WO2010128567A1 - 可変容量圧縮機・可変圧膨張機 - Google Patents
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- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B41/00—Engines characterised by special means for improving conversion of heat or pressure energy into mechanical power
- F02B41/02—Engines with prolonged expansion
- F02B41/06—Engines with prolonged expansion in compound cylinders
Definitions
- the present invention relates to a reciprocating piston compressor and a reciprocating piston expander.
- a fixed capacity positive displacement compressor is used as a refrigerant compressor of an air conditioner. Since the vehicular refrigerant compressor is driven by a traveling engine, it is necessary to repeatedly stop the operation and is used intermittently by an electromagnetic clutch. Therefore, the adjustment of the room temperature becomes rough, and the driving force of the vehicle changes, which is uncomfortable.
- variable capacity compressor such as Patent Document 1 improves this point, the structure becomes complicated because a mechanism for changing the swash plate angle is variable, and it is difficult to increase the rotation speed.
- the piston becomes a single-sided one to increase the size of the mechanism.
- a positive displacement compressor when used as a supercharger, a fixed capacity compressor is driven from a positive displacement engine. Since it is always a friction with respect to the positive displacement engine, the fuel consumption is lower than that of a non-supercharged engine having the same output.
- a variable capacity compressor or a variable pressure expander is realized by continuously changing the opening / closing timing of the intake valve for a compressor and continuously changing the opening / closing timing of an exhaust valve for an expander.
- the reciprocating piston compressor (expander) has a compression chamber (expansion chamber) that is surrounded by a cylindrical rotary valve, and intake ports (exhaust ports) are arranged radially in the radial direction of the rotary valve. .
- the rotary valve and the port are provided with openings that change in width in the direction of the rotational axis of the valve that is point-symmetric with each other, and the opening angle is changed by moving the rotary valve or a member constituting the port in the direction of the rotational axis of the valve.
- variable capacity compressor is used as a refrigerant compressor of an air conditioner, strength members such as a swash plate and a crank can be fixed, so that high rotation and miniaturization are easy. Since the cooling capacity can be continuously changed from 0 to the maximum, it is possible to omit the electronic clutch for intermittent connection. Even when driven by an electric motor, it is possible to restart from a state in which residual pressure remains, and there is an advantage that the cooling capacity can be controlled without using an expensive inverter.
- variable capacity compressor If the variable capacity compressor according to the present invention is used as a supercharger for a positive displacement engine, the amount of gas supplied can be continuously changed from 0 to the maximum capacity, so that the engine output can be controlled by the supercharging pressure. . Therefore, the throttle valve can be omitted.
- the compressor generates power when the pressure on the discharge side is negative. That is, the compressor can be regenerated using the pumping loss of the positive displacement engine as power.
- variable pressure expander is used as an exhaust pressure regenerator of a positive displacement engine, it is possible to take an expansion ratio corresponding to the exhaust pressure that changes depending on the load of the engine, and regenerate energy remaining in the exhaust without waste. I can do it.
- a sectional view of a variable capacity compressor in which an intake valve is movable in an axial direction (Example 1) VV sectional view of the same compressor (Example 1) Deployment layout of intake valve and intake port of the compressor (Example 1) Explanatory drawing of the opening / closing timing of the intake valve of the compressor (Example 1) Power transmission system skeleton diagram of variable displacement compressor and positive displacement engine (Examples 1 and 2) Sectional view of a variable capacity compressor in which the intake port component is movable (Example 2) X view of the compressor (Example 2) Deployment layout of intake valve and intake port of the compressor (Example 2) Timing diagram for opening and closing the intake valve of the compressor (Example 2) Timing chart for opening and closing the exhaust valve of the compressor (Example 2) WW sectional view of the same compressor (Example 2) Sectional view of 6-cycle engine and variable capacity compressor / variable pressure expander (Example 3) YY sectional view of the same compressor (Example 3) Example of timing for
- Piston expander 2 Positive displacement engine (6-cycle engine) 3 Piston compressor 10 Cylinder block 22 Exhaust manifold 30 Balancer 101 Main shaft 102 Crankpin 105 Connecting rod 110 Piston 111 Gas seal surface (cylinder inner wall surface) 112 Piston head 115 Piston sliding surface (Cylinder inner wall surface) 121 Expansion chamber 130 Expander intake valve 132 Expander intake port 140 Expander exhaust valve 141, 331, 341 Valve opening 142 Expander exhaust port 151 Swash plate cam 152 Slider 155, 156 Sprocket 158 Timing chain 161 Valve drive shaft 162 163 Valve gear 321 Compression chamber 330 Compressor intake valve 332 Compressor intake port 332b Cylinder block compressor intake port 340 Compressor exhaust valve 342 Compressor exhaust port 345 Valve stopper 375 Valve shifter 411 V belt 412 Pulley 441 Drive chain 442 Driven sprocket 451 Torque limiter 500 Crankcase 510, 520 Sliding surface component 530 Expander
- FIG. 1 is a cross-sectional view of a swash plate type variable capacity compressor 3 as a refrigerant compressor of an air conditioner that is one embodiment of the present invention.
- the swash plate compressor 3 is arranged such that a cylindrical intake valve 330 wraps a plurality of compression chambers.
- the intake valve 330 is rotationally driven by a valve drive shaft 161 via valve gears 162 and 163.
- the valve drive shaft 161 is driven from a sprocket 155 attached to the main shaft 101 via a timing chain 158 and a sprocket 156.
- valve gear 163 formed integrally with the intake valve 330 are fixed by a valve shifter 375.
- the intake valve 330 can be moved left and right via the valve shifter 375.
- the valve gears 162 and 163 are helical gears. When the valve 330 is moved to the left, the valve advances with respect to the main shaft 101. The same effect can be obtained by using a helical spline for coupling the valve gear 163 and the valve 330.
- This figure shows the state of the maximum gas capacity with the intake valve 140 being on the rightmost and the valve opening angle being the maximum.
- the intake valve 330 By moving the intake valve 330 to the left, the valve can be continuously changed to a valve resting state where the valve does not open.
