WO2017169642A1 - 容量可変型斜板式圧縮機 - Google Patents

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WO2017169642A1
WO2017169642A1 PCT/JP2017/009603 JP2017009603W WO2017169642A1 WO 2017169642 A1 WO2017169642 A1 WO 2017169642A1 JP 2017009603 W JP2017009603 W JP 2017009603W WO 2017169642 A1 WO2017169642 A1 WO 2017169642A1
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WO
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chamber
swash plate
discharge
suction
valve
Prior art date
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Ceased
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PCT/JP2017/009603
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English (en)
French (fr)
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和也 本田
裕之 仲井間
幸司 川村
友次 橋本
博道 小川
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Toyota Industries Corp
Original Assignee
Toyota Industries Corp
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • 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
    • F04B27/12—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 having plural sets of cylinders or pistons
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • 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
    • F04B27/14—Control
    • F04B27/16—Control of pumps with stationary cylinders
    • F04B27/18—Control of pumps with stationary cylinders by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B39/00—Component parts, details, or accessories, of pumps or pumping systems specially adapted for elastic fluids, not otherwise provided for in, or of interest apart from, groups F04B25/00 - F04B37/00
    • F04B39/10—Adaptations or arrangements of distribution members

Definitions

  • the present invention relates to a variable capacity swash plate compressor.
  • Patent Document 1 discloses a conventional variable displacement swash plate compressor (hereinafter referred to as a compressor).
  • the compressor includes a housing, a drive shaft, a swash plate, a link mechanism, and a plurality of pistons.
  • the housing has a suction chamber, a discharge chamber, a swash plate chamber, and a plurality of cylinder bores.
  • the suction chamber is composed of a first suction chamber and a second suction chamber.
  • the first suction chamber is located on one side of the swash plate.
  • the second suction chamber is located on the other side of the swash plate.
  • the discharge chamber includes a first discharge chamber and a second discharge chamber.
  • the first discharge chamber is located on one side of the swash plate.
  • the second discharge chamber is located on the other surface side of the swash plate.
  • Each cylinder bore includes a first cylinder bore and a second cylinder bore.
  • the first cylinder bore is provided on one surface side of the swash plate and communicates with the first suction chamber and the first discharge chamber.
  • the second cylinder bore is provided on the other surface side of the swash plate and communicates with the second suction chamber and the second discharge chamber.
  • the drive shaft is rotatably supported by the housing.
  • the swash plate is disposed in the swash plate chamber and is rotated together with the drive shaft.
  • the link mechanism allows a change in the inclination angle of the swash plate with respect to the direction perpendicular to the drive axis of the drive shaft.
  • each piston is housed in each cylinder bore. More specifically, each piston is a double-headed piston having a first head and a second head. The first head reciprocates in the first cylinder bore to partition the first compression chamber in the first cylinder bore. The second head reciprocates in the second cylinder bore to partition the second compression chamber in the second cylinder bore. Each piston reciprocates at a stroke corresponding to the inclination angle by the rotation of the swash plate.
  • the compressor includes a moving body, a control pressure chamber, and a control mechanism.
  • the moving body moves in the direction of the drive axis within the housing to change the tilt angle.
  • the control pressure chamber moves the moving body by the internal pressure.
  • the control mechanism controls the pressure in the control pressure chamber.
  • the link mechanism is arranged so that the top dead center position of the second head moves more greatly than the top dead center position of the first head in accordance with the change of the tilt angle.
  • the conventional variable displacement swash plate compressor may be used in a state where a clutch is interposed between a drive source such as an engine and a drive shaft.
  • a drive source such as an engine
  • the driving shaft stops and the compression reaction force does not act on the swash plate.
  • the 1st compression chamber becomes closed space and it becomes easy to become resistance at the time of making the inclination angle of a swash plate small, it becomes difficult to make the inclination angle of a swash plate small.
  • the inclination angle of the swash plate is likely to vary depending on the stop timing of the drive shaft.
  • the present invention has been made in view of the above-described conventional situation, and it is a problem to be solved to provide a variable displacement swash plate compressor capable of smoothly restarting after the clutch is operated. Yes.
  • the capacity variable swash plate compressor of the present invention includes a suction chamber, a discharge chamber, a swash plate chamber and a housing in which a plurality of cylinder bores are formed, A drive shaft rotatably supported by the housing; A swash plate disposed in the swash plate chamber and rotated together with the drive shaft; A link mechanism that allows a change in the inclination angle of the swash plate with respect to the direction orthogonal to the drive axis of the drive shaft; A piston housed in each cylinder bore and reciprocating at a stroke corresponding to the inclination angle by rotation of the swash plate; A moving body that moves in the direction of the drive axis within the housing to change the tilt angle; A control pressure chamber for moving the moving body by an internal pressure; A control mechanism for controlling the pressure in the control pressure chamber,
  • the suction chamber comprises a first suction chamber located on one side of the swash plate and a second suction chamber located on the other side of the swash plate,
  • the discharge chamber is
  • a second head that defines a second compression chamber therein,
  • the link mechanism is arranged such that the top dead center position of the second head moves more greatly than the top dead center position of the first head in accordance with the change of the tilt angle.
  • a first backflow portion that is provided only on the one surface side of the swash plate, leaks the refrigerant in the first compression chamber into the first suction chamber, and is provided only on the other surface side of the swash plate; It further comprises at least one of a second backflow portion that leaks the refrigerant in the discharge chamber into the second compression chamber and makes the pressure in the second compression chamber higher than the pressure in the swash plate chamber.
  • variable capacity swash plate compressor of the present invention when the clutch is used between a drive source such as an engine and the drive shaft, the clutch is operated and the drive source to the drive shaft is operated. When transmission of the driving force is interrupted, the driving shaft stops and the compression reaction force does not act on the swash plate.
  • at least one of the first backflow portion and the second backflow portion acts as follows.
  • this variable capacity swash plate compressor is provided with the first backflow portion.
  • the inclination angle of the swash plate is reduced by an urging force such as a tilt angle reducing spring.
  • the first counterflow portion causes the refrigerant in the first compression chamber to leak into the first suction chamber.
  • the first compression chamber does not become a closed space due to the first backflow portion, and resistance to reducing the inclination angle of the swash plate is difficult to reduce. Therefore, the inclination angle of the swash plate is reduced by an urging force such as an inclination reduction spring. Easy to do.
  • variable capacity swash plate compressor is provided with the second backflow portion.
  • the second counterflow portion causes the refrigerant in the second discharge chamber to leak into the second compression chamber, and the pressure in the second compression chamber is changed to the pressure in the swash plate chamber. Higher than. That is, it is easy to reduce the inclination angle of the swash plate due to the pressure difference between the second compression chamber and the swash plate chamber generated by the second counterflow portion.
  • this capacity variable type swash plate compressor it is possible to suppress restarting in a state where the inclination angle of the swash plate is large, so that the rising torque can be reduced.
  • the engine or the like that is the drive source is less likely to stop, and slippage is less likely to occur in the clutch connection.
  • variable capacity swash plate compressor of the present invention includes a first backflow portion. Between the first suction chamber and the first cylinder bore, a suction hole for sucking the refrigerant in the first suction chamber into the first compression chamber, a first valve seat surface surrounding the suction hole, and the first valve seat surface It is desirable that a suction valve that opens and closes the suction hole by being seated and separated is provided.
  • the first backflow portion is formed on the first valve seat surface by shot machining, and forms a gap between the suction valve and the first valve seat surface in a state where the suction valve is seated on the first valve seat surface. It is desirable to include unevenness.
  • variable capacity swash plate compressor of the present invention includes a first backflow portion. Between the first suction chamber and the first cylinder bore, a suction hole for sucking the refrigerant in the first suction chamber into the first compression chamber, a first valve seat surface surrounding the suction hole, and the first valve seat surface It is desirable that a suction valve that opens and closes the suction hole by being seated and separated is provided.
  • the first backflow portion is recessed in the first valve seat surface, and a step that forms a gap between the intake valve and the first valve seat surface in a state where the intake valve is seated on the first valve seat surface. It is desirable to include.
  • the first backflow portion can be configured with a simple configuration, an increase in manufacturing cost can be suppressed.
  • variable capacity swash plate compressor of the present invention includes the second backflow portion.
  • the above conventional compressor is required to improve the controllability of the inclination angle of the swash plate during high speed operation. That is, when the inclination angle of the swash plate is reduced, the top dead center position of the second head moves more than the top dead center position of the first head, and the compression work in the second compression chamber is reduced in the first compression chamber. Less than compression work. At this time, the pressure in the second compression chamber becomes substantially equal to the pressure in the swash plate chamber due to leakage of the refrigerant from the gap between the second cylinder bore and the second head. For this reason, the compression reaction force is less likely to act on the second head, and the compression reaction force acting on the swash plate via the double-headed piston is reduced.
  • the second counterflow portion leaks the refrigerant in the second discharge chamber into the second compression chamber, and
  • the pressure is set higher than the pressure in the swash plate chamber.
  • the inclination angle of the swash plate when the inclination angle of the swash plate is reduced to the minimum during high-speed operation, even if the reciprocating inertia force of the double-ended piston increases, the compression reaction force that is larger than the conventional one exceeds the reciprocating inertia force of the double-ended piston.
  • the inclination angle of the swash plate can be preferably minimized.
  • the reciprocating inertia force of the double-headed piston is small, so it is necessary to minimize the tilt angle of the swash plate by the compression reaction force that is larger than before. More preferably.
  • the leakage due to the second backflow portion is also small, and the leakage hardly affects the compression performance.
  • the controllability of the inclination angle of the swash plate during high speed operation can be improved.
  • the second counterflow portion can increase the compression reaction force acting on the second head as compared with the conventional case, so that the swash plate tilt angle can be reduced.
  • the spring can be made smaller, and consequently the space for arranging the biasing spring in the housing can be made smaller. As a result, this variable capacity swash plate compressor can be downsized in the direction of the drive shaft.
  • a discharge hole for discharging the refrigerant compressed in the second compression chamber to the second discharge chamber a second valve seat surface surrounding the discharge hole, and a second valve seat
  • a discharge valve that opens and closes the discharge hole by being seated and separated from the surface is provided.
  • the second backflow portion is formed on the second valve seat surface by shot machining, and forms a gap between the discharge valve and the second valve seat surface in a state where the discharge valve is seated on the second valve seat surface. It is desirable to include unevenness.
  • a discharge hole for discharging the refrigerant compressed in the second compression chamber to the second discharge chamber a second valve seat surface surrounding the discharge hole, and a second valve seat
  • a discharge valve that opens and closes the discharge hole by being seated and separated from the surface is provided.
  • the second backflow portion is recessed in the second valve seat surface, and a step that forms a gap between the discharge valve and the second valve seat surface in a state where the discharge valve is seated on the second valve seat surface. It is desirable to include.
  • the second backflow portion can be configured with a simple configuration, an increase in manufacturing cost can be suppressed.
  • the capacity variable swash plate compressor of the present invention having the second backflow portion is provided on the outer peripheral surface of the second head, and is provided between the outer peripheral surface of the second head and the inner peripheral surface of the second cylinder bore. It is desirable to further include a piston ring for sealing. According to this structure, it can suppress that the refrigerant
  • variable displacement swash plate compressor of the present invention can smoothly restart after the clutch is operated.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of the variable capacity compressor according to the first embodiment when the capacity is maximum.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the variable capacity compressor according to the first embodiment when the capacity is minimum.
  • FIG. 3 is a schematic diagram illustrating a control mechanism in the variable capacity compressor according to the first embodiment.
  • FIG. 4 is a partial cross-sectional view illustrating the second discharge hole, the second valve seat surface, and the second discharge reed valve according to the variable capacity compressor of the first embodiment.
  • FIG. 5 is a partial top view showing the second discharge hole, the second valve seat surface, the second discharge reed valve, and the second backflow portion in the variable capacity compressor according to the first embodiment.
  • FIG. 6 is a partial cross-sectional view showing the AA cross section of FIG.
  • FIG. 7 is a graph showing the relationship between the discharge capacity and the variable differential pressure during low-speed operation in the variable capacity compressor of the first embodiment.
  • FIG. 8 is a graph showing the relationship between the discharge capacity and the variable differential pressure during high-speed operation in the variable capacity compressor according to the first embodiment.
  • FIG. 9 is a graph showing the relationship between the rotation angle of the drive shaft and the pressure in the second compression chamber during low speed operation and low capacity, in the variable capacity compressor of the first embodiment.
  • FIG. 10 is a graph showing the relationship between the rotation angle of the drive shaft and the pressure in the second compression chamber during low speed operation and high capacity, in the variable capacity compressor of Example 1.
  • FIG. 11 is a graph showing the relationship between the rotation angle of the drive shaft and the pressure in the second compression chamber during high speed operation and low capacity, in the variable capacity compressor of the first embodiment.
  • FIG. 12 is a graph showing the relationship between the rotation angle of the drive shaft and the pressure in the second compression chamber during high speed operation and high capacity, in the variable capacity compressor of the first embodiment.
  • FIG. 13 is a partial top view showing a second discharge hole, a second valve seat surface, a second discharge reed valve, and a second backflow portion in the variable capacity compressor according to the second embodiment.
  • 14 is a partial cross-sectional view showing a BB cross section of FIG. 13 according to the variable capacity compressor of the second embodiment.
  • FIG. 15 is a partial cross-sectional view illustrating a first suction hole, a first valve seat surface, and a first suction reed valve according to the variable capacity compressor of the third embodiment.
  • FIG. 16 is a partial bottom view showing the first suction hole, the first valve seat surface, the first suction reed valve, and the first backflow portion in the variable capacity compressor of the third embodiment.
  • FIG. 17 is a partial bottom view showing the first suction hole, the first valve seat surface, the first suction reed valve, and the first backflow portion in the variable capacity compressor of the fourth embodiment.
  • Embodiments 1 to 4 embodying the present invention will be described below with reference to the drawings.
  • Example 1 As shown in FIG.1 and FIG.2, the compressor of Example 1 is an example of the specific aspect of the capacity
  • This compressor employs a double-headed piston.
  • This compressor is mounted on a vehicle and constitutes a refrigeration circuit of a vehicle air conditioner. 1 and 2, the direction in which the drive axis O1 of the drive shaft 3 extends is the front-rear direction of the compressor. 1 and 2, the left side of the drawing is the front of the compressor, and the right side of the drawing is the rear of the compressor.
  • the compressor includes a housing 1, a drive shaft 3, a swash plate 5, a link mechanism 7, a plurality of pistons 9, and an actuator 13. Moreover, this compressor is provided with the control mechanism 15 as shown in FIG.
  • the housing 1 includes a first housing 17, a second housing 19, a first cylinder block 21, a second cylinder block 23, a first valve forming plate 39, and a second housing. And an annuloplasty plate 41.
  • the first housing 17 is formed with a boss 17a protruding forward.
  • a shaft seal device 25 is provided in the boss 17a.
  • a first suction chamber 27a and a first discharge chamber 29a are formed in the first housing 17.
  • the first suction chamber 27 a is formed in an annular shape and is located on the inner peripheral side of the first housing 17.
  • the first discharge chamber 29 a is also formed in an annular shape, and is positioned on the outer peripheral side of the first suction chamber 27 a in the first housing 17.
  • the second housing 19 is provided with a part of the control mechanism 15 described above.
  • a second suction chamber 27b, a second discharge chamber 29b, and a pressure adjustment chamber 31 are formed in the second housing 19.
