51, storage chamber 30 and communication port 37
  • the outlet temperature of the evaporator 35 in the external refrigerant circuit 32 gradually decreases. Then, when the temperature of the evaporator 35 becomes equal to or lower than a predetermined set temperature (for example, a temperature at which frost starts to be generated), the solenoid 54 is demagnetized and the capacity control valve 53 is opened. As a result, the compressed refrigerant gas corresponding to the discharge pressure P d is supplied from the discharge chamber 38 to the crank chamber 22 through the air supply passage 52, and the crank chamber pressure P c increases, and the swash plate 27 becomes maximum. Quick transition from the tilt state to the minimum tilt state.
  • a predetermined set temperature for example, a temperature at which frost starts to be generated
  • the blocker 45 is pushed rearward through the biasing force of the suction passage opening spring 46 via the block 47 to move the blocker 45 from the open position (the position shown in FIG. 1) to the closed position. Then, when the swash plate 27 is in the minimum inclination state, the blocking body 45 is disposed at the closed position, and the end face closes the front end opening of the suction passage 31. Thus, the suction passage 31 is closed, and the introduction of the refrigerant gas from the external refrigerant circuit 32 into the suction chamber 36 is prevented.
  • the minimum inclination angle is not 0 degree, so the discharge of the compressed refrigerant gas from the cylinder bore 20 to the discharge chamber 38 is continued, and the compression operation with the minimum discharge capacity is performed. Is maintained.
  • a part of the compressed refrigerant gas discharged into the discharge chamber 38 flows into the crank chamber 22 through the air supply passage 52, while the refrigerant gas in the crank chamber 22 is discharged into the discharge passage 50, It flows out into the suction chamber 36 through the internal space of the shut-off body 45, the pressure release port 51, the storage chamber 30 and the communication port 37, from which it is sucked into the cylinder bore 20 again.
  • the blocking body 45 As the swash plate 27 is tilted in the direction of increasing the tilt angle, the blocking body 45 is moved from the closed position to the open position by the urging force of the suction passage opening panel 46. At this time, as shown in FIG. 1, the blockage of the suction passage 31 by the blocking body 45 is released, and the introduction of the refrigerant gas from the external refrigerant circuit 32 to the suction chamber 36 is resumed. Then, the swash plate 27 is in the maximum inclination state, and the compression operation with the maximum discharge capacity is performed.
  • the mechanical characteristics of this power transmission mechanism include an armature 58 that constitutes the first rotating body and a hub 5 that constitutes the second rotating body.
  • the panel constant of the spiral panel 64 as the elastic member is determined in consideration of the frequency of torque fluctuation in the compressor 11 as a driven device and / or the frequency of torque fluctuation in the engine 62 as a driving source. Is set. A method for setting the panel constant of the spiral panel 64 will be described below, while explaining an important concept for understanding the present invention.
  • the frequency of the torque fluctuation of the compressor is the product of the rotational speed (rotation speed per second) of the drive shaft and the pulsation order of the compressor.
  • the pulsation order of the compressor refers to the number of times the compressed refrigerant gas is discharged from the compression chamber 20a to the discharge chamber 38 during one rotation of the drive shaft.
  • the pulsation order of the compressor 11 is “7”. Since the pulsation order of the compressor is specific to the type of the compressor, the lowest frequency f 1 of the torque fluctuation of the compressor 11 is determined by the minimum rotation speed of the drive shaft 17 and the pulsation of the compressor 11. It is the product of the order.
  • the drive shaft 17 The low rotation speed is determined by the minimum rotation speed of the engine 62 (ie, the idling speed) and the pulley ratio. For example, when the idling speed of the engine 62 is 600 rpm and the pulley ratio is 1.0, the minimum rotation speed of the drive shaft 17 is
  • the engine torque fluctuation frequency is the rotational speed of the engine crankshaft.
  • the pulsation order of the engine is the number of explosions during one revolution of the crankshaft.
  • f 2 (600 rpmz 60 seconds)
  • X 3 30 Hz (Hertz).
  • FIG. 4 shows a dynamic model of a torque transmission system corresponding to the power transmission mechanism of the present invention.
  • the meanings of the parameter symbols shown in Fig. 4 are as follows.
  • K 2 Panel constant of spiral panel 64 (or other elastic member) C,: Coefficient for power loss in belt 6 1
  • I! ⁇ C, ( ⁇ :). ' ⁇ ) + ⁇ , ( ⁇ ⁇ ⁇ ,) ⁇
  • Ts C 2 ( ⁇ , 'one ⁇ 2 ') + ⁇ 2 (0!-0
  • the shaft angular velocity ⁇ 2 in the above equation (6) can be converted to the rotational speed of the compressor (the number of revolutions per minute). Therefore, it is possible to determine the relationship between the rotational speed of the compressor (the rotational speed of the drive shaft 17 per minute) and the shaft torque Ts or the pulley angular speed ⁇ based on the above equations (1) to (6). It becomes possible. Although it is difficult to obtain the solution of the above simultaneous differential equations a priori, it is difficult to grasp the correlation between the compressor rotation speed and Ts or ⁇ by simulation based on approximate calculation using a computer. it can.
  • FIG 5 Alpha and FIG 5 beta is 3 illustrates an example of the results of a computer-simulation 5A shows the fluctuation tendency of the torque Ts of the drive shaft 17 with respect to the change of the compressor rotation speed
  • FIG. 5B shows the fluctuation tendency of the angular velocity ⁇ ⁇ of the pulley 56 with respect to the change of the compressor rotation speed.
  • the broken line shows the simulation result in this embodiment using the spiral spring 64 as the elastic means
  • the solid line shows the conventional one using a rubber hub (rubber damper) instead of the spiral spring 64.
  • the simulation results in the example are shown.
  • the peak Pb in the present embodiment and the conventional example responds very sensitively when the values of the panel constant and the inertia moment I are changed, but does not react so much even when the other parameter values are changed. found. That is, the frequency of the peak Pb is determined based on the spring constant K of the belt 61 and the inertia moment I of the first rotating body as the dominant factors.
  • the rotation speed of the compressor 11 substantially matches the rotation speed of the engine 62. Therefore, the normal range of the compressor rotation speed is more than 600 rpm (engine idling speed). As described above, in the case of the conventional example, the peaks Ph and Pb of both the shaft torque and the pulley angular velocity are within the normal rotation range of the compressor 11. For this reason, if the actual rotation speed of the compressor 11 matches the rotation speed at which the peak Ph or Pb appears, the shaft torque or the pulley angular speed increases sharply due to resonance, resulting in excessive noise. .
  • the peak Ph is outside the normal rotation range of the compressor 11 for both the shaft torque and the pulley angular velocity
  • the actual rotation speed of the compressor 11 is the peak Ph.
  • the peak Pb is within the normal rotation range of the compressor 11, but its peak height is relatively small. Therefore, even if the actual rotation speed of the compressor 11 matches the rotation speed at which the peak Pb appears, the influence of resonance is extremely small, and there is no excessive increase in the shaft torque or the pulley angular speed.
  • the generation of noise can be prevented or suppressed without the sharp increase in the shaft torque or the pulley angular velocity unlike the peak Ph.
  • the resonance frequency f R of the power transmission system in the present invention is the shaft torque This is the product of the compressor rotation speed (rotation speed per second) at which the steep peak Ph appears and the pulsation order of the compressor.
  • the difference between f 1 and f R is about 23 Hz, which corresponds to about 33% of f 1.
  • the difference between the resonance frequency fR and the lowest frequency f1 of the torque fluctuation generated in the driven equipment may be 20% or more, preferably 33% or more of the lowest frequency fl.
  • the spiral panel 64 that connects the hub 57 and the armature 58 has almost no vibration damping function like a conventional leaf spring, but the spiral panel 64 has elasticity that changes the resonance frequency f R of the vibration system. It can function as a means.
  • the compressor 11 if the panel constant K 2 of the spiral panel 64 is set small and the resonance frequency f R of the vibration system is set lower than the lowest frequency fl of the torque fluctuation of the compressor 11, the compressor 11 Or, it will not be operated at a rotation speed near that, and no problem will occur even if the spiral panel 64 does not have a vibration damping function at the resonance frequency ⁇ R.
  • the spring constant ⁇ 2 of the spiral spring 64 is the spring constant ⁇ 2 and the sum I 2 of the inertia moment of the rotating part of the compressor 11 and the inertia moment of the second rotating body.
  • Resonance frequency f R force determined as a dominant factor The force is set to be lower than the minimum frequency f 1 of torque fluctuation occurring in the compressor 11 as a driven device.
  • the inequality f R (23 Hz) ⁇ f 2 (30 Hz) ⁇ f 1 (70 Hz) holds, and the resonance frequency f R is determined by the compressor 1 1 And the lower frequency f 2 of the torque fluctuation of the engine 62 as the drive source. That is, the resonance frequency i R exists outside the frequency band of both torque fluctuations in the compressor 11 and the engine 62. Therefore, in this case, no matter what kind of torque fluctuation occurs in the compressor 11 and the engine 62, an increase in the amplitude of the torque fluctuation due to resonance is avoided.
  • This embodiment has the following effects.
  • the resonance frequency f R of the vibration system composed of the first rotating body (pulley 56 and armature 58), the spiral panel 64, the second rotating body (hub 57), and the driven device (compressor 11) is It is set lower than the lowest frequency f 1 of torque fluctuation generated in the compressor 11. Therefore, even if a torque fluctuation occurs in the compressor 11 in the normal rotation range of the compressor, an increase in the amplitude of the torque fluctuation due to resonance of the vibration system is avoided. Therefore, excessive noise and rotation system damage due to torque fluctuation of the compressor 11 are prevented. Similarly, the resonance frequency f R of the vibration system can be set lower than the lowest frequency f 2 of the torque fluctuation generated in the engine 62.