- FIG. 2 is a VV cross-sectional view at the maximum gas capacity, and shows the phase relationship between the opening 331 of the intake valve 330 and the intake port 332.
- the compressor 3 has six pistons 110, and the main shaft 101 rotates clockwise.
- the intake valve 330 has five valve openings 331, and the intake valve 330 rotates to the left at 1/5 the rotational speed of the main shaft 101.
- the number of pistons is n
- the number of valve openings 141 is (n ⁇ 1)
- the number of rotations is 1 / (n ⁇ 1) of the number of rotations of the main shaft 101 and the swash plate cam 151.
- the exhaust valve 340 of the compressor 3 is a one-way valve with a petal-shaped leaf spring, which opens when the internal pressure of the compression chamber rises and guides gas to the exhaust port.
- FIG. 3 is a development arrangement view of the opening 331 and the intake port 332 of the intake valve 330 of the compressor. As the valve rotates, the valve opening 331 moves upward with respect to the intake port 332. The solid line shows the opening position where the valve opening angle where the intake valve 330 has moved to the right is the maximum.
- the valve opening angle can be changed by moving the intake valve 330 to the left and right.
- the reason why the opening 331 and the intake port 332 are point-symmetric with each other is to increase the change in the opening area during opening and closing.
- the two-dot chain line indicates the valve position when the intake valve 330 is at the leftmost position and the position of the opening 331 '. In this position, the opening 331 'does not intersect the port 332 and the valve does not open.
- the reason why the position of the two-dot chain line 331 'is below the position of the solid line 331 is that the valve gears 162 and 163 are helical, so that the intake valve 330 advances to the main shaft 101 when it moves to the left.
- FIG. 6 shows the opening / closing timing of the intake valve of the compressor of the present embodiment in the left rotation with the piston top dead center (TDC) as the upward direction.
- VO is the valve opening timing
- VC is the valve closing timing.
- the left figure of the first stage shows the time when the valve opening angle is the maximum. As the valve moves to the left, the valve opening angle gradually decreases from the first stage right, the second stage left, the right, and the third stage left to the following. When the valve is moved to the leftmost position, the right state of the third stage is reached and the valve cannot be opened.
- the opening timing of the intake valve is after the top dead center because the gas in the compression chamber 321 at the top dead center of the piston is expanded until the intake pressure is reached and then the valve is opened to effectively use the energy of the residual gas. It is. At the same time, the backflow of residual gas to the intake port is prevented.
- the opening timing of the intake valve is always constant.
- the inclination of the opening 331 of the triangular intake valve 330 and the side of the opening side of the intake port 332 in FIG. The phase rotation angle with respect to the movement of is matched.
- FIG. 5 is a skeleton diagram of the power transmission system of the swash plate piston compressor 3 and the positive displacement engine 2 of this embodiment.
- the compressor 3 is driven from the positive displacement engine 2 via a V belt 411. Since the capacity of the compressor can be changed from 0, the electromagnetic clutch is omitted in this embodiment.
- FIG. 6 is a cross-sectional view of a swash plate piston type variable displacement compressor 3 as a supercharger having a maximum pressure of 3 atm according to a second embodiment of the present invention.
- the compressor 3 is also arranged such that a cylindrical intake valve 330 encloses a plurality of compression chambers.
- the intake valve 330 is also rotationally driven from the main shaft 101 via a timing chain 158, a valve drive shaft 161, and valvers 162 and 163.
- the intake port 332 of the compressor is connected to an air cleaner and the exhaust port 342 is connected to an intake system of a positive displacement engine by flexible piping.
- the positions of both side surfaces of the intake valve 330 are fixed by housings 560 and 561 constituting the compressor.
- the annular port constituting member 570 constituting the intake port is movable left and right. This figure shows a state where the supercharging pressure is 3 atm, the annular port component 570 is at the leftmost position, and the valve opening angle is at the maximum position. The valve opening angle is narrowed by moving the annular port component 570 to the right.
- the position of the annular port component 570 is determined by a shift arm 575 that rotates around a support shaft 574 supported by the main body of the compressor 3.
- a joint ball 576 to be fitted to the ball fitting portion 573 is fixed to the shift arm 575.
- the ball fitting portion 573 is a cylindrical hole formed in the annular port component 570.
- FIG. 7 is an X view of the compressor 3 as viewed from above in FIG.
- the position of the shift arm 575 indicated by a solid line represents the time when the valve opening angle is the maximum.
- a two-dot chain line 575 ' represents a shift arm position having a minimum valve opening angle.
- FIG. 8 is a developed layout view of the opening 331 and the intake port 332 of the intake valve 330 of the compressor of the present embodiment.
- a solid line 331 indicates the opening of the intake valve.
- a dotted line 332b indicates the shape of the intake port of the cylinder block.
- An alternate long and two short dashes line 332 indicates the intake port position of the annular port component 570 when the boost pressure is 3 atm, 332 'is 2 atm, and 332' 'is 0.5 atm.
- 332 and 332b are in the same position, but the intake port 332b of the cylinder block is open even if the intake port of the annular port component 570 moves to the position of 332 ′ 332 ′′. It has a partially overhanging shape so that can be secured.
- the left side of the first stage represents the target opening / closing timing when the supercharging pressure is 3 atm, and in the order of 2.5 atm, 2 atm, 1.5 atm, 1 atm, and 0.5 atm in the lower right order.
- the supercharging pressure of 0.5 atm assumes an idling state in which the intake air amount is reduced to 1/6 of the fully open state.
- the target opening / closing timing is approximated by the arc motion of the shift arm 575.
- the opening angle at 0.5 atm is actually narrower than the target opening / closing timing.
- the timing at which the gas in the compression chamber expands to the intake pressure after top dead center is advanced. It is.
- FIG. 10 shows the opening / closing timing of the exhaust valve. Since the compressor of this embodiment is driven from the positive displacement engine at a fixed ratio, the amount of supercharged air per revolution does not need to be changed. Therefore, the opening / closing timing of the exhaust valve of the supercharger is constant regardless of the supercharging pressure. The reason why the exhaust valve is closed before the top dead center is that there is a pressure difference between the intake air and the exhaust gas, so that if both the intake and exhaust valves are opened, the gas flows backward. In addition, when the supercharging pressure is 1 atm or less, the gas in the compression chamber is compressed to the intake pressure and then the intake valve is opened.