  • the pressure adjustment chamber 31 is located in the central portion of the second housing 19.
  • the second suction chamber 27 b is formed in an annular shape, and is located on the outer peripheral side of the pressure adjustment chamber 31 in the second housing 19.
  • the second discharge chamber 29 b is also formed in an annular shape, and is positioned on the outer peripheral side of the second suction chamber 27 b in the second housing 19.
  • the first cylinder block 21 is provided on the front side of the compressor and between the first housing 17 and the second cylinder block 23.
  • the first cylinder block 21 is formed with a plurality of first cylinder bores 21a extending in the direction of the drive axis O1.
  • the first cylinder bores 21a are arranged at equiangular intervals in the circumferential direction.
  • first cylinder block 21 is formed with a first shaft hole 21b through which the drive shaft 3 is inserted.
  • a first sliding bearing 22a is provided in the first shaft hole 21b.
  • the first cylinder block 21 is formed with a first recess 21c.
  • the first recess 21c communicates with the first shaft hole 21b from the rear side of the compressor.
  • the first recess 21c is coaxial with the first shaft hole 21b and has an inner diameter larger than that of the first shaft hole 21b.
  • a first thrust bearing 35a is provided in the first recess 21c.
  • the second cylinder block 23 is provided on the rear side of the compressor and between the first cylinder block 21 and the second housing 19.
  • the second cylinder block 23 is joined to the first cylinder block 21, thereby forming a swash plate chamber 33 with the first cylinder block 21.
  • the swash plate chamber 33 communicates with the first recess 21c.
  • the first recess 21 c constitutes a part of the swash plate chamber 33.
  • the second cylinder block 23 is formed with a plurality of second cylinder bores 23a extending in the direction of the drive axis O1.
  • Each of the second cylinder bores 23a is arranged at equiangular intervals in the circumferential direction, like the first cylinder bores 21a.
  • Each second cylinder bore 23a is paired with each first cylinder bore 21a at the front and rear.
  • the first cylinder bores 21a and the second cylinder bores 23a are formed to have the same inner diameter.
  • these numbers and internal diameter can be designed suitably.
  • the second cylinder block 23 is formed with a second shaft hole 23b through which the drive shaft 3 is inserted, and a second recess 23c communicating with the second shaft hole 23b from the front side of the compressor.
  • a second sliding bearing 22b is provided in the second shaft hole 23b.
  • rolling bearings may be provided.
  • the second recess 23c is coaxial with the second shaft hole 23b and has an inner diameter larger than that of the second shaft hole 23b.
  • the second recess 23 c is also in communication with the swash plate chamber 33 and constitutes a part of the swash plate chamber 33.
  • a second thrust bearing 35b is provided in the second recess 23c.
  • the first valve forming plate 39 is provided between the first housing 17 and the first cylinder block 21.
  • the first housing 17 and the first cylinder block 21 are joined via the first valve forming plate 39.
  • the second valve forming plate 41 is provided between the second housing 19 and the second cylinder block 23.
  • the second housing 19 and the second cylinder block 23 are joined via the second valve forming plate 41.
  • the first valve forming plate 39 includes a first valve plate 390, a first suction valve plate 391, a first discharge valve plate 392, and a first retainer plate 393.
  • the first valve plate 390 and the first intake valve plate 391 extend to the outer circumferences of the first housing 17 and the first cylinder block 21.
  • first suction holes 39a are formed in the first valve plate 390, the first discharge valve plate 392, and the first retainer plate 393. Each first cylinder bore 21a communicates with the first suction chamber 27a through each first suction hole 39a.
  • first discharge holes 39b are formed in the first valve plate 390 and the first intake valve plate 391.
  • Each first cylinder bore 21a communicates with the first discharge chamber 29a through each first discharge hole 39b.
  • the first intake valve plate 391 is provided on the rear surface of the first valve plate 390.
  • the first suction valve plate 391 is formed with a plurality of first suction reed valves 391a that can open and close each first suction hole 39a by elastic deformation.
  • the first discharge valve plate 392 is provided on the front surface of the first valve plate 390.
  • the first discharge valve plate 392 is formed with a plurality of first discharge reed valves 392a that can open and close each first discharge hole 39b by elastic deformation.
  • the first retainer plate 393 is provided on the front surface of the first discharge valve plate 392. The first retainer plate 393 regulates the maximum opening degree of each first discharge reed valve 392a.
  • the second valve forming plate 41 includes a second valve plate 410, a second suction valve plate 411, a second discharge valve plate 412, and a second retainer plate 413.
  • the second valve plate 410 and the second intake valve plate 411 extend to the outer circumferences of the second housing 19 and the second cylinder block 23.
  • each second cylinder bore 23a communicates with the second suction chamber 27b through each second suction hole 41a.
  • the same number of second discharge holes 41b as the second cylinder bores 23a are formed in the second valve plate 410 and the second intake valve plate 411. Each second cylinder bore 23a communicates with the second discharge chamber 29b through each second discharge hole 41b.
  • annular groove 410e and a second valve seat surface 410f are formed on the rear surface of the second valve plate 410 corresponding to each of the second discharge holes 41b.
  • the annular groove 410e is recessed forward from the rear surface of the second valve plate 410 and surrounds the entire circumference of the second discharge hole 41b.
  • the second valve seat surface 410f is an annular flat surface that surrounds the second discharge hole 41b inside the annular groove 410e.
  • the second suction valve plate 411 is provided on the front surface of the second valve plate 410.
  • the second suction valve plate 411 is formed with a plurality of second suction reed valves 411a capable of opening and closing each second suction hole 41a by elastic deformation.
  • the second discharge valve plate 412 is provided on the rear surface of the second valve plate 410.
  • the second discharge valve plate 412 is formed with a plurality of second discharge reed valves 412a that can open and close each second discharge hole 41b by elastic deformation.
  • the second retainer plate 413 is provided on the rear surface of the second discharge valve plate 412. The second retainer plate 413 regulates the maximum opening degree of each second discharge reed valve 412a. As shown in FIGS. 4 and 5, the second discharge reed valve 412a opens and closes the second discharge hole 41b by being seated and separated from the second valve seat surface 410f.
  • the second valve plate 410 is provided with a second backflow portion 71.
  • the second backflow portion 71 includes irregularities 71a formed in a partial region of the second valve seat surface 410f.
  • the unevenness 71a is formed by shot processing on a partial region of the second valve seat surface 410f. Shot processing is a processing method for finishing a metal surface by spraying or striking particles such as fine sand or metal spheres on the metal surface.
  • the second backflow portion 71 has the second discharge reed valve 412a and the second valve seat surface 410f in the state where the second discharge reed valve 412a is seated on the second valve seat surface 410f.
  • a gap S1 is formed between the two.
  • the depth of the concave portion and the size of the concave portion in the unevenness 71a are determined by the lubricating oil interposed between the second discharge reed valve 412a seated on the second valve seat surface 410f and the second valve seat surface 410f.
  • the gap S1 is not filled, and the second discharge chamber 29b and a second compression chamber 53b described later are set to communicate with each other through the gap S1.
  • the second backflow portion 71 leaks the refrigerant in the second discharge chamber 29b into the second compression chamber 53b through the second discharge hole 41b, and causes the pressure P2 in the second compression chamber 53b to enter the swash plate chamber 33. Higher than the suction pressure Ps.
  • the second cylinder block 23 is formed with a discharge port 23d, a merged discharge chamber 23j, and a suction port 23s.
  • the discharge port 23d and the merged discharge chamber 23j communicate with each other.
  • the merged discharge chamber 23j is connected to a condenser (not shown) that constitutes a pipe line of the refrigeration circuit via a discharge port 23d.
  • the suction port 23s and the swash plate chamber 33 communicate with each other.
  • the swash plate chamber 33 is connected to an evaporator (not shown) constituting a pipe line of the refrigeration circuit via a suction port 23s.
  • the first discharge communication passage 18 is formed in the first housing 17, the first valve forming plate 39, the first cylinder block 21 and the second cylinder block 23.
  • the front end side of the first discharge communication path 18 communicates with the first discharge chamber 29a, and the rear end side communicates with the merged discharge chamber 23j.
  • a second discharge communication passage 20 is formed in the second cylinder block 23, the second valve forming plate 41, and the second housing 19.
  • the rear end side of the second discharge communication passage 20 communicates with the second discharge chamber 29b, and the front end side communicates with the merged discharge chamber 23j.
  • first and second discharge chambers 29a and 29b and the merged discharge chamber 23j communicate with each other through the first and second discharge communication passages 18 and 20. For this reason, the pressure in the first and second discharge chambers 29a and 29b and the pressure in the merged discharge chamber 23j are the discharge pressure Pd.
  • a first communication path 37a is formed in the first cylinder block 21 and the first valve forming plate 39.
  • the first communication path 37 a has a front end side communicating with the first suction chamber 27 a and a rear end side communicating with the swash plate chamber 33.
  • a second communication path 37b is formed in the second cylinder block 23 and the second valve forming plate 41.
  • the second communication path 37 b has a rear end side communicating with the second suction chamber 27 b and a front end side communicating with the swash plate chamber 33.
  • first and second suction chambers 27a and 27b and the swash plate chamber 33 communicate with each other through the first and second communication paths 37a and 37b. For this reason, the pressure in the first and second suction chambers 27a and 27b and the pressure in the swash plate chamber 33 are the suction pressure Ps.
  • the drive shaft 3 includes a drive shaft main body 30, a first support member 43a, and a second support member 43b.
  • the drive shaft main body 30 extends from the front of the housing 1 toward the rear in the direction of the drive axis O1.
  • a first small diameter portion 30 a is formed on the front end side of the drive shaft main body 30.
  • a second small diameter portion 30 b is formed on the rear end side of the drive shaft main body 30.
  • the drive shaft body 30 is inserted into the shaft sealing device 25 and the first and second sliding bearings 22a and 22b in the housing 1. As a result, the drive shaft main body 30, and thus the drive shaft 3, is supported by the housing 1 so as to be rotatable around the drive axis O1.
  • the front end of the drive shaft body 30 is inserted through the shaft seal device 25 in the boss 17a.
  • the rear end of the drive shaft main body 30 protrudes into the pressure adjustment chamber 31.
  • the drive shaft main body 30 is provided with the swash plate 5, the link mechanism 7, and the actuator 13.
  • the swash plate 5, the link mechanism 7, and the actuator 13 are respectively disposed in the swash plate chamber 33.
  • Threaded portion 3e is formed at the front end of drive shaft body 30.
  • the drive shaft 3 is connected to a pulley or an electromagnetic clutch (not shown) via a screw portion 3e.
  • the first support member 43a is formed in a substantially cylindrical shape with the drive axis O1 as the central axis.
  • the first support member 43 a is press-fitted into the first small diameter portion 30 a of the drive shaft body 30 and is integrated with the drive shaft body 30.
  • the first support member 43a is supported by the first sliding bearing 22a in the first shaft hole 21b.
  • a first flange 43f and a mounting portion (not shown) through which a second pin 47b described later is inserted are formed on the rear end side of the first support member 43a.
  • the first thrust bearing 35a is held in the direction of the drive axis O1 by the first flange 43f and the front wall of the first recess 21c. As a result, a predetermined preload is applied to the first thrust bearing 35a, and the thrust force toward the front end side of the compressor acting on the drive shaft body 30 including the first support member 43a during operation is supported.
  • the second support member 43b is formed in a cylindrical shape having the drive axis O1 as a central axis.
  • the second support member 43b is press-fitted into the second small diameter portion 30b of the drive shaft main body 30, and is supported by the second sliding bearing 22b in the second shaft hole 23b.
  • a second flange 43g is formed at the front end of the second support member 43b.
  • the second thrust bearing 35b is held in the direction of the drive axis O1 by the second flange 43g and the rear wall of the second recess 23c. Thus, a predetermined preload is applied to the second thrust bearing 35b, and the thrust force toward the rear end side of the compressor acting on the drive shaft main body 30 including the second support member 43b during operation is supported.
  • the swash plate 5 has a substantially disk shape and has a front surface 5a and a rear surface 5b.
  • the front surface 5 a faces the front of the compressor in the swash plate chamber 33.
  • the rear surface 5 b faces the rear of the compressor in the swash plate chamber 33.
  • the swash plate 5 can be inclined with respect to the direction orthogonal to the drive axis O1.
  • the swash plate 5 has a ring plate 45.
  • the ring plate 45 is formed in an annular flat plate shape.
  • An insertion hole 45 a is formed at the center of the ring plate 45.
  • the swash plate 5 is attached to the drive shaft 3 by inserting the drive shaft main body 30 through the insertion hole 45 a in the swash plate chamber 33.
  • the ring plate 45 is formed with a connecting portion 45c connected to a connecting arm 132 described later so as to protrude toward the rear of the compressor.
  • a return spring 44 a is provided between the first flange 43 f and the ring plate 45. Specifically, the front end of the return spring 44a is disposed so as to contact the first flange 43f. The rear end of the return spring 44 a is disposed so as to contact the ring plate 45. The return spring 44a biases both the first flange 43f and the ring plate 45 so as to separate each other.
  • the link mechanism 7 includes a lug arm 49, a first pin 47a, and a second pin 47b.
  • the lug arm 49 is disposed in front of the swash plate 5 in the swash plate chamber 33, and is located between the swash plate 5 and the first support member 43a.
  • the lug arm 49 is formed to be substantially L-shaped from the front end side toward the rear end side.
  • a weight portion 49a is formed on the rear end side of the lug arm 49.
  • the weight portion 49 a extends in the circumferential direction of the actuator 13 and covers approximately half the circumference of the actuator 13.
  • the shape of the weight portion 49a can be designed as appropriate. Centrifugal force acts on the weight portion 49a as the swash plate 5 rotates around the drive axis O1.
  • the first pin 47 a connects the rear end side of the lug arm 49 and the ring plate 45.
  • the lug arm 49 is supported by the swash plate 5 so as to be able to swing around the first swing axis M1 with the first pin 47a as the first swing axis M1.
  • the first swing axis M1 extends in a direction orthogonal to the drive axis O1.
  • the second pin 47b connects the front end side of the lug arm 49 and the first support member 43a.
  • the lug arm 49 can swing around the second swing axis M2 with respect to the first support member 43a, that is, the drive shaft 3, with the second pivot 47b serving as the second pivot axis M2. It is supported.
  • the second swing axis M2 extends in parallel with the first swing axis M1.
  • the swash plate 5 and the drive shaft 3 are connected by the link mechanism 7 so that the swash plate 5 can rotate together with the drive shaft 3.
  • the inclination angle of the swash plate 5 with respect to the direction perpendicular to the drive axis O1 is as shown in FIG. Can be changed from the maximum state shown in FIG. 2 to the minimum state shown in FIG.
  • each piston 9 is a double-headed piston, and has a first head 9a on the front end side and a second head 9b on the rear end side.
  • Each first head 9a is accommodated in each first cylinder bore 21a so as to reciprocate.
  • the first compression chambers 53a are defined in the first cylinder bores 21a by the first heads 9a and the first valve forming plate 39, respectively.
  • Each of the second heads 9b is accommodated so as to be able to reciprocate within each of the second cylinder bores 23a.
  • a second compression chamber 53b is defined in each second cylinder bore 23a by each second head 9b and the second valve forming plate 41.
  • a piston ring 9s is provided on the outer peripheral surface of the second head 9b.
  • the piston ring 9s seals between the outer peripheral surface of the second head 9b and the inner peripheral surface of the second cylinder bore 23a. Thereby, it can suppress that the refrigerant
  • An engaging portion 9c is formed at the center of each piston 9 in the direction of the drive axis O1.
