WO2009084395A1 - 揺動板式可変容量圧縮機 - Google Patents

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WO2009084395A1
WO2009084395A1 PCT/JP2008/072473 JP2008072473W WO2009084395A1 WO 2009084395 A1 WO2009084395 A1 WO 2009084395A1 JP 2008072473 W JP2008072473 W JP 2008072473W WO 2009084395 A1 WO2009084395 A1 WO 2009084395A1
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rotation
outer ring
main shaft
spherical surface
swing
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PCT/JP2008/072473
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Shinji Tagami
Original Assignee
Sanden Corporation
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Publication date
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Priority to CN2008801232333A priority patent/CN101910628B/zh
Priority to US12/809,457 priority patent/US8549985B2/en
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    • F04B27/08—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F04B27/08—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B27/10—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having stationary cylinders
    • F04B27/1036—Component parts, details, e.g. sealings, lubrication
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    • Y10T74/18296—Cam and slide
    • Y10T74/18336—Wabbler type

Definitions

  • the present invention relates to an oscillating plate variable displacement compressor, and more particularly to an oscillating plate variable displacement compressor incorporating a novel oscillating plate rotation prevention mechanism.
  • Patent Documents 1, 3, and 4 describe a structure in which a barfield type constant velocity joint is provided as a rocking plate rotation prevention mechanism.
  • the rocking component and the swash plate are rocked.
  • the inner ring of the constant velocity joint Is finally supported by the main shaft through the structure the number of intervening parts is large and the accumulated play becomes large, which is insufficient in terms of vibration, noise, and durability.
  • the Barfield type constant velocity joint mechanism described in Patent Documents 1, 3, and 4 has a structure that theoretically transmits rotational power between the inner and outer rings with a plurality of balls. Therefore, it is difficult to obtain uniform and continuous contact of a plurality of balls, and the contact pressure of a specific ball increases.
  • the rotational power transmission between the inner and outer rings is performed in the shear direction of the balls by the ball guide grooves formed on the inner and outer rings with the cage in between, the contact surface between the balls and the guide grooves in the power transmission direction. Will have a large inclination. For this reason, when a predetermined power is transmitted, a contact load generated as a vertical drag increases. Therefore, it is necessary to make the ball size (ball diameter) sufficiently large in order to ensure a sufficient transmission capability. For these reasons, further miniaturization is difficult and application to a small capacity compressor is difficult.
  • the rotation prevention mechanism of the swing plate (a) the rotation is prevented in the housing but is provided so as to be movable in the axial direction.
  • An inner ring having a plurality of guide grooves for guiding a plurality of balls provided for power transmission, and (b) a swing center member for swing motion of the swing plate.
  • a sleeve provided on the rotation main shaft so as to be rotatable relative to the rotation main shaft and movable in the axial direction, and engaged with the inner ring so as to be movable in the axial direction together with the inner ring; and (c) in each guide groove of the inner ring.
  • An outer ring that supports d) is held by the inner ring and the opposing guide grooves formed in the outer ring, mechanism having a plurality of balls for performing power transmission, the is provided by being compressed between the guide grooves.
  • this sliding part is sufficiently lubricated to maintain excellent durability and quietness, but since this sliding part is located at the center of the rotating part, sufficient lubrication is stabilized. It is difficult to get. Furthermore, the contact between the spherical surface of the outer periphery of the sleeve and the spherical surface formed on the inner periphery of the outer ring as the swinging member is contact between the substantially spherical surfaces of the same shape, and the contact surface ends are in contact with each other. Partially excessive surface pressure may occur. As a result, there is a possibility that seizure or wear may occur in the sliding portion.
  • the object of the present invention is to pay attention to the remaining problems in the new rocking plate rotation prevention mechanism using the unique constant velocity joint mechanism previously proposed by the present applicant, and the above-mentioned sliding of the rotation prevention mechanism. It is an object of the present invention to provide a swing plate type variable capacity compressor that suppresses seizure and wear of a portion and has excellent durability and quietness.
  • a swing plate type variable displacement compressor is supported with a piston inserted in a cylinder bore so as to be reciprocable and a rotating main shaft so as to be variable in angle with respect to the main shaft.
  • the oscillating plate variable capacity compressor provided with the rotation prevention mechanism of The rotation preventing mechanism is (a) provided in the housing so as to be prevented from rotating in the axial direction but movable in the axial direction, and supports the rotation main shaft so as to be capable of relative rotation and relative movement in the axial direction via a bearing at the inner diameter portion.
  • an inner ring having a plurality of guide grooves for guiding a plurality of balls provided for power transmission, and (b) functioning as a swinging center member of the swinging motion of the swinging plate,
  • a sleeve which is provided so as to be capable of relative rotation and axial movement with respect to the rotation main shaft, and is engaged with the inner ring so as to be movable in the axial direction together with the inner ring, and (c) a position facing each guide groove of the inner ring.
  • An outer ring having a plurality of guide grooves for guiding the ball, supported swingably on the sleeve, and having the swing plate fixedly connected to an outer periphery thereof; and (d) formed on the inner ring and the outer ring.
  • the guide groove Opposite each other That is held by the guide groove, together constituting a mechanism having a plurality of balls for performing power transmission by being compressed between the guide grooves,
  • a relative shape difference is provided in the axial cross-sectional profile between the substantially convex spherical surface formed, and the clearance between both surfaces increases toward both axial ends of the contact portion between the substantially concave spherical surface and the substantially convex spherical surface.
  • the shape difference is set so as to be large.
  • the outer ring can be structured to support the swash plate rotatably via a bearing.
  • a structure in which the swash plate is rotatably supported by the swing plate via a bearing may be employed.
  • the outer ring of the rotation preventing mechanism is supported by the sleeve so as to be swingable, and the sleeve is supported so as to be rotatable with respect to the rotation main shaft and movable in the axial direction.
  • the inner ring is supported in the housing so as to be movable in the axial direction and is prevented from rotating, and a rotation main shaft, for example, a rear end of the rotation main shaft is supported by a bearing installed in an inner diameter portion of the inner ring.
  • the rotation main shaft is supported so that it can rotate on both sides of the compression main mechanism portion (that is, both-end support), and a sufficiently high rigidity can be easily secured, and the swinging of the main shaft can be kept small. It becomes possible to reduce the diameter of the main shaft, improve reliability, reduce vibration and noise. Further, since the swing of the rotating main shaft is suppressed to a small value, it is possible to suppress the swing of the swash plate rotated together with the main shaft, and the rotation balance of the entire rotating unit can be improved. In addition, by optimizing the shape of the guide grooves facing each other formed on the inner ring and the outer ring, the balls held between the guide grooves can be evenly and continuously contacted, improving reliability, vibration and noise. Can be reduced.
  • the guide groove of the ball only needs to be able to roll with the movement of the intersection of the two guide grooves between a pair of spaced apart guide grooves, and the groove itself is not required to have a complicated shape. It becomes easy and it becomes advantageous also in cost.
  • a plurality of balls acting for power transmission are supported in the compression direction between guide grooves facing each other with the balls interposed therebetween, and perform power transmission.
  • the actual contact area can be secured sufficiently large, the contact surface pressure can be reduced, and this is advantageous in terms of reliability.
  • the contact surface pressure is reduced, the ball diameter can be reduced, and the entire rotation prevention mechanism can be reduced in size.
  • a substantially concave spherical surface formed on the inner periphery of the outer ring that functions as a swinging member for connecting the swinging plate in the rotation preventing mechanism so as to be swingable, and an outer periphery of the sleeve that functions as the swinging center member.
  • a relative shape difference is provided in the axial cross-sectional profile between the substantially convex spherical surface and the clearance between both surfaces increases as it goes to both axial ends of the contact portion between the substantially concave spherical surface and the substantially convex spherical surface.
  • the shape difference is set so that a clearance at both axial ends of the contact portion is 20 microns or more. If the clearance is less than 20 microns, the effect of preventing the occurrence of excessive surface pressure may not be obtained sufficiently. To obtain this effect reliably, it is preferably 20 microns or more.
  • the present invention between the substantially concave spherical surface formed on the inner periphery of the outer ring that functions as the swing member and the substantially convex spherical surface formed on the outer periphery of the sleeve that functions as the swing center member, in order to provide a desired relative shape difference in the axial cross-sectional profile, for example, the following configuration can be employed.
  • an axial cross-sectional profile of a substantially concave spherical surface formed on the inner periphery of the outer ring includes a main circular shape portion in the axial center portion formed as an arc that is a part of a circle, and an axis of the main circular shape portion.
  • the structure formed from the linear shape part which is provided in the direction both ends and becomes a tangent with respect to the main circular shape part is employable. With this linear shape portion, it is possible to form a desired clearance with the substantially convex spherical surface formed on the outer periphery of the sleeve.
  • both the axial cross-sectional profile of the substantially concave spherical surface formed on the inner periphery of the outer ring and the axial cross-sectional profile of the substantially convex spherical surface formed on the outer periphery of the sleeve are both formed as an arc that is a part of a circle.