  • the spiral panel 64 can be provided between the armature 58 of the electromagnetic clutch 55 and the hub 57 without substantially changing the structure of a commonly used electromagnetic clutch. Therefore, it is easy to secure a space for disposing the elastic member.
  • the spiral spring 64 also functions as an urging means for urging the armature 58 in the direction of releasing the engagement with the pulley 56, so that the urging member for the armature 58 and the elastic member for damping are connected. There is no need to provide it separately. Therefore, as compared with the case where both are provided separately, the power transmission mechanism can be downsized, and the arrangement space for the mechanism can be easily secured.
  • the spiral panel 64 combines the functions of the urging means and the elastic means. Having it reduces the number of parts in the power transmission mechanism and contributes to simplification of the structure.
  • the spiral panel 64 with a three-dimensional spiral is compressed in a planar shape against the urging force, and is disposed immediately adjacent to the armature 58. For this reason, when the solenoid 59 is demagnetized, the force that the spiral panel 64 pulls the armature 58 from the pulley 56 is strong, and even if there is residual magnetism, the electromagnetic clutch 55 is quickly disconnected.
  • the spiral spring 64 Since the spiral spring 64 has a plurality of arms 641, 62, it is difficult for a load other than torque to be transmitted between the compressor side and the engine side via the spiral spring 64. Therefore, an undesired increase in the load of the angular bearing 60 and the load of the radial bearing 18 does not occur.
  • the spiral panel 64 Since the spiral panel 64 is mounted on the hub 57 and the armature 58 while being compressed in the axial direction, the spiral panel 64 has a flat space on the opposite side of the armature 58 opposite to the side facing the pulley 56. It can be used as an installation space for.
  • the spiral panel 64 Since the spiral panel 64 has a shape in which a uniform stress acts on each part thereof, the spiral panel 64 can be reduced in size and weight by keeping the spiral panel 64 to the minimum necessary size. Since the cross-sectional shape of the arm portion of the spiral panel 64 is quadrangular, a relatively large panel constant can be obtained with a smaller cross-sectional area. Conversely, when the panel constant is reduced, the cross-sectional area of the panel can be further reduced. This is advantageous in reducing the size and weight of the spiral panel 64.
  • the scroll compressor discharges compressed gas once while the drive shaft rotates once. Therefore, the pulsation order of the scroll compressor is “1”.
  • the engine 62 as a drive source is a six-cylinder, four-cycle engine, the idling rotational speed is 60 Orpm, and the pulley ratio is 1.0, as in the previous embodiment.
  • the resonance frequency f R, the minimum frequency f 1 of the torque fluctuation of the scroll compressor as the driven device, and the minimum frequency f 2 of the torque fluctuation of the engine 62 as the drive source are calculated as follows, respectively. .
  • the resonance frequency f R of the vibration system can be made larger than the f 1 by appropriately setting the panel constant K 2 of the spiral spring 64. Lower and lower than f 2, it can be placed outside the frequency range of both torque fluctuations in the scroll compressor and the engine 62.
  • each of the arms 641, 642 of the spiral spring 64 may be formed to have a constant cross-sectional area from the inner end to the outer end. Further, the cross-sectional shape of each arm may be circular or elliptical.
  • the electromagnetic clutch 55 may be omitted while the spiral spring 64 is used.
  • the armature 58 and the solenoid 59 may be omitted, and the outer ends of the arms of the spiral spring 64 may be directly rotatably attached to the front surface of the pulley 56.
  • the power transmission mechanism including the spiral panel 64 may be configured to also function as a torque limiter.
  • the outer ends of the arms 641 and 642 of the spiral panel 64 and a part of the pulley 56 may be removably connected.
  • the power transmission mechanism may be designed such that when the load torque on the compressor 11 becomes excessive, the engagement between the outer end of each arm and a part of the pulley 56 is released.
  • the number of the arm portions of the spiral spring 64 may be one or three or more.