  • each engaging portion 9c hemispherical shoes 11a and 11b are provided.
  • Each shoe 11 a slides on the front surface 5 a of the swash plate 5.
  • each shoe 11b slides on the rear surface 5b of the swash plate 5.
  • Each first head 9 a can reciprocate in the first cylinder bore 21 a with a stroke corresponding to the inclination angle of the swash plate 5.
  • Each of the second heads 9b can reciprocate in the second cylinder bore 23a with a stroke corresponding to the inclination angle of the swash plate 5.
  • the top dead center positions of the first heads 9a and the second heads 9b move as the strokes of the pistons 9 change as the inclination angle of the swash plate 5 changes.
  • the top dead center position of each second head 9b moves larger than the top dead center position of each first head 9a.
  • the compression work in the second compression chamber 53b is reduced than the compression work in the first compression chamber 53a.
  • the top dead center position of the first head 9a slightly moves and the dead space of the first compression chamber 53a slightly changes.
  • the top dead center position of the second head 9b has moved greatly, and the dead space of the second compression chamber 53b has changed greatly.
  • the actuator 13 is disposed in the swash plate chamber 33.
  • the actuator 13 is positioned behind the swash plate 5 in the swash plate chamber 33 and can enter the second recess 23c.
  • the actuator 13 has a partition 13c, a moving body 13a, and a control pressure chamber 13b.
  • the partition 13c has a substantially disk shape extending in the radially outward direction of the drive shaft O1.
  • An insertion hole 133 is provided through the center of the partition 13c.
  • An O-ring 139b is provided on the outer periphery of the partition 13c.
  • the drive shaft main body 30 is press-fitted into the insertion hole 133 of the partition 13c. Thereby, the partition 13c can rotate integrally with the drive shaft main body 30 at a position facing the swash plate 5 from the rear.
  • the moving body 13a has a rear wall 130, a peripheral wall 131, and a pair of pulling arms 132. 1 and 2, only one of the pair of pulling arms 132 is shown.
  • the rear wall 130 is located behind the movable body 13a and has a substantially disk shape extending in the radially outward direction of the drive shaft O1.
  • the rear wall 130 is provided with an insertion hole 130a through which the second small diameter portion 30b of the drive shaft main body 30 is inserted.
  • An O-ring 139a is provided in the insertion hole 130a.
  • the peripheral wall 131 is continuous with the outer peripheral edge of the rear wall 130 and extends in a cylindrical shape toward the front of the moving body 13a.
  • the inner diameter of the peripheral wall 131 is slightly larger than the outer diameter of the partition 13c.
  • Each traction arm 132 is formed at the front end of the peripheral wall 131 with the drive axis O1 interposed therebetween, and projects toward the front of the movable body 13a.
  • Each pulling arm 132 and the ring plate 45 are connected by a third pin 47c. Accordingly, the swash plate 5 is supported by the movable body 13a so as to be swingable around the action axis M3 with the axis of the third pin 47c as the action axis M3.
  • the action axis M3 extends in parallel with the first and second oscillation axes M1 and M2.
  • the second small diameter portion 30b of the drive shaft main body 30 is inserted through the insertion hole 130a of the moving body 13a.
  • a space between the insertion hole 130a and the second small diameter portion 30b is sealed by an O-ring 139a.
  • the movable body 13a can move the second small diameter portion 30b of the drive shaft main body 30 in the direction of the drive axis O1.
  • a partition 13c is arranged in the moving body 13a.
  • the peripheral wall 131 surrounds the partition 13c.
  • a space between the inner peripheral surface of the peripheral wall 131 and the outer peripheral surface of the partition 13c is sealed by an O-ring 139b.
  • the control pressure chamber 13 b is formed by being surrounded by the rear wall 130 and the peripheral wall 131 of the movable body 13 a and the partition body 13 c, and is partitioned from the swash plate chamber 33.
  • an inclination reduction spring 44b is provided between the moving body 13a and the second support member 43b. Specifically, the front end of the inclination-decreasing spring 44b is disposed so as to contact the rear wall 130 of the moving body 13a. The rear end of the inclination-decreasing spring 44b is disposed so as to contact the second flange 43g of the second support member 43b. The inclination-decreasing spring 44b biases both the moving body 13a and the second support member 43b so as to separate each other.
  • An axial path 3a and a radial path 3b are formed in the second small diameter portion 30b.
  • the axial path 3a extends in the direction of the drive axis O1 from the rear end of the second small diameter portion 30b toward the front.
  • the radial path 3 b extends in the radial direction from the front end of the axial path 3 a and opens on the outer peripheral surface of the drive shaft main body 30.
  • the rear end of the axial path 3 a communicates with the pressure adjustment chamber 31.
  • the path 3b communicates with the control pressure chamber 13b. Thereby, the pressure in the control pressure chamber 13b and the pressure in the pressure adjustment chamber 31 are the control pressure Pc.
  • control mechanism 15 includes a low pressure passage 15a, a high pressure passage 15b, a control valve 15c, an orifice 15d, an axial passage 3a, and a radial passage 3b.
  • the low pressure passage 15a is connected to the pressure adjusting chamber 31 and the second suction chamber 27b.
  • the control pressure chamber 13b, the pressure adjustment chamber 31, and the second suction chamber 27b communicate with each other through the low pressure passage 15a, the axial path 3a, and the radial path 3b.
  • the high-pressure passage 15b is connected to the pressure adjustment chamber 31 and the second discharge chamber 29b.
  • the control pressure chamber 13b, the pressure adjustment chamber 31, and the second discharge chamber 29b communicate with each other by the high pressure passage 15b, the axial path 3a, and the radial path 3b.
  • An orifice 15d is provided in the high-pressure passage 15b.
  • the control valve 15c is provided in the low pressure passage 15a.
  • the control valve 15c can adjust the opening of the low pressure passage 15a based on the pressure in the second suction chamber 27b.
  • a pipe connected to the evaporator is connected to the suction port 23s.
  • a pipe connected to the condenser is connected to the discharge port 23d.
  • the condenser is connected to the evaporator via a pipe and an expansion valve.
  • a compressor, an evaporator, an expansion valve, a condenser, and the like constitute a refrigeration circuit for a vehicle air conditioner.
  • illustration of an evaporator, an expansion valve, a condenser, etc. is abbreviate
  • the first and second compression chambers 53a and 53b change the volume according to the piston stroke.
  • the refrigerant taken into the first and second suction chambers 27a and 27b with the suction pressure Ps is compressed in the first and second compression chambers 53a and 53b, and then into the first and second discharge chambers 29a and 29b with the discharge pressure Pd. Discharged.
  • the refrigerant discharged into the first discharge chamber 29a reaches the merged discharge chamber 23j through the first discharge communication path 18.
  • the refrigerant discharged into the second discharge chamber 29b reaches the merged discharge chamber 23j through the second discharge communication path 20.
  • merging discharge chamber 23j is discharged to a condenser via piping from discharge port 23d.
  • the refrigerant in the second discharge chamber 29b leaks into the second compression chamber 53b by the second counterflow portion 71 shown in FIGS.
  • the actuator 13 changes the inclination angle of the swash plate 5 with respect to the direction orthogonal to the drive axis O1 of the drive shaft 3 to increase or decrease the stroke of each piston 9. To change the discharge capacity.
  • the moving body 13a pulls the swash plate 5 to the rear in the swash plate chamber 33 through the respective pulling arms 132 and the third pins 47c while resisting the biasing force of the inclination decreasing spring 44b. Therefore, the swash plate 5 swings counterclockwise around the first swing axis M1. Further, the front end of the lug arm 49 swings clockwise around the second swing axis M2 and is separated rearward from the first flange 43f of the first support member 43a. As a result, the inclination angle of the swash plate 5 increases. For this reason, in this compressor, the stroke of each piston 9 increases and the discharge capacity per rotation of the drive shaft 3 increases. In the state where the inclination angle of the swash plate 5 shown in FIG. 1 is maximum, the stroke of each piston 9 becomes maximum, and the discharge capacity per one rotation of the drive shaft 3 becomes the maximum capacity.
  • the swash plate 5 is urged in a direction in which the inclination angle becomes smaller by the compression reaction force acting on the swash plate 5 via each piston 9. Therefore, the moving body 13a is pulled forward of the swash plate chamber 33 through each pulling arm 132 and the third pin 47c while resisting the biasing force of the return spring 44a. For this reason, the swash plate 5 swings clockwise around the first swing axis M1. Further, the front end of the lug arm 49 swings counterclockwise around the second swing axis M2 and approaches the first flange 43f of the first support member 43a. As a result, the inclination angle of the swash plate 5 is reduced.
  • the compressor according to the first embodiment may be used in a state where a clutch (not shown) is interposed between a drive source such as an engine and the drive shaft 3.
  • a clutch not shown
  • the driving shaft 3 stops and the compression reaction force does not act on the swash plate 5.
  • the second backflow portion 71 has the second discharge reed valve 412a and the second valve seat by the unevenness 71a in a state where the second discharge reed valve 412a is seated on the second valve seat surface 410f.
  • a gap S1 is formed between the surface 410f. Due to the gap S1, the second discharge chamber 29b and the second compression chamber 53b communicate with each other through the second discharge hole 41b. Thereby, the second backflow portion 71 leaks the refrigerant in the second discharge chamber 29b into the second compression chamber 53b, and makes the pressure P2 in the second compression chamber 53b higher than the suction pressure Ps in the swash plate chamber 33. . That is, the inclination angle of the swash plate 5 can be easily reduced by the pressure difference between the second compression chamber 53 b and the swash plate chamber 33 generated by the second counterflow portion 71.
  • the restart after the clutch is operated can be smoothly performed.
  • the necessity of providing a margin for control in order to prevent the engine or the like that is the drive source from being stopped is reduced, and a reduction in the efficiency of the drive source such as a deterioration in fuel consumption can be suppressed.
  • the necessity of increasing the biasing force of the inclination reduction spring 44b or the like for reducing the inclination angle of the swash plate 5 is reduced, and the housing 1 that accommodates the inclination reduction spring 44b or the like can be easily downsized.
  • the second counterflow portion 71 leaks the refrigerant in the second discharge chamber 29b into the second compression chamber 53b, and the pressure P2 in the second compression chamber 53b is swash plate chamber. It is made higher than the suction pressure Ps in 33.
  • FIG. 7 shows a low-speed operation when the rotational speed of the drive shaft 3 is low.
  • the differential pressure (Pd ⁇ Ps) between the discharge pressure Pd and the suction pressure Ps increases as shown by a curve L11.
  • FIG. 8 shows a high-speed operation when the rotational speed of the drive shaft 3 is high.
  • the differential pressure (Pd ⁇ Ps) increases as shown by a curve L21.
  • the differential pressure (Pd ⁇ Ps) is higher in the high speed operation shown in FIG. 8 than in the low speed operation shown in FIG. 7 when the discharge capacity is equal.
  • FIG. 9 to 12 show the waveform of the pressure P2 in the second compression chamber 53b according to the present embodiment and the waveform of the pressure P1 in the second compression chamber 53b according to the comparative example.
  • the second backflow portion 71 is provided in the second valve plate 410, whereas in the comparative example, the second backflow portion 71 is not provided in the second valve plate 410.
  • the waveforms of the pressures P1 and P2 each periodically change as the rotation angle of the drive shaft 3 increases.
  • FIG. 9 shows a low-capacity state during low-speed operation and a small inclination angle of the swash plate 5, that is, a state indicated by a point C11 in FIG.
  • FIG. 10 shows a high capacity state during low speed operation and a large inclination angle of the swash plate 5, that is, a state indicated by C12 in FIG.
  • FIG. 11 shows a state at a high speed operation and a low capacity, that is, a state indicated by C21 in FIG.
  • FIG. 12 shows a state at high speed operation and a high capacity, that is, a state indicated by C22 in FIG.
  • the suction pressure Ps shown in FIGS. 9 to 12 is substantially constant.
  • the discharge pressure Pd shown in FIG. 9 corresponds to the point D11 shown in FIG.
  • the discharge pressure Pd shown in FIG. 10 corresponds to the point D12 shown in FIG.
  • the discharge pressure Pd shown in FIG. 11 corresponds to the point D21 shown in FIG.
  • the discharge pressure Pd shown in FIG. 12 corresponds to the point D22 shown in FIG. That is, the discharge pressure Pd is the lowest during the low speed operation and low capacity shown in FIG. 9, the high speed operation and low capacity shown in FIG. 11, the low speed operation and high capacity shown in FIG. 12 in order of high speed operation and high capacity.
  • the valley portion is substantially equal to the suction pressure Ps.
  • the fluctuation waveform of the pressure P2 in the second compression chamber 53b according to the present embodiment is a comparative example because the second backflow portion 71 leaks the refrigerant in the second discharge chamber 29b into the second compression chamber 53b. It is shifted upward from the fluctuation waveform of the pressure P1 in the second compression chamber 53b.
  • the valley portion of the fluctuation waveform of the pressure P2 in the second compression chamber 53b according to the present embodiment is also shifted upward from the suction pressure Ps.
  • the degree of deviation of the fluctuation waveforms of the pressures P1 and P2 is greatest at the time of high speed operation shown in FIG. 11 and at the time of low capacity, and at the time of low speed operation and high capacity shown in FIG. In addition, it is small when the capacity is high, and is intermediate between the low speed operation and the low capacity shown in FIG.
  • the compression reaction force acting on the second head 9b can be effectively increased as compared with the conventional case when the capacity is low as shown in FIGS.
  • the compression reaction force acting on the second head 9b can be increased more effectively than in the prior art during high speed operation and low capacity as shown in FIG.
  • the action of the compression reaction force to reduce the inclination angle of the swash plate 5 can be suitably exhibited.
  • variable differential pressure which is the differential pressure between the control pressure Pc in the control pressure chamber 13b and the suction pressure Ps in the swash plate chamber 33, increases as shown by the curve L12.
  • the variable differential pressure (Pc ⁇ Ps) increases as shown by the curve L13 during the low speed operation shown in FIG. Due to the action of the second backflow portion 71, the curve L12 is slightly shifted upward with respect to the curve L13.
  • variable differential pressure (Pc ⁇ Ps) increases as shown by the curve L22.
  • the variable differential pressure (Pc ⁇ Ps) increases as shown by the curve L23 during the high speed operation shown in FIG. Due to the action of the second backflow portion 71, the curve L22 is largely displaced upward with respect to the curve L23.
  • the movable body 13a that changes the inclination angle of the swash plate 5 during the high-speed operation shown in FIG. 8 because the compression reaction force acting on the second head 9b by the second counterflow portion 71 can be made larger than before. Therefore, the control pressure Pc in the control pressure chamber 13b increases.
  • the controllability of the inclination angle of the swash plate 5 during high speed operation can be improved.
  • the tilt angle reducing spring 44 b is provided as much as the compression reaction force acting on the second head 9 b by the second counterflow portion 71 can be made larger than before.
  • the space for disposing the inclination-decreasing spring 44b in the housing 1 can be reduced.
  • this compressor can achieve downsizing in the direction of the drive axis O1.
  • the piston ring 9s provided on the outer peripheral surface of the second head 9b is connected to the outer peripheral surface of the second head 9b and the inner periphery of the second cylinder bore 23a. Seal between the faces. Thereby, it can suppress that the refrigerant
  • the second backflow portion 71 has a simple configuration including the unevenness 71 a formed on the second valve seat surface 410 f by shot processing, so that the manufacturing cost can be reduced. Soaring can be suppressed.