  • the radius of curvature of the arc of the side cross-sectional profile is set to be larger than the radius of curvature of the arc of the sleeve-side cross-sectional profile, and the center of curvature of the arc of the outer ring-side cross-sectional profile is offset from the center of curvature of the arc of the sleeve-side cross-sectional profile.
  • the radius of curvature of the arc of the outer ring side cross-sectional profile is set to be larger than the radius of curvature of the arc of the sleeve side cross-sectional profile, so As the radius of curvature increases, the clearance increases, and the desired clearance as described above is formed between both spherical surfaces.
  • an axial cross-sectional profile of a substantially concave spherical surface formed on the inner periphery of the outer ring has a main circular shape portion in the axial center portion formed as an arc that is a part of a circle, and an axis of the main circular shape portion A configuration is adopted in which it is connected to both ends in the direction and is in contact with the main circular shape portion, and is formed from a contact circle portion whose radius of curvature is larger than the curvature radius of the main circular shape portion.
  • the outer ring in the rotation preventing mechanism of the rocking plate can be formed integrally with the rocking plate. This integration makes it possible to further reduce the number of parts, and is advantageous in terms of manufacturing and assembly costs.
  • the guide grooves facing each other of the inner ring and the outer ring of the rotation prevention mechanism are formed at a relative angle of 30 to 60 degrees with respect to the central axis of the rotation main shaft, and constitute one ball guide.
  • the grooves are arranged so as to be symmetrical with respect to a plane perpendicular to the main shaft and passing through the swing center of the swing plate when the relative angle between the inner ring shaft and the outer ring shaft is zero. It is possible.
  • the guide grooves facing each other are arranged with a crossing angle within a predetermined range, and both guide grooves formed in a direction crossing each other are arranged symmetrically with respect to a plane passing through the rocking center of the rocking plate. This makes it possible for the ball held between the guide grooves to contact both guide grooves evenly and continuously, and to significantly reduce vibration and noise at this site. At the same time, the reliability can be greatly improved.
  • two adjacent ball guides among the plurality of ball guides of the rotation prevention mechanism may be paired, and the pair of ball guides may be arranged in parallel to each other.
  • the rotation direction backlash of the rotation prevention mechanism is largely determined by the relationship between the distance between the bottom of the pair of guide grooves installed on the inner and outer rings and the ball ball diameter. It becomes easy to set and manage the actual clearance, and it is possible to keep the backlash small by setting an appropriate clearance.
  • the pair of ball guides arranged in parallel to each other may be arranged symmetrically with respect to a plane including the central axis of the rotation main shaft, or arranged in parallel to each other.
  • a guide groove forming one of the ball guides may be arranged so that its axis is located on a plane including the central axis of the rotation main shaft.
  • the contact load is further specified by specifying a specific power transmission direction. It becomes possible to reduce.
  • a pair of two ball guides that are arranged approximately symmetrically with respect to the rotation main shaft is provided between the rotation main shafts, and the pair of ball guides are arranged in parallel to each other. It can also be set as the structure currently made.
  • the rotation direction backlash in the rotation prevention mechanism is largely determined by the relationship between the distance between the bottom of the pair of guide grooves installed on the inner and outer rings and the ball ball diameter, so two ball guides arranged symmetrically By arranging them in parallel with each other, the actual clearance in both ball guides can be set and managed at a desired clearance at the same time. As a result, the setting and management of this clearance become easy, and it becomes possible to keep the play small.
  • the pair of ball guides arranged in parallel to each other is preferably arranged so that the axis of the guide groove forming the ball guides is located on a plane including the central axis of the rotation main shaft. .
  • the ball contact load can be minimized without selecting the power transmission direction.
  • the oscillating plate type variable displacement compressor according to the present invention as described above can be applied as an oscillating plate type variable displacement compressor used in all fields, and is particularly small in size, improved in reliability, durable and quiet. It is suitable as a compressor for a vehicle that is highly demanded for improvement and cost reduction, particularly as a compressor for a vehicle air conditioner.
  • a plurality of oscillating plate rotation preventing mechanisms using conventional constant velocity joints can be used for power transmission while suppressing backlash. It is possible to achieve a uniform and continuous contact of the balls, a small size, excellent durability and quietness, good rotation balance, easy to process and inexpensive rotation prevention mechanism. Thus, it is possible to provide an oscillating plate type variable displacement compressor having excellent performance that cannot be achieved.
  • a sliding portion for swinging motion is set by providing a relative shape difference in the axial cross-sectional profile so that the clearance between both surfaces increases as it goes to both ends in the axial direction. It is possible to effectively prevent the occurrence of excessive surface pressure at the end portion of the steel sheet, eliminate the possibility of seizure and wear, and realize further excellent durability and quietness.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a swing plate type variable capacity compressor according to an embodiment of the present invention. It is a longitudinal cross-sectional view in another driving
  • FIG. 2 is a schematic partial cross-sectional view showing an example of a rocking plate rotation prevention mechanism in the rocking plate type variable capacity compressor of FIG. 1. It is a schematic fragmentary sectional view which shows another example of the rocking
  • FIG. 6 is a schematic partial cross-sectional view showing still another example of a rocking plate rotation blocking mechanism in the rocking plate type variable capacity compressor of FIG. 1. It is a partial front view which shows another example of a form of the rocking
  • FIG. 10 is a partial front view showing still another embodiment of the swing plate type variable capacity compressor of FIG. 1, and FIGS. 10A and 10B show different examples.
  • FIG. 11 is a partial front view showing still another embodiment of the swing plate type variable displacement compressor of FIG. 1, and FIGS. 11A and 11B show different examples.
  • FIG. 1 shows an oscillating plate variable displacement compressor according to an embodiment of the present invention, and shows an overall structure in an operating state at the maximum discharge capacity.
  • FIG. 2 shows the operating state at the minimum discharge capacity of the swing plate type variable capacity compressor of FIG. 1
  • FIG. 3 shows the swing plate rotation prevention mechanism in the swing plate type variable capacity compressor of FIG. The main part including it is shown in an exploded perspective view.
  • a swing plate type variable displacement compressor 1 has a housing 2 disposed in the center as a housing, and a front housing 3 and a rear housing 4 disposed on both sides thereof. From the outside to the position extending through the front housing 3, a rotation main shaft 5 to which rotational driving power is input from the outside is provided.
  • a rotor 6 is fixed to the rotary main shaft 5 so as to be able to rotate integrally with the main shaft 5, and a swash plate 8 is connected to the rotor 6 via a hinge mechanism 7 so that the swash plate 8 can change its angle and rotate together with the rotary main shaft 5.
  • a piston 10 is inserted into each cylinder bore 9 such that the piston 10 can reciprocate.
  • the piston 10 is connected to a swing plate 12 via a connecting rod 11.
  • the rotational motion of the swash plate 8 is converted into the rocking motion of the rocking plate 12, and the rocking motion is transmitted to the piston 10 via the connecting rod 11, whereby the piston 10 is reciprocated.
  • a fluid to be compressed (for example, refrigerant gas) from a suction chamber 13 formed in the rear housing 4 passes through a suction hole 15 (suction valve is not shown) formed in the valve plate 14 as the piston 10 reciprocates.
  • suction valve suction valve is not shown
  • the oscillating plate 12 needs to oscillate while being prevented from rotating. In the following, the remaining part of the compressor 1 will be described with reference to FIGS.
  • the rotation prevention mechanism 21 of the swing plate 12 is provided such that (a) the rotation is prevented in the housing 2 but is movable in the axial direction, and the rotation main shaft 5 is relatively moved at the inner diameter portion via a bearing 22 (radial bearing).
  • An inner ring 27 having a plurality of guide grooves 26 for guiding a plurality of balls 25 provided for power transmission, and supporting the rotation and axial movement of each of the balls 25; and (b) swinging the swinging plate 12. It functions as a rocking center member for movement, and is provided on the rotation main shaft 5 via a bearing 23 (radial bearing) so as to be relatively rotatable and axially movable with respect to the rotation main shaft.
  • the sleeve 24 is movably engaged, and (c) has a plurality of guide grooves 28 for guiding the balls 25 at positions facing the respective guide grooves 26 of the inner ring 27, and is swingably supported by the sleeve 24.
  • the outer ring 30 is fixedly connected to the outer periphery of the swing plate 12 and rotatably supports the swash plate 8 via a bearing 29 (radial bearing), and (d) the inner ring 27 and the outer ring 30 are opposed to each other. And a plurality of balls 25 that transmit power by being compressed between the guide grooves 26, 28.
  • Thrust bearings 31 and 32 are interposed between the swing plate 12 and the swash plate 8 and between the rotor 6 and the front housing 3, respectively.
  • the inner ring 27 is supported in the housing 9 so as to be movable in the axial direction, but is prevented from rotating.
  • a general rotation restricting means such as a key or a spline may be used (not shown).
  • the rear end of the rotary main shaft 5 is supported by a bearing 22 installed on the inner diameter portion of the inner ring 27.
  • the rotary main shaft 5 also has a bearing 33 (radial bearing) on the front housing 3 side with the compression main mechanism portion interposed therebetween. Since it is rotatably supported via both sides, it is supported in the radial direction on both sides (both supported).