  • the number of arms of the spiral spring 64 is three or more, it is preferable that the arms are arranged at equal angular intervals (that is, the same phase difference).
  • the spiral panel 64 may be manufactured by bending a bar having a predetermined width and thickness.
  • the outer ends of the arm portions 641 and 642 of the spiral spring 64 may be fixed to the armature 58 so as not to rotate.
  • a device for preventing circulation of the refrigerant in the external refrigerant circuit 32 is provided.
  • the compressor 11 provided with the structure (such as the blocker 45) may be replaced with a compressor having no such refrigerant circulation prevention mechanism (for example, the compressor shown in FIG. 6).
  • the rear end of the drive shaft 17 is directly supported on the cylinder block 12 via the radial bearing 18.
  • the drive shaft 17 is urged to the front side by a panel 74 via a bush 73 abutting on the rear end face of the drive shaft 17.
  • the bush 73 functions as a thrust bearing.
  • a circlip 75 is fixed on the drive shaft 17 and abuts on the swash plate 27 to regulate the minimum inclination of the swash plate 27.
  • the discharge capacity increases when the capacity control valve 53 is closed, and decreases when the capacity control valve 53 is open.
  • the drive shaft 17 can be sufficiently biased toward the front side of the compressor 11 only by the spiral spring 64. If so, the bush 73 and the spring 74 may be omitted.
  • variable displacement compressor to which the present invention is applied may be a pebble type swash plate compressor.
  • the driven equipment is another biston type compressor such as a fixed capacity swash plate type compressor, a wave cam plate type compressor, or a compressor other than a biston type compressor (for example, a vane type compressor).
  • the driven device may be a rotating machine other than the compressor (for example, a pump).

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Description

S月 糸田 ¾
動 力 伝 達 機 構
[技術分野]
この発明は、 駆動源と、 回転部を有する被動機器とを動力伝達可能に連結する 動力伝達機構に関し、 特に、 車輛用空調装置の圧縮機に用いられる動力伝達機構 に関するものである。
[背景技術]
車輛用空調装置に使用される圧縮機は駆動シャフト及び内部圧縮機構を備え、 駆動シャフ 卜の回転に伴い内部圧縮機構が駆動される。 圧縮機は更に電磁クラッ チを備えており、 この電磁クラツチを介して車輛エンジンの回転が駆動シャフ ト に伝達される。 電磁クラッチの断続は、 ί列えば外部冷媒回路における冷房負荷の 大小に応じて制御される。 電磁クラッチは一般に、 プーリ、 そのプーリに接離可 能なァーマチュア、 及び、 前記ァーマチュアを駆動シャフ ト前端のインナハブに 接続するための接続部材を備えている。 電磁力によってクラツチが接続状態にな つたとき、 エンジンの駆動力が、 ベルト、 プーリ、 ァ一マチュア、 接続部材及び ィンナハブを介して駆動シャフトに伝達される。 ィンナハブに支持された接続部 材は、 クラッチの電磁力が消失したときに、 ァ一マチュアをプーリ との係合を解 除する位置に復帰させる役目を担っている。 かかる接続部材と して、 ゴムダンバ (ゴムハブ） を使用したタイプと、 ダンバ機能をほとんど持たない板パネを使用 したタイプとが知られている。
ァーマチュアとィンナハブとの接続部材としてゴムを使用した場合、 ゴムのダ ンパ作用により、 圧縮機で発生する トルク変動がゴムにより減衰される。 しかし ながら、 ゴムは制振部材と しての機能だけでなく トルク伝達部材と しての機能を も持たねばならないため、 耐久性を考慮してゴムのパネ定数を比較的大きく設定 せざるを得ない。 すると、 圧縮機の回転系の慣性モーメントとゴムのパネ定数と で主として決まる共振周波数は、 圧縮機の回転系で発生する トルク変動の最低周 波数よりも高くなる傾向にある。 その結果、 一般的に圧縮機の回転速度が常用回 転域である 1 0 0 O rpm 力、ら 2 0 0 0 rpm の範囲にあるときに、 圧縮機での トノレ ク変動の周波数が前記共振周波数にほぼ一致し、 共振現象によって比較的大きな トルク変動が観測されることがある。 この大きなトルク変動が圧縮機使用時にお ける車輛騒音の要因となる。
ァーマチュアとインナハブとの接続部材として板パネを使用した場合、 そのと きの共振周波数はゴム使用時の共振周波数より も更に高くなる。 加えて、 板パネ はダンバ機能をほとんど持たない。 このため、 共振時における圧縮機のトルク変 動が実質的に過大となり、 電磁クラッチの接触面間で焼き付きや著しい磨耗が生 じる虞がある。
本発明の目的は、 実質的に制振機能を備えて、 トルク変動に起因する騒音を抑 制し且つ圧縮機の内部機構の損傷を防止することができる動力伝達機構を提供す ることにある。 また、 その占有スペースを極力小さくすることが可能な動力伝達 機構を提供することにある。
[発明の開示]
( 1) 本発明は、 駆動源と、 回転部を有する被動機器とを動力伝達可能に連結す る動力伝達機構に関する。 当該動力伝達機構は、 駆動源側に設けられた第 1回転 体と、 被動機器側に設けられて前記回転部に連結された第 2回転体と、 前記第 1 回転体と前記第 2回転体とを連結する渦巻きパネとを備えている。
この構成によれば、 第 1回転体、 渦卷きパネ及び第 2回転体は、 駆動源から被 動機器への動力伝達系を構築するのみならず、 駆動源及び被動機器をも含めた一 つの振動系を構築し得る。 駆動源側の第 1回転体の回転動力が淌巻きパネを介し て被動機器側の第 2回転体に伝達される際には一般に、 被動機器の回転部にかか る負荷によって反発負荷トルクが発生する。 だからこそ、 被動機器の回転部を駆 動するためには、 その回転部の負荷に抗して駆動源のトルクを被動機器に伝達す る必要がある。 ただし、 被動機器の種類によっては前記負荷が周期的に変動して 前記反発負荷トルクが周期的に変動することがあり、 又、 駆動源の種類によって も前記伝達トルクが周期的に変動することがある。 しかしながら、 本発明では第 1回転体と第 2回転体とを連結する部材として渦 卷きパネを用いているので、 そのパネ定数を従来の弹性接続部材ょりはるかに低 く設定して、 前記振動系の共振周波数 （ f R ) を被動機器又は駆動源に生じる ト ルク変動の周波数の帯域外に設定することが可能となる。 より詳細には、 前記渦 巻きパネのパネ定数並びに前記被動機器の回転部の慣性モーメント及び前記第 2 回転体の慣性モーメン トの和を支配的要因と して決定される共振周波数 （ f R ) が、 前記被動機器に生じる トルク変動の最低周波数 （ f l ) よりも低くなり、 及 び Z又は、 駆動源に生じる トルク変動の最低周波数 （ f 2 ) よりも低くなるよう に、 当該渦巻きパネのパネ定数を設定することが可能となる。 従って、 被動機器 及び/又は駆動源にどのようなトルク変動が生じても、 動力伝達系の機械的特性 に基づく共振 （共振現象） によってそのトルク変動の振幅が増大することが回避 される。 その結果、 被動機器及び Z又は駆動源のトルク変動に起因する過大な騒 音の発生や回転系の損傷を防止できる。 また、 後ほど説明するように、 渦巻きパネの取付けスペースは比較的偏平で足 りるため、 第 1回転体と第 2回転体とを連結する部材として渦巻きパネを用いれ ば、 当該連結部材の取付けスペースの確保が容易となる。 ひいては、 動力伝達機 構の占有スペースを極力小さくすることが可能となる。