  • Example 2 As shown in FIGS. 13 and 14, the compressor of the second embodiment employs a second counterflow portion 72 instead of the second counterflow portion 71 according to the compressor of the first embodiment.
  • Other configurations of the second embodiment are the same as those of the first embodiment. For this reason, about the same structure as Example 1, the same code
  • the second valve plate 410 is provided with a second backflow portion 72.
  • the first valve plate 390 is not provided with the second backflow portion 72.
  • the second backflow portion 72 includes a plurality of steps 72a that are recessed in a partial region of the second valve seat surface 410f.
  • the step 72a is a groove formed by cutting or the like on a partial region of the second valve seat surface 410f.
  • One end of the step 72a communicates with the second discharge hole 41b.
  • the other end of the step 72a communicates with the annular groove 410e.
  • the second backflow portion 72 is separated from the second discharge reed valve 412a and the second valve seat surface 410f by the step 72a.
  • a gap S2 is formed between the two.
  • the depth of the step 72a, the groove width of the step 72a, and the like are determined by the lubricating oil interposed between the second discharge reed valve 412a seated on the second valve seat surface 410f and the second valve seat surface 410f.
  • the gap S2 is not filled, and the second discharge chamber 29b and the second compression chamber 53b are set to communicate with each other through the gap S2.
  • the second backflow portion 72 leaks the refrigerant in the second discharge chamber 29b into the second compression chamber 53b via the second discharge hole 41b, and the pressure P2 in the second compression chamber 53b is transferred into the swash plate chamber 33. Higher than the suction pressure Ps.
  • the compressor of the second embodiment can improve the controllability of the inclination angle of the swash plate 5 during high-speed operation, similarly to the compressor of the first embodiment.
  • this compressor can also achieve downsizing in the direction of the drive axis O1. Further, this compressor can also improve the compression performance when the capacity is variable.
  • the 2nd backflow part 72 is the simple structure containing the level
  • Example 3 As shown in FIG.15 and FIG.16, the compressor of Example 3 adds the 1st backflow part 73 to the compressor of Example 1.
  • Other configurations of the third embodiment are the same as those of the first embodiment. For this reason, about the same structure as Example 1, the same code
  • annular groove 390e and a first valve seat surface 390f are formed on the front surface of the first valve plate 390 corresponding to each of the first suction holes 39a.
  • the annular groove 390e is recessed rearward from the front surface of the first valve plate 390 and surrounds the entire circumference of the first suction hole 39a.
  • the first valve seat surface 390f is an annular flat surface surrounding the first suction hole 39a inside the annular groove 390e.
  • the first valve plate 390 is provided with a first backflow portion 73.
  • the second valve plate 410 is not provided with the first backflow portion 73.
  • the first backflow portion 73 includes unevenness 73a formed in a partial region of the first valve seat surface 390f.
  • the unevenness 73a is formed by the above-described shot processing on a partial region of the first valve seat surface 390f.
  • the first backflow portion 73 forms a gap between the first suction reed valve 391a and the first valve seat surface 390f by the unevenness 73a in a state where the first suction reed valve 391a is seated on the first valve seat surface 390f. To do.
  • the clearance between the first suction reed valve 391a and the first valve seat surface 390f is the same as the clearance S1 between the second discharge reed valve 412a and the second valve seat surface 410f shown in FIG.
  • the depth of the recesses and the size of the recesses in the unevenness 73a are determined by the lubricating oil interposed between the first intake reed valve 391a seated on the first valve seat surface 390f and the first valve seat surface 390f. Also, the gap between the first suction reed valve 391a and the first valve seat surface 390f is not filled, and the first suction chamber 27a and the first compression chamber 53a are set to communicate with each other through the gap. Thereby, the 1st backflow part 73 leaks the refrigerant
  • the compressor according to the third embodiment may be used in a state where a clutch (not shown) is interposed between a drive source such as an engine and the drive shaft 3.
  • a clutch not shown
  • the driving shaft 3 stops and the compression reaction force does not act on the swash plate 5.
  • the swash plate 5 is biased so as to reduce the inclination angle by the inclination angle reducing spring 44b and the like.
  • the first backflow portion 73 causes the refrigerant in the first compression chamber 53a to flow into the first suction chamber 27a. To leak. That is, the inside of the first compression chamber 53a does not become a closed space by the first backflow portion 73, and resistance to reducing the inclination angle of the swash plate 5 is less likely to occur. It is easy to reduce the inclination angle of 5.
  • the restart after the clutch is operated can be smoothly performed.
  • the necessity of providing a margin for control in order to prevent the engine or the like that is the drive source from being stopped is reduced, and a reduction in the efficiency of the drive source such as a deterioration in fuel consumption can be suppressed.
  • the necessity of increasing the biasing force of the inclination reduction spring 44b or the like for reducing the inclination angle of the swash plate 5 is reduced, and the housing 1 that accommodates the inclination reduction spring 44b or the like can be easily downsized.
  • the 1st backflow part 73 is the simple structure containing the unevenness
  • Example 4 As illustrated in FIG. 17, the compressor according to the fourth embodiment employs a first counterflow portion 74 instead of the first counterflow portion 73 according to the compressor according to the third embodiment.
  • Other configurations of the fourth embodiment are the same as those of the first and third embodiments. For this reason, the same components as those in the first and third embodiments are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted or simplified.
  • the first valve plate 390 is provided with a first backflow portion 74.
  • the second valve plate 410 is not provided with the first backflow portion 74.
  • the first backflow portion 74 includes a plurality of steps 74a that are recessed in a partial region of the first valve seat surface 390f.
  • the step 74a is a groove formed by cutting or the like on a partial region of the first valve seat surface 390f.
  • One end of the step 74a communicates with the first suction hole 39a.
  • the other end of the step 74a communicates with the annular groove 390e.
  • the first backflow portion 74 forms a gap between the first suction reed valve 391a and the first valve seat surface 390f by the step 74a in a state where the first suction reed valve 391a is seated on the first valve seat surface 390f. To do.