  • the outer ring 30 is supported by the sleeve 24 through spherical contact so as to be swingable (the detailed structure of this part will be described later), and the sleeve 24 Is supported on the rotary main shaft 5 so as to be rotatable and movable in the axial direction, thereby reducing the radial play between the rotary main shaft 5 and the entire swinging mechanism portion, and thus providing reliable operation. Improvement, vibration and noise reduction are possible.
  • the rotary main shaft 5 is supported at both ends by the bearing 22 installed on the inner diameter portion of the inner ring 27 and the bearing 33 provided on the front housing 3 side with the compression main mechanism portion interposed therebetween. Therefore, even if the main shaft 5 has a relatively small diameter, a sufficiently high rigidity can be ensured, and the swinging of the main shaft 5 can be suppressed to a small size, so that the size can be easily reduced and the reliability can be improved. Improvement, vibration and noise reduction are possible. Further, as a result of suppressing the swing of the rotating main shaft 5 to be small, the swing of the entire rotating portion rotated together with the rotating main shaft 5 is also suppressed to be small, and the rotation balance of the entire rotating portion is extremely improved. In the above configuration, it is possible to replace the rotary main shaft 5 with a structure that extends rearward and is directly supported by the housing 2 via a bearing.
  • the spherical surface (concave spherical surface) formed on the inner diameter side of the inner ring 27 and the spherical surface (convex spherical surface) formed on the outer diameter side of the sleeve 24 are mutually supported.
  • this support part By adjusting the clearance of this support part, it is possible to absorb the relative swirling of the inner and outer rings due to variations in the guide groove positions of a plurality of balls acting for power transmission.
  • the ball 25 can be evenly and continuously contacted, which is more advantageous in terms of reliability, vibration and noise.
  • the outer ring 30 and the swing plate 12 are configured as separate members and fixed to each other. However, they can be formed integrally. This integration can further reduce the number of parts and facilitate assembly.
  • FIG. 4 shows a state in which the relative angle between the inner and outer rings is zero in the rotation blocking mechanism 21 of the swing plate 12.
  • the guide grooves 26 and 28 formed in the inner ring 27 and the outer ring 24 of the rotation prevention mechanism 21 are relatively angled with respect to the central axis of the rotation main shaft 5 (within a range of 30 to 60 degrees). Relative angle).
  • a guide groove 26 formed on the inner ring 27 (the axis of the guide groove 26 is indicated by 42) and a guide groove 28 formed on the outer ring 30 (the guide groove 28 of the guide groove 28) constitute one ball guide 41 and face each other.
  • the rotation direction backlash of the rotation prevention mechanism is largely determined by the relationship between the distance between the bottom of the pair of guide grooves installed on the inner and outer rings and the ball ball diameter. Management becomes easy, and it becomes possible to keep the backlash small by setting an appropriate clearance.
  • the plurality of balls 25 acting for power transmission are supported in the compression direction between the guide grooves 26 and 28 facing each other with the balls 25 interposed therebetween, and perform power transmission. Since the ball 25 is held so as to be held by the opposing guide grooves 26 and 28 and contacts both the guide grooves 26 and 28, a sufficiently large contact area between the ball 25 and the respective guide grooves 26 and 28 is ensured. As a result, the contact surface pressure can be reduced, and the structure is extremely advantageous in terms of reliability, vibration, and quietness. Further, the ball diameter of the ball 25 can be reduced, and the entire rotation prevention mechanism can be reduced in size.
  • a load applied to the ball 25 given as a moment about the rotation spindle 5 is generated as a normal force of the actual contact surface.
  • the pair of ball guides 45 arranged parallel to each other have the center axis 5a of the rotating spindle 5 as shown in FIG.
  • the two guide groove shafts 46 formed on the inner and outer rings are arranged symmetrically with respect to the plane 47 including the central axis 5a of the rotation main shaft 5 by being arranged symmetrically with respect to the plane 47 including the rotation.
  • a relative shape difference is provided in the axial cross-sectional profile between the substantially convex spherical surface formed on the outer periphery of the sleeve 24 that functions as an axial end of the contact portion between the substantially concave spherical surface and the substantially convex spherical surface.
  • the shape difference is set so that the clearance between both surfaces becomes larger as going to the part.
  • the clearance between both surfaces at both axial ends of the contact portion is set to 20 microns or more.
  • the axial cross-sectional profile of the substantially concave spherical surface 51a formed on the inner periphery of the outer ring 30a functioning as a swing member is the main axial center portion formed as an arc that is part of a circle.
  • a circular shape portion 52 and linear shape portions 53 that are provided at both axial ends of the main circular shape portion 52 and are tangent to the main circular shape portion 52 are formed. With this linear shape portion 53, it is possible to form a desired clearance with the substantially convex spherical surface 54 a formed on the outer periphery of the sleeve 24 a functioning as a swing center member.
  • the curvature radius R1 of the main circular shape portion 52 of the outer ring 30a other than the linear shape portion 53 and the curvature radius R2 of the substantially convex spherical surface 54a of the sleeve 24a may be substantially the same, and the positions of the centers of curvature C1 are also the same. Location.
  • the linear shape portions 53 on both sides of the main circular shape portion 52 of the substantially concave spherical surface 51a, the clearance between the linear shape portion 53 and the substantially convex spherical surface 54a of the sleeve 24a is pivoted.
  • the axial cross-sectional profile of the spherical surface 54b is formed as an arc that is part of a circle, and the radius of curvature R3 of the arc of the outer ring side cross-sectional profile is set to be larger than the radius of curvature R4 of the arc of the sleeve-side cross-sectional profile.
  • the center of curvature C2 of the arc of the outer ring side cross-sectional profile is offset from the center of curvature C3 of the arc of the sleeve side cross-sectional profile by ⁇ on the same axis in the plane 55 including the center of oscillation.
  • the radius of curvature R3 of the arc of the outer ring side cross-sectional profile is set larger than the radius of curvature R4 of the arc of the sleeve side cross-sectional profile.
  • the clearance becomes larger according to the difference in the radius of curvature toward the end of the direction, and the clearance targeted by the present invention is formed between both spherical surfaces.
  • the axial cross-sectional profile of the substantially concave spherical surface 51c formed on the inner periphery of the outer ring 30c functioning as a swing member is the main axial central portion formed as an arc that is part of a circle.
  • a circular shape portion 56 (the range of the main circular shape portion 56 is indicated by reference numeral 57), and is connected to both axial ends of the main circular shape portion 56 to be in contact with the main circular shape portion 56;
  • the tangent circle has a radius of curvature R5 that is larger than the radius of curvature R6 of the main circular shape portion 56.
  • the center of curvature of the main circular shape portion 56 and the center (curvature center) of the curvature radius R7 of the substantially convex spherical surface 54c formed on the outer periphery of the sleeve 24c functioning as the swing center member are the same center of curvature C4.
  • the center of curvature C5 of the tangent circle 58 is offset by a predetermined amount on the same axis within the surface 55 including the center of oscillation.
  • the center of curvature C5 of the tangent portion 58 does not necessarily need to be located on the same axis within the surface 55 including the center of oscillation with respect to the center of curvature C4.
  • a clearance that is a target in the present invention is formed between the main circular shape portion 56 and the substantially convex spherical surface 54c formed on the outer periphery of the sleeve 24c.
  • the substantially concave spherical surface formed on the inner periphery of the outer rings 30a, 30b, 30c functioning as the swing member, and the swing center member A relative shape difference is appropriately provided in the axial sectional profile between the substantially convex spherical surfaces formed on the outer circumferences of the functioning sleeves 24a, 24b, and 24c, and the contact portion between the substantially concave spherical surface and the substantially convex spherical surface.
  • the desired shape difference is set so that the clearance between both surfaces increases as it goes to both ends in the axial direction. The surface pressure at the part) is relieved, and excessive surface pressure is prevented from being generated at this end part.
  • this sliding part is located at the center of the rotating part, it may be difficult to obtain sufficient lubrication stably as described above.
  • the occurrence of excessive surface pressure is prevented as described above, The occurrence of sticking and wear is surely prevented, and excellent durability and quietness are realized for this sliding portion. As a result, excellent durability and quietness are realized as the whole compressor.
  • one of a pair of ball guides 61 acting mainly in the outer ring power transmission direction 62 is shown.
  • the shaft 64 of the guide groove in the ball guide 63 is offset on a plane 65 including the central axis 5a of the rotating main shaft 5 to further limit the contact to a specific power transmission direction. It is possible to reduce the load.
  • reference numeral 66 indicates the inner ring power transmission direction.
  • FIG. 10 (A) or (B) show different examples
  • the rotation main shaft 5 is interposed.
  • a configuration in which the shafts 72 of the guide grooves formed in the inner ring 27 and the outer ring 30 are arranged in parallel to each other may be employed.
  • the rotation direction backlash in the rotation prevention mechanism is roughly determined by the relationship between the distance between the bottom of the pair of guide grooves installed on the inner ring 27 and the outer ring 30 and the ball ball diameter, and thus is arranged symmetrically.
  • FIG. 11 (A) and FIG. 11 (B) are different from each other.