- the compressor When the supercharging pressure is 1 atm or less, the pressure in the compression chamber when the exhaust valve is open is lower than when the intake valve is open. As a result, the compressor generates a driving force. That is, the compressor 3 according to the present embodiment is sucked from the positive displacement engine side and regenerates again using the pumping loss of the positive displacement engine due to the negative pressure as power.
- FIG. 11 is a WW cross-sectional view at a supercharging pressure of 3 atm, showing the phase relationship between each valve and port.
- the disc-shaped exhaust valve 340 is engaged with the main shaft 101 by a spline and rotates to the right together with the main shaft.
- One exhaust valve opening 341 is provided in the exhaust valve 340. Since the opening 341 is always at the same position with respect to the swash plate cam 151, the exhaust ports 342 provided in the compression chambers are sequentially opened at the same piston position.
- the right figure of FIG. 5 is a skeleton diagram of the power transmission system of the swash plate compressor 3 and the positive displacement engine 2 of this embodiment.
- the swash plate compressor 3 is driven from the positive displacement engine 2 through a chain 441 at a fixed ratio. Conversely, when the load is low, the power regenerated by the compressor 3 is transmitted to the positive displacement engine 2. Since the displacement engine has a large torque fluctuation, it tends to resonate with a compressor having a rotary inertia mass. Therefore, in order to avoid excessive torque due to resonance, the power transmission system is provided with a torque limiter 451 that slides with a torque above a certain level.
- FIG. 12 is a cross-sectional view of a single-cylinder 6-cycle engine 2 as a positive displacement engine and a variable capacity compressor / variable pressure expander 1, 3.
- the two are arranged at 90 °, and the crank pin 102 is common. This is because the primary inertia force due to the weight of both reciprocating parts is canceled by the balancer 30 attached to the main shaft 101 serving as a crank.
- the compressor 3 is used as a supercharger
- the expander 1 is used as an exhaust regenerator.
- the piston 110 slides with the sliding surface constituent members 510 and 520 at both ends, and supports the piston head 112 at the center.
- the piston head 112 forms an expansion chamber 121 together with the expander intake port component 530, and forms a compression chamber 321 together with the compressor exhaust port component 540.
- the piston head 112 partitions the expansion chamber 121 and the compression chamber 321 and slides on the gas seal surface 111 of the seal surface constituting member 550.
- the cylinder is arranged approximately horizontally in order to prevent the lubricating oil from falling from the sliding surface 115 to the expansion chamber 121 and the compression chamber 321 when the engine is stopped.
- An oil drain 541 is formed in the component member 520, and the lubricating oil is returned to the oil chamber.
- the exhaust valve 140 of the cylindrical expander and the intake valve 330 of the compressor are integrated, and are arranged so as to enclose the expansion chamber 121 and the compression chamber 321.
- the intake valve 130 of the desk-like expander and the exhaust valve 340 of the compressor are engaged with the valves 140 and 330 with the claws and are rotated at the same rotational speed.
- valves 130, 140, 330, and 340 are driven by a valve drive shaft 161 via valve gears 162 and 163.
- the valve drive shaft 161 is on an axis orthogonal to the main shaft 101, and is driven from the main shaft 101 via helical gears 562 and 563.
- the portion below the two-dot chain line is shown in an external view in which the case 500, the sliding surface constituting member 510, and the port constituting member 570 are omitted.
- the spur gears are used as the valve gears 162 and 163, and the rotational phase does not change depending on the left and right movements of the valves 140 and 330.
- the intake port 332 of the compressor 3 is connected to an air cleaner
- the exhaust port 342 is connected to the intake system of the positive displacement engine 1
- the intake port 132 of the expander 1 is connected to the exhaust manifold 22 of the positive displacement engine 1.
- the exhaust port 142 is connected to the exhaust pipe of the vehicle.
- FIG. 13 is a cross-sectional view taken along the line YY in FIG. 12 and shows the relationship between the valve and the port at the maximum boost pressure of the variable compressor.
- the number of intake valve openings 331 and intake ports 332 are both five for one cylinder.
- the number of openings and ports of the valves 130 and 140 on the compressor side is also five.
- These valves 130, 140, 330, and 340 rotate at 1/5 the rotational speed of the output shaft 101, and each valve opens and closes five ports at the same time.
- FIG. 14 shows the opening / closing timing of the intake valve of the variable capacity compressor.
- the six drawings on the right side show the opening and closing timing of the exhaust valve of the variable pressure expander by left rotation, with the piston bottom dead center (BDC) at which the volume of the expansion chamber is minimized as the upward direction.
- BDC piston bottom dead center
- the supercharging pressure is 3 atm, 2.5 atm, 2 atm, 1.8 atm, 1.5 atm, 1 atm, and 0.5 atm in order from the top.
- the opening timing of the exhaust valve of the expander is not changed between the supercharging pressure of 3 atm and 1.8 atm. This is because the capacity of the expander is set to the required capacity at 1.8 atm in order to reduce the size of the expander in this embodiment.
- FIG. 16 is a developed layout view of the exhaust valves 140 and the openings 141 and 331 of the compressor intake valves 330 and the intake ports 142 and 332 of the expander of the present compressor / expander.
- the valve opening 331 moves upward with respect to the ports 142 and 332.
- the solid line indicates the valve opening position of the supercharging pressure of 0.5 atm where the valve has moved to the right.
- the two-dot chain lines 141 ′ and 331 ′ indicate the positions of the openings when the supercharging pressure is 1.8 atm.
- “333” indicates the opening positions of the valve positions 140 ′ ′ and 330 ′ ′ at 3 atm.
- Measures against the decrease in the suction pressure of the variable pressure expander include a method in which the opening timing of the exhaust valve is after the piston top dead center where the volume of the expansion chamber is maximum, and a method before the top dead center.