  • the clearance between the first suction reed valve 391a and the first valve seat surface 390f is the same as the clearance S2 between the second discharge reed valve 412a and the second valve seat surface 410f shown in FIG.
  • the depth of the step 74a, the groove width of the step 74a, and the like are determined by the lubricating oil interposed between the first intake reed valve 391a seated on the first valve seat surface 390f and the first valve seat surface 390f. Also, the gap between the first suction reed valve 391a and the first valve seat surface 390f is not filled, and the first suction chamber 27a and the first compression chamber 53a are set to communicate with each other through the gap. Thereby, the 1st backflow part 74 leaks the refrigerant
  • the restart after the clutch is operated can be smoothly performed.
  • this compressor it is possible to suppress a reduction in the efficiency of the drive source, and the housing 1 can be easily downsized.
  • the 1st backflow part 74 is a simple structure containing the level
  • the position and range of the unevenness 71a are not limited to the configuration of the first embodiment.
  • the unevenness 71a may be formed in a plurality of regions of the second valve seat surface 410f.
  • the position and range of the step 72a are not limited to the configuration of the embodiment.
  • a step 72a may be formed in one region of the second valve seat surface 410f.
  • the second backflow portion may include a second backflow portion 71 according to the first embodiment and a second backflow portion 72 according to the second embodiment. Further, the second backflow portion may be a narrow passage formed in the second cylinder block 23 and the second valve forming plate 41 and communicating the second discharge chamber 29b and the second cylinder bore 23a.
  • the position and range of the unevenness 73a are not limited to the configuration of the third embodiment.
  • unevenness 73a may be formed in a plurality of regions of the first valve seat surface 390f.
  • the position and range of the step 74a are not limited to the configuration of the embodiment.
  • a step 74a may be formed in one region of the first valve seat surface 390f.
  • the first backflow portion may include a first backflow portion 73 according to the third embodiment and a first backflow portion 74 according to the fourth embodiment. Further, the first backflow portion may be a narrow passage formed in the first cylinder block 21 and the first valve forming plate 39 and communicating the first suction chamber 27a and the first cylinder bore 21a.
  • the configuration is also included in the present invention.
  • the actuator 13 is disposed behind the rear surface 5b of the swash plate 5.
  • the present invention is not limited to this configuration, and the actuator may be disposed ahead of the front surface of the swash plate.
  • the moving body of the actuator and the control pressure chamber are not limited to the configurations of the first to fourth embodiments.
  • the present invention may be applied to a case where the moving body of the actuator does not rotate integrally with the drive shaft and the pressure in the control pressure chamber increases and the moving body presses the swash plate to increase the inclination angle of the swash plate.
  • the control pressure chamber may be provided in the rear housing instead of the swash plate chamber.
  • the present invention can be used for an air conditioner or the like.

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Abstract

クラッチが作動した後の再起動を円滑に行うことができる容量可変型斜板式圧縮機を提供する。　各シリンダボアは、第１、２シリンダボア２１ａ、２３ａからなる。各ピストン９は、第１シリンダボア２１ａ内に第１圧縮室５３ａを区画する第１頭部９ａと、第２シリンダボア２３ａ内に第２圧縮室５３ｂを区画する第２頭部９ｂとを有する。リンク機構７は、傾斜角度の変更に伴い、第１頭部９ａの上死点位置よりも第２頭部９ｂの上死点位置が大きく移動するように配設される。圧縮機は、斜板５の一面５ａ側のみに設けられ、第１圧縮室５３ａ内の冷媒を第１吸入室２７ａ内に漏らす第１逆流部７３、７４、及び、斜板５の他面５ｂ側のみに設けられ、第２吐出室２９ｂ内の冷媒を第２圧縮室５３ｂ内に漏らし、第２圧縮室５３ｂ内の圧力Ｐ２を斜板室３３内の圧力Ｐｓよりも高くする第２逆流部７１、７２の少なくとも一方をさらに備える。

Description

容量可変型斜板式圧縮機
　本発明は容量可変型斜板式圧縮機に関する。
　特許文献１に従来の容量可変型斜板式圧縮機（以下、圧縮機という。）が開示されている。この圧縮機は、ハウジング、駆動軸、斜板、リンク機構及び複数のピストンを備えている。
　ハウジングには、吸入室、吐出室、斜板室及び複数のシリンダボアが形成されている。吸入室は、第１吸入室と第２吸入室とからなる。第１吸入室は、斜板の一面側に位置している。第２吸入室は、斜板の他面側に位置している。吐出室は、第１吐出室と第２吐出室とからなる。第１吐出室は、斜板の一面側に位置している。第２吐出室は、斜板の他面側に位置している。各シリンダボアは、第１シリンダボアと第２シリンダボアとからなる。第１シリンダボアは、斜板の一面側に設けられ、第１吸入室及び第１吐出室と連通している。第２シリンダボアは、斜板の他面側に設けられ、第２吸入室及び第２吐出室と連通している。
　駆動軸は、ハウジングに回転可能に支持されている。斜板は、斜板室内に配置されて駆動軸とともに回転される。リンク機構は、駆動軸の駆動軸心に直交する方向に対する斜板の傾斜角度の変更を許容する。
　各ピストンは、各シリンダボアに収納されている。より詳しくは、各ピストンは、第１頭部と第２頭部とを有する両頭ピストンである。第１頭部は、第１シリンダボア内を往復動して、第１シリンダボア内に第１圧縮室を区画する。第２頭部は、第２シリンダボア内を往復動して、第２シリンダボア内に第２圧縮室を区画する。各ピストンは、斜板の回転によって傾斜角度に応じたストロークで往復動する。
　また、この圧縮機は、移動体、制御圧室及び制御機構を備えている。移動体は、ハウジング内で駆動軸心方向に移動して傾斜角度を変更する。制御圧室は、内部の圧力によって移動体を移動させる。制御機構は、制御圧室内の圧力を制御する。リンク機構は、傾斜角度の変更に伴い、第１頭部の上死点位置よりも第２頭部の上死点位置が大きく移動するように配設されている。
　この圧縮機では、制御圧室内の圧力が高くなると、移動体が駆動軸心方向における斜板側に向けて変位し、斜板を押して傾斜角度を大きくする。その一方、この圧縮機では、両頭ピストンを介して斜板に作用する圧縮反力が斜板の傾斜角度を小さくするように作用する。このため、制御圧室内の圧力が低くなると、その圧縮反力等によって、斜板の傾斜角度が小さくなる。
特開平５－１７２０５２号公報
　ところで、上記従来の容量可変型斜板式圧縮機は、エンジン等の駆動源と、駆動軸との間にクラッチが介在した状態で使用される場合がある。この場合において、クラッチが作動して、駆動源から駆動軸への駆動力の伝達が遮断されると、駆動軸が停止して圧縮反力が斜板に作用しなくなる。そして、第１圧縮室内が閉鎖空間になって、斜板の傾斜角度を小さくする際の抵抗になり易いので、斜板の傾斜角度を小さくすることが難しくなる。その結果、この容量可変型斜板式圧縮機では、駆動軸の停止タイミングによって、斜板の傾斜角度がばらつき易くなる。
　このため、この容量可変型斜板式圧縮機では、斜板の傾斜角度が大きい状態で再起動される可能性が高くなる。そして、この場合、立ち上がりトルクが大きくなり、駆動源であるエンジン等が停止したり、クラッチの接続に滑りが生じたりする等、再起動を円滑に行うことができなくなるおそれがある。そして、駆動源であるエンジン等の停止を防止するために制御に余裕を持たせると、燃費の悪化等の駆動源の効率低下を招く。また、斜板の傾斜角度を小さくするための傾角減少バネ等の付勢力を強くすれば、傾角減少バネ等が大型化し、傾角減少バネ等を収容するハウジングの小型化が難しくなる。
　本発明は、上記従来の実情に鑑みてなされたものであって、クラッチが作動した後の再起動を円滑に行うことができる容量可変型斜板式圧縮機を提供することを解決すべき課題としている。
　本発明の容量可変型斜板式圧縮機は、吸入室、吐出室、斜板室及び複数のシリンダボアが形成されたハウジングと、
　前記ハウジングに回転可能に支持された駆動軸と、
　前記斜板室内に配置されて前記駆動軸とともに回転される斜板と、
　前記駆動軸の駆動軸心に直交する方向に対する前記斜板の傾斜角度の変更を許容するリンク機構と、
　前記各シリンダボアに収納され、前記斜板の回転によって前記傾斜角度に応じたストロークで往復動するピストンと、
　前記ハウジング内で前記駆動軸心方向に移動して前記傾斜角度を変更する移動体と、
　内部の圧力によって前記移動体を移動させる制御圧室と、
　前記制御圧室内の圧力を制御する制御機構とを備え、
　前記吸入室は、前記斜板の一面側に位置する第１吸入室と、前記斜板の他面側に位置する第２吸入室とからなり、
　前記吐出室は、前記斜板の前記一面側に位置する第１吐出室と、前記斜板の前記他面側に位置する第２吐出室とからなり、
　前記各シリンダボアは、前記斜板の前記一面側に設けられ、前記第１吸入室及び前記第１吐出室と連通する第１シリンダボアと、前記斜板の前記他面側に設けられ、前記第２吸入室及び前記第２吐出室と連通する第２シリンダボアとからなり、
　前記各ピストンは、前記第１シリンダボア内を往復動して、前記第１シリンダボア内に第１圧縮室を区画する第１頭部と、前記第２シリンダボア内を往復動して、前記第２シリンダボア内に第２圧縮室を区画する第２頭部とを有し、
　前記リンク機構は、前記傾斜角度の変更に伴い、前記第１頭部の上死点位置よりも前記第２頭部の上死点位置が大きく移動するように配設され、
　前記斜板の前記一面側のみに設けられ、前記第１圧縮室内の冷媒を前記第１吸入室内に漏らす第１逆流部、及び、前記斜板の前記他面側のみに設けられ、前記第２吐出室内の冷媒を前記第２圧縮室内に漏らし、前記第２圧縮室内の圧力を前記斜板室内の圧力よりも高くする第２逆流部の少なくとも一方をさらに備えていることを特徴とする。
　本発明の容量可変型斜板式圧縮機では、エンジン等の駆動源と、駆動軸との間にクラッチが介在した状態で使用される場合において、クラッチが作動して、駆動源から駆動軸への駆動力の伝達が遮断されると、駆動軸が停止して圧縮反力が斜板に作用しなくなる。ここで、第１逆流部及び第２逆流部の少なくとも一方は、以下のように作用する。
　まず、この容量可変型斜板式圧縮機が第１逆流部を備えている場合について説明する。駆動軸が停止して圧縮反力が斜板に作用しなくなると、傾角減少バネ等の付勢力によって、斜板の傾斜角度を小さくしようとする。それに伴って、両頭ピストンの第１頭部が第１圧縮室内の冷媒を圧縮しようとすると、第１逆流部は、第１圧縮室内の冷媒を第１吸入室内に漏らす。つまり、第１逆流部によって第１圧縮室内が閉鎖空間にならず、斜板の傾斜角度を小さくする際の抵抗になり難いので、傾角減少バネ等の付勢力によって、斜板の傾斜角度を小さくし易い。
　次に、この容量可変型斜板式圧縮機が第２逆流部を備えている場合について説明する。駆動軸が停止して圧縮反力が斜板に作用しなくなると、第２逆流部は、第２吐出室内の冷媒を第２圧縮室内に漏らし、第２圧縮室内の圧力を斜板室内の圧力よりも高くする。つまり、第２逆流部によって生じた第２圧縮室と斜板室との圧力差によって、斜板の傾斜角度を小さくし易い。
　こうして、この容量可変型斜板式圧縮機では、斜板の傾斜角度が大きい状態で再起動されることを抑制できるので、立ち上がりトルクを小さくできる。その結果、駆動源であるエンジン等が停止し難くなり、また、クラッチの接続に滑りが生じ難くなる。
　したがって、本発明の容量可変型斜板式圧縮機では、クラッチが作動した後の再起動を円滑に行うことができる。その結果、この容量可変型斜板式圧縮機では、駆動源であるエンジン等の停止を防止するために制御に余裕を持たせる必要性が低下し、燃費の悪化等の駆動源の効率低下を抑制できる。また、斜板の傾斜角度を小さくするための傾角減少バネ等の付勢力を強くする必要性が低下し、傾角減少バネ等を収容するハウジングの小型化が容易になる。
　本発明の容量可変型斜板式圧縮機は、第１逆流部を備えていることが望ましい。第１吸入室と第１シリンダボアとの間には、第１吸入室内の冷媒を第１圧縮室に吸入させる吸入孔と、吸入孔を囲む第１弁座面と、第１弁座面に対して着座及び離座することによって吸入孔を開閉する吸入弁とが設けられていることが望ましい。そして、第１逆流部は、ショット加工により第１弁座面に形成され、吸入弁が第１弁座面に着座する状態で、吸入弁と第１弁座面との間に隙間を形成する凹凸を含んでいることが望ましい。