  • the pair of ball guides 81 arranged in parallel to each other are arranged such that the shaft 82 of the guide groove forming the ball guides is located on the plane 83 including the central axis 5a of the rotation main shaft 5. It can be set as the structure which has. With such a configuration, the ball contact load is minimized regardless of the power transmission direction.
  • FIG. 11 (B) the structure in the case of the rocking
  • the oscillating plate type variable displacement compressor according to the present invention can be applied to an oscillating plate type variable displacement compressor used in various fields, and in particular, downsizing, improvement in reliability, improvement in durability, quietness, and cost reduction. It is suitable for use in the field of vehicles for which demand is high, especially for vehicle air conditioners.

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Abstract

　回転が阻止された状態で揺動される揺動板を介してピストンを往復動させる圧縮機であって、揺動板回転阻止機構を、主軸に対し軸方向に移動可能な内輪および揺動板へと連結された外輪と、それらのガイド溝間に配設され動力伝達を行う複数のボールと、内輪に軸方向に移動可能に係合され、内輪とともに軸方向に移動可能に設けられ揺動板の揺動中心部材として機能するスリーブとを有する機構に構成し、外輪の内周に形成された略凹球面と、スリーブの外周に形成された略凸球面との軸方向断面プロファイル間に、両面の接触部の軸方向両端部にいくにしたがって両面間のクリアランスが大きくなるように形状差を設けたことを特徴とする揺動板式可変容量圧縮機。特有の等速ジョイント機構を用いた揺動板回転阻止機構における摺動部分の焼きつきや摩耗を抑え、耐久性、静粛性に優れた揺動板式可変容量圧縮機を提供できる。

Description

揺動板式可変容量圧縮機
　本発明は、揺動板式可変容量圧縮機に関し、とくに、新規な揺動板の回転阻止機構を組み込んだ揺動板式可変容量圧縮機に関する。
　例えば車両空調装置の冷凍回路に設けられる圧縮機として、回転主軸とともに回転され主軸に対し変角可能に支持された斜板の回転運動を揺動板の揺動運動に変換し、該揺動運動を、揺動板に連結されたピストンに伝達してピストンを往復動させるようにした揺動板式可変容量圧縮機が知られている。この揺動板式可変容量圧縮機においては、ピストンに連結された揺動板の回転は阻止される必要があるので、そのための揺動板の回転阻止機構が組み込まれる。揺動板の回転阻止機構に関しては、小型化や耐久性の向上、静粛性の向上、加工の容易化、コストダウン等を目指して様々な改善が試みられている。
　例えば、特許文献１、３、４には、揺動板回転阻止機構としてバーフィールドタイプの等速ジョイントを設けた構造が記載されているが、この構造では、揺動部品および斜板は、揺動板回転阻止機構として設置されたバーフィールドタイプ等速ジョイントの外輪に支持され、等速ジョイント内部部品のケージ（動力伝達を行う複数のボールの位置を規制するケージ）、さらに等速ジョイントの内輪を介して最終的に主軸に支持されているため、介在する部品の数が多く累積ガタが大きくなって、振動、騒音、耐久性の面で不十分であるという問題がある。
　また、特許文献１、３、４に記載されるバーフィールドタイプ等速ジョイント機構は、理論的には複数のボールで内外輪間の回転動力伝達を行う構造であるが、現実的には過重拘束であり、複数のボールの均等で連続的な接触を得ることは難しく、特定のボールの接触圧力が上がってしまう。また、内外輪間の回転動力伝達は、ケージを挟んでそれぞれ内外輪に形成されたボールガイド溝により、ボールのせん断方向に行われるため、動力伝達方向に対してボールとガイド溝との接触面が大きな傾きを持つことになる。このため、所定の動力の伝達を行う際に、垂直抗力として発生する接触荷重が高くなる。したがって、十分な伝達能力を確保するにはボールサイズ（ボール径）を十分に大きくとる必要があり、これらの理由より、更なる小型化は難しく、小容量圧縮機には適用が難しい。
　また、特許文献２、３、４に記載される内部機構における圧縮機の回転主軸の支持は、主機構部に対して片側に設けられているため（片持ち支持されているため）、主軸の振れ回りが大きくなり、耐久性、振動、騒音面で不利である。
　また、特許文献３、４に記載される圧縮機構では、等速ジョイントの内輪を回転阻止した状態で摺動により軸方向に移動可能に支持するため、ハウジングに設置された主軸の剛性を十分に確保するためには主軸を太くする必要があり、主軸の重量が大きくなって製品重量の増加につながるという問題がある。
　また、特許文献３、４に記載される等速ジョイント機構は、動力伝達として作用する複数のボールの位置を規制するための溝の加工が複雑であり、コスト的に不利であるという問題もある。
　さらに、特許文献２に記載される圧縮機構では、主機構部の主軸による径方向の支持が無く、揺動部の径方向の遊びが大きくなりやすく、この遊びによって耐久性、振動、騒音面で問題となるおそれがある。
米国特許第５１１２１９７号公報 米国特許第５５０９３４６号公報 米国特許第５１２９７５２号公報 特開２００６－２００４０５号公報
　上記のような従来技術における問題点に着目し、先に本出願人により、揺動板回転阻止機構として設置される等速ジョイントの内部の径方向および回転方向のガタを小さく抑えながら、動力伝達用として作用する複数のボールの均等で連続的な接触を実現することを可能とした、小型で、良好な耐久性、静粛性を有し、かつ加工が容易で安価な等速ジョイントを用いた揺動板式可変容量圧縮機が提案されている（特願２００６－３２７９８８号）。
　この提案では、揺動板の回転阻止機構として、（ａ）ハウジング内に回転は阻止されるが軸方向に移動可能に設けられ、内径部において軸受を介して回転主軸を相対回転および軸方向に相対移動可能に支持するとともに、動力伝達用に設けられた複数のボールをガイドするための複数のガイド溝を有する内輪と、（ｂ）揺動板の揺動運動の揺動中心部材として機能し、回転主軸上に回転主軸に対し相対回転および軸方向に移動可能に設けられ、前記内輪に該内輪とともに軸方向に移動可能に係合されたスリーブと、（ｃ）前記内輪の各ガイド溝に対向する位置に前記ボールをガイドするための複数のガイド溝を有し、前記スリーブに揺動可能に支持され、外周に揺動板を固定支持し、かつ、斜板を軸受を介して回転可能に支持する外輪と、（ｄ）前記内輪および外輪に形成された互いに対向するガイド溝によって保持され、該ガイド溝間で圧縮されることにより動力伝達を行う複数のボールと、を有する機構が提供されている。
　この提案により、揺動板式可変容量圧縮機の小型化、耐久性、静粛性の向上、加工性の向上、コストダウン等が可能になったが、この提案機構にも、さらに改善されるべき余地が残されている。すなわち、回転主軸上に揺動板の遥動中心の支持用として設置されるスリーブと、そのスリーブに遥動可能に組み付けられる回転阻止機構の外輪との間の嵌合部（実質的に同一形状の円弧面同士の嵌合部）は、圧縮反力の径方向分力、および回転主軸とともに回転されるロータ側に設置されたアーム等の接触により伝達される回転トルクの伝達の反力を受けつつ、揺動板の遥動運動に伴う摺動が発生している。したがって、この摺動部分は優れた耐久性、静粛性を維持するために十分に潤滑されることが好ましいが、この摺動部分が回転部品の中心部に位置するため、十分な潤滑を安定して得ることが難しい。さらに、スリーブ外周の球面と、遥動部材としての外輪内周に形成される球面との接触は、実質的に同一形状の、部分的な球面同士での接触となり、各接触面端部には部分的な過大面圧が発生するおそれがある。これらにより、この摺動部分には焼きつきや摩耗が発生するおそれが残されている。