- the exhaust valve of the expander is opened before top dead center to cope with a decrease in suction pressure at a supercharging pressure of 1.8 atm or less.
- the opening angle of the intake valve of the supercharger is widened, it is only necessary to narrow the opening angle of the exhaust valve of the expander, so that the valve openings 141 and 331 can be alternately brought to the center.
- the overall length of the valve can be shortened and the overall length of the cylinder can be shortened.
- variable capacity compressor can be adjusted steplessly, and the operation is not repeated and the operation is comfortable. It is easy to increase the rotational speed equivalent to that of a fixed capacity and can be downsized. Further, since the gas capacity can be changed to 0, an electromagnetic clutch can be dispensed with. In particular, it is suitable for a refrigerant compressor of a moving body air conditioner that needs to control the air conditioning capacity regardless of the rotational speed. Even if it is used for an electric air conditioner or a refrigerator, there are advantages that it can be easily restarted and that an expensive inverter is unnecessary.
- variable capacity compressor according to the present invention is used for the turbocharger of the positive displacement engine, the engine output can be controlled without using the throttle valve.
- the compressor has no pumping loss due to the throttle valve, and the supercharger converts the negative suction pressure of the positive displacement engine into power. Accordingly, the engine efficiency at the time of partial load is improved and the fuel efficiency is improved.
- an engine that combines a Miller cycle engine, an engine with an exhaust regenerator, and a variable displacement compressor according to the present invention as a supercharger has an improvement in output that exceeds the friction of the supercharger and is more efficient than an unsupercharged engine. Will also improve.
- the efficiency at the time of partial load is high, and it is suitable as a prime mover for moving objects.
- variable pressure expander is used as an exhaust pressure regenerator of a positive displacement engine, exhaust energy can be regenerated without waste with respect to the exhaust pressure that changes depending on the load of the engine.
- a combination with a six-cycle engine that can increase the regeneration pressure of exhaust pressure regeneration is suitable.
- the combination of the six-cycle engine and the variable capacity compressor / variable pressure expander according to the present invention is not limited to the form of the third embodiment, but can also serve as a variable capacity compressor in which one side of the double-sided swash plate compressor is a variable pressure expander. Combination with a transformer expander is also useful.
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Abstract