(2) 本発明に従う動力伝達機構において、 前記渦巻きパネは、 その中心域から 外方向に向かって渦を卷く ように延びる少なく とも一本の腕部を備え、 その腕部 の外側端部が前記第 1回転体に対して連結又は係合されており、 その腕部の內側 端部に相当する渦巻きパネの中心域が前記第 2回転体に取着されていることは好 ましい。 これは、 渦巻きパネの好ましい形状ないし構造を特定するものである。 本発明で使用する渦巻きパネの構造的特徴の一つはその腕部の形態にあり、 腕部 の数は問題ではない。 しかしながら、 渦巻きパネが複数本の腕部を有する場合に は、 その複数本の腕部が渦巻きパネの中心の周りに等角度間隔で配置されること は好ましい。 かかる腕部の配置は、 動力伝達時に回転する渦巻きパネの姿勢をバ ランスさせるのに有効だからである。 (3) 本発明に従う動力伝達機構において、 前記渦巻きパネの各腕部は、 渦巻き パネの中心の周囲を少なく とも半周する程度の長さを有し、 且つ、 第 1回転体に 対して連結又は係合されている当該腕部の外側端部に対しその渦巻きパネの中心 を挟んでほぼ反対側に位置する太肉部を有しており、 その太肉部における断面積 は当該太肉部以外の他の部分における断面積よりも大きいことは好ましい。 渦巻きパネの各腕部が渦巻きパネの中心の周囲を少なく とも半周する程度の長 さを有する場合に、 各腕部の外側端部に対してその渦巻きパネの中心を挟んでほ ぼ反対側に位置する部位は、 トルク伝達時に各腕部において最も機械的強度を必 要とする箇所となる。 従って、 この構成によれば、 渦巻きパネのパネ定数を比較 的小さくするような断面積に各腕部の断面積を設定することを許容しつつも、 各 腕部の必要箇所には必要な機械的強度が付与される。
(4) 本発明に従う動力伝達機構において、 前記渦巻きパネの各腕部の断面形状 が四角形状に形成されていることは好ましい。 なぜなら、 同じバネ定数のバネを 作った場合に、 断面円形のパネよりも断面四角形状のパネの方が断面積を小さく でき、 パネの小型化及び軽量化の点で有利だからである。
(5) 本発明に従う動力伝達機構において、 前記渦巻きパネは、 動力伝達機構へ の組付前の自由状態において立体的な螺旋形状を有すると共に、 動力伝達機構へ の組付時には軸方向に圧縮された状態で前記第 1及び第 2回転体を相互連結する ことは好ましレ、。
この構成によれば、 組付時における渦巻きパネの取付けスペースは比較的偏平 で足り、 取付けスペースの確保が容易となる。 更に、 圧縮された状態で組み付け られた渦巻きパネは部材を軸方向へ付勢する手段としても機能し得るため、 その 付勢作用を被動機器の內部機構又は付属機構を構成する部材の付勢に利用するこ とができる。 例えば、 後ほど説明するように、 被動機器としての圧縮機に電磁ク ラツチが組み合わされており、 駆動源によってベルト駆動されるプ一リ（56)及び 該プーリに対して同期回転可能に係合され得る電磁クラツチ（55)のァーマチュア (58)によって第 1回転体が構成される場合、 渦巻きパネはァーマチュアをプーリ との係合を解除する方向に付勢する付勢手段としての役割を果たす。 そして、 そ の場合には、 電磁クラッチの電磁力が消失したとき、 渦巻きパネによってァ一マ チユアとプーリ との係合が素早く解除されるという利点がある。
(6) 本発明に従う動力伝達機構において、 前記渦巻きパネが金属板にプレス加 ェを施すことで製造されることは好ましい。 プレス加工によれば、 渦巻きパネの 本体部分とともに、 第 1及び第 2回転体にそれぞれ接続すべき渦巻きパネの一部 分も同時成形でき、 渦巻きパネの製造コス 卜を低减することができる。
[図面の簡単な説明]
図 1は一実施形態に従う動力伝達機構を備えた斜板式圧縮機の断面図。
図 2は組付け状態での渦巻きパネの正面図。
図 3は渦巻きパネの両腕部が自由状態にある圧縮機の部分断面図。
図 4は本発明の動力伝達機構に対応したトルク伝達系の力学モデルを示す図。 図 5 Aは圧縮機の回転速度とシャフ ト トルクとの関係を示すグラフ。
図 5 Bは圧縮機の回転速度とプーリ角速度との関係を示すグラフ。
図 6は別例となる圧縮機の部分断面図。
[発明を実施するための最良の形態]
車輛用空調装置の圧縮機に用いられる動力伝達機構の一実施形態を図 1〜図 4 並びに図 5 A及び 5 Bを参照して説明する。
図 1に示すように、 被動機器としての可変容量圧縮機 1 1は、 シリ ンダブ口ッ ク 1 2 と、 その前端面に接合されたフロントハウジング 1 3 と、 バルブプレー ト 1 4と、 シリ ンダブ口ック 1 2の後端面にバルブプレート 1 4を介して接合され たリャハウジング 1 5とを備えている。 これら部材 1 2， 1 3， 1 4及び 1 5を 複数本の通しボルト 1 6 ( 1本のみ図示） で締め付け固定することにより圧縮機 1 1のハウジングが構成される。
駆動シャフ ト 1 7は、 シリ ンダブロ ック 1 2及びフロン トハウジング 1 3の中 央に、 前後一対のラジアルベアリング 1 8を介して回転可能に支持されている。 駆動シャフ ト 1 7の前端部外周面と、 フロン トハウジング 1 3の前側に突設され た支持筒部 1 3 aの内周面との間には、 リップシール 1 9が介装されている。 シ リンダブ口ック 1 2には、 複数のシリンダボア 2 0が駆動シャフ ト 1 7を取り囲 むように等角度間隔にて貫通形成されている。 各シリンダボア 2 0は駆動シャフ ト 1 7と平行に延びており、 各ボア 2 0内には片頭型のピス トン 2 1が往復動可 能に嵌挿されている。 各シリンダボア 2 0においてビス トン 2 1の端面とバルブ プレート 1 4との間には、 容積可変の圧縮室 2 0 aが区画されている。 なお、 本 実施形態における圧縮機 1 1は 7気筒タイプであるものとする。
シリンダブロック 1 2とフロン トハウジング 1 3との間にはクランク室 2 2が 区画形成されている。 クランク室 2 2内において、 回転支持体 （ラグプレート） 2 3が駆動シャフ ト 1 7に一体回転可能に止着されている。 回転支持体 2 3の前 端面とフロントハウジング 1 3の内壁面との間にはスラストベアリング 2 4が介 装されている。 回転支持体 2 3の後面からは一対の支持アーム 2 5がシリンダブ ロック 1 2側に向かって突設され、 各アームの先端にはガイ ド孔 2 6が形成され ている。
クランク室 2 2内には斜板 2 7が配設されている。 斜板 2 7はほぼ円板形状を なすとともに、 駆動シャフ ト 1 7が挿通される中央孔を有している。 その中央孔 と駆動シャフ ト 1 7との係合関係に基づいて、 斜板 2 7が駆動シャフ ト 1 7上に 傾動可能に支持されている。 斜板 2 7の前面には一対の球状連結体 2 8が突設さ れている。 各球状連結体 2 8の一部が支持アーム 2 5のガイ ド孔 2 6内に回動可 能且つ摺動可能に配置されることにより ヒンジ機構が構成される。 このヒンジ機 構を介して回転支持体 2 3に対し、 斜板 2 7が角度変更可能に連結されている。 斜板 2 7の外周縁部には、 一 ¾の半球状のシュ一 2 9を介して各ビス トン 2 1が 連結されている。 駆動シャフ ト 1 7の回転に伴い、 回転支持体 2 3と共に斜板 2
7が回転し、 各ビス トン 2 1がシリンダボア 2 0内において往復動される。 シリンダブロック 1 2の中心には、 駆動シャフ ト 1 7の後端部を収容可能なよ うに収容室 3 0が貫通形成されている。 バルブプレート 1 4及びリャハウジング 1 5の中心には駆動シャフ ト 1 7と同一軸線上において吸入通路 3 1が形成され ている。 吸入通路 3 1の前端は収容室 3 0に連通され、 後端は外部冷媒回路 3 2 に接続されている。 外部冷媒回路 3 2は少なく とも凝縮器 3 3、 膨張弁 3 4及び 蒸発器 3 5を備えている。
リャハウジング 1 5の中央付近には環状の吸入室 3 6が区画形成されており、 この吸入室 3 6は連通口 3 7を介して収容室 3 0に連通している。 リャハウジン グ 1 5内には更に、 前記環状吸入室 3 6を取り囲むように、 環状の吐出室 3 8が 区画形成されており、 この吐出室 3 8はハウジング内に形成された吐出通路 3 9 を介して外部冷媒回路 3 2に接続されている。 バルブプレート 1 4には各シリン ダボア 2 0毎に吸入ポート 4 0及び吐出ポート 4 1が形成されている。 吸入ポー ト 4 0は、 対応する圧縮室 2 0 a と吸入室 3 6とを連通させる。 又、 吐出ポート 4 1は、 対応する圧縮室 2 0 a と吐出室 3 8とを連通させる。 バルブプレート 1 4のシリンダブ口ック 1 2側には吸入ポート 4 0を開閉するための吸入弁 4 2が 配設されている。 バルブプレート 1 4の吐出室 3 8側には吐出ポート 4 1を開閉 するための吐出弁 4 3が配設されている。 吐出弁 4 3の近傍には、 吐出弁 4 3の 最大開度を規制するリテ一ナ 4 4が設けられている。
シリンダブ口ック 1 2の収容室 3 0内には、 有底円筒状の遮断体 4 5が駆動シ ャフ ト 1 7の軸線方向に移動可能に収容されている。 遮断体 4 5と収容室 3 0の 後端縁との間に介装された吸入通路開放バネ 4 6は、 遮断体 4 5を斜板 2 7に向 けて付勢している。 後側ラジアルベアリング 1 8は、 遮断体 4 5内において遮断 体 4 5と共に移動可能に ί呆持されている。 このため、 遮断体 4 5の移動に伴い、 後側ラジアルベアリング 1 8は駆動シャフ ト 1 7に沿って摺動する。 斜板 2 7と 遮断体 4 5との間には、 略環状のスラス トベアリング 4 7が駆動シャフ ト 1 7上 に摺動可能に設けられている。 斜板 2 7が最小傾角に傾動されたとき、 遮断体 4 5は、 その後端部が吸入通路開放パネ 4 6の付勢力に抗して吸入通路 3 1の前端 開口を閉塞する閉位置に配置される。 この斜板 2 7の最小傾角は 0度よりも少し 大きい角度に設定されている。 なお、 斜板の傾角とは、 駆動シャフ ト 1 7と直交 する平面と斜板 1 7 との成す角度を意味する。
図 1に示すように、 斜板 2 7の下部前面には規制突部 4 8が形成されている。 規制突部 4 8と回転支持体 2 3 との当接により、 斜板 2 7の最大傾角が規制され る。 回転支持体 2 3と斜板 2 7との間に介装された傾角減少パネ 4 9は、 斜板 2 7を最小傾角方向に付勢する。
駆動シャフト 1 7は、 その軸方向に延びるように形成された放圧通路 5 0を有 している。 放圧通路 5 0は、 クランク室 2 2と遮断体 4 5の内部空間とを連通す る。 遮断体 4 5の筒部後端には絞り としての放圧通口 5 1が貫通形成され、 この 放圧通口 5 1を介して遮断体 4 5の內部が収容室 3 0の内部に連通している。 そ して、 クランク室 2 2の圧力は、 放圧通路 5 0、 遮断体 4 5の内部空間、 放圧通 口 5 1、 収容室 3 0及び連通口 3 7を介して吸入室 3 6內へ逃がされる。