　そこで本発明の課題は、先に本出願人により提案した、特有の等速ジョイント機構を用いた新しい揺動板回転阻止機構における残された問題点に着目し、該回転阻止機構の上記摺動部分の焼きつきや摩耗を抑え、さらに優れた耐久性、静粛性を有する揺動板式可変容量圧縮機を提供することにある。
　上記課題を解決するために、本発明に係る揺動板式可変容量圧縮機は、シリンダボア内に往復動可能に挿入されたピストンと、回転主軸とともに回転され該主軸に対し変角可能に支持された斜板と、前記ピストンに連結され前記斜板の回転運動が自身の揺動運動へと変換され該揺動運動を前記ピストンに伝達してピストンを往復動させる揺動板と、該揺動板の回転阻止機構とを備えた揺動板式可変容量圧縮機において、
　前記回転阻止機構を、（ａ）ハウジング内に回転は阻止されるが軸方向に移動可能に設けられ、内径部において軸受を介して前記回転主軸を相対回転および軸方向に相対移動可能に支持するとともに、動力伝達用に設けられた複数のボールをガイドするための複数のガイド溝を有する内輪と、（ｂ）前記揺動板の揺動運動の揺動中心部材として機能し、前記回転主軸上に該回転主軸に対し相対回転および軸方向に移動可能に設けられ、前記内輪に該内輪とともに軸方向に移動可能に係合されたスリーブと、（ｃ）前記内輪の各ガイド溝に対向する位置に前記ボールをガイドするための複数のガイド溝を有し、前記スリーブに揺動可能に支持され、外周に前記揺動板が固定連結された外輪と、（ｄ）前記内輪および外輪に形成された互いに対向するガイド溝によって保持され、該ガイド溝間で圧縮されることにより動力伝達を行う複数のボールと、を有する機構から構成するとともに、
　前記回転阻止機構における前記遥動板を遥動可能に連結するための遥動部材として機能する前記外輪の内周に形成された略凹球面と、遥動中心部材として機能する前記スリーブの外周に形成された略凸球面との間に、軸方向断面プロファイルにて相対的な形状差を設け、前記略凹球面と略凸球面との接触部の軸方向両端部にいくにしたがって両面間のクリアランスが大きくなるように前記形状差を設定したことを特徴とするものからなる。ここで、外輪は、斜板を軸受を介して回転可能に支持する構造とすることができる。あるいは、斜板を軸受を介して、遥動板に回転可能に支持させる構造とすることもできる。
　このように構成された揺動板の回転阻止機構においては、まず、回転阻止機構の外輪がスリーブに揺動可能に支持され、スリーブが回転主軸に対し回転可能でかつ軸方向に移動可能に支持されていることにより、回転主軸と揺動機構部全体との間の径方向ガタを小さくすることが可能になり、信頼性の向上、振動、騒音の低減が可能になる。また、内輪がハウジング内に軸方向移動可能に支持され、かつ回転阻止されており、この内輪の内径部に設置された軸受により回転主軸、例えば回転主軸の後端が支持されるようになっている。したがって、回転主軸は、圧縮主機構部を挟んで両側で回転可能に支持（つまり、両持ち支持）されることになり、容易に十分に高い剛性が確保でき、主軸の振れ回りも小さく抑えることが可能になって、主軸の小径化、信頼性の向上、振動、騒音の低減が可能になる。また、回転主軸の振れ回りが小さく抑えられるため、該主軸とともに回転される斜板の振れを小さく抑えることも可能になり、回転部全体の回転バランスを向上できる。また、内輪および外輪に形成された互いに対向するガイド溝の形態を最適化することにより、ガイド溝間に保持されるボールの均等で連続的な接触が可能となり、信頼性の向上、振動、騒音の低減が可能にななる。さらに、ボールのガイド溝は、離間した一対のガイド溝間でボールが両ガイド溝の交点の動きに伴って転動できるようにすればよく、溝自体には複雑な形状が要求されず、加工も容易になって、コスト的にも有利になる。この本発明に係る構成においては、基本的に、動力伝達用として作用する複数のボールは、ボールを挟み込んで向き合ったガイド溝間で圧縮方向に支持され動力伝達を行う。これにより、実態の接触面積を十分に大きく確保でき、接触面圧を低減することが可能になって、信頼性の面で有利となる。また、接触面圧が低減されるためボールの球径を小さくすることも可能になり、回転阻止機構全体の小型化も可能となる。
　そして、上記回転阻止機構における遥動板を遥動可能に連結するための遥動部材として機能する外輪の内周に形成された略凹球面と、遥動中心部材として機能するスリーブの外周に形成された略凸球面との間に、軸方向断面プロファイルにて相対的な形状差が設けられ、略凹球面と略凸球面との接触部の軸方向両端部にいくにしたがって両面間のクリアランスが大きくなるように上記形状差が設定されることにより、球面同士の接触による揺動運動のための摺動部分の端部（接触面端部）での面圧が緩和され、この端部部分で発生するおそれのあった過大面圧の発生が防止される。この摺動部分は回転部品の中心部に位置するため、十分な潤滑を安定して得ることは難しいが、過大面圧の発生が防止されることにより、焼きつきや摩耗の発生のおそれが除去され、優れた耐久性、静粛性が実現されることになる。
　この本発明に係る揺動板式可変容量圧縮機においては、上記接触部の軸方向両端部におけるクリアランスが２０ミクロン（ミクロンメートル）以上となるように上記形状差が設定されていることが好ましい。クリアランスが２０ミクロン未満では、過大面圧の発生防止効果が十分に得られなくなるおそれが生じるので、確実にこの効果を得るためには２０ミクロン以上とすることが好ましい。
　上記のように、本発明において、遥動部材として機能する外輪の内周に形成された略凹球面と、遥動中心部材として機能するスリーブの外周に形成された略凸球面との間に、軸方向断面プロファイルにて所望の相対的な形状差を設けるためには、例えば次のような構成を採用することができる。
　すなわち、上記外輪の内周に形成された略凹球面の軸方向断面プロファイルが、円の一部である円弧として形成された軸方向中央部の主円形形状部と、該主円形形状部の軸方向両端部に設けられ主円形形状部に対して接線となる直線形状部とから形成されている構成を採用することができる。この直線形状部にて、スリーブの外周に形成された略凸球面との間に所望のクリアランスを形成することが可能になる。
　あるいは、上記外輪の内周に形成された略凹球面の軸方向断面プロファイルと上記スリーブの外周に形成された略凸球面の軸方向断面プロファイルがともに円の一部である円弧として形成され、外輪側断面プロファイルの円弧の曲率半径がスリーブ側断面プロファイルの円弧の曲率半径よりも大きく設定されているとともに、外輪側断面プロファイルの円弧の曲率中心がスリーブ側断面プロファイルの円弧の曲率中心に対しオフセットされている構成を採用することもできる。曲率中心の位置が所定量オフセットされた状態で、外輪側断面プロファイルの円弧の曲率半径がスリーブ側断面プロファイルの円弧の曲率半径よりも大きく設定されるので、両球面間で軸方向端部にいくほど曲率半径差に応じてクリアランスが大きくなっていき、両球面間には上記のような所望のクリアランスを形成されることになる。
　あるいは、上記外輪の内周に形成された略凹球面の軸方向断面プロファイルが、円の一部である円弧として形成された軸方向中央部の主円形形状部と、該主円形形状部の軸方向両端部に接続されて主円形形状部に対して接円となり、かつ、その接円の曲率半径が主円形形状部の曲率半径より大きくなる接円部とから形成されている構成を採用することもできる。この軸方向両側の接円部にて、スリーブの外周に形成された略凸球面との間に所望のクリアランスを形成することが可能になる。
　このような本発明に係る揺動板式可変容量圧縮機においては、上記揺動板の回転阻止機構における外輪が揺動板と一体に形成されている構成とすることが可能である。この一体化により、部品点数のさらなる削減が可能になり、かつ、製造、組立コスト的にも有利になる。
　また、上記回転阻止機構の内輪および外輪の互いに対向するガイド溝が、回転主軸の中心軸に対して３０～６０度の相対角度をもって形成され、かつ一つのボールガイドを構成する、互いに対向するガイド溝が、内輪の軸と外輪の軸との相対角度がゼロの状態にて主軸に垂直でかつ揺動板の揺動中心を通る平面に対し対称形態になるように配置されている構成とすることが可能である。互いに対向するガイド溝が、所定の範囲内の交差角をもって配置され、かつ、互いに交差する方向に形成された両ガイド溝が、揺動板の揺動中心を通る平面に対し対称形態に配置されることで、ガイド溝間に保持されているボールが、両ガイド溝に対して均等にかつ連続的に接触することが可能になり、この部位での振動、騒音の大幅な低減が可能になるとともに、信頼性の大幅な向上が可能になる。
　また、この構成においては、上記回転阻止機構の複数のボールガイドのうち、隣り合った２つのボールガイドを一対とし、該一対のボールガイドが互いに平行に配置されている構成とすることができる。このような構成とすることにより、回転阻止機構部の回転方向ガタは、内、外輪に設置された一組のガイド溝底間距離とボール球径の関係で概ね決まるため、ガイド溝底とボールとの実態のクリアランスの設定、管理が容易になり、適正なクリアランスの設定によりガタを小さく抑えることが可能となる。