　本発明の容量可変型斜板式圧縮機は、第１逆流部を備えていることが望ましい。第１吸入室と第１シリンダボアとの間には、第１吸入室内の冷媒を第１圧縮室に吸入させる吸入孔と、吸入孔を囲む第１弁座面と、第１弁座面に対して着座及び離座することによって吸入孔を開閉する吸入弁とが設けられていることが望ましい。そして、第１逆流部は、第１弁座面に凹設され、吸入弁が第１弁座面に着座する状態で、吸入弁と第１弁座面との間に隙間を形成する段差を含んでいることが望ましい。
　これらの場合、簡素な構成で第１逆流部を構成できるため、製造コストの高騰を抑制できる。
　本発明の容量可変型斜板式圧縮機は、前記第２逆流部を備えていることが望ましい。
　上記従来の圧縮機では、高速運転時における斜板の傾斜角度の制御性を向上させることが求められている。すなわち、斜板の傾斜角度が小さくなると、第１頭部の上死点位置よりも第２頭部の上死点位置が大きく移動し、第２圧縮室での圧縮仕事が第１圧縮室での圧縮仕事よりも減少する。この際、第２圧縮室内の圧力は、第２シリンダボアと第２頭部との隙間からの冷媒の漏れ等により、斜板室内の圧力にほぼ等しくなる。このため、第２頭部に圧縮反力が作用し難くなり、両頭ピストンを介して斜板に作用する圧縮反力が小さくなる。このため、その圧縮反力が斜板の傾斜角度を小さくする作用が低下する。そして、高速運転時には、駆動軸の回転数が増加し、両頭ピストンが高速で往復動するため、両頭ピストンの往復慣性力が増加し、斜板の傾斜角度を大きくするように作用する。その結果、高速運転時に斜板の傾斜角度を最小まで小さくしようとしても、往復慣性力が斜板に作用する圧縮反力よりも過大となって、斜板の傾斜角度を最小にできなくなる不具合が発生するおそれがある。
　これに対して、第２逆流部を備えている本発明の容量可変型斜板式圧縮機では、第２逆流部が第２吐出室内の冷媒を第２圧縮室内に漏らして、第２圧縮室内の圧力を斜板室内の圧力よりも高くする。これにより、斜板の傾斜角度が小さくなって、第１頭部の上死点位置よりも第２頭部の上死点位置が大きく移動しても、第２頭部に作用する圧縮反力を従来よりも大きくすることができる。このため、両頭ピストンを介して斜板に作用する圧縮反力を従来よりも大きくすることができるので、その圧縮反力が斜板の傾斜角度を小さくする作用を好適に発揮できる。
　このため、高速運転時に斜板の傾斜角度を最小まで小さくする際、両頭ピストンの往復慣性力が増加しても、その従来よりも大きくなった圧縮反力が両頭ピストンの往復慣性力に勝って、斜板の傾斜角度を最小にすることを好適に行える。
　低速運転時に斜板の傾斜角度を最小まで小さくする際には、両頭ピストンの往復慣性力が小さいので、その従来よりも大きくなった圧縮反力によって、斜板の傾斜角度を最小にすることを一層好適に行える。この際、低速運転により単位時間当たりの吐出流量が小さいので、第２逆流部による漏れも小さくなり、その漏れが圧縮性能に影響を及ぼし難い。
　一方、低速運転時及び高速運転時において、斜板の傾斜角度を大きくする際には、両頭ピストンのストロークが大きくなって、第１圧縮室及び第２圧縮室での圧縮仕事が増加するので、第２逆流部による漏れが相対的に小さくなり、その漏れが圧縮性能に影響を及ぼし難い。
　したがって、第２逆流部を備えている本発明の容量可変型斜板式圧縮機では、高速運転時における斜板の傾斜角度の制御性を向上させることができる。
　また、この容量可変型斜板式圧縮機では、第２逆流部によって第２頭部に作用する圧縮反力を従来よりも大きくすることができる分、斜板の傾斜角度を小さくするための付勢バネを小さくでき、ひいては、その付勢バネをハウジング内に配設するためのスペースを小さくできる。その結果、この容量可変型斜板式圧縮機では、駆動軸心方向の小型化を実現できる。
　第２吐出室と第２シリンダボアとの間には、第２圧縮室で圧縮された冷媒を第２吐出室に吐出させる吐出孔と、吐出孔を囲む第２弁座面と、第２弁座面に対して着座及び離座することによって吐出孔を開閉する吐出弁とが設けられていることが望ましい。そして、第２逆流部は、ショット加工により第２弁座面に形成され、吐出弁が第２弁座面に着座する状態で、吐出弁と第２弁座面との間に隙間を形成する凹凸を含んでいることが望ましい。
　第２吐出室と第２シリンダボアとの間には、第２圧縮室で圧縮された冷媒を第２吐出室に吐出させる吐出孔と、吐出孔を囲む第２弁座面と、第２弁座面に対して着座及び離座することによって吐出孔を開閉する吐出弁とが設けられていることが望ましい。そして、第２逆流部は、第２弁座面に凹設され、吐出弁が第２弁座面に着座する状態で、吐出弁と第２弁座面との間に隙間を形成する段差を含んでいることが望ましい。
　これらの場合、簡素な構成で第２逆流部を構成できるため、製造コストの高騰を抑制できる。
　第２逆流部を備えている本発明の容量可変型斜板式圧縮機は、第２頭部の外周面に設けられ、第２頭部の外周面と第２シリンダボアの内周面との間をシールするピストンリングをさらに備えていることが望ましい。この構成によれば、第２圧縮室内の冷媒が第２シリンダボアと第２頭部との隙間から斜板室に漏れることを抑制できる。このため、第２逆流部が第２吐出室内から第２圧縮室内に漏らす冷媒を減らしても、第２圧縮室内の圧力を斜板室内の圧力よりも効果的に高くすることができる。その結果、この容量可変型斜板式圧縮機では、クラッチが作動した後の再起動を一層円滑に行うことができ、また、高速運転時における斜板の傾斜角度の制御性を一層向上させることができる。
　本発明の容量可変型斜板式圧縮機では、クラッチが作動した後の再起動を円滑に行うことができる。
図１は、実施例１の容量可変型圧縮機における最大容量時の断面図である。 図２は、実施例１の容量可変型圧縮機における最小容量時の断面図である。 図３は、実施例１の容量可変型圧縮機に係り、制御機構を示す模式図である。 図４は、実施例１の容量可変型圧縮機に係り、第２吐出孔、第２弁座面及び第２吐出リード弁を示す部分断面図である。 図５は、実施例１の容量可変型圧縮機に係り、第２吐出孔、第２弁座面、第２吐出リード弁及び第２逆流部を示す部分上面図である。 図６は、実施例１の容量可変型圧縮機に係り、図５のＡ－Ａ断面を示す部分断面図である。 図７は、実施例１の容量可変型圧縮機に係り、低速運転時における吐出容量と、可変差圧との関係等を示すグラフである。 図８は、実施例１の容量可変型圧縮機に係り、高速運転時における吐出容量と、可変差圧との関係等を示すグラフである。 図９は、実施例１の容量可変型圧縮機に係り、低速運転時、かつ低容量時における駆動軸の回転角と、第２圧縮室内の圧力との関係を示すグラフである。 図１０は、実施例１の容量可変型圧縮機に係り、低速運転時、かつ高容量時における駆動軸の回転角と、第２圧縮室内の圧力との関係を示すグラフである。 図１１は、実施例１の容量可変型圧縮機に係り、高速運転時、かつ低容量時における駆動軸の回転角と、第２圧縮室内の圧力との関係を示すグラフである。 図１２は、実施例１の容量可変型圧縮機に係り、高速運転時、かつ高容量時における駆動軸の回転角と、第２圧縮室内の圧力との関係を示すグラフである。 図１３は、実施例２の容量可変型圧縮機に係り、第２吐出孔、第２弁座面、第２吐出リード弁及び第２逆流部を示す部分上面図である。 図１４は、実施例２の容量可変型圧縮機に係り、図１３のＢ－Ｂ断面を示す部分断面図である。 図１５は、実施例３の容量可変型圧縮機に係り、第１吸入孔、第１弁座面及び第１吸入リード弁を示す部分断面図である。 図１６は、実施例３の容量可変型圧縮機に係り、第１吸入孔、第１弁座面、第１吸入リード弁及び第１逆流部を示す部分下面図である。 図１７は、実施例４の容量可変型圧縮機に係り、第１吸入孔、第１弁座面、第１吸入リード弁及び第１逆流部を示す部分下面図である。
　以下、本発明を具体化した実施例１～４を図面を参照しつつ説明する。
（実施例１）
　図１及び図２に示すように、実施例１の圧縮機は、本発明の容量可変型圧縮機の具体的態様の一例である。この圧縮機は、両頭ピストンを採用している。この圧縮機は、車両に搭載されており、車両用空調装置の冷凍回路を構成している。なお、図１及び図２において、駆動軸３の駆動軸心Ｏ１が延びる方向を圧縮機の前後方向とする。図１及び図２において、紙面左側が圧縮機の前方であり、紙面右側が圧縮機の後方である。
　この圧縮機は、ハウジング１、駆動軸３、斜板５、リンク機構７、複数のピストン９及びアクチュエータ１３を備えている。また、この圧縮機は、図３に示すように、制御機構１５を備えている。
　図１及び図２に示すように、ハウジング１は、第１ハウジング１７と、第２ハウジング１９と、第１シリンダブロック２１と、第２シリンダブロック２３と、第１弁形成プレート３９と、第２弁形成プレート４１とを有している。
　第１ハウジング１７には、前方に向かって突出するボス１７ａが形成されている。ボス１７ａ内には軸封装置２５が設けられている。第１ハウジング１７内には、第１吸入室２７ａ及び第１吐出室２９ａが形成されている。第１吸入室２７ａは環状に形成されており、第１ハウジング１７の内周側に位置している。第１吐出室２９ａも環状に形成されており、第１ハウジング１７において、第１吸入室２７ａの外周側に位置している。
　第２ハウジング１９には、上記の制御機構１５の一部が設けられている。第２ハウジング１９内には、第２吸入室２７ｂ、第２吐出室２９ｂ及び圧力調整室３１が形成されている。圧力調整室３１は、第２ハウジング１９の中心部分に位置している。第２吸入室２７ｂは環状に形成されており、第２ハウジング１９において、圧力調整室３１の外周側に位置している。第２吐出室２９ｂも環状に形成されており、第２ハウジング１９において、第２吸入室２７ｂの外周側に位置している。
　第１シリンダブロック２１は、圧縮機の前側であって、第１ハウジング１７と第２シリンダブロック２３との間に設けられている。第１シリンダブロック２１には、駆動軸心Ｏ１方向に延びる複数の第１シリンダボア２１ａが形成されている。各第１シリンダボア２１ａは、周方向に等角度間隔でそれぞれ配置されている。
　また、第１シリンダブロック２１には、駆動軸３を挿通させる第１軸孔２１ｂが形成されている。第１軸孔２１ｂ内には、第１滑り軸受２２ａが設けられている。
　さらに、第１シリンダブロック２１には、第１凹部２１ｃが形成されている。第１凹部２１ｃは、第１軸孔２１ｂに圧縮機の後側から連通している。第１凹部２１ｃは、第１軸孔２１ｂと同軸をなし、第１軸孔２１ｂよりも内径が大きくされている。第１凹部２１ｃ内には、第１スラスト軸受３５ａが設けられている。
　第２シリンダブロック２３は、圧縮機の後側であって、第１シリンダブロック２１と第２ハウジング１９との間に設けられている。第２シリンダブロック２３は、第１シリンダブロック２１に接合されることにより、第１シリンダブロック２１との間に斜板室３３を形成している。斜板室３３は、第１凹部２１ｃと連通している。これにより、第１凹部２１ｃは、斜板室３３の一部を構成している。
　第２シリンダブロック２３には、駆動軸心Ｏ１方向に延びる複数の第２シリンダボア２３ａが形成されている。各第２シリンダボア２３ａは、各第１シリンダボア２１ａと同様、周方向に等角度間隔でそれぞれ配置されている。各第２シリンダボア２３ａは、各第１シリンダボア２１ａと前後で対になっている。本実施例では、各第１シリンダボア２１ａと各第２シリンダボア２３ａとは、内径が等しく形成されている。なお、第１シリンダボア２１ａと第２シリンダボア２３ａとが対をなしていれば、これらの個数や内径は適宜設計することができる。
　また、第２シリンダブロック２３には、駆動軸３を挿通させる第２軸孔２３ｂと、第２軸孔２３ｂに圧縮機の前側から連通する第２凹部２３ｃとが形成されている。第２軸孔２３ｂ内には、第２滑り軸受２２ｂが設けられている。なお、上記の第１滑り軸受２２ａ及び第２滑り軸受２２ｂに換えて、それぞれ転がり軸受を設けても良い。第２凹部２３ｃは、第２軸孔２３ｂと同軸をなし、第２軸孔２３ｂよりも内径が大きくされている。第２凹部２３ｃも斜板室３３と連通しており、斜板室３３の一部を構成している。第２凹部２３ｃ内には、第２スラスト軸受３５ｂが設けられている。
　第１弁形成プレート３９は、第１ハウジング１７と第１シリンダブロック２１との間に設けられている。第１弁形成プレート３９を介して、第１ハウジング１７と第１シリンダブロック２１とが接合されている。第２弁形成プレート４１は、第２ハウジング１９と第２シリンダブロック２３との間に設けられている。第２弁形成プレート４１を介して、第２ハウジング１９と第２シリンダブロック２３とが接合されている。
　第１弁形成プレート３９は、第１バルブプレート３９０と、第１吸入弁プレート３９１と、第１吐出弁プレート３９２と、第１リテーナプレート３９３とを有している。第１バルブプレート３９０及び第１吸入弁プレート３９１は、第１ハウジング１７及び第１シリンダブロック２１の各外周まで延びている。
　第１バルブプレート３９０、第１吐出弁プレート３９２及び第１リテーナプレート３９３には、第１シリンダボア２１ａと同数の第１吸入孔３９ａが形成されている。各第１シリンダボア２１ａは、各第１吸入孔３９ａを通じて第１吸入室２７ａと連通する。
　第１バルブプレート３９０及び第１吸入弁プレート３９１には、第１シリンダボア２１ａと同数の第１吐出孔３９ｂが形成されている。各第１シリンダボア２１ａは、各第１吐出孔３９ｂを通じて第１吐出室２９ａと連通する。
　第１吸入弁プレート３９１は、第１バルブプレート３９０の後面に設けられている。第１吸入弁プレート３９１には、弾性変形により各第１吸入孔３９ａを開閉可能な第１吸入リード弁３９１ａが複数形成されている。
　第１吐出弁プレート３９２は、第１バルブプレート３９０の前面に設けられている。第１吐出弁プレート３９２には、弾性変形により各第１吐出孔３９ｂを開閉可能な第１吐出リード弁３９２ａが複数形成されている。第１リテーナプレート３９３は、第１吐出弁プレート３９２の前面に設けられている。第１リテーナプレート３９３は、各第１吐出リード弁３９２ａの最大開度を規制する。
　第２弁形成プレート４１は、第２バルブプレート４１０と、第２吸入弁プレート４１１と、第２吐出弁プレート４１２と、第２リテーナプレート４１３とを有している。第２バルブプレート４１０及び第２吸入弁プレート４１１は、第２ハウジング１９及び第２シリンダブロック２３の各外周まで延びている。
　第２バルブプレート４１０、第２吐出弁プレート４１２及び第２リテーナプレート４１３には、第２シリンダボア２３ａと同数の第２吸入孔４１ａが形成されている。各第２シリンダボア２３ａは、各第２吸入孔４１ａを通じて第２吸入室２７ｂと連通する。
　第２バルブプレート４１０及び第２吸入弁プレート４１１には、第２シリンダボア２３ａと同数の第２吐出孔４１ｂが形成されている。各第２シリンダボア２３ａは、各第２吐出孔４１ｂを通じて第２吐出室２９ｂと連通する。
　図４及び図５に示すように、第２バルブプレート４１０の後面には、各第２吐出孔４１ｂのそれぞれに対応して、円環溝４１０ｅと第２弁座面４１０ｆとが形成されている。円環溝４１０ｅは、第２バルブプレート４１０の後面から前向きに凹み、かつ、第２吐出孔４１ｂの全周を囲っている。第２弁座面４１０ｆは、円環溝４１０ｅの内側で第２吐出孔４１ｂを囲む円環状の平坦面である。
　図１及び図２に示すように、第２吸入弁プレート４１１は、第２バルブプレート４１０の前面に設けられている。第２吸入弁プレート４１１には、弾性変形により各第２吸入孔４１ａを開閉可能な第２吸入リード弁４１１ａが複数形成されている。
　第２吐出弁プレート４１２は、第２バルブプレート４１０の後面に設けられている。第２吐出弁プレート４１２には、弾性変形により各第２吐出孔４１ｂを開閉可能な第２吐出リード弁４１２ａが複数形成されている。第２リテーナプレート４１３は、第２吐出弁プレート４１２の後面に設けられている。第２リテーナプレート４１３は、各第２吐出リード弁４１２ａの最大開度を規制する。図４及び図５に示すように、第２吐出リード弁４１２ａは、第２弁座面４１０ｆに対して着座及び離座することによって第２吐出孔４１ｂを開閉する。
　図５及び図６に示すように、第２バルブプレート４１０には、第２逆流部７１が設けられている。なお、第１バルブプレート３９０には、第２逆流部７１は設けられていない。第２逆流部７１は、第２弁座面４１０ｆの一部の領域に形成された凹凸７１ａを含んでいる。凹凸７１ａは、第２弁座面４１０ｆの一部の領域に対して、ショット加工により形成される。ショット加工は、細かい砂や金属製の小球等である粒体を金属の表面に吹きつけたり打ち当てたりして、金属の表面を仕上げる加工法である。
　図６に示すように、第２逆流部７１は、第２吐出リード弁４１２ａが第２弁座面４１０ｆに着座する状態で、凹凸７１ａによって、第２吐出リード弁４１２ａと第２弁座面４１０ｆとの間に隙間Ｓ１を形成する。
　本実施例では、凹凸７１ａにおける凹部の深さや凹部の大きさ等は、第２弁座面４１０ｆに着座する第２吐出リード弁４１２ａと、第２弁座面４１０ｆとの間に介在する潤滑油によっても隙間Ｓ１が埋まらず、その隙間Ｓ１によって、第２吐出室２９ｂと後述する第２圧縮室５３ｂとが連通するように設定されている。これにより、第２逆流部７１は、第２吐出室２９ｂ内の冷媒を第２吐出孔４１ｂを介して第２圧縮室５３ｂ内に漏らし、第２圧縮室５３ｂ内の圧力Ｐ２を斜板室３３内の吸入圧力Ｐｓよりも高くする。