圧縮機のハウジングを構成するシリンダブ口ック 1 2 、 ノくノレブプレ一ト 1 4及 びリャハウジング 1 5には一連の給気通路 5 2が形成されている。 この給気通路 5 2は吐出室 3 8とクランク室 2 2とを連通する。 リャハウジング 1 5に装着さ れた容量制御弁 5 3は、 前記給気通路 5 2の途中に設けられている。 制御弁 5 3 は、 外部コン トローラ （図示略） からの通電制御によって励消磁されるソレノィ ド 5 4を有している。 ソレノィ ド 5 4の励磁または消磁に伴って制御弁 5 3が閉 止または開放される。 容量制御弁 5 3の開閉制御に応じて吐出室 3 8からクラン ク室 2 2への圧力供給が制御され、 クランク室 2 2の内圧が調節される。 クラン ク室 2 2の内圧に応じて斜板 2 7の傾角が決定される。
次に、 駆動源としての車輛ェンジン 6 2から圧縮機 1 1の駆動シャフ ト 1 7に 駆動力を伝達する動力伝達機構について説明する。
フロン トハウジング 1 3の前側には電磁クラッチ 5 5が配設されている。 電磁 クラッチ 5 5は、 プーリ 5 6 、 ノヽブ 5 7、 ァ一マチュア 5 8及びソレノイ ド 5 9 を備えている。 ソレノイ ド 5 9は、 外部コン トローラ （図示略） からの通電制御 によって励消磁される。 尚、 この実施形態では、 プーリ 5 6及びァーマチュア 5 8によって第 1回転体が構成され、 ハブ 5 7によって第 2回転体が構成される。 又、 圧縮機 1 1の駆動シャフ ト 1 7、 回転支持体 2 3及び斜板 2 7により被動機 器の回転部が構成される。
プーリ 5 6はフロン トハウジング 1 3の支持筒部 1 3 aにアンギユラベアリ ン グ 6 0を介して回転可能に支持されている。 ブーリ 5 6と車輛エンジン 6 2のプ ーリ 6 2 aとの間にはベルト 6 1が掛装され、 このベルト 6 1を介して、 プーリ
5 6は車輛エンジン 6 2と作動連結されている。 プーリ 5 6の径に対するプーリ
6 2 aの径の比 （即ちプーリ比） は、 好ましくは 1 . 0〜 1 . 3の範囲に設定さ れる。 この実施形態でのプーリ比は 1 . 0であるものとし、 又、 エンジン 6 2は 6気筒 4サイクルのレシプロエンジンであるものとする。
金属製のハブ 5 7は略円筒形状をなし、 駆動シャフ ト 1 7の前端部にボルト 6 3によって一体回転可能に固定又は結合されている。 ハブ 5 7の周囲には、 円板 状のァーマチュア 5 8がプーリ 5 6の前面に対して接離可能に配設されている。 更にァーマチュア 5 8は、 渦巻きパネ 6 4を介してハブ 5 7に連結されている。 換言すれば、 弾性手段としての渦巻きパネ 6 4は、 駆動源側の第 1回転体と被動 機器側の第 2回転体とを弹性的に連結している。
更に詳細に説明すると、 図 1及び図 2に示すように、 渦巻きパネ 6 4の中心部 はボルト 6 3及び座金 6 5を用いてハブ 5 7の前端に固定されている。 円板状の 了一マチュア 5 8の中央には、 ハブ 5 7が遊挿される孔および凹部状の段差部 5 8 aが形成されている。 ハブ 5 7はその外周面に鍔状に設けられたス トッパ 6 6 を有している。 ス トッパ 6 6は段差部 5 8 a と対応する位置に配置されている。 ストッパ 6 6と段差部 5 8 a との係合により、 了一マチュア 5 8がプーリ 5 6の 前面から所定距離以上に離れることが規制される。 ソレノイ ド 5 9は、 プーリ 5 6を挟んでァーマチュア 5 8と対向するようにフロントハウジング 1 3の前面に 取着されている。
(渦巻きパネ 6 4の詳細な説明）
図 2に示すように、 渦巻きパネ 6 4は、 その中心 （ボルト 6 3が占める位置） から外方向に向かって時計周りに淌を巻くように延びる二本の腕部 6 4 1 , 6 4 2からなつている。 二本の腕部 6 4 1， 6 4 2は、 ボルト 6 3を中心として互い に点対称に配置されている。 更に腕部 6 4 1， 6 4 2の各々は、 ボルト 6 3の周 囲を （1 + 1 / 4 ) 周 （即ちボルト 6 3を包囲する角度範囲が約 4 5 0度） ほど 取り囲む程度の長さを有している。
図 1及び図 2に示すように、 各腕部 6 4 1， 6 4 2の外側端部は、 回動軸部材 としてのピン 6 7によってァ一マチュア 5 8の外周緣部に回動可能に連結されて いる。 二つのピン 6 7はボルト 6 3を挟んで対称な位置に配置されている。 ただ し、 ピン 6 7を用いて両腕部 6 4 1， 6 4 2の外側端部をァ一マチュア 5 8に連 結する前の自由状態では、 図 3に示すように、 渦巻きパネ 6 4は、 立体的な螺旋 形状、 即ち渦巻きパネ 6 4の外側部分ほどァーマチュア 5 8から離れる形状を有 している。 換言すれば、 渦卷きバネ 6 4は、 その中心域を頂点としてその軸方向 (ボルト 6 3と同軸方向） に引き伸ばされた竹ノ子パネのごとき形状をなす。 そ れ故、 ピン 6 7を用いて両腕部 6 4 1， 6 4 2の外側端部をァ一マチュア 5 8に 連結した後の組付完了状態では、 渦巻きパネ 6 4は軸方向に圧縮されており、 プ ーリ 5 6とァーマチュア 5 8との接合を解除する方向に該ァーマチュア 5 8を付 勢する付勢手段として機能する。
渦巻きバネ 6 4の腕部 6 4 1， 6 4 2は、 図 2において網掛けを施して描いた 太肉部 6 4 1 a， 6 4 2 aをそれぞれ有している。 腕部 6 4 1 , 6 4 2のそれぞ れの太肉部 6 4 1 a， 6 4 2 aは、 対応するピン 6 7に対してボルト 6 3を挟ん で 1 8 0 ° の角度位置付近に存在している。 というのも、 この 1 8 0 ° の角度位 置付近こそが、 ァーマチュア 5 8から渦巻きバネ 6 4の腕部に力を伝達するピン 6 7からの距離が最も遠い箇所だからである。 それ故、 各腕部の機械的強度を確 保すべく、 それぞれの腕部 6 4 1， 6 4 2において太肉部 6 4 1 a， 6 4 2 aの 断面積は他の部分の断面積より も大きく設定されている。 ちなみに、 この実施形 態では、 渦巻きバネ 6 4の腕部 6 4 1， 6 4 2の各々は略四角形状の断面形状を 有し、 且つ中心端から外側端部までほぼ均一な厚みを有している。 このために、 太肉部 6 4 1 a， 6 4 2 aの幅を他の部分の幅よりも広くすることで、 太肉部 6 4 1 a , 6 4 2 aの断面積を他の部分の断面積より も大きく している。
図 1〜図 3に示すような渦卷きパネ 6 4は、 例えば金属板 （例えば鋼板） の打 ち抜き加工 （プレス加工） により製造される。 このようにして得られた渦卷きバ ネ 6 4のバネ定数は、 その渦卷きパネ 6 4のパネ定数並びに圧縮機 1 1の回転部 の慣性モーメン ト及びハブ 5 7の慣性モーメン トの和 （合計） となる慣性モーメ ントを支配的要因として決定される共振周波数 f R 、 圧縮機 1 1に生じる 卜ノレ ク変動の最低周波数 f l よりも低くなるように、 更に好ましくは、 エンジン 6 2 に生じる トルク変動の最低周波数 f 2 よりも低くなるように設定されている。 共 振周波数 f R の決定にはプーリ 5 6の慣性モ一メン卜及びベルト 6 1のバネ定数 も影響するが、 その影響の程度は非常に小さいことが確認されている。 渦卷きバ ネ 6 4のバネ定数の設定には、 そのバネ 6 4に特有の渦巻き形状も影響する。 なお、 渦巻きパネ 6 4の力学的特性とこの明細書で用いられているテクニカル タームの意味については、 後ほど更に詳細に説明する。
次に、 前述のような動力伝達機構を備えた可変容量圧縮機 1 1の基本動作につ いて説明する。
エンジン 6 2の運転時、 エンジン 6 2の駆動力はベルト 6 1を介して電磁クラ ツチ 5 5のプーリ 5 6に伝達され、 該プーリ 5 6は常時回転されている。 外部冷 媒回路 3 2に冷房負荷が存在する場合には、 外部コントローラはソレノィ ド 5 9 を励磁し、 その生じた電磁力により渦巻きパネ 6 4の付勢力に杭してァーマチュ ァ 5 8がプ一リ 5 6の前面に吸着接合される。 すると、 ァ一マチュア 5 8と一体 化されたプーリ 5 6の回転力が、 渦卷きバネ 6 4を介してハブ 5 7及び駆動シャ フ ト 1 7に伝達される。 他方、 外部冷媒回路 3 2に冷房負荷が存在しない場合に は、 外部コン トローラはソレノイ ド 5 9を消磁してその電磁力を消失させ、 渦巻 きバネ 6 4の付勢力によってァーマチュア 5 8をプーリ 5 6の前面から離間させ る。 すると、 駆動シャフト 1 7とエンジン 6 2 との作動連結が解除される。
図 1は斜板 2 7が最大傾角にある状態を示す。 この状態では、 ソレノイ ド 5 4 の励磁により容量制御弁 5 3が閉止されて給気通路 5 2が閉じられている。 この ため、 吐出圧 P d相当の圧縮冷媒ガスが給気通路 5 2を介して吐出室 3 8からク ランク室 2 2に供給されず、 クランク室 2 2の冷媒ガスは専ら放圧通路 5 0、 遮 断体 4 5の内部空間、 放圧通口 5 1、 収容室 3 0及び連通口 3 7を介して吸入室
3 6に逃れる。 従って、 クランク室 2 2の内圧 P cが吸入室 3 6の相対的に低い 圧力 （即ち吸入圧 P s ) に次第に接近し、 斜板 2 7の角度が最大傾角に保持され て最大吐出容量での圧縮運転が行われる。
最大吐出容量での圧縮運転の結果、 冷房負荷が小さくなると、 外部冷媒回路 3 2における蒸発器 3 5の出口温度が次第に低下する。 そして、 蒸発器 3 5の温度 が所定の設定温度 （例えばフロス トを発生し始める温度） 以下になると、 ソレノ イ ド 5 4が消磁されて容量制御弁 5 3が開放される。 これにより、 吐出圧 P d相 当の圧縮冷媒ガスが給気通路 5 2を介して吐出室 3 8からクランク室 2 2に洪給 され、 クランク室内圧 P cが高まり、 斜板 2 7が最大傾角状態から最小傾角状態 へ迅速に移行される。
斜板 2 7の最小傾角へ向けての傾動に伴い、 斜板 2 7が、 スラス トベアリ ング