高回転化が容易な往復ピストン式連続可変容量圧縮機（可変圧膨張機）を提供する。 圧縮室（膨張室）の周りを囲む形で円筒状のロータリーバルブを吸気（排気）バルブとして備え、当該バルブおよび吸気（排気）ポートはバルブ回転軸方向に幅の変化する開口部を備え、当該バルブもしくはポート構成部材を回転軸方向移動することにより開閉タイミングを変える可変バルブ機構を備える。 冷媒圧縮用の圧縮機、容積型機関の過給機、及び排気回生機として適している。 特に過給機としてミラーサイクル機関や排気回生機付機関と組み合わせれば、過給圧を高圧化するほど小型化でき燃費が向上する。そのため移動体用の機関として特に優れたものとなる。
Description
本発明は、往復ピストン式圧縮機、及び往復ピストン式膨張機に関する。
冷媒圧縮機に用いられる往復ピストン式圧縮機で連続的にガス容量を変化させられるものとしては、斜板圧縮機の斜板角度を変化させるものが知られている（特許文献１参照）。
内燃機関用過給機に用いられるスクリュー圧縮機で、吸気バルブの閉タイミングを連続的に遅らせることにより供給ガス量を抑制するものは知られている（特許文献２参照）。
特開２００８－１８４９３３
特許２００７－８５１７４
一般的に空調装置の冷媒圧縮機は固定容積の容積型圧縮機が用いられている。車両用の冷媒圧縮機は走行用の機関により駆動されているので、作動停止を繰り返す必要があり、電磁クラッチで断続して使用されている。そのため居室温度の調整が荒くなり、車両の駆動力が変化し不快である。
特許文献１のような可変容量圧縮機はこの点を改善するが、斜板角度を可変とする機構を配置するために構造が複雑となり、高回転化が難しい。また、機構を配置するためにピストンが片面のものとなり大型化する。
一般的に過給機として容積型圧縮機を用いる場合、固定容量の圧縮機が容積型機関から駆動されて用いられている。容積型機関に対して常にフリクションとなるため、同一出力の無過給機関に比べて燃費は低下する。
特許文献２のようなスクリュー圧縮機は吸気側バルブの閉タイミングを連続的に遅らせることしか出来ないので、供給圧を吸気圧以下に変化させることは出来ない。そのため出力の制御にはスロットルバルブを用いることになる。そのためスロットルバルブの絞りにより、圧縮機や機関にはポンピングロスが発生する。
容積型機関の排気バルブ開口時の圧力は供給圧により変化する。それに対して、回転当たりのガス容積は排気量により決まるので常に一定である。従って、その変動する排気圧を無駄なく動力に変換するには、吸気容量は変化せず膨張比を連続的に変えられる可変圧膨張機が必要になる。更に小型化のためには高回転化が容易なものが望まれる。
圧縮機であれば吸気バルブの開閉タイミングを、膨張機であれば排気バルブの開閉タイミングを連続的に変化させることにより、可変容量圧縮機または可変圧膨張機を実現する。
往復ピストン式圧縮機（膨張機）の圧縮室（膨張室）の周りを円筒状のロータリーバルブで包む形に配置し、吸気ポート（排気ポート）を、当該ロータリーバルブの半径方向に放射状に配置する。当該ロータリーバルブ及びポートは互いに点対称のバルブの回転軸方向に幅の変化する開口部を備え、当該ロータリーバルブもしくは当該ポートを構成する部材をバルブの回転軸方向に移動することにより開角を変化させる。
空調装置の冷媒圧縮機に本発明による可変容量圧縮機を用いれば、斜板やクランクなどの強度部材を固定式のものとすることが出来るので、高回転化及び小型化が容易である。連続的に０から最大まで冷却能力を変化させることができるので、断続のための電子クラッチを省略することが可能となる。電動モーターにより駆動する場合にも、残圧が残る状態からの再始動が可能となり、高価なインバーターを用いずに冷却能力の制御が可能となる利点がある。
容積型機関の過給機として本発明による可変容量圧縮機を用いれば、供給ガス量を０から最大容量まで連続的に変化させることができるので、過給圧による機関出力の制御が可能となる。そのためスロットルバルブが省略可能となる。また、当該圧縮機は吐出側の圧が負圧となっているときには、動力を発生する。つまり、当該圧縮機は容積型機関のポンピングロスを動力として回生することができる。
容積型機関の排気圧回生機として本発明による可変圧膨張機を用いれば、機関の負荷により変化する排気圧に対応する膨張比を取ることが可能となり、排気に残るエネルギーを無駄なく回生することが出来る。
１ ピストン式膨張機
２ 容積型機関（６サイクル機関)
３ ピストン式圧縮機
１０ シリンダーブロック
２２ 排気マニホールド
３０ バランサー
１０１ 主軸
１０２ クランクピン
１０５ 連接棒
１１０ ピストン
１１１ ガスシール面（シリンダー内壁面）
１１２ ピストンヘッド
１１５ ピストン摺動面（シリンダー内壁面）
１２１ 膨張室
１３０ 膨張機吸気バルブ
１３２ 膨張機吸気ポート
１４０ 膨張機排気バルブ
１４１、３３１，３４１ バルブ開口部
１４２ 膨張機排気ポート
１５１ 斜板カム
１５２ スライダー
１５５，１５６ スプロケット
１５８ タイミングチェーン
１６１ バルブ駆動シャフト
１６２，１６３ バルブギヤ
３２１ 圧縮室
３３０ 圧縮機吸気バルブ
３３２ 圧縮機吸気ポート
３３２ｂ シリンダーブロックの圧縮機吸気ポート
３４０ 圧縮機排気バルブ
３４２ 圧縮機排気ポート
３４５ バルブストッパー
３７５ バルブシフター
４１１ Ｖベルト
４１２ プーリー
４４１ 駆動チェーン
４４２ ドリブンスプロケット
４５１ トルクリミッター
５００ クランクケース
５１０，５２０ 摺動面構成部材
５３０ 膨張機吸気ポート構成部材
５４０ 圧縮機排気ポート構成部材
５４１ オイルドレイン
５５０ シール面構成部材
５６０，５６1 ハウジング
５６２，５６３ ヘリカルギヤ
５７０ 円環ポート構成部材
５７１，５７２ フレキシブルガスシール
５７３ ボール勘合部
５７４ 支軸
５７５ シフトアーム
５７６ ジョイントボール
２ 容積型機関（６サイクル機関)
３ ピストン式圧縮機
１０ シリンダーブロック
２２ 排気マニホールド
３０ バランサー
１０１ 主軸
１０２ クランクピン
１０５ 連接棒
１１０ ピストン
１１１ ガスシール面（シリンダー内壁面）
１１２ ピストンヘッド
１１５ ピストン摺動面（シリンダー内壁面）
１２１ 膨張室
１３０ 膨張機吸気バルブ
１３２ 膨張機吸気ポート
１４０ 膨張機排気バルブ
１４１、３３１，３４１ バルブ開口部
１４２ 膨張機排気ポート
１５１ 斜板カム
１５２ スライダー
１５５，１５６ スプロケット
１５８ タイミングチェーン
１６１ バルブ駆動シャフト
１６２，１６３ バルブギヤ
３２１ 圧縮室
３３０ 圧縮機吸気バルブ
３３２ 圧縮機吸気ポート
３３２ｂ シリンダーブロックの圧縮機吸気ポート
３４０ 圧縮機排気バルブ
３４２ 圧縮機排気ポート