　そしてこの構成においては、上記互いに平行に配置された一対のボールガイドが、回転主軸の中心軸を含む平面に対して対称に配置されている構成とすることもできるし、上記互いに平行に配置された一対のボールガイドのうち一方のボールガイドを形成するガイド溝が、その軸が回転主軸の中心軸を含む平面上に位置するように配置されている構成とすることもできる。前者の構成では、回転方向を選ばない回転阻止機構として構成できるとともに、ボールの接触荷重の低減をはかることが可能になり、後者の構成では、特定の動力伝達方向に特定してさらに接触荷重を低減することが可能になる。
　また、上記回転阻止機構においては、複数のボールガイドのうち、回転主軸を間に回転主軸に対しておおよそ対称に配置された２つのボールガイドを一対とし、該一対のボールガイドが互いに平行に配置されている構成とすることもできる。この構成により、回転阻止機構部における回転方向ガタは、内、外輪に設置された一組のガイド溝底間距離とボール球径の関係で概ね決まることから、対称に配置された２つのボールガイドを互いに平行に配置しておくことにより、両ボールガイドにおける実態のクリアランスを所望のクリアランスに同時に設定、管理することが可能になる。その結果、このクリアランスの設定、管理が容易になって、ガタを小さく抑えることが可能となる。
　この構成においては、上記互いに平行に配置された一対のボールガイドが、それらボールガイドを形成するガイド溝の軸が回転主軸の中心軸を含む平面上に位置するように配置されていることが好ましい。一対のボールガイドが回転主軸の中心軸を含む平面上に設置されていると、動力伝達方向を選ばずにボール接触荷重の最小化が可能になる。
　上記のような本発明に係る揺動板式可変容量圧縮機は、あらゆる分野で使用される揺動板式可変容量圧縮機として適用できるが、とくに小型化、信頼性の向上、耐久性、静粛性の改善、コストダウンの要求が高い車両用の圧縮機、中でも、車両空調装置用圧縮機として好適なものである。
　このように、本発明に係る揺動板式可変容量圧縮機によれば、従来の等速ジョイントを用いた揺動板回転阻止機構に比べ、ガタを小さく抑えながら、動力伝達用として作用する複数のボールの均等で連続的な接触を実現することができ、小型で、優れた耐久性、静粛性を有し、回転バランスが良く、かつ加工が容易で安価な回転阻止機構を実現でき、従来技術では達成できなかった優れた性能の揺動板式可変容量圧縮機を提供できる。そして、この圧縮機の揺動板回転阻止機構における遥動部材として機能する外輪の内周に形成された略凹球面と、遥動中心部材として機能するスリーブの外周に形成された略凸球面との間に、軸方向断面プロファイルにて相対的な形状差が持たせて軸方向両端部にいくにしたがって両面間のクリアランスが大きくなるように設定することにより、揺動運動のための摺動部分の端部部分での過大面圧の発生を効果的に防止でき、焼きつきや摩耗の発生のおそれを除去して、さらに優れた耐久性、静粛性を実現することが可能になる。
本発明の一実施態様に係る揺動板式可変容量圧縮機の縦断面図である。 図１の揺動板式可変容量圧縮機の別の運転状態における縦断面図である。 図１の揺動板式可変容量圧縮機の揺動板回転阻止機構を含む要部の分解斜視図である。 図１の揺動板式可変容量圧縮機の一形態例を示す部分縦断面図（図４（Ａ））および部分正面図（図４（Ｂ））である。 図１の揺動板式可変容量圧縮機の別の形態例を示す部分正面図である。 図１の揺動板式可変容量圧縮機における揺動板回転阻止機構の一例を示す概略部分断面図である。 図１の揺動板式可変容量圧縮機における揺動板回転阻止機構の別の例を示す概略部分断面図である。 図１の揺動板式可変容量圧縮機における揺動板回転阻止機構のさらに別の例を示す概略部分断面図である。 図１の揺動板式可変容量圧縮機のさらに別の形態例を示す部分正面図である。 図１の揺動板式可変容量圧縮機のさらに別の形態例を示す部分正面図であり、図１０（Ａ）および図１０（Ｂ）は互いに異なる例を示している。 図１の揺動板式可変容量圧縮機のさらに別の形態例を示す部分正面図であり、図１１（Ａ）および図１１（Ｂ）は互いに異なる例を示している。
符号の説明
１　揺動板式可変容量圧縮機
２　ハウジング
３　フロントハウジング
４　リアハウジング
５　回転主軸
５ａ　中心軸
６　ロータ
７　ヒンジ機構
８　斜板
９　シリンダボア
１０　ピストン
１１　コネクティングロッド
１２　揺動板
１３　吸入室
１４　バルブプレート
１５　吸入孔
１６　吐出孔
１７　吐出室
２１　揺動板の回転阻止機構
２２、２３、２９、３３　軸受
２４、２４ａ、２４ｂ、２４ｃ　スリーブ
２５　ボール
２６　内輪のガイド溝
２７　内輪
２８　外輪のガイド溝
３０、３０ａ、３０ｂ、３０ｃ　外輪
３１、３２　スラスト軸受
４１　ボールガイド
４２、４３　ガイド溝の軸
４４　揺動中心を通る平面
４５　一対のボールガイド
４６　内、外輪に形成されたガイド溝の軸
４７　回転主軸の中心軸を含む平面
５１ａ、５１ｂ、５１ｃ　外輪の略凹球面
５２　主円形形状部
５３　直線形状部
５４ａ、５４ｂ、５４ｃ　スリーブの略凸球面
５５　揺動中心を含む面
５６　主円形形状部
５７　主円形形状部の範囲
５８　接円部
６１　一対のボールガイド
６２　外輪動力伝達方向
６３　一方のボールガイド
６４　ガイド溝の軸
６５　回転主軸の中心軸を含む平面
６６　内輪動力伝達方向
７１　一対のボールガイド
７２　ガイド溝の軸
８１　一対のボールガイド
８２　ガイド溝の軸
８３　回転主軸の中心軸を含む平面
８４　外輪が一体形成された揺動板
　以下に、本発明の望ましい実施の形態を、図面を参照しながら説明する。
　まず、本発明のに係る揺動板式可変容量圧縮機の全体構成例について図１～図５を参照して説明し、次に図６～図８を参照して、揺動板回転阻止機構における遥動部材として機能する外輪の内周に形成された略凹球面と、遥動中心部材として機能するスリーブの外周に形成された略凸球面との間に、軸方向断面プロファイルにて相対的な形状差が持たせる構成例について説明する。
　図１は、本発明の一実施態様に係る揺動板式可変容量圧縮機を示しており、その最大吐出容量時の運転状態における全体構造を示している。図２は、図１の揺動板式可変容量圧縮機の最小吐出容量時の運転状態を示しており、図３は、図１の揺動板式可変容量圧縮機における、揺動板回転阻止機構を含む要部を分解斜視図にて示している。
　図１、図２において、揺動板式可変容量圧縮機１は、ハウジングとして、中央部に配置されたハウジング２と、その両側に配置されたフロントハウジング３およびリアハウジング４を有し、ハウジング２部分からフロントハウジング３を貫通して延びる位置までにわたって、外部から回転駆動動力が入力される回転主軸５が設けられている。回転主軸５には、ロータ６が主軸５と一体回転可能に固定されており、ロータ６には、ヒンジ機構７を介して、斜板８が変角可能にかつ回転主軸５とともに回転可能に連結されている。各シリンダボア９内にはそれぞれピストン１０が往復動可能に挿入されており、ピストン１０は、コネクティングロッド１１を介して揺動板１２に連結されている。斜板８の回転運動が揺動板１２の揺動運動へと変換され、該揺動運動がコネクティングロッド１１を介してピストン１０に伝達されることにより、ピストン１０が往復動される。リアハウジング４内に形成された吸入室１３から被圧縮流体（例えば、冷媒ガス）が、ピストン１０の往復動に伴って、バルブプレート１４に形成された吸入孔１５（吸入弁は図示略）を通してシリンダボア９に吸入され、吸入された被圧縮流体が圧縮された後、圧縮流体が吐出孔１６（吐出弁は図示略）を通して吐出室１７内に吐出され、そこから外部回路へと送られる。
　上記揺動板１２は、回転が阻止された状態で揺動運動する必要がある。以下に、この揺動板１２の回転阻止機構を主体に、上記圧縮機１の残りの部位について、図１～図３を参照しながら説明する。
　揺動板１２の回転阻止機構２１は、（ａ）ハウジング２内に回転は阻止されるが軸方向に移動可能に設けられ、内径部において軸受２２（ラジアル軸受）を介して回転主軸５を相対回転および軸方向に相対移動可能に支持するとともに、動力伝達用に設けられた複数のボール２５をガイドするための複数のガイド溝２６を有する内輪２７と、（ｂ）揺動板１２の揺動運動の揺動中心部材として機能し、回転主軸５上に軸受２３（ラジアル軸受）を介して回転主軸に対し相対回転および軸方向に移動可能に設けられ、内輪２７に該内輪２７とともに軸方向に移動可能に係合されたスリーブ２４と、（ｃ）内輪２７の各ガイド溝２６に対向する位置にボール２５をガイドするための複数のガイド溝２８を有し、スリーブ２４に揺動可能に支持され、外周に揺動板１２を固定連結され、かつ、斜板８を軸受２９（ラジアル軸受）を介して回転可能に支持する外輪３０と、（ｄ）内輪２７および外輪３０に形成された互いに対向するガイド溝２６、２８によって保持され、該ガイド溝２６、２８間で圧縮されることにより動力伝達を行う複数のボール２５と、を有する機構から構成されている。揺動板１２と斜板８との間、および、ロータ６とフロントハウジング３との間には、それぞれ、スラスト軸受３１、３２が介装されている。また、内輪２７はハウジング９内に軸方向移動可能に支持されるが、回転阻止されている。回転阻止の手段としては、キーやスプライン等一般的な回転規制手段を用いればよい（図示略）。さらに、内輪２７の内径部に設置された軸受２２により回転主軸５の後端が支持されているが、回転主軸５は圧縮主機構部を挟んでフロントハウジング３側でも軸受３３（ラジアル軸受）を介して回転可能に支持されているので、両側で径方向に支持（両持ち支持）されている。