4 7を介して遮断体 4 5を吸入通路開放バネ 4 6の付勢力に抗して後方へ押し、 遮断体 4 5が開位置 （図 1に示す位置） から閉位置に移動される。 そして、 斜板 2 7が最小傾角状態になると、 遮断体 4 5が閉位置に配置され、 その後端面が吸 入通路 3 1の前端開口を閉塞する。 こう して吸入通路 3 1が閉じられ、 外部冷媒 回路 3 2から吸入室 3 6への冷媒ガスの導入が阻止される。
斜板 2 7が最小傾角状態にあっても、 その最小傾角は 0度ではないため、 シリ ンダボア 2 0から吐出室 3 8への圧縮冷媒ガスの吐出は持続され、 最小吐出容量 での圧縮運転が維持される。 吐出室 3 8に吐出された圧縮冷媒ガスの一部は、 給 気通路 5 2を通ってクランク室 2 2に流入する一方で、 クランク室 2 2内の冷媒 ガスは、 放圧通路 5 0、 遮断体 4 5の内部空間、 放圧通口 5 1、 収容室 3 0及び 連通口 3 7を介して吸入室 3 6に流出し、 そこから再びシリンダボア 2 0内に吸 入される。 つまり圧縮機 1 1の最小容量運転時でも、 圧縮機内において冷媒ガス の内部循環が維持される。 圧縮機 1 1の最小容量運転の結果、 冷房負荷が増大して蒸発器 3 5の出口温度 が上昇すると、 ソレノイ ド 5 4が励磁され容量制御弁 5 3が閉止される。 すると 吐出室 3 8からクランク室 2 2への圧縮冷媒ガスの供給が遮断され、 クランク室 2 2から吸入室 3 6へのガス放出のみが行われる。 従って、 クランク室内圧 P c が次第に減少し、 斜板 2 7が最小傾角状態から最大傾角状態に移行される。 斜板 2 7の傾角増大方向への傾動に伴い、 吸入通路開放パネ 4 6の付勢力により遮断 体 4 5が閉位置から開位置に向かって移動される。 このとき図 1に示すように、 遮断体 4 5による吸入通路 3 1の閉塞が解かれ、 外部冷媒回路 3 2から吸入室 3 6への冷媒ガス導入が再開される。 そして、 斜板 2 7が最大傾角状態となり、 最 大吐出容量での圧縮運転が行われる。
なお、 エンジン 6 2の停止時には、 容量制御弁 5 3の開放によって斜板 2 7が 最小傾角に配置された状態で圧縮機 1 1の運転も停止する。
(動力伝達機構の力学的特性）
次に、 動力伝達機構の力学的特性について説明する。 この動力伝達機構の力学 的特性は、 第 1回転体を構成するァーマチュア 5 8と第 2回転体としてのハブ 5
7とを連結している弾性部材 （弾性手段） の形状及びパネ定数に大きく影響され る。 つまり、 弾性部材と しての渦巻きパネ 6 4のパネ定数は、 被動機器としての 圧縮機 1 1でのトルク変動の周波数及び /又は駆動源としてのエンジン 6 2での トルク変動の周波数を考慮して設定されている。 本発明を理解する上で重要な概 念を説明しつつ、 渦巻きパネ 6 4のパネ定数の設定手法を以下に説明する。
圧縮機のトルク変動の周波数とは、 駆動シャフ トの回転速度 （毎秒回転数） と 圧縮機の脈動次数との積をいう。 圧縮機の脈動次数とは、 駆動シャフ トが 1回転 する間に圧縮室 2 0 aから吐出室 3 8に圧縮冷媒ガスが吐出される回数をいう。 例えば、 図 1に示す斜板式圧縮機 1 1は 7気筒タイプであるから、 圧縮機 1 1の 脈動次数は 「7」 である。 圧縮機の脈動次数はその圧縮機の形式に固有のもので あるから、 圧縮機 1 1のトルク変動の最低周波数 f 1 は、 駆動シャフ ト 1 7の最 低回転速度と圧縮機 1 1の脈動次数との積となる。 他方、 駆動シャフ ト 1 7の最 低回転速度はエンジン 6 2の最低回転速度 （即ちアイ ドリ ング速度） 及び前記プ ーリ比によって決定される。 例えば、 エンジン 6 2のアイ ドリ ング速度が 6 0 0 r p mでプ一リ比が 1 . 0であるとき、 駆動シャフ ト 1 7の最低回転速度は、
( 6 0 0 r p m / 6 0秒） X I . 0 = 1 0 (毎秒回転数） となる。 従って、 この 実施形態における圧縮機 1 1のトルク変動の最低周波数 f 1 は、
f 1 = 1 0 X 7 = 7 0 H z (ヘルツ） である。
エンジンの トルク変動の周波数とは、 エンジンのクランクシャフ 卜の回転速度
(毎秒回転数） とエンジンの脈動次数との積をいう。 エンジンの脈動次数とは、 クランクシャフ トが 1回転する間の爆発回数をいう。 例えば、 図 1に示されたェ ンジン 6 2は 6気筒 4サイクルのエンジンであるから、 エンジン 6 2の脈動次数 は 6 / 2 = 「 3」 である。 エンジンの脈動次数はエンジン形式に固有のものであ るから、 エンジン 6 2のトルク変動の最低周波数 f 2 は、 クランクシャフ トの最 低回転速度 （即ちアイ ドリ ング速度） とエンジンの脈動次数との積となる。 従つ て、 例えば、 エンジン 6 2のアイ ドリ ング速度が 6 0 0 r p mであるとき、 この 実施形態におけるエンジン 6 2のトルク変動の最低周波数 f 2 は、
f 2 = ( 6 0 0 r p mZ 6 0秒） X 3 = 3 0 H z (ヘルツ） である。
次に、 動力伝達系の共振周波数 f R について以下に説明する。 図 4は本発明の 動力伝達機構に対応したトルク伝達系の力学モデルを示す。 図 4に示されたパラ メータ記号の意味は次の通りである。
I 。 ： エンジンの駆動系の慣性モーメント
I , ：第 1回転体の慣性モーメント
I 2 ：第 2回転体及び圧縮機の回転部の慣性モ一メント
Θ „ ： エンジンの駆動系の回転角
Θ , ：第 1回転体の回転角
θ 2 ： 第 2回転体及び圧縮機の回転部の回転角
K ： ベルト 6 1のバネ定数
K 2 ： 渦巻きパネ 6 4 (又は他の弾性部材） のパネ定数 C , ： ベルト 6 1での動力損失に関する係数
C2 ：渦巻きパネ 6 4 (又は他の弾性部材） での動力損失に関する係数 Te ： 入力側の トルク
Tc ： 出力側の反発トルク
図 4の力学モデルより、 エンジン （駆動源） 、 第 1回転体および圧縮機内部機 構 （第 2回転体を含む） に関してそれぞれ次のような運動方程式 （1 ) ， （2) 及び （3) が成立する。 なお、 以下の式において、 0 " は角度 Θの時間 tによる 2階微分 （d 2 e Zd t 2) を表し、 Θ ' は角度りの時間 tによる 1階微分 （d Θ / d t ) を表す。
I。 り =Te — { C , ( fi ' — θ , ' ) + K! ( 0。— 0 j } ··· ( 1 )
I ！ = { C , ( ί：)。 ' 一 βノ ) +Κ, ( ί 一 θ , ) }
一 { C, ( 0 , ' - θ■ ) +Κ2 ( () - () , ) } ··· ( 2)
I θ 2" = C2 ( θ ! ' 一 θ 2' ) + Κ2 ( θ ! - 02) + Tc ··· ( 3 ) また、 圧縮機側から渦巻きパネ 6 4に作用する トルク （シャフ ト トルク） Ts は次式 （4) のように表され、 第 1回転体の角速度 （即ちプーリ角速度） ω 及 び第 2回転体の角速度 （即ちシャフ ト角速度） ω2 は次式 （5) 及び （6 ) のよ うに表される。
Ts =C2 ( θ , ' 一 θ 2' ) + Κ2 ( 0 ! - 0 ·,) ··■ (4)
ωΐ = θ = d θ d t ■■■ ( 5 )
ω2 = 02' = d Θ d t ··· ( 6 )
上記式 （6 ) のシャフ ト角速度 ω2 は圧縮機の回転速度 （毎分回転数） に換算 できる。 それ故、 上記式 （1 ) 〜 （ 6 ) に基づいて圧縮機の回転速度 （駆動シャ フ ト 1 7の毎分回転数） と、 シャフ ト トルク Ts 又はプーリ角速度 ωΐ との関係 を求めることが可能となる。 上記の連立微分方程式の解を演繹的に求めることは 困難であるが、 コンピュータを用いた近似計算に基づくシミュレーションによつ て、 圧縮機回転速度と Ts 又は ωΐ との相関関係を把握することができる。 図 5 Α及び図 5 Βは、 コンピュータシミ ュレーショ ンの結果の一例を示す 3 図 5 Aは圧縮機回転速度の変化に対する駆動シャフ 卜 1 7のトルク Ts の変動傾向 を示し、 図 5 Bは圧縮機回転速度の変化に対するプーリ 5 6の角速度 ω ΐ の変動 傾向を示す。 図 5 Α及び図 5 Βのグラフにおいて、 破線は弾性手段として渦巻き バネ 6 4を使用した本実施形態でのシミュレーション結果を示し、 実線は渦巻き バネ 6 4の代わりにゴムハブ （ゴムダンバ） を使用した従来例でのシミュレーシ ョン結果を示す。
上記シミュレーションでは従来のゴムハブのバネ定数 K2 を 5 6 6 Nm/rad とする一方、 渦巻きバネ 6 4のバネ定数 K2 を 8 0 Nm/rad に設定した。 8 0 Nm/rad というバネ定数のバネは、 4 0 Nm (ニュートンメータ） （1 6 0 c c クラスの圧縮機の最大トルクに相当） の トルク伝達時には約 0. 5rad (ラジ アン） のねじりを許容するものでなければならないためである。 ゴムハブを用い て 0. 5rad という大きなねじれ角度を実現することは不可能である。 しかしな がら、 金属製の渦巻きパネを用いれば、 弾性部材に対して比較的容易に十分に低 ぃバネ定数を付与することができ、 0. 5rad という大きなねじれ角度を実現で 含る。
図 5 Aに示すシャフ ト トルク Ts のグラフでは、 従来例において 6 0 Orpm 付 近と 1 4 0 Orpm 付近にピーク P b， P hが出現している。 これに対し、 本実施 形態では、 4 ◦ Orpm 付近における極めて先鋭なピーク P hと、 9 0 0 rpm 付近 における非常に低いピーク P bとが現われている。 また、 図 5 Bに示すプーリ角 速度 ωΐ のグラフでは、 従来例において 8 0 Orpm 付近と 1 4 0 Orpm 付近にピ —ク P b， P hが出現している。 これに対し、 本実施形態では、 4 0 Orpm 付近 における先鋭なピーク P hと、 9 0 Orpm 付近における低いピーク P bとが現わ れている。 このようにシャフ ト トルク変動に関する図 5 A及びプ一リ角速度変動 に関する図 5 Bのいずれにおいても、 本実施形態及び従来例のそれぞれにおいて 二つのピーク P h， P bが観察されている。