３４５ バルブストッパー
３７５ バルブシフター
４１１ Ｖベルト
４１２ プーリー
４４１ 駆動チェーン
４４２ ドリブンスプロケット
４５１ トルクリミッター
５００ クランクケース
５１０，５２０ 摺動面構成部材
５３０ 膨張機吸気ポート構成部材
５４０ 圧縮機排気ポート構成部材
５４１ オイルドレイン
５５０ シール面構成部材
５６０，５６1 ハウジング
５６２，５６３ ヘリカルギヤ
５７０ 円環ポート構成部材
５７１，５７２ フレキシブルガスシール
５７３ ボール勘合部
５７４ 支軸
５７５ シフトアーム
５７６ ジョイントボール
本発明を図に表した実施例に基づき説明する。
図１は、本発明の１実施例である空調装置の冷媒圧縮機としての斜板式可変容量圧縮機３の断面図である。
当該斜板式圧縮機３は、円筒状の吸気バルブ３３０が複数の圧縮室を包む形で配置されている。吸気バルブ３３０はバルブギヤ１６２、１６３を介してバルブ駆動シャフト１６１により回転駆動されている。バルブ駆動シャフト１６１は、主軸１０１に取り付けられたスプロケット１５５からタイミングチェーン１５８、スプロケット１５６を介して駆動されている。
吸気バルブ３３０と一体に形成されたバルブギヤ１６３部の両側面は、バルブシフター３７５により位置を固定されている。このバルブシフター３７５を介して吸気バルブ３３０を左右に移動させることができる。バルブギヤ１６２、１６３はヘリカルギヤとなっており、バルブ３３０を左に移動するとバルブは主軸１０１に対して進角する。バルブギヤ１６３とバルブ３３０との結合にヘリカルスプラインを用いても同様の効果が得られる。
本図は、吸気バルブ１４０が最も右にあり、バルブ開角が最大の最大ガス容量の状態を示している。吸気バルブ３３０を左に移動することで、バルブが開かないバルブ休止状態にまで連続的に変化させることができる。
図２は最大ガス容量のときのＶ－Ｖ断面図で、吸気バルブ３３０の開口部３３１と吸気ポート３３２の位相関係を表している。当該圧縮機３は６つのピストン１１０を有し、その主軸１０１は右回りに回転している。吸気バルブ３３０にはバルブ開口部３３１が５ヶ所あり、吸気バルブ３３０は主軸１０１の１／５の回転数で左に回転している。ピストンの数をｎとしたとき、バルブ開口部１４１の数は（ｎ－１）であり、回転数は主軸１０１及び斜板カム１５１の回転数の１／（ｎ－１）である。
吸気バルブ３３０が主軸１０１と同一方向に回転する場合には、バルブ開口部の数は（ｎ＋１）、回転数は主軸の１／（ｎ＋１）とする必要がある。
当該圧縮機３の排気バルブ３４０は花びら形の板ばねによる一方向弁になっており、圧縮室の内部圧の上昇により開口し、ガスを排気ポートに導く。
図３は、本圧縮機の吸気バルブ３３０の開口部３３１と吸気ポート３３２の展開配置図である。バルブの回転に伴い、吸気ポート３３２に対してバルブ開口部３３１は上方に動く。実線は吸気バルブ３３０が最も右に移動したバルブ開角が最大となる開口部位置を示している
吸気バルブ３３０の開口部３３１と吸気ポート３３２は軸方向に幅の変化する形状にしてあるので、吸気バルブ３３０を左右に移動することによりバルブ開角を変化させることが出来る。開口部３３１と吸気ポート３３２を互いに点対称の形状にしているのは、開閉時の開口面積の変化を大きくするためである。
二点鎖線は吸気バルブ３３０が最も左にあるときのバルブ位置とその開口部３３１’位置を示している。この位置では開口部３３１’はポート３３２と交差せず、バルブが開くことは無い。二点鎖線３３１’の位置が実線の３３１の位置より下にあるのは、バルブギヤ１６２、１６３がヘリカルであることにより吸気バルブ３３０が左に移動すると主軸１０１に対して進角するからである。
図４の６つの図は、本実施例の圧縮機の吸気バルブの開閉タイミングを、ピストン上死点（ＴＤＣ）を上方向として、左回転で表している。ＶＯがバルブ開タイミング、ＶＣがバルブ閉タイミングである。１段目の左図はバルブ開角が最大のときを示す。バルブが左に移動することにより、以下１段目右、２段目の左、右、３段目左と徐々にバルブ開角が狭くなる。バルブが最も左に寄ると３段目の右の状態となり、バルブは開かなくなる。
吸気バルブの開口タイミングが上死点後にあるのは、ピストン上死点での圧縮室３２１のガスが吸気圧になるまで膨張させてからバルブを開く方が、残留ガスのエネルギーを有効利用できるからである。同時に残留ガスの吸気ポートへの逆流を防止している。空調装置の冷媒圧縮機の場合、冷媒のガス圧と液化圧によりこの膨張比が決まるので、本実施例では吸気バルブの開口タイミングは常に一定としている。
本実施例では開口タイミングを一定とするために、図３の三角形の吸気バルブ３３０の開口部３３１と吸気ポート３３２の開口側の辺の傾斜を、バルブギヤ１６２、１６３がヘリカルであることによる吸気バルブの移動に対する位相回転角に一致させている。
図５左図は、本実施例の斜板ピストン式圧縮機３と容積型機関２の動力伝達系のスケルトン図である。圧縮機３は容積型機関２からＶベルト４１１を介して駆動される。当該圧縮機は０から容量を変化させられるので、本実施例では電磁クラッチを省略している。
図６は、本発明の第２の実施例である最大圧３気圧の過給機としての斜板ピストン式可変容量圧縮機３の断面図である。当該圧縮機３も、円筒状の吸気バルブ３３０が複数の圧縮室を包む形で配置されている。当該吸気バルブ３３０も同様に、主軸１０１からタイミングチェーン１５８、バルブ駆動シャフト１６１、バルブヤ１６２、１６３を介して回転駆動されている。
円環ポート構成部材５７０とシリンダー構成部材５１０、５４０との間には、円筒状のフレキシブルガスシール５１２、５４２がある。図示していないが、フレキシブルな配管により圧縮機の吸気ポート３３２はエアークリーナーと、排気ポート３４２は容積型機関の吸気系に接続されている。
当該吸気バルブ３３０の両側面は、圧縮機を構成するハウジング５６０、５６１により位置を固定されている。それに対して吸気ポートを構成する円環ポート構成部材５７０は左右に移動可能となっている。本図は過給圧３気圧の状態で、円環ポート構成部材５７０は最も左にあり、バルブ開角が最大の位置にある。円環ポート構成部材５７０を右に移動することでバルブ開角は狭まる。
円環ポート構成部材５７０は、圧縮機３の本体に支えられた支軸５７４を中心に回転するシフトアーム５７５により位置が決められている。シフトアーム５７５にはボール勘合部５７３に勘合するジョイントボール５７６が固定されている。ボール勘合部５７３は円環ポート構成部材５７０に形成された円筒状の穴である。
図７は、当該圧縮機３を図６の上方から見たＸ視図である。実線のシフトアーム５７５位置はバルブ開角が最大のときを表している。２点鎖線５７５’はバルブ開角が最小のシフトアーム位置を表している。このようにシフトアーム５７５の右回転動作により、吸気円環ポート構成部材５７０は左に移動すると同時にバルブの回転と逆方向に回転し、吸気バルブの開角は狭まると同時に進角する。