　上記のように構成された揺動板１２の回転阻止機構２１においては、外輪３０は球面接触を介してスリーブ２４に揺動可能に支持され（この部分の詳細構造については後述する）、スリーブ２４は回転主軸５に回転可能にかつ軸方向に移動可能に支持されていることにより、回転主軸５と揺動機構部全体との間の径方向ガタを小さくすることが可能であり、信頼性の向上、振動、騒音の低減が可能となる。
　また、上記実施態様では、回転主軸５は、内輪２７の内径部に設置された軸受２２と、圧縮主機構部を挟んでフロントハウジング３側に設けられた軸受３３とで両持ち支持されているので、比較的小径の主軸５であっても十分に高い剛性を確保でき、主軸５の振れ回りも小さく抑えることが可能であり、容易に小型化をはかることが可能になるとともに、信頼性の向上、振動、騒音の低減が可能となる。また、回転主軸５の振れ回りが小さく抑えられる結果、回転主軸５とともに回転される回転部位全体の振れ回りも小さく抑えられ、回転部全体の回転バランスは極めて良くなる。なお、上記の構成においては、回転主軸５を後方に延長し、軸受を介してハウジング２に直接支持される構造に置き換えることも可能である。
　また、上記実施態様では、内輪２７の内径側に形成された球面（凹球面）と、スリーブ２４の外径側に形成された球面（凸球面）との係合により、両者の間で相互支持が行われており、この支持部のクリアランスを調整することにより、動力伝達用として作用する複数のボールのガイド溝位置のバラツキによる内、外輪の相対的な振れ回りを吸収することが可能であり、それによって一層ボール２５の均等で連続的な接触が可能となり、信頼性、振動、騒音面で一層有利となっている。
　なお、上記実施態様では、外輪３０と揺動板１２とを別部材に構成し、それらを互いに固定することとしたが、これらは一体に形成することもできる。この一体化により、更なる部品点数の削減と、組立の容易化をはかることができる。
　図４は、揺動板１２の回転阻止機構２１において、内、外輪の相対角度がゼロの状態を示している。図４（Ａ）に示すように、回転阻止機構２１の内輪２７および外輪２４に形成されるガイド溝２６、２８が回転主軸５の中心軸に対して相対角度（３０～６０度の範囲内の相対角度）をもって配置されている。そして、一つのボールガイド４１を構成し、互いに対向する、内輪２７に形成されたガイド溝２６（ガイド溝２６の軸は４２で表示）と外輪３０に形成されたガイド溝２８（ガイド溝２８の軸は４３で表示）とが、内輪２７の軸と外輪３０の軸との相対角度がゼロの状態にて回転主軸５に垂直でかつ揺動板１２の揺動中心を通る平面４４に対し対称形態になるように配置されている。このガイド溝２６の軸４２とガイド溝２８の軸４３との交点上にボール２５が規制、支持される。また、図４（Ｂ）に示すように、回転阻止機構２１の複数のボールガイド４１のうち、隣り合った２つのボールガイドを一対とし、該一対のボールガイド４５におけるそれぞれのボールガイド４１が、換言すれば、この部分における内、外輪に形成されたガイド溝の軸４６が、互いに平行に配置されている構成とすることができる。この構成により、前述の如く、回転阻止機構部の回転方向ガタは、内、外輪に設置された一組のガイド溝底間距離とボール球径の関係で概ね決まるため、実態のクリアランスの設定、管理が容易となり、適正なクリアランスの設定によりガタを小さく抑えることが可能となる。そして、動力伝達用として作用する複数のボール２５は、各ボール２５を挟み込んで向き合ったガイド溝２６、２８間で圧縮方向に支持され動力伝達を行う。ボール２５は、向き合ったガイド溝２６、２８に抱き抱えられるように保持されて両ガイド溝２６、２８に接触するので、ボール２５とそれぞれのガイド溝２６、２８間の接触面積を十分に大きく確保できるようになり、接触面圧を低減することが可能になって、信頼性、振動、静粛性の面で極めて有利な構造となる。また、ボール２５の球径を小さくすることも可能で、回転阻止機構全体の小型化が可能となる。
　また、回転主軸５を中心としたモーメントとして与えられるボール２５にかかる負荷は、実接触面の垂直抗力として発生する。モーメントの方向に対する接触面法線の傾きが小さいほど、接触荷重が小さくなり、上記の如く平行に配置された一対のボールガイド４５が、図５に示すように、回転主軸５の中心軸５ａを含む平面４７に対し対称に配置されていることにより、換言すれば、内、外輪に形成された２組のガイド溝の軸４６が回転主軸５の中心軸５ａを含む平面４７に対し対称に配置されていることにより、回転方向を選ばない回転阻止機構として、ボール接触荷重を最小とすることが可能である。
　本発明においては、遥動板回転阻止機構２１における遥動板１２を遥動可能に連結するための遥動部材として機能する外輪３０の内周に形成された略凹球面と、遥動中心部材として機能するスリーブ２４の外周に形成された略凸球面との間に、軸方向断面プロファイルにて相対的な形状差が設けられ、これら略凹球面と略凸球面との接触部の軸方向両端部にいくにしたがって両面間のクリアランスが大きくなるように上記形状差が設定される。接触部の軸方向両端部における両面間のクリアランスは、２０ミクロン以上に設定される。このような形状差を持たせるための具体的な構成例を、外輪とスリーブとの関係のみを説明用に図示した図６～図８を参照しながら説明する。
　図６に示す例では、揺動部材として機能する外輪３０ａの内周に形成された略凹球面５１ａの軸方向断面プロファイルが、円の一部である円弧として形成された軸方向中央部の主円形形状部５２と、該主円形形状部５２の軸方向両端部に設けられ主円形形状部５２に対して接線となる直線形状部５３とから形成されている。この直線形状部５３にて、揺動中心部材として機能するスリーブ２４ａの外周に形成された略凸球面５４ａとの間に所望のクリアランスを形成することが可能になる。この場合、直線形状部５３以外の外輪３０ａの主円形形状部５２の曲率半径Ｒ１とスリーブ２４ａの略凸球面５４ａの曲率半径Ｒ２は実質的に同じでよく、それらの曲率中心Ｃ１の位置も同じ位置でよい。このような構成においては、略凹球面５１ａの主円形形状部５２の両側に直線形状部５３を形成することで、該直線形状部５３とスリーブ２４ａの略凸球面５４ａとの間のクリアランスを軸方向両端部にいくにしたがって大きくなるように設定することができ、このクリアランスを適切に設定することにより、揺動運動のための摺動部分の端部部分での過大面圧の発生を効果的に防止でき、焼きつきや摩耗の発生を除去して、耐久性、静粛性に優れた圧縮機を実現できる。
　図７に示す例では、揺動部材として機能する外輪３０ｂの内周に形成された略凹球面５１ｂの軸方向断面プロファイルと、揺動中心部材として機能するスリーブ２４ｂの外周に形成された略凸球面５４ｂの軸方向断面プロファイルが、ともに円の一部である円弧として形成され、外輪側断面プロファイルの円弧の曲率半径Ｒ３がスリーブ側断面プロファイルの円弧の曲率半径Ｒ４よりも大きく設定されているとともに、外輪側断面プロファイルの円弧の曲率中心Ｃ２がスリーブ側断面プロファイルの円弧の曲率中心Ｃ３に対し、揺動中心を含む面５５内の同軸上でδだけオフセットされている。曲率中心Ｃ２の位置が所定量δだけオフセットされた状態で、外輪側断面プロファイルの円弧の曲率半径Ｒ３がスリーブ側断面プロファイルの円弧の曲率半径Ｒ４よりも大きく設定されるので、両球面間で軸方向端部にいくほど曲率半径差に応じてクリアランスが大きくなっていくことになり、両球面間には、本発明で目標とするクリアランスを形成されることになる。このクリアランスを適切に設定することにより、揺動運動のための摺動部分の端部部分での過大面圧の発生を効果的に防止でき、焼きつきや摩耗の発生を除去して、耐久性、静粛性に優れた圧縮機を実現できる。
　図８に示す例では、揺動部材として機能する外輪３０ｃの内周に形成された略凹球面５１ｃの軸方向断面プロファイルが、円の一部である円弧として形成された軸方向中央部の主円形形状部５６（この主円形形状部５６の範囲を符号５７で示してある）と、該主円形形状部５６の軸方向両端部に接続されて主円形形状部５６に対して接円となり、かつ、その接円の曲率半径Ｒ５が主円形形状部５６の曲率半径Ｒ６より大きくなる接円部５８とから形成されている。図示例では、主円形形状部５６の曲率中心と、揺動中心部材として機能するスリーブ２４ｃの外周に形成された略凸球面５４ｃの曲率半径Ｒ７の中心（曲率中心）とが同じ曲率中心Ｃ４の位置とされ、接円部５８の曲率中心Ｃ５が、揺動中心を含む面５５内の同軸上で所定量オフセットされている。ただし、接円部５８の曲率中心Ｃ５は、必ずしも曲率中心Ｃ４に対し揺動中心を含む面５５内の同軸上に位置している必要はない。この主円形形状部５６の軸方向両側の接円部５８にて、スリーブ２４ｃの外周に形成された略凸球面５４ｃとの間に本発明で目標とするクリアランスを形成されることになる。このクリアランスを適切に設定することにより、揺動運動のための摺動部分の端部部分での過大面圧の発生を効果的に防止でき、焼きつきや摩耗の発生を除去して、耐久性、静粛性に優れた圧縮機を実現できる。