数多くのコンピュータシミュレーションを、 各種パラメ一タ （例 ：慣性モ一メ ン ト I。 ， I , , I '」 やパネ定数 , K ) の具体値を様々に変更入力して行 つた。 その結果、 本実施形態及び従来例におけるピーク P hは、 パネ定数 及 び慣性モーメン ト 1 2 の値を変更したときには大変敏感に反応するが、 その他の パラメータ値を変更してもさほど反応しないことが判明した。 即ち、 ピーク P h の周波数は、 弾性部材のバネ定数 並びに圧縮機の回転部の慣性モーメン ト及 び第 2回転体の慣性モーメン トの和 I を支配的要因として決定される。 他方、 本実施形態及び従来例におけるピーク P bは、 パネ定数 及び慣性モ一メント I の値を変更したときには大変敏感に反応するが、 その他のパラメータ値を変 更してもさほど反応しないことが判明した。 即ち、 ピーク P bの周波数は、 ベル ト 6 1のバネ定数 K , 及び第 1回転体の慣性モーメン ト I , を支配的要因として 決定されるのである。
プーリ比が 1 . 0の場合、 圧縮機 1 1の回転速度はエンジン 6 2の回転速度に ほぼ一致する。 故に、 圧縮機回転速度の常用域は、 6 0 0 rpm (エンジンのアイ ドリング速度） 以上である。 上述のように従来例の場合には、 シャフ ト トルク及 びプーリ角速度ともにピーク P h， P bは圧縮機 1 1の常用回転域内にある。 こ のため、 圧縮機 1 1の実際の回転速度がピーク P h又は P bの発現する回転速度 に一致した場合には、 共振によってシャフ ト トルク又はプーリ角速度が急激に上 昇し、 過大な騒音を生じる結果となる。
これに対し本実施形態の場合には、 シャフ 卜 トルク及びプーリ角速度ともにピ ーク P hは圧縮機 1 1の常用回転域の外にあり、 圧縮機 1 1の実際の回転速度が ピーク P hの発現する回転速度に一致することは有り得ない。 他方、 ピーク P b については圧縮機 1 1の常用回転域内にあるものの、 そのピーク高は比較的小さ い。 このため、 圧縮機 1 1の実際の回転速度がピーク P bの発現する回転速度に 一致したとしても、 共振の影響は極めて小さくシャフ ト トルク又はプーリ角速度 の過大な上昇はない。 いずれにせよ本実施形態によれば、 シャフ ト トルク又はプ ―リ角速度がピーク P hのように急激に上昇することはなく、 騒音の発生を防止 又は抑制することができる。
ところで、 本発明における動力伝達系の共振周波数 f R とは、 シャフ ト トルク 変動の急峻なピーク P hが発現する圧縮機回転速度 （毎秒回転数） と圧縮機の脈 動次数との積をいう。 図 5 Aの結果に基づき、 7気筒の圧縮機 1 1に渦巻きパネ 6 4を適用した本実施形態における共振周波数 f R を計算すれば、 f R は、 f R = (4 0 0rpm /6 0秒） X 7 = 4 6. 6 6 H z =約 4 7 H zである。 従って、 この実施形態における共振周波数 f R (約 4 7 H z ) は、 前述の圧縮 機 1 1のトルク変動の最低周波数 f 1 ( 7 0 H z ) よりも低くなる。 この場合、 f 1 と f R との差は約 2 3 H zであり、 その差は f 1 の約 3 3 %に相当する。 こ のように共振周波数 f R と被動機器に生じる トルク変動の最低周波数 f 1 との差 は、 その最低周波数 f l の 2 0 %以上、 好ましくは 3 3 %以上あればよい。 ハブ 5 7とァーマチュア 5 8とを連結する渦巻きパネ 6 4は、 従来の板バネと 同様に振動減衰機能はほとんど持たないが、 渦巻きパネ 6 4は振動系の共振周波 数 f R を変更する弾性手段と して機能し得る。 このため、 その渦巻きパネ 6 4の パネ定数 K2 を小さく設定して振動系の共振周波数 f R を圧縮機 1 1のトルク変 動の最低周波数 f l より小さくすれば、 圧縮機 1 1が共振点又はその近傍の回転 速度で運転されることはなく、 渦巻きパネ 6 4に共振周波数 ί R での振動減衰機 能がなくても問題は生じない。
このように、 渦卷きバネ 6 4のバネ定数 Κ2 は、 そのバネ定数 Κ2 並びに圧縮 機 1 1の回転部の慣性モーメン ト及び第 2回転体の慣性モ一メン 卜の和 I 2 を支 配的要因として決定される共振周波数 f R 力 被動機器としての圧縮機 1 1に生 じる トルク変動の最低周波数 f 1 よりも低くなるように設定されている。
さて、 渦巻きパネ 6 4のバネ定数 を 8 0 NmZrad に設定した場合、 図 5 Aのように、 パネ定数 及び慣性モーメン ト和 I . を支配的要因として決定さ れるピーク P hは 4 0 Orpm 付近に現われ、 そのときの共振周波数 f R は約 4 7 H zであった。 ここで仮に、 渦巻きパネ 6 4のバネ定数 K2 を 8 0 NmZrad よ りも更に小さく設定することで、 前記ピーク P hが 4 0 Orpm よりも更に低い 2 0 Orpm 付近に現われたとする。 すると、 そのときの共振周波数 f R は、 f R = ( 2 0 0rpm 6 0秒） X 7 = 2 3. 3 3 H z =約 2 3 H zである。 さすれば、 f R ( 2 3 H z ) < f 2 ( 3 0 H z ) < f 1 ( 7 0 H z ) の不等式 が成立し、 共振周波数 f R は、 被動機器としての圧縮機 1 1のトルク変動の最低 周波数 f l よりも低く、 且つ駆動源としてのエンジン 6 2のトルク変動の最低周 波数 f 2 よりも低くなる。 即ち、 共振周波数 i R は、 圧縮機 1 1及びエンジン 6 2における両トルク変動の周波数の帯域外に存在する。 従って、 この場合には、 圧縮機 1 1及びエンジン 6 2にどのようなトルク変動が生じても、 共振に基づく トルク変動の振幅の増大が回避される。
この実施形態は以下に述べるような効果を奏する。
第 1回転体 （プーリ 5 6およびァ一マチュア 5 8 ) 、 渦巻きパネ 6 4、 第 2回 転体 （ハブ 5 7 ) 及び被動機器 （圧縮機 1 1 ) からなる振動系の共振周波数 f R が圧縮機 1 1に生じる トルク変動の最低周波数 f 1 より も低く設定されている。 従って、 圧縮機の常用回転域において圧縮機 1 1にトルク変動が生じても、 振動 系の共振によってそのトルク変動の振幅が増大することが回避される。 それ故、 圧縮機 1 1のトルク変動に起因する過大な騒音や回転系の損傷が防止される。 同様に、 上記振動系の共振周波数 f R がエンジン 6 2に生じる トルク変動の最 低周波数 f 2 より も低く設定され得る。 従って、 エンジンの常用回転域において エンジン 6 2にトルク変動が生じても、 振動系の共振によってそのトルク変動の 振幅が増大することが回避される。 それ故、 エンジン 6 2の トルク変動に起因す る圧縮機 1 1での過大な騒音や回転系の損傷が防止される。
渦巻きパネ 6 4は、 一般に使用されている電磁クラツチの構造を殆ど変更する ことなく、 電磁クラッチ 5 5のァーマチュア 5 8とハブ 5 7との間に設けること ができる。 従って、 弾性部材の配設スペースの確保が容易となる。
渦巻きバネ 6 4はァーマチュア 5 8をプーリ 5 6との係合を解除する方向に付 勢する付勢手段としても機能するため、 ァーマチュア 5 8用の付勢部材と制振用 の弾性部材とを別個に設ける必要がない。 それ故、 両者を別個に設ける場合に比 較して、 動力伝達機構の小型化が可能であり且つ当該機構の配設スペースの確保 が容易となる。 又、 渦巻きパネ 6 4が付勢手段及び弾性手段としての機能を併せ 持つことは、 動力伝達機構における部品点数を減少させ、 構造の簡素化に貢献す る。
自由状態では立体螺旋状の渦巻きパネ 6 4をその付勢力に抗して平面的形状に 圧縮した状態で、 ァ一マチュア 5 8のすぐ隣に配設している。 このため、 ソレノ ィ ド 5 9の消磁時において渦巻きパネ 6 4がァーマチュア 5 8をプーリ 5 6から 引き離す力が強く、 残留磁気があっても電磁クラッチ 5 5の切離しが素早く行わ れる。
渦卷きバネ 6 4は複数の腕部 6 4 1， 6 4 2を有するため、 その渦巻きバネ 6 4を介して圧縮機側とエンジン側との間でトルク以外の負荷が伝達され難い。 そ れ故、 アンギユラべァリング 6 0の負荷荷重やラジアルベアリング 1 8の負荷荷 重の好ましからざる増大を招く ことがない。
渦巻きパネ 6 4は軸方向に圧縮した状態でハブ 5 7及びァーマチュア 5 8に装 着されるため、 ァーマチュア 5 8のプーリ 5 6と対向する側と反対側にある偏平 なスペースを渦巻きパネ 6 4の配設スペースと して利用できる。
渦巻きパネ 6 4はその各部に均一な応力が作用する形状を持っため、 渦巻きバ ネ 6 4を必要最小限の大きさにとどめて小型化 ·軽量化を図ることができる。 渦巻きパネ 6 4の腕部の断面形状が四角形状であるため、 より小さな断面積で 比較的大きなパネ定数を得ることができる。 逆に、 パネ定数を小さくする場合に は、 パネの断面積を更に小さくすることが可能となる。 このことは、 渦巻きパネ 6 4の小型化 ·軽量化の点で有利となる。
渦巻きバネ 6 4の腕部 6 4 1， 6 4 2の外端部がァ一マチュア 5 8に回動可能 に支持されているので、 動力伝達時には渦巻きパネ 6 4の特定部位に応力が集中 し易い。 パネの各腕部が全体にわたりほぼ均等に動力伝達の負荷を担うようにす るためには、 各腕部において応力が集中しがちな部位の断面積を大きくすること が好ましい。 この点、 前記渦巻きパネ 6 4によれば、 各腕部の断面が四角形状で あるため、 プレス加工時にその腕部の幅を大きくするだけで、 腕部において応力 が集中しがちな部位の断面積を大きくすることが簡単にできる。 (別例）
なお、 本発明の実施形態は以下のように変更されてもよい。
前記実施形態では f R < f 2 く f 1 のケースを示したが、 f R く f 1 < f 2 と なるケースを説明する。 この別例のケースは、 前記実施形態における被動機器と しての斜板式圧縮機 1 1 (7気筒） をスクロール型圧縮機で置換することにより 簡単に実現される。