図８は、本実施例の圧縮機の吸気バルブ３３０の開口部３３１と吸気ポート３３２の展開配置図である。実線３３１は吸気バルブの開口部を示す。点線３３２ｂはシリンダーブロックの吸気ポート形状を示す。二点鎖線３３２は過給圧３気圧のとき、３３２’は２気圧のとき、３３２’’は０．５気圧のときの円環ポート構成部材５７０の吸気ポート位置を示している。過給圧３気圧のときは３３２と３３２ｂは同じ位置にあるが、シリンダーブロックの吸気ポート３３２ｂは、円環ポート構成部材５７０の吸気ポートが３３２’ ３３２’’の位置に移動しても開口面積が確保できるように、一部張り出した形状となっている。
図９の６つの図は、当該可変容量圧縮機３の吸気バルブの目標開閉タイミングを表している。１段目左は過給圧３気圧のとき、以下、右下へ順に２．５気圧、２気圧、１．５気圧、１気圧、０．５気圧のときの目標開閉タイミングを表している。過給圧０．５気圧というのは、吸気量を全開の１／６に減らしたアイドリング状態を想定している。本実施例ではシフトアーム５７５の円弧運動により、この目標開閉タイミングを近似するように設定している。図８のように開口部の辺を直線とした本実施例では、実際には０．５気圧のときの開角はこの目標開閉タイミングより狭くなっている。
本実施例で、吸気バルブの閉タイミングを早めるほど、開タイミングも早めているのは、過給圧が低下すると、上死点後、圧縮室内部のガスが吸気圧まで膨張するタイミングが早まるからである。
図１０は、排気バルブの開閉タイミングを表している。本実施例の圧縮機は容積型機関から固定レシオの変速比で駆動されているので、回転あたりの過給気の量は変化させる必要が無い。そのため当該過給機の排気バルブの開閉タイミングは過給圧によらずに一定である。排気バルブを上死点前に閉じるのは、吸気と排気には圧力差が有るので、吸気と排気のバルブの両方が開くことがあるとガスが逆流するからである。また過給圧が1気圧以下の場合に、圧縮室の中のガスを吸気圧にまで圧縮してから吸気バルブを開けるためでもある。
過給圧が1気圧以下のときは、吸気バルブが開いているときよりも、排気バルブが開いているときの圧縮室の圧力が低くなる。このことにより当該圧縮機は駆動力を発生する。すなわち本実施例による圧縮機３は容積型機関側から吸引され、負圧による容積型機関のポンピングロスを再度動力として回生していることになる。
図１１は過給圧３気圧のときのＷ－Ｗ断面図で、各バルブとポートの位相関係を表している。図６に描かれているように円盤状の排気バルブ３４０は主軸１０１とスプラインで勘合しており、主軸と共に右に回転している。排気バルブの開口部３４１は排気バルブ３４０に１つ設けられている。当該開口部３４１は斜板カム１５１に対して常に同じ位置にあるので、各圧縮室に設けられた排気ポート３４２を順に同じピストン位置で開口する。
図５右図は、本実施例の斜板式圧縮機３と容積型機関２の動力伝達系のスケルトン図である。斜板式圧縮機３は容積型機関２からチェーン４４１を介して固定レシオで駆動されている。低負荷時には、逆に圧縮機３が回生した動力を容積型機関２に伝達する。容積型機関はトルク変動が大きいため、回転慣性マスを持つ圧縮機と共振が発生しやすい。そのため共振による過大トルクを回避するために動力伝達系に一定以上のトルクで滑るトルクリミッター４５１を備えている。
図１２は、容積型機関としての単気筒６サイクル機関２と、可変容量圧縮機兼可変圧膨張機１、３の断面図である。本実施例では、両者は９０°の配置を取り、クランクピン１０２は共通である。両者の往復部重量による一次慣性力を、クランクとなっている主軸１０１に取り付けたバランサー３０によって打ち消す為である。６サイクル機関２に対して当該圧縮機３は過給機として用いられ、膨張機１は排気回生機として用いられている。
ピストン１１０は、両端で摺動面構成部材５１０、５２０と摺動し、中央のピストンヘッド１１２を支えている。ピストンヘッド１１２は膨張機吸気ポート構成部材５３０とともに膨張室１２１を形成し、圧縮機排気ポート構成部材５４０とともに圧縮室３２１を形成している。ピストンヘッド１１２は、膨張室１２１と圧縮室３２１を仕切り、シール面構成部材５５０のガスシール面１１１で摺動している。シリンダーは、機関停止時に摺動面１１５から潤滑油が膨張室１２１や圧縮室３２１に落ちてくるのを防ぐため、おおよそ水平に配置されている。構成部材５２０にはオイルドレイン５４１が形成されていて、潤滑油を油室に戻している。
円筒状の膨張機の排気バルブ１４０と圧縮機の吸気バルブ３３０は一体化しており、膨張室１２１と圧縮室３２１を包む形で配置されている。デスク状の膨張機の吸気バルブ１３０と圧縮機の排気バルブ３４０は、バルブ１４０、３３０と爪で勘合し、同じ回転数で回転している。
これらのバルブ１３０、１４０、３３０、３４０はバルブギヤ１６２、１６３を介してバルブ駆動シャフト１６１により駆動されている。バルブ駆動シャフト１６１は主軸１０１と直交する軸上にあり、主軸１０１からヘリカルギヤ５６２、５６３を介して駆動されている。本図ではバルブ駆動シャフト１６１の配置を表すために、二点差線より下の部分はケース５００、摺動面構成部材５１０、ポート構成部材５７０を省略した外観図で示している。本実施例では、バルブギヤ１６２、１６３はスパーギヤを用いており、バルブ１４０、３３０の左右の移動によっては、回転位相は変化しない。
図示していないが、圧縮機３の吸気ポート３３２はエアークリーナーと、排気ポート３４２は容積型機関１の吸気系に接続され、膨張機１の吸気ポート１３２は容積型機関１の排気マニホールド２２と、排気ポート１４２は車両の排気管と接続している。
図１３は、図１２のＹ－Ｙ断面図で、可変圧縮機の最大過給圧時のバルブとポートの関係を表している。吸気バルブの開口部３３１と吸気ポート３３２の数は両方とも１シリンダーに対して５である。同様に圧縮機側のバルブ１３０、１４０の開口部とポートの数も同様に５である。これらのバルブ１３０、１４０、３３０、３４０は出力軸１０１の１／５の回転数で回転し、各バルブは５ヶ所のポートを同時に開閉する。
図１４の左側の６つの図は、当該可変容量圧縮機の吸気バルブの開閉タイミングを表している。右側の６つの図は、当該可変圧膨張機の排気バルブの開閉タイミングを、膨張室の容積が最小となるピストン下死点（ＢＤＣ）を上方向として、左回転で表している。過給圧は上から順に３気圧、２．５気圧、２気圧、１．８気圧、１．５気圧、１気圧、０．５気圧である。
膨張機の排気バルブの開口タイミングは、過給圧３気圧から１．８気圧までの間で変化させていない。これは本実施例では膨張機を小型化するために、１．８気圧のときの必要容量に膨張機の容量を設定しているからである。