　図１及び図２に示すように、第２シリンダブロック２３には、吐出ポート２３ｄと、合流吐出室２３ｊと、吸入ポート２３ｓとが形成されている。吐出ポート２３ｄと合流吐出室２３ｊとは、互いに連通している。合流吐出室２３ｊは、吐出ポート２３ｄを介して、冷凍回路の管路を構成する図示しない凝縮器と接続している。吸入ポート２３ｓと斜板室３３とは、互いに連通している。斜板室３３は、吸入ポート２３ｓを介して、冷凍回路の管路を構成する図示しない蒸発器と接続している。
　第１ハウジング１７、第１弁形成プレート３９、第１シリンダブロック２１及び第２シリンダブロック２３には、第１吐出連通路１８が形成されている。第１吐出連通路１８は、前端側が第１吐出室２９ａに連通しており、後端側が合流吐出室２３ｊに連通している。
　第２シリンダブロック２３、第２弁形成プレート４１及び第２ハウジング１９には、第２吐出連通路２０が形成されている。第２吐出連通路２０は、後端側が第２吐出室２９ｂに連通しており、前端側が合流吐出室２３ｊに連通している。
　つまり、第１、２吐出連通路１８、２０により、第１、２吐出室２９ａ、２９ｂと合流吐出室２３ｊとが互いに連通している。このため、第１、２吐出室２９ａ、２９ｂ内の圧力と、合流吐出室２３ｊ内の圧力とは、吐出圧力Ｐｄとなっている。
　第１シリンダブロック２１及び第１弁形成プレート３９には、第１連絡路３７ａが形成されている。第１連絡路３７ａは、前端側が第１吸入室２７ａに連通し、後端側が斜板室３３に連通している。
　第２シリンダブロック２３及び第２弁形成プレート４１には、第２連絡路３７ｂが形成されている。第２連絡路３７ｂは、後端側が第２吸入室２７ｂに連通し、前端側が斜板室３３に連通している。
　つまり、第１、２連絡路３７ａ、３７ｂにより、第１、２吸入室２７ａ、２７ｂと斜板室３３とが互いに連通している。このため、第１、２吸入室２７ａ、２７ｂ内の圧力と、斜板室３３内の圧力とは、吸入圧力Ｐｓとなっている。
　駆動軸３は、駆動軸本体３０と、第１支持部材４３ａと、第２支持部材４３ｂとで構成されている。
　駆動軸本体３０は、駆動軸心Ｏ１方向でハウジング１の前方から後方に向かって延びている。駆動軸本体３０の前端側には、第１小径部３０ａが形成されている。駆動軸本体３０の後端側には、第２小径部３０ｂが形成されている。
　駆動軸本体３０は、ハウジング１内において、軸封装置２５内及び第１、２滑り軸受２２ａ、２２ｂ内に挿通されている。これにより、駆動軸本体３０、ひいては、駆動軸３は、駆動軸心Ｏ１周りで回転可能にハウジング１に支持されている。駆動軸本体３０の前端は、ボス１７ａ内において軸封装置２５に挿通されている。駆動軸本体３０の後端は、圧力調整室３１内に突出している。
　駆動軸本体３０には、上記の斜板５とリンク機構７とアクチュエータ１３とが設けられている。斜板５とリンク機構７とアクチュエータ１３とは、それぞれ斜板室３３内に配置されている。
　駆動軸本体３０の前端には、ねじ部３ｅが形成されている。駆動軸３は、ねじ部３ｅを介して、図示しないプーリ又は電磁クラッチと連結されている。
　第１支持部材４３ａは、駆動軸心Ｏ１を中心軸とする略円筒状に形成されている。第１支持部材４３ａは、駆動軸本体３０の第１小径部３０ａに圧入され、駆動軸本体３０と一体をなしている。第１支持部材４３ａは、第１軸孔２１ｂ内において第１滑り軸受２２ａに支持されている。第１支持部材４３ａの後端側には、第１フランジ４３ｆと、後述する第２ピン４７ｂが挿通される図示しない取付部とが形成されている。
　第１フランジ４３ｆと第１凹部２１ｃの前壁とによって、第１スラスト軸受３５ａが駆動軸心Ｏ１方向で挟持されている。これにより、第１スラスト軸受３５ａは所定の予圧が加えられ、作動時に第１支持部材４３ａを含む駆動軸本体３０に作用する圧縮機の前端側に向かうスラスト力を支持する。
　第２支持部材４３ｂは、駆動軸心Ｏ１を中心軸とする円筒状に形成されている。第２支持部材４３ｂは、駆動軸本体３０の第２小径部３０ｂに圧入されており、第２軸孔２３ｂ内において第２滑り軸受２２ｂに支持されている。第２支持部材４３ｂの前端には、第２フランジ４３ｇが形成されている。
　第２フランジ４３ｇと第２凹部２３ｃの後壁とによって、第２スラスト軸受３５ｂが駆動軸心Ｏ１方向で挟持されている。これにより、第２スラスト軸受３５ｂは所定の予圧が加えられ、作動時に第２支持部材４３ｂを含む駆動軸本体３０に作用する圧縮機の後端側に向かうスラスト力を支持する。
　斜板５は略円盤形状をなしており、前面５ａと後面５ｂとを有している。前面５ａは、斜板室３３内において圧縮機の前方を向いている。後面５ｂは、斜板室３３内において圧縮機の後方を向いている。斜板５は、駆動軸心Ｏ１に直交する方向に対して傾斜可能となっている。
　斜板５は、リングプレート４５を有している。リングプレート４５は、環状の平板形状に形成されている。リングプレート４５の中心部には、挿通孔４５ａが形成されている。斜板５は、斜板室３３内において挿通孔４５ａに駆動軸本体３０が挿通されることにより、駆動軸３に取り付けられている。リングプレート４５には、後述する連結アーム１３２と連結する連結部４５ｃが圧縮機の後方に向けて突出するように形成されている。
　第１フランジ４３ｆとリングプレート４５との間には、復帰バネ４４ａが設けられている。具体的には、復帰バネ４４ａの前端は、第１フランジ４３ｆに当接するように配置されている。復帰バネ４４ａの後端は、リングプレート４５に当接するように配置されている。復帰バネ４４ａは、第１フランジ４３ｆとリングプレート４５とを互いに離間させるように双方を付勢する。
　リンク機構７は、ラグアーム４９、第１ピン４７ａ及び第２ピン４７ｂを有している。
　ラグアーム４９は、斜板室３３内において、斜板５よりも前方に配置されており、斜板５と第１支持部材４３ａとの間に位置している。ラグアーム４９は、前端側から後端側に向かって略Ｌ字形状となるように形成されている。ラグアーム４９の後端側には、ウェイト部４９ａが形成されている。ウェイト部４９ａは、アクチュエータ１３の周方向に延びており、アクチュエータ１３のおよそ半周を覆っている。なお、ウェイト部４９ａの形状は適宜設計することが可能である。ウェイト部４９ａには、斜板５が駆動軸心Ｏ１周りに回転することによって遠心力が作用する。
　第１ピン４７ａは、ラグアーム４９の後端側とリングプレート４５とを連結している。これにより、ラグアーム４９は、第１ピン４７ａの軸心を第１揺動軸心Ｍ１として、斜板５に対し、第１揺動軸心Ｍ１周りで揺動可能に支持されている。第１揺動軸心Ｍ１は、駆動軸心Ｏ１に直交する方向に延びている。
　第２ピン４７ｂは、ラグアーム４９の前端側と第１支持部材４３ａとを連結している。これにより、ラグアーム４９は、第２ピン４７ｂの軸心を第２揺動軸心Ｍ２として、第１支持部材４３ａ、すなわち駆動軸３に対し、第２揺動軸心Ｍ２周りで揺動可能に支持されている。第２揺動軸心Ｍ２は、第１揺動軸心Ｍ１と平行に延びている。
　この圧縮機では、斜板５と駆動軸３とがリンク機構７によって連結されることにより、斜板５は駆動軸３と共に回転することが可能となっている。また、ラグアーム４９の両端がそれぞれ第１揺動軸心Ｍ１及び第２揺動軸心Ｍ２周りで揺動することにより、駆動軸心Ｏ１に直交する方向に対する斜板５の傾斜角度は、図１に示す最大となる状態から、図２に示す最小となる状態までの間で変更可能となっている。
　図１及び図２に示すように、各ピストン９は両頭ピストンであり、それぞれ前端側に第１頭部９ａを有しており、後端側に第２頭部９ｂを有している。各第１頭部９ａは、各第１シリンダボア２１ａ内を往復動可能に収納されている。各第１頭部９ａと第１弁形成プレート３９とにより、各第１シリンダボア２１ａ内にそれぞれ第１圧縮室５３ａが区画されている。各第２頭部９ｂは、各第２シリンダボア２３ａ内を往復動可能に収納されている。各第２頭部９ｂと第２弁形成プレート４１とにより、各第２シリンダボア２３ａ内にそれぞれ第２圧縮室５３ｂが区画されている。
　第２頭部９ｂの外周面には、ピストンリング９ｓが設けられている。ピストンリング９ｓは、第２頭部９ｂの外周面と第２シリンダボア２３ａの内周面との間をシールする。これにより、第２圧縮室５３ｂ内の冷媒が第２シリンダボア２３ａと第２頭部９ｂとの隙間から斜板室３３に漏れることを抑制できる。
　各ピストン９における駆動軸心Ｏ１方向の中央部には、係合部９ｃが形成されている。各係合部９ｃ内には、半球状のシュー１１ａ、１１ｂがそれぞれ設けられている。各シュー１１ａは、斜板５の前面５ａを摺動する。一方、各シュー１１ｂは、斜板５の後面５ｂを摺動する。こうして、各シュー１１ａ及び各シュー１１ｂによって斜板５の回転がピストン９の往復動に変換される。各第１頭部９ａは、斜板５の傾斜角度に応じたストロークで、第１シリンダボア２１ａ内を往復動することが可能となっている。また、各第２頭部９ｂは、斜板５の傾斜角度に応じたストロークで、第２シリンダボア２３ａ内を往復動することが可能となっている。
　ここで、この圧縮機では、斜板５の傾斜角度の変更に伴い各ピストン９のストロークが変化することで、各第１頭部９ａと各第２頭部９ｂの各上死点位置が移動する。具体的には、斜板５の傾斜角度が小さくなるに伴って、各第１頭部９ａの上死点位置よりも各第２頭部９ｂの上死点位置が大きく移動する。このため、斜板５の傾斜角度が小さくなると、第２圧縮室５３ｂでの圧縮仕事が第１圧縮室５３ａでの圧縮仕事よりも減少する。なお、本実施例では、斜板５の傾斜角度が小さくなるに伴って、第１頭部９ａの上死点位置が僅かに移動し、第１圧縮室５３ａのデッドスペースが僅かに変化するのに対して、第２頭部９ｂの上死点位置が大きく移動し、第２圧縮室５３ｂのデッドスペースが大きく変化するようになっている。
　アクチュエータ１３は、斜板室３３内に配置されている。アクチュエータ１３は、斜板室３３内において、斜板５よりも後方に位置しており、第２凹部２３ｃ内に進入することが可能となっている。アクチュエータ１３は、区画体１３ｃと移動体１３ａと制御圧室１３ｂとを有している。
　区画体１３ｃは、駆動軸心Ｏ１の径外方向に延びる略円盤形状とされている。区画体１３ｃの中心には、挿通孔１３３が貫設されている。また、区画体１３ｃの外周にはＯリング１３９ｂが設けられている。区画体１３ｃの挿通孔１３３に対して、駆動軸本体３０が圧入されている。これにより、区画体１３ｃは、斜板５に後方から対向する位置で、駆動軸本体３０と一体で回転可能となっている。
　移動体１３ａは、後壁１３０、周壁１３１及び一対の牽引アーム１３２を有している。なお、図１及び図２では、一対の牽引アーム１３２のうちの一方のみを図示している。
　後壁１３０は移動体１３ａの後方に位置しており、駆動軸心Ｏ１の径外方向に延びる略円盤形状とされている。また、後壁１３０には、駆動軸本体３０の第２小径部３０ｂを挿通する挿通孔１３０ａが貫設されている。挿通孔１３０ａ内には、Ｏリング１３９ａが設けられている。
　周壁１３１は、後壁１３０の外周縁と連続し、移動体１３ａの前方に向かって円筒状に延びている。周壁１３１の内径は、区画体１３ｃの外径よりも僅かに大きくされている。
　各牽引アーム１３２は、それぞれ駆動軸心Ｏ１を挟んで周壁１３１の前端に形成されており、移動体１３ａの前方に向かって突出している。各牽引アーム１３２とリングプレート４５とは、第３ピン４７ｃによって連結されている。これにより、斜板５は、第３ピン４７ｃの軸心を作用軸心Ｍ３として、作用軸心Ｍ３周りで移動体１３ａに揺動可能に支持されている。作用軸心Ｍ３は、第１、２揺動軸心Ｍ１、Ｍ２と平行に延びている。
　移動体１３ａの挿通孔１３０ａには、駆動軸本体３０の第２小径部３０ｂが挿通されている。挿通孔１３０ａと第２小径部３０ｂとの間は、Ｏリング１３９ａによってシールされている。これにより、移動体１３ａは、駆動軸本体３０の第２小径部３０ｂを駆動軸心Ｏ１方向に移動することが可能となっている。
　移動体１３ａ内には、区画体１３ｃが配置されている。周壁１３１は、区画体１３ｃの周囲を取り囲んでいる。周壁１３１の内周面と区画体１３ｃの外周面との間は、Ｏリング１３９ｂによってシールされている。これにより、移動体１３ａが駆動軸心Ｏ１方向に移動するに当たり、移動体１３ａの周壁１３１の内周面が区画体１３ｃの外周面と摺接する。
　制御圧室１３ｂは、移動体１３ａの後壁１３０及び周壁１３１と、区画体１３ｃとによって取り囲まれることにより形成され、斜板室３３から区画されている。
　移動体１３ａと第２支持部材４３ｂとの間には、傾角減少バネ４４ｂが設けられている。具体的には、傾角減少バネ４４ｂの前端は、移動体１３ａの後壁１３０に当接するように配置されている。傾角減少バネ４４ｂの後端は、第２支持部材４３ｂの第２フランジ４３ｇに当接するように配置されている。傾角減少バネ４４ｂは、移動体１３ａと第２支持部材４３ｂとを互いに離間させるように双方を付勢する。
　第２小径部３０ｂ内には、軸路３ａ及び径路３ｂが形成されている。軸路３ａは、第２小径部３０ｂの後端から前方に向かって駆動軸心Ｏ１方向に延びている。径路３ｂは、軸路３ａの前端から径方向に延びて駆動軸本体３０の外周面に開いている。軸路３ａの後端は、圧力調整室３１に連通している。一方、径路３ｂは、制御圧室１３ｂに連通している。これにより、制御圧室１３ｂ内の圧力と、圧力調整室３１内の圧力とは、制御圧力Ｐｃとなっている。
　図３に示すように、制御機構１５は、低圧通路１５ａと、高圧通路１５ｂと、制御弁１５ｃと、オリフィス１５ｄと、軸路３ａと、径路３ｂとを有している。
　低圧通路１５ａは、圧力調整室３１と第２吸入室２７ｂとに接続されている。低圧通路１５ａと軸路３ａと径路３ｂとによって、制御圧室１３ｂと圧力調整室３１と第２吸入室２７ｂとが連通している。高圧通路１５ｂは、圧力調整室３１と第２吐出室２９ｂとに接続されている。高圧通路１５ｂと軸路３ａと径路３ｂとによって、制御圧室１３ｂと圧力調整室３１と第２吐出室２９ｂとが連通している。高圧通路１５ｂには、オリフィス１５ｄが設けられている。
　制御弁１５ｃは低圧通路１５ａに設けられている。制御弁１５ｃは、第２吸入室２７ｂ内の圧力に基づき、低圧通路１５ａの開度を調整することが可能となっている。
　この圧縮機では、吸入ポート２３ｓに対して、蒸発器に繋がる配管が接続される。また、吐出ポート２３ｄに対して凝縮器に繋がる配管が接続される。凝縮器は、配管及び膨張弁を介して蒸発器と接続される。圧縮機、蒸発器、膨張弁、凝縮器等によって車両用空調装置の冷凍回路が構成されている。なお、蒸発器、膨張弁及び凝縮器等の図示は省略する。
　以上のように構成された圧縮機では、駆動軸３が回転することにより、斜板５が回転し、各ピストン９が第１シリンダボア２１ａ内及び第２シリンダボア２３ａ内を往復動する。このため、第１、２圧縮室５３ａ、５３ｂがピストンストロークに応じて容積を変化させる。吸入圧力Ｐｓで第１、２吸入室２７ａ、２７ｂに取り込まれた冷媒は、第１、２圧縮室５３ａ、５３ｂ内で圧縮された後、吐出圧力Ｐｄで第１、２吐出室２９ａ、２９ｂに吐出される。
　第１吐出室２９ａに吐出された冷媒は、第１吐出連通路１８を経て合流吐出室２３ｊに至る。同様に、第２吐出室２９ｂに吐出された冷媒は、第２吐出連通路２０を経て合流吐出室２３ｊに至る。そして、合流吐出室２３ｊに至った冷媒は、吐出ポート２３ｄから配管を介して凝縮器に吐出される。なお、後で詳しく説明するが、第２吐出室２９ｂ内の冷媒は、図５及び図６に示す第２逆流部７１によって第２圧縮室５３ｂ内に漏れる。
　そして、この圧縮機では、以下に説明するように、アクチュエータ１３によって、駆動軸３の駆動軸心Ｏ１に直交する方向に対する斜板５の傾斜角度を変更し、各ピストン９のストロークを増減させることにより、吐出容量を変更する。
　初めに、斜板５の傾斜角度が図１に示す最大である状態に変化する場合について説明する。図３に示す制御機構１５において、制御弁１５ｃが低圧通路１５ａの開度を小さくすれば、第２吐出室２９ｂ内の吐出圧力Ｐｄによって、圧力調整室３１内及び制御圧室１３ｂ内の制御圧力Ｐｃが大きくなる。このため、制御圧室１３ｂ内の制御圧力Ｐｃと、斜板室３３内の吸入圧力Ｐｓとの差圧である可変差圧（Ｐｃ－Ｐｓ）が大きくなる。これにより、アクチュエータ１３では、各ピストン９を介して斜板５に作用する圧縮反力に抗して、移動体１３ａが図２に示す位置から斜板室３３内を後方に向かって移動し、図１に示すように、第２凹部２３ｃ内に進入する。
　これにより、移動体１３ａは、傾角減少バネ４４ｂの付勢力に抗しつつ、各牽引アーム１３２及び第３ピン４７ｃを通じて斜板５を斜板室３３内の後方へ牽引する。このため、斜板５が第１揺動軸心Ｍ１周りで反時計回り方向に揺動する。また、ラグアーム４９の前端が第２揺動軸心Ｍ２周りで時計回り方向に揺動し、第１支持部材４３ａの第１フランジ４３ｆから後方に離間する。その結果、斜板５の傾斜角度が大きくなる。このため、この圧縮機では、各ピストン９のストロークが増大して、駆動軸３の１回転当たりの吐出容量が大きくなる。図１に示す斜板５の傾斜角度が最大である状態では、各ピストン９のストロークが最大となって、駆動軸３の１回転当たりの吐出容量が最大容量となる。