　このように、本発明に係る新規な遥動板回転阻止機構２１において、さらに、遥動部材として機能する外輪３０ａ、３０ｂ，３０ｃの内周に形成された略凹球面と、遥動中心部材として機能するスリーブ２４ａ、２４ｂ，２４ｃの外周に形成された略凸球面との間に、軸方向断面プロファイルにて相対的な形状差が適切に設けられ、略凹球面と略凸球面との接触部の軸方向両端部にいくにしたがって両面間のクリアランスが大きくなるように所望の形状差が設定されることにより、球面同士の接触による揺動運動のための摺動部分の端部（接触面端部）での面圧が緩和されて、この端部部分で過大面圧が発生することが防止される。この摺動部分は回転部品の中心部に位置するため、前述の如く十分な潤滑を安定して得ることは難しいかも知れないが、上記の如く過大面圧の発生が防止されることにより、焼きつきや摩耗の発生が確実に防止されることになり、この摺動部分について優れた耐久性と静粛性が実現されることになる。その結果、圧縮機全体としても、優れた耐久性と静粛性が実現される。
　本発明では、図１～図５に示した実施態様とは別の実施形態として、例えば図９に示すように、一対のボールガイド６１のうち主に外輪動力伝達方向６２に作用する側の一方のボールガイド６３、換言すれば、該ボールガイド６３におけるガイド溝の軸６４を、回転主軸５の中心軸５ａを含む平面６５上にオフセットすることにより、特定の動力伝達方向に限定してさらに接触荷重を低減することが可能である。なお、図９において、符号６６は内輪動力伝達方向を示している。
　また、図１０（Ａ）または（Ｂ）に示すように（図１０（Ａ）および図１０（Ｂ）は互いに異なる例を示している。）、複数のボールガイドのうち、回転主軸５を間に回転主軸５に対しておおよそ対称に配置された２つのボールガイドを一対とし、該一対のボールガイド７１が互いに平行に配置されている構成、換言すれば、該一対のボールガイド７１を構成する内輪２７、外輪３０に形成されたガイド溝の軸７２が互いに平行に配置されている構成、とすることもできる。このような構成により、回転阻止機構部における回転方向ガタは、内輪２７、外輪３０に設置された一組のガイド溝底間距離とボール球径の関係で概ね決まることから、対称に配置された２つのボールガイドを互いに平行に配置しておくことにより、両ボールガイドにおけるクリアランスを所望のクリアランスに同時に設定、管理することが可能になる。その結果、このクリアランスの設定、管理が容易になって、ガタを小さく抑えることが可能となる。
　また、この一対のボールガイドが互いに平行に配置されている構成においては、例えば図１１（Ａ）または（Ｂ）に示すように（図１１（Ａ）および図１１（Ｂ）は互いに異なる例を示している。）、互いに平行に配置された一対のボールガイド８１が、それらボールガイドを形成するガイド溝の軸８２が回転主軸５の中心軸５ａを含む平面８３上に位置するように配置されている構成とすることができる。このような構成とすれば、動力伝達方向を選ばずにボール接触荷重が最小となる。なお、図１１（Ｂ）では、外輪が一体形成された揺動板８４の場合の構成が例示されている。
　本発明に係る揺動板式可変容量圧縮機は、あらゆる分野で使用される揺動板式可変容量圧縮機に適用でき、とくに小型化、信頼性の向上、耐久性、静粛性の改善、コストダウンの要求が高い車両用の分野、中でも、車両用空調装置に用いて好適なものである。

Claims (13)

  1. 　シリンダボア内に往復動可能に挿入されたピストンと、回転主軸とともに回転され該主軸に対し変角可能に支持された斜板と、前記ピストンに連結され前記斜板の回転運動が自身の揺動運動へと変換され該揺動運動を前記ピストンに伝達してピストンを往復動させる揺動板と、該揺動板の回転阻止機構とを備えた揺動板式可変容量圧縮機において、
    　前記回転阻止機構を、（ａ）ハウジング内に回転は阻止されるが軸方向に移動可能に設けられ、内径部において軸受を介して前記回転主軸を相対回転および軸方向に相対移動可能に支持するとともに、動力伝達用に設けられた複数のボールをガイドするための複数のガイド溝を有する内輪と、（ｂ）前記揺動板の揺動運動の揺動中心部材として機能し、前記回転主軸上に該回転主軸に対し相対回転および軸方向に移動可能に設けられ、前記内輪に該内輪とともに軸方向に移動可能に係合されたスリーブと、（ｃ）前記内輪の各ガイド溝に対向する位置に前記ボールをガイドするための複数のガイド溝を有し、前記スリーブに揺動可能に支持され、外周に前記揺動板が固定連結された外輪と、（ｄ）前記内輪および外輪に形成された互いに対向するガイド溝によって保持され、該ガイド溝間で圧縮されることにより動力伝達を行う複数のボールと、を有する機構から構成するとともに、
    　前記回転阻止機構における前記遥動板を遥動可能に連結するための遥動部材として機能する前記外輪の内周に形成された略凹球面と、遥動中心部材として機能する前記スリーブの外周に形成された略凸球面との間に、軸方向断面プロファイルにて相対的な形状差を設け、前記略凹球面と略凸球面との接触部の軸方向両端部にいくにしたがって両面間のクリアランスが大きくなるように前記形状差を設定したことを特徴とする揺動板式可変容量圧縮機。
  2. 　前記接触部の軸方向両端部におけるクリアランスが２０ミクロン以上となるように前記形状差が設定されている、請求項１に記載の揺動板式可変容量圧縮機。
  3. 　前記外輪の内周に形成された略凹球面の軸方向断面プロファイルが、円の一部である円弧として形成された軸方向中央部の主円形形状部と、該主円形形状部の軸方向両端部に設けられ主円形形状部に対して接線となる直線形状部とから形成されている、請求項１に記載の揺動板式可変容量圧縮機。
  4. 　前記外輪の内周に形成された略凹球面の軸方向断面プロファイルと前記スリーブの外周に形成された略凸球面の軸方向断面プロファイルがともに円の一部である円弧として形成され、外輪側断面プロファイルの円弧の曲率半径がスリーブ側断面プロファイルの円弧の曲率半径よりも大きく設定されているとともに、外輪側断面プロファイルの円弧の曲率中心がスリーブ側断面プロファイルの円弧の曲率中心に対しオフセットされている、請求項１に記載の揺動板式可変容量圧縮機。
  5. 　前記外輪の内周に形成された略凹球面の軸方向断面プロファイルが、円の一部である円弧として形成された軸方向中央部の主円形形状部と、該主円形形状部の軸方向両端部に接続されて主円形形状部に対して接円となり、かつ、その接円の曲率半径が主円形形状部の曲率半径より大きくなる接円部とから形成されている、請求項１に記載の揺動板式可変容量圧縮機。
  6. 　前記外輪が前記揺動板と一体に形成されている、請求項１に記載の揺動板式可変容量圧縮機。
  7. 　前記回転阻止機構の内輪および外輪の互いに対向するガイド溝が、回転主軸の中心軸に対して３０～６０度の相対角度をもって形成され、かつ一つのボールガイドを構成する、互いに対向するガイド溝が、内輪の軸と外輪の軸との相対角度がゼロの状態にて主軸に垂直でかつ揺動板の揺動中心を通る平面に対し対称形態になるように配置されている、請求項１に記載の揺動板式可変容量圧縮機。
  8. 　前記回転阻止機構の複数のボールガイドのうち、隣り合った２つのボールガイドを一対とし、該一対のボールガイドが互いに平行に配置されている、請求項７に記載の揺動板式可変容量圧縮機。
  9. 　前記互いに平行に配置された一対のボールガイドが、回転主軸の中心軸を含む平面に対して対称に配置されている、請求項８に記載の揺動板式可変容量圧縮機。
  10. 　前記互いに平行に配置された一対のボールガイドのうち一方のボールガイドを形成するガイド溝が、その軸が回転主軸の中心軸を含む平面上に位置するように配置されている、請求項８に記載の揺動板式可変容量圧縮機。
  11. 　前記回転阻止機構の複数のボールガイドのうち、回転主軸を間に回転主軸に対しておおよそ対称に配置された２つのボールガイドを一対とし、該一対のボールガイドが互いに平行に配置されている、請求項７に記載の揺動板式可変容量圧縮機。
  12. 　前記互いに平行に配置された一対のボールガイドが、それらボールガイドを形成するガイド溝の軸が回転主軸の中心軸を含む平面上に位置するように配置されている、請求項１１に記載の揺動板式可変容量圧縮機。
  13. 　車両空調装置用圧縮機からなる、請求項１に記載の揺動板式可変容量圧縮機。
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