図１５の左側は圧縮機の排気バルブの、右側は膨張機の吸気バルブの開閉タイミングを表している。これらは過給圧によらずに一定のタイミングで開閉する。
図１６は、本圧縮機兼膨張機の膨張機の排気バルブ１４０と圧縮機吸気バルブ３３０の開口部１４１、３３１と吸気ポート１４２、３３２の展開配置図である。バルブの回転に伴い、各ポート１４２、３３２に対してバルブ開口部３３１は上方に動く。実線はバルブが最も右に移動した、過給圧０．５気圧のバルブ開口部位置を示している。二点鎖線１４１’、３３１’は過給圧が１．８気圧のときの開口部位置を、１４１’
’、３３１’’は３気圧のときのバルブ位置１４０’ ’、３３０’ ’の開口部位置を示している。
’、３３１’’は３気圧のときのバルブ位置１４０’ ’、３３０’ ’の開口部位置を示している。
本発明による可変圧膨張機の吸入圧低下に対する対応方法として、排気バルブの開タイミングを膨張室の容積が最大となるピストン上死点後にする方法と、上死点前にする方法がある。本実施例では、膨張機の排気バルブを上死点前に開口することで、１．８気圧以下の過給圧時の吸入圧の低下に対応している。このようにすると、過給機の吸気バルブの開角を広げるときには、膨張機の排気バルブの開角は狭めれば良いので、バルブ開口部１４１、３３１を交互に中央に寄せることができる。バルブ全長が短くでき、シリンダー全長が短縮できる利点がある。
冷媒圧縮機に本発明による可変容量圧縮機を用いれば、無段階に空調能力の調整が可能で、作動停止の繰り返しが無く快適である。固定容量のものと同等の高回転化が容易で小型化が可能である。また、ガス容量を０にまで変えることができるので、電磁クラッチを不要とすることが出来る。特に回転数と関係なく空調能力を制御が必要な移動体用空調装置の冷媒圧縮機に適している。電動の空調装置や冷凍機に利用しても、再始動が容易な利点と、高価なインバーターが不要となる利点がある。
容積型機関の過給機に本発明による可変容量圧縮機を用いれば、スロットルバルブによらずに機関出力の制御が可能となる。圧縮機にはスロットルバルブに起因するポンピングロスがなく、容積型機関の吸入負圧は過給機が動力に変換する。従って部分負荷時の機関効率が向上し、燃費が向上する。
特に、ミラーサイクル機関や排気回生機付機関と本発明による可変容量圧縮機を過給機として組み合わせた機関は、過給機のフリクション以上の出力の向上があり、無過給機関より出力も効率も向上する。部分負荷時の効率も高く、移動体用の原動機として適している。
容積型機関の排気圧回生機に本発明による可変圧膨張機を用いれば、機関の負荷により変化する排気圧に対して排気エネルギーを無駄なく回生することが出来る。特に排気圧回生の回生圧を高めることができる６サイクル機関との組み合わせは適している。６サイクル機関と本発明による可変容量圧縮機兼可変圧膨張機との組み合わせは、実施例３の形態だけで無く、両面斜板圧縮機の片面を可変圧膨張機とした可変容量圧縮機兼可変圧膨張機との組み合わせも有用である。
Claims (8)
- 往復ピストン式圧縮機（膨張機）の圧縮室（膨張室）の周りを囲む形で円筒状のロータリーバルブを吸気（排気）バルブとして備え、当該ロータリーバルブの開口部および吸気（排気）ポートを当該バルブ回転軸方向に幅の変化する形状とし、当該ロータリーバルブをその回転軸方向に移動することにより吸気（排気）バルブの開角を変えることを特徴とした、圧縮機（膨張機）。
- 往復ピストン式圧縮機（膨張機）の圧縮室（膨張室）の周りを囲む形で円筒状のロータリーバルブを吸気（排気）バルブとして備え、当該ロータリーバルブの開口部および吸気（排気）ポートを当該バルブ回転軸方向に幅の変化する形状とし、当該吸気（排気）ポートを構成する部材を前記ロータリーバルブの回転軸方向に移動することにより吸気（排気）バルブの開角を変えることを特徴とした、圧縮機（膨張機）。
- 請求項１の圧縮機（膨張機）であって、円筒状のロータリーバルブをその回転軸方向に移動するのに伴い、当該圧縮機（膨張機）の主軸と当該ロータリーバルブの回転位相が変化する機構を備えたことを特徴とした、圧縮機（膨張機）。
- 請求項２の圧縮機（膨張機）であって、吸気（排気）ポートを構成する部材を円筒状のロータリーバルブの回転軸方向に移動するのに伴い、当該圧縮機（膨張機）の主軸の回転方向に当該吸気（排気）ポートを構成する部材を当該ロータリーバルブの回転方向に回転する機構を備えたことを特徴とした、圧縮機（膨張機）。
- 吸気（排気）ロータリーバルブの開口部および吸気（排気）ポートの形状を互いに点対称とし、かつ当該ロータリーバルブの回転軸方向に幅の変化する形状とした、請求項１乃至４のいずれか１項の圧縮機（膨張機）。
- 圧縮機（膨張機）の構成が複数のピストンを供えた斜板式であって、当該圧縮機（膨張機）全体の外周部に円筒状のロータリーバルブを吸気（排気）バルブとして備え、ピストンの数をｎ個とすると当該吸気（排気）バルブのバルブ開口部の数は（ｎ±１）であることを特徴とした、請求項１乃至４のいずれか１項の圧縮機（膨張機）。
- 請求項１乃至４のいずれか１項の圧縮機（膨張機）を備えた容積形機関。
- 請求項７の容積形機関を備えた移動体。
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Legal Events
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| 121 | Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application |
Ref document number: 09844354 Country of ref document: EP Kind code of ref document: A1 |
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| NENP | Non-entry into the national phase |
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| 122 | Ep: pct application non-entry in european phase |
Ref document number: 09844354 Country of ref document: EP Kind code of ref document: A1 |
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| NENP | Non-entry into the national phase |
Ref country code: JP |