スクロール型圧縮機は、 駆動シャフ 卜が 1回転する間に圧縮ガスを 1回吐出す る。 従って、 スクロール型圧縮機の脈動次数は 「 1」 である。 駆動源としてのェ ンジン 6 2は、 前記実施形態と同じく 6気筒 4サイクルタイプでそのアイ ドリン グ回転速度は 6 0 Orpm であり、 プーリ比は 1. 0であるとする。 また、 図 5 A に示すシャフ ト トルク Ts のグラフにおいて、 バネ定数 K2 及び慣性モーメント 和 I ' を支配的要因と して決定されるピーク P hが現われる圧縮機の回転速度を X (rpm ) とし、 その Xに対応する共振周波数の計算値が Y (H z) であるとす る。 すると、 共振周波数 f R 、 被動機器としてのスクロール型圧縮機のトルク変 動の最低周波数 f 1 および駆動源としてのエンジン 6 2のトルク変動の最低周波 数 f 2 はそれぞれ次のように計算される。
f R ： (X rpmZ6 0秒） X I = Y H z
f 1 ： ( 60 0 rpm / 60 ) X I . 0 X 1 = 1 0 H z
f 2 ： ( 600 rpm / 60秒） X 3 = 30 H z
ここで、 ピーク P hの出現回転速度 Xが次のように変化したとき、 共振周波数 の計算値 γは次のようになる。
X = 300 rpm のとき、 Y= 5. 0
X = 400 rpm のとき、 Y= 6. 6 6
X = 500 rpm のとき、 Y= 8. 3 3
X = 600 rpm 以上のとき、 Y = 1 0. 0以上
上記計算例より、 ピーク P hの出現回転速度 Xが 60 Orpm 未満のときに、 f R く f 1 < f 2 の不等式が成立する。 このように、 被動機器としてスクロール型圧縮機を用いた場合でも、 渦卷きバ ネ 6 4のパネ定数 K 2 を適宜設定することにより、 振動系の共振周波数 f R を、 前記 f 1 よりも低く且つ前記 f 2 より も低く して、 スクロール型圧縮機及びェン ジン 6 2における両トルク変動の周波数の帯域外に置く ことができる。
(更なる別例）
前記実施形態において、 渦卷きバネ 6 4の腕部 6 4 1， 6 4 2の各々をその内 端部から外端部にいたるまで一定の断面積を持つように形成してもよい。 又、 各 腕部の断面形状を円形あるいは楕円形にしてもよい。
前記実施形態において、 渦巻きバネ 6 4を使用しつつも電磁クラッチ 5 5を省 略してもよい。 例えば、 ァーマチュア 5 8及びソレノイ ド 5 9を省略し、 渦巻き バネ 6 4の各腕部の外端部をプーリ 5 6の前面に直接的に回動可能に取り付けて もよい。 このようなクラツチレスタイプの圧縮機に本発明の動力伝達機構を適用 する場合に、 渦巻きパネ 6 4を含む動力伝達機構がトルクリ ミッターとしても機 能するように構成されてもよい。 例えば、 渦巻きパネ 6 4の各腕部 6 4 1， 6 4 2の外側端部とプーリ 5 6の一部とを係脱可能に連結してもよい。 更に詳しく言 えば、 圧縮機 1 1での負荷トルクが適正範囲にある限り、 各腕部の外側端部とプ —リ 5 6の一部との係合が維持されるのに対し、 何らかの原因で圧縮機 1 1での 負荷トルクが過大になったときには、 各腕部の外側端部とプーリ 5 6の一部との 係合が解除されるように動力伝達機構が設計されてもよい。
前記実施形態において、 渦卷きバネ 6 4の腕部の数は 1本又は 3本以上であつ てもよい。 渦卷きバネ 6 4の腕部の数が 3本以上の場合には、 それぞれの腕部は 等角度間隔 （即ち同じ位相差） にて配置されることが好ましい。
前記実施形態において、 渦巻きパネ 6 4をプレス加工で得る代わりに、 所定の 幅及び厚さの棒材を曲げ加工することにより製造してもよい。
前記実施形態において、 渦巻きバネ 6 4の腕部 6 4 1 , 6 4 2の外端部は、 ァ —マチュア 5 8に対し回動不能に固定されてもよい。
前記実施形態において、 外部冷媒回路 3 2での冷媒の循環を阻止するための機 構 （遮断体 4 5等） を備えた圧縮機 1 1は、 そのような冷媒循環阻止機構を持た ない圧縮機 （例えば図 6に示す圧縮機） で代替されてもよい。 図 6に示す圧縮機 では、 駆動シャフ ト 1 7の後端部がラジアルベアリング 1 8を介してシリンダブ ロック 1 2に直接支持されている。 駆動シャフ ト 1 7は、 駆動シャフ ト 1 7の後 端面に当接するブッシュ 7 3を介してパネ 7 4によりフロント側に付勢されてい る。 ブッシュ 7 3はスラス ト軸受として機能する。 駆動シャフ ト 1 7上にはサー クリ ップ 7 5が固定され、 それは斜板 2 7に当接して斜板 2 7の最小傾角を規制 する。 図 6の圧縮機においても、 容量制御弁 5 3が閉じた状態では吐出容量が大 きくなり、 容量制御弁 5 3が開いた状態では吐出容量が小さくなる。 尚、 図 6の 圧縮機において、 渦巻きバネ 6 4の軸方向の付勢力を大きくすることで渦巻きバ ネ 6 4だけで駆動シャフ ト 1 7を圧縮機 1 1 のフロント側へ十分に付勢できるな らば、 ブッシュ 7 3及びバネ 7 4を省略してもよレ、。
本発明が適用される可変容量型圧縮機はヮブルタイプの斜板式圧縮機であって もよい。 また、 被動機器は、 固定容量斜板式圧縮機、 ウェーブカムプレートタイ プの圧縮機等の他のビス トン式圧縮機、 あるいはビス トン式圧縮機以外の圧縮機 (例えば、 ベーン式圧縮機） であってもよい。 更に被動機器は、 圧縮機以外の他 の回転機械 （例えばポンプ） であってもよい。

Claims

言青求の範囲
1 . 駆動源と、 回転部を有する被動機器とを動力伝達可能に連結する動力伝 達機構であって、
駆動源側に設けられた第 1回転体と、
被動機器側に設けられて前記回転部に連結された第 2回転体と、
前記第 1回転体と前記第 2回転体とを連結する渦巻きパネ（64)とを備えてなる 二とを特徴とする動力伝達機構。
2 . 前記渦巻きパネは、 その中心域から外方向に向かって渦を巻く ように延 びる少なく とも一本の腕部（641 , 642) を備え、 その腕部の外側端部が前記第 1回 転体に対して連結又は係合されており、 その腕部の內側端部に相当する渦卷きバ ネの中心域が前記第 2回転体に取着されていることを特徴とする請求の範囲第 1 項に記載の動力伝達機構。
3 . 前記渦巻きパネの各腕部（641 , 642) は、 渦巻きパネの中心の周囲を少な く とも半周する程度の長さを有し、 且つ、 第 1回転体に対して連結又は係合され ている当該腕部の外側端部に対しその渦巻きパネの中心を挟んでほぼ反対側に位 置する太肉部（641 a， 642a) を有しており、 その太肉部（641a， 642a) における断面 積は当該太肉部以外の他の部分における断面積より も大きいことを特徴とする請 求の範囲第 2項に記載の動力伝達機構。
4 . 前記渦巻きパネの各腕部（641 , 642) の断面形状が四角形状に形成されて いることを特徴とする請求の範囲第 2項又は第 3項に記載の動力伝達機構。
5 . 前記渦巻きパネは、 動力伝達機構への組付前の自由状態において立体的 な螺旋形状を有すると共に、 動力伝達機構への組付時には軸方向に圧縮された状 態で前記第 1及び第 2回転体を相互連結することを特徴とする請求の範囲第 1項 〜第 4項のいずれか一項に記載の動力伝達機構。
6 . 前記渦巻きパネは金属板にプレス加工を施すことで製造されることを特 徴とする請求の範囲第 1項〜第 5項のいずれか一項に記載の動力伝達機構。 補正書の請求の範囲
[ 1 9 9 9年 3月 2 3日 （2 3 . 3 . 9 9 ) 国際事務局受理：出願当初の請求の範囲 1は 取り下げられた；出願当初の請求の範囲 2 , 5及び 6は補正された；新しい請求の範囲 7が 加えられた；他の請求の範囲は変更なし。 （ 1頁） ]
1 . (削除）
2 . (補正後） 駆動源と、 回転部を有する被動機器とを動力伝達可能に連結 する動力伝達機構であって、 駆動源側に設けられた第 1回転体と、 被動機器側に 設けられて前記回転部に連結された第 2回転体と、 前記第 1回転体と前記第 2回 転体とを連結する渦巻きパネ（64)とを備えてなり、
前記渦巻きバネは、 その中心域から外方向に向かって渦を卷くように延びる複 数本の腕部（641， 642) を備え、 その腕部の外側端部が前記第 1回転体に対して連 結又は係合されており、 その腕部の内側端部に相当する渦巻きパネの中心域が前 記第 2回転体に取着されていることを特徴とする動力伝達機構。
3 . 前記渦巻きパネの各腕部（641， 642) は、 渦巻きパネの中心の周囲を少な く とも半周する程度の長さを有し、 且つ、 第 1回転体に対して連結又は係合され ている当該腕部の外側端部に対しその渦巻きパネの中心を挟んでほぼ反対側に位 置する太肉部（641a， 642a) を有しており、 その太肉部（641a， 642a) における断面 積は当該太肉部以外の他の部分における断面積より も大きいことを特徴とする請 求の範囲第 2項に記載の動力伝達機構。
4 . 前記渦巻きパネの各腕部（641 , 642) の断面形状が四角形状に形成されて いることを特徵とする請求の範囲第 2項又は第 3項に記載の動力伝達機構。
5 . (補正後） 前記渦卷きパネは、 動力伝達機構への組付前の自由状態におい て立体的な螺旋形状を有すると共に、 動力伝達機構への組付時には軸方向に圧縮 された状態で前記第 1及び第 2回転体を相互連結することを特徴とする請求の範 囲第 2〜 4項のいずれか一項に記載の動力伝達機構。
6 . (補正後） 前記渦卷きパネは金属板にプレス加工を施すことで製造される ことを特徴とする請求の範囲第 2〜 5項のいずれか一項に記載の動力伝達機構。
7 . (追加） 前記複数本の腕部が渦巻きパネの中心の周りに等角度間隔で配 置されていることを特徴とする請求の範囲第 2〜6項のいずれか一項に記載の動 力伝達機構。
25
3正された用紙 （条約第 19
条約 1 9条に基づく説明書 補正後の請求の範囲第 2項および追加された同第 7項は、 本件明細書の第 3頁 第 2 4〜2 7行の開示内容に基づいている。 請求の範囲第 5項及び第 6項は、 請 求の範囲第 1項の削除に伴い従属関係が修正された。 故に、 今回の P C T第 1 9 条に基づく補正は、 国際出願の開示の範囲を超えるものではない。 なお、 国際調 查報告で引用されたいずれの文献も、 「中心域から外方向に向かって渦を巻くよ うに延びる複数本の腕部を備えた渦巻きパネ」 （請求の範囲第 2項参照） および 「複数本の腕部が渦巻きパネの中心の周りに等角度間隔で配置されていること」 (請求の範囲第 7項参照） については開示も示唆もしていない。
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