　次に、斜板５の傾斜角度が図１に示す最大である状態から小さくなり、図２に示す最小である状態に変化する場合について説明する。図３に示す制御機構１５において、制御弁１５ｃが低圧通路１５ａの開度を大きくすれば、圧力調整室３１内及び制御圧室１３ｂ内の制御圧力Ｐｃが小さくなって斜板室３３内の吸入圧力Ｐｓに近づき、可変差圧（Ｐｃ－Ｐｓ）が小さくなる。
　このため、図２に示すように、各ピストン９を介して斜板５に作用する圧縮反力によって、斜板５は傾斜角度が小さくなる方向に付勢される。このため、移動体１３ａは、復帰バネ４４ａの付勢力に抗しつつ、各牽引アーム１３２及び第３ピン４７ｃを通じて斜板室３３の前方へ牽引される。このため、斜板５が第１揺動軸心Ｍ１周りで時計回り方向に揺動する。また、ラグアーム４９の前端が第２揺動軸心Ｍ２周りで反時計回り方向に揺動し、第１支持部材４３ａの第１フランジ４３ｆに接近する。その結果、斜板５の傾斜角度が小さくなる。このため、この圧縮機では、各ピストン９のストロークが減少して、駆動軸３の１回転当たりの吐出容量が小さくなる。図２に示す斜板５の傾斜角度が最小である状態では、各ピストン９のストロークが最小となって、駆動軸３の１回転当たりの吐出容量が最小容量となる。
＜第１の作用効果＞
　実施例１の圧縮機では、エンジン等の駆動源と、駆動軸３との間に、図示しないクラッチが介在した状態で使用される場合がある。この場合において、クラッチが作動して、駆動源から駆動軸３への駆動力の伝達が遮断されると、駆動軸３が停止して圧縮反力が斜板５に作用しなくなる。
　すると、図６に示すように、第２逆流部７１は、第２吐出リード弁４１２ａが第２弁座面４１０ｆに着座する状態で、凹凸７１ａによって、第２吐出リード弁４１２ａと第２弁座面４１０ｆとの間に隙間Ｓ１を形成する。その隙間Ｓ１によって、第２吐出室２９ｂと第２圧縮室５３ｂとが第２吐出孔４１ｂを介して連通する。これにより、第２逆流部７１は、第２吐出室２９ｂ内の冷媒を第２圧縮室５３ｂ内に漏らし、第２圧縮室５３ｂ内の圧力Ｐ２を斜板室３３内の吸入圧力Ｐｓよりも高くする。つまり、第２逆流部７１によって生じた第２圧縮室５３ｂと斜板室３３との圧力差によって、斜板５の傾斜角度を小さくし易い。
　こうして、この圧縮機では、斜板５の傾斜角度が大きい状態で再起動されることを抑制できるので、立ち上がりトルクを小さくできる。その結果、駆動源であるエンジン等が停止し難くなり、また、クラッチの接続に滑りが生じ難くなる。
　したがって、実施例１の圧縮機では、クラッチが作動した後の再起動を円滑に行うことができる。その結果、この圧縮機では、駆動源であるエンジン等の停止を防止するために制御に余裕を持たせる必要性が低下し、燃費の悪化等の駆動源の効率低下を抑制できる。また、斜板５の傾斜角度を小さくするための傾角減少バネ４４ｂ等の付勢力を強くする必要性が低下し、傾角減少バネ４４ｂ等を収容するハウジング１の小型化が容易になる。
＜第２の作用効果＞
　実施例１の圧縮機では、上述したように、第２逆流部７１は、第２吐出室２９ｂ内の冷媒を第２圧縮室５３ｂ内に漏らし、第２圧縮室５３ｂ内の圧力Ｐ２を斜板室３３内の吸入圧力Ｐｓよりも高くする。
　より詳しくは、図７は、駆動軸３の回転数が低い低速運転時を示している。図７に示す低速運転時、吐出圧力Ｐｄと吸入圧力Ｐｓとの差圧（Ｐｄ－Ｐｓ）は、曲線Ｌ１１で示すように増加する。一方、図８は、駆動軸３の回転数が高い高速運転時を示している。図８に示す高速運転時、差圧（Ｐｄ－Ｐｓ）は、曲線Ｌ２１で示すように増加する。差圧（Ｐｄ－Ｐｓ）は、吐出容量が等しい場合、図７に示す低速運転時よりも図８に示す高速運転時の方が高くなる。
　図９～図１２は、本実施例に係る第２圧縮室５３ｂ内の圧力Ｐ２の波形と、比較例に係る第２圧縮室５３ｂ内の圧力Ｐ１の波形とを重ねて示している。本実施例では第２バルブプレート４１０に第２逆流部７１が設けられているのに対して、比較例では第２バルブプレート４１０に第２逆流部７１が設けられていない。圧力Ｐ１、Ｐ２の波形はそれぞれ、駆動軸３の回転角の増加に伴って周期的に変動する。
　図９は、低速運転時、かつ、斜板５の傾斜角度が小さい低容量時の状態、すなわち、図７に点Ｃ１１で示す状態を示している。図１０は、低速運転時、かつ、斜板５の傾斜角度が大きい高容量時の状態、すなわち、図７にＣ１２で示す状態を示している。図１１は、高速運転時、かつ、低容量時の状態、すなわち、図８にＣ２１で示す状態を示している。図１２は、高速運転時、かつ、高容量時の状態、すなわち、図８にＣ２２で示す状態を示している。図９～図１２に示す吸入圧力Ｐｓは、ほぼ一定である。
　図９に示す吐出圧力Ｐｄは、図７に示す点Ｄ１１に対応している。図１０に示す吐出圧力Ｐｄは、図７に示す点Ｄ１２に対応している。図１１に示す吐出圧力Ｐｄは、図８に示す点Ｄ２１に対応している。図１２に示す吐出圧力Ｐｄは、図８に示す点Ｄ２２に対応している。つまり、吐出圧力Ｐｄは、図９に示す低速運転時、かつ低容量時において最も低く、図１１に示す高速運転時、かつ低容量時、図１０に示す低速運転時、かつ高容量時、図１２に示す高速運転時、かつ高容量時、の順に高くなる。
　図９～図１２に示すように、比較例に係る第２圧縮室５３ｂ内の圧力Ｐ１の変動波形は、谷の部分が吸入圧力Ｐｓとほぼ等しくなっている。その一方、本実施例に係る第２圧縮室５３ｂ内の圧力Ｐ２の変動波形は、第２逆流部７１が第２吐出室２９ｂ内の冷媒を第２圧縮室５３ｂ内に漏らすことにより、比較例に係る第２圧縮室５３ｂ内の圧力Ｐ１の変動波形よりも上方にずれている。本実施例に係る第２圧縮室５３ｂ内の圧力Ｐ２の変動波形の谷の部分も、吸入圧力Ｐｓより上方にずれている。
　圧力Ｐ１、Ｐ２の変動波形のずれの程度は、図１１に示す高速運転時、かつ低容量時において最も大きく、図１０に示す低速運転時、かつ高容量時と、図１２に示す高速運転時、かつ高容量時とにおいて小さく、図９に示す低速運転時、かつ低容量時においてそれらの中間となっている。
　つまり、図９及び図１１に示す低容量時において、第２頭部９ｂに作用する圧縮反力を従来よりも効果的に大きくすることができる。特に、図１１に示す高速運転時、かつ低容量時において、第２頭部９ｂに作用する圧縮反力を従来よりも一層効果的に大きくすることができる。その結果、その圧縮反力が斜板５の傾斜角度を小さくする作用を好適に発揮できる。
　図７に示す低速運転時、制御圧室１３ｂ内の制御圧力Ｐｃと、斜板室３３内の吸入圧力Ｐｓとの差圧である可変差圧（Ｐｃ－Ｐｓ）は、曲線Ｌ１２で示すように増加する。ここで、第２逆流部７１が設けられていない従来例では、図７に示す低速運転時、可変差圧（Ｐｃ－Ｐｓ）は、曲線Ｌ１３で示すように増加する。第２逆流部７１の作用により、曲線Ｌ１２は、曲線Ｌ１３に対して上方に僅かにずれている。
　その一方、図８に示す高速運転時、可変差圧（Ｐｃ－Ｐｓ）は、曲線Ｌ２２で示すように増加する。ここで、第２逆流部７１が設けられていない従来例では、図８に示す高速運転時、可変差圧（Ｐｃ－Ｐｓ）は、曲線Ｌ２３で示すように増加する。第２逆流部７１の作用により、曲線Ｌ２２は、曲線Ｌ２３に対して上方に大きくずれている。
　つまり、第２逆流部７１によって第２頭部９ｂに作用する圧縮反力を従来よりも大きくすることができる分、図８に示す高速運転時に、斜板５の傾斜角度を変更する移動体１３ａに作用させる推力を大きくするため、制御圧室１３ｂ内の制御圧力Ｐｃが高くなる。
　実施例１の圧縮機では、図１１に示す高速運転時に斜板５の傾斜角度を最小まで小さくする際、両頭ピストン９の往復慣性力が増加しても、第２逆流部７１によって第２頭部９ｂに作用する圧縮反力を従来よりも大きくできるので、両頭ピストン９を介して斜板に作用する圧縮反力が両頭ピストン９の往復慣性力に勝って、斜板５の傾斜角度を最小にすることを好適に行える。
　図９に示す低速運転時に斜板５の傾斜角度を最小まで小さくする際には、両頭ピストン９の往復慣性力が小さいので、その従来よりも大きくなった圧縮反力によって、斜板５の傾斜角度を最小にすることを一層好適に行える。この際、低速運転により吐出圧力Ｐｄと吸入圧力Ｐｓとの差圧（Ｐｄ－Ｐｓ）が小さいので、第２逆流部７１による漏れも小さくなり、その漏れが圧縮性能に影響を及ぼし難い。
　一方、図１０に示す低速運転時及び図１２に示す高速運転時において、斜板５の傾斜角度を大きくする際には、両頭ピストン９のストロークが大きくなって、第１圧縮室５３ａ及び第２圧縮室５３ｂでの圧縮仕事が増加するので、第２逆流部７１による漏れが相対的に小さくなり、その漏れが圧縮性能に影響を及ぼし難い。
　したがって、実施例１の圧縮機では、高速運転時における斜板５の傾斜角度の制御性を向上させることができる。
　また、この圧縮機では、第２逆流部７１によって第２頭部９ｂに作用する圧縮反力を従来よりも大きくすることができる分、図１及び図２に示すように、傾角減少バネ４４ｂを小さくでき、ひいては、その傾角減少バネ４４ｂをハウジング１内に配設するためのスペースを小さくできる。その結果、この圧縮機では、駆動軸心Ｏ１方向の小型化を実現できる。
　さらに、この圧縮機では、第２逆流部７１によって第２頭部９ｂに作用する圧縮反力を従来よりも大きくすることができる分、図８に曲線Ｌ２２で示すように、高速運転時に斜板５の傾斜角度を変更する移動体１３ａに作用させる推力を大きくするため、制御圧室１３ｂ内の制御圧力Ｐｃが高くなる。このため、第１吐出室２９ａ及び第２吐出室２９ｂの冷媒の一部を斜板５の傾斜角度の変更のために、高圧通路１５ｂ及びオリフィス１５ｄを介して制御圧室１３ｂ内に供給する量を削減できる。その結果、この圧縮機では、容量可変時の圧縮性能の向上を実現できる。
　また、この圧縮機では、図１及び図２に示すように、第２頭部９ｂの外周面に設けられたピストンリング９ｓは、第２頭部９ｂの外周面と第２シリンダボア２３ａの内周面との間をシールする。これにより、第２圧縮室５３ｂ内の冷媒が第２シリンダボア２３ａと第２頭部９ｂとの隙間から斜板室３３に漏れることを抑制できる。このため、第２逆流部７１が第２吐出室２９ｂ内から第２圧縮室５３ｂ内に漏らす冷媒を減らしても、第２圧縮室５３ｂ内の圧力Ｐ２を斜板室３３内の吸入圧力Ｐｓよりも効果的に高くすることができる。その結果、この圧縮機では、クラッチが作動した後の再起動を円滑に行うことができ、また、高速運転時における斜板５の傾斜角度の制御性を一層向上させることができる。
　さらに、この圧縮機では、図５及び図６に示すように、第２逆流部７１がショット加工により第２弁座面４１０ｆに形成された凹凸７１ａを含む簡素な構成であるので、製造コストの高騰を抑制できる。
（実施例２）
　図１３及び図１４に示すように、実施例２の圧縮機では、実施例１の圧縮機に係る第２逆流部７１の代わりに、第２逆流部７２を採用している。実施例２のその他の構成は、実施例１と同様である。このため、実施例１と同一の構成については同一の符号を付して説明を省略又は簡略する。
　第２バルブプレート４１０には、第２逆流部７２が設けられている。なお、第１バルブプレート３９０には、第２逆流部７２は設けられていない。第２逆流部７２は、第２弁座面４１０ｆの一部の領域に凹設された複数の段差７２ａを含んでいる。段差７２ａは、第２弁座面４１０ｆの一部の領域に対して、切削加工等により形成された溝である。段差７２ａの一端は、第２吐出孔４１ｂに連通している。段差７２ａの他端は、円環溝４１０ｅに連通している。
　図１４に示すように、第２逆流部７２は、第２吐出リード弁４１２ａが第２弁座面４１０ｆに着座する状態で、段差７２ａによって、第２吐出リード弁４１２ａと第２弁座面４１０ｆとの間に隙間Ｓ２を形成する。
　本実施例では、段差７２ａの深さや段差７２ａの溝幅等は、第２弁座面４１０ｆに着座する第２吐出リード弁４１２ａと、第２弁座面４１０ｆとの間に介在する潤滑油によっても隙間Ｓ２が埋まらず、その隙間Ｓ２によって、第２吐出室２９ｂと第２圧縮室５３ｂとが連通するように設定されている。これにより、第２逆流部７２は、第２吐出室２９ｂ内の冷媒を第２吐出孔４１ｂを介して第２圧縮室５３ｂ内に漏らし、第２圧縮室５３ｂ内の圧力Ｐ２を斜板室３３内の吸入圧力Ｐｓよりも高くする。
　実施例２の圧縮機でも、実施例１の圧縮機と同様に、高速運転時における斜板５の傾斜角度の制御性を向上させることができる。また、この圧縮機でも、駆動軸心Ｏ１方向の小型化を実現できる。さらに、この圧縮機でも、容量可変時の圧縮性能の向上を実現できる。
　また、この圧縮機では、第２逆流部７２が第２弁座面４１０ｆに凹設された段差７２ａを含む簡素な構成であるので、製造コストの高騰を抑制できる。
（実施例３）
　図１５及び図１６に示すように、実施例３の圧縮機は、実施例１の圧縮機に、第１逆流部７３を追加したものである。なお、実施例１の圧縮機に係る第２逆流部７１をそのまま残してもよいし、無くしてもよい。実施例３のその他の構成は、実施例１と同様である。このため、実施例１と同一の構成については同一の符号を付して説明を省略又は簡略する。
　第１バルブプレート３９０の前面には、各第１吸入孔３９ａのそれぞれに対応して、円環溝３９０ｅと第１弁座面３９０ｆとが形成されている。円環溝３９０ｅは、第１バルブプレート３９０の前面から後向きに凹み、かつ、第１吸入孔３９ａの全周を囲っている。第１弁座面３９０ｆは、円環溝３９０ｅの内側で第１吸入孔３９ａを囲む円環状の平坦面である。
　第１バルブプレート３９０には、第１逆流部７３が設けられている。なお、第２バルブプレート４１０には、第１逆流部７３は設けられていない。第１逆流部７３は、第１弁座面３９０ｆの一部の領域に形成された凹凸７３ａを含んでいる。凹凸７３ａは、第１弁座面３９０ｆの一部の領域に対して、上述したショット加工により形成される。
　第１逆流部７３は、第１吸入リード弁３９１ａが第１弁座面３９０ｆに着座する状態で、凹凸７３ａによって、第１吸入リード弁３９１ａと第１弁座面３９０ｆとの間に隙間を形成する。第１吸入リード弁３９１ａと第１弁座面３９０ｆとの隙間は、図６に示す第２吐出リード弁４１２ａと第２弁座面４１０ｆとの隙間Ｓ１と同様である。
　本実施例では、凹凸７３ａにおける凹部の深さや凹部の大きさ等は、第１弁座面３９０ｆに着座する第１吸入リード弁３９１ａと、第１弁座面３９０ｆとの間に介在する潤滑油によっても、第１吸入リード弁３９１ａと第１弁座面３９０ｆとの隙間が埋まらず、その隙間によって、第１吸入室２７ａと第１圧縮室５３ａとが連通するように設定されている。これにより、第１逆流部７３は、第１圧縮室５３ａ内の冷媒を第１吸入室２７ａ内に漏らすようになっている。
　実施例３の圧縮機では、エンジン等の駆動源と、駆動軸３との間に、図示しないクラッチが介在した状態で使用される場合がある。この場合において、クラッチが作動して、駆動源から駆動軸３への駆動力の伝達が遮断されると、駆動軸３が停止して圧縮反力が斜板５に作用しなくなる。
　すると、傾角減少バネ４４ｂ等によって、斜板５は、傾斜角度を小さくするように付勢される。それに伴って、両頭ピストン９の第１頭部９ａが第１圧縮室５３ａ内の冷媒を圧縮しようとすると、第１逆流部７３は、第１圧縮室５３ａ内の冷媒を第１吸入室２７ａ内に漏らす。つまり、第１逆流部７３によって第１圧縮室５３ａ内が閉鎖空間にならず、斜板５の傾斜角度を小さくする際の抵抗になり難いので、傾角減少バネ４４ｂ等の付勢力によって、斜板５の傾斜角度を小さくし易い。
　こうして、この圧縮機では、斜板５の傾斜角度が大きい状態で再起動されることを抑制できるので、立ち上がりトルクを小さくできる。その結果、駆動源であるエンジン等が停止し難くなり、また、クラッチの接続に滑りが生じ難くなる。
　したがって、実施例３の圧縮機では、実施例１の圧縮機と同様に、クラッチが作動した後の再起動を円滑に行うことができる。その結果、この圧縮機では、駆動源であるエンジン等の停止を防止するために制御に余裕を持たせる必要性が低下し、燃費の悪化等の駆動源の効率低下を抑制できる。また、斜板５の傾斜角度を小さくするための傾角減少バネ４４ｂ等の付勢力を強くする必要性が低下し、傾角減少バネ４４ｂ等を収容するハウジング１の小型化が容易になる。
　また、この圧縮機では、第１逆流部７３がショット加工により第１弁座面３９０ｆに形成された凹凸７３ａを含む簡素な構成であるので、製造コストの高騰を抑制できる。
（実施例４）
　図１７に示すように、実施例４の圧縮機は、実施例３の圧縮機に係る第１逆流部７３の代わりに、第１逆流部７４を採用している。実施例４のその他の構成は、実施例１、３と同様である。このため、実施例１、３と同一の構成については同一の符号を付して説明を省略又は簡略する。
　第１バルブプレート３９０には、第１逆流部７４が設けられている。なお、第２バルブプレート４１０には、第１逆流部７４は設けられていない。第１逆流部７４は、第１弁座面３９０ｆの一部の領域に凹設された複数の段差７４ａを含んでいる。段差７４ａは、第１弁座面３９０ｆの一部の領域に対して、切削加工等により形成された溝である。段差７４ａの一端は、第１吸入孔３９ａに連通している。段差７４ａの他端は、円環溝３９０ｅに連通している。
　第１逆流部７４は、第１吸入リード弁３９１ａが第１弁座面３９０ｆに着座する状態で、段差７４ａによって、第１吸入リード弁３９１ａと第１弁座面３９０ｆとの間に隙間を形成する。第１吸入リード弁３９１ａと第１弁座面３９０ｆとの隙間は、図１４に示す第２吐出リード弁４１２ａと第２弁座面４１０ｆとの隙間Ｓ２と同様である。
　本実施例では、段差７４ａの深さや段差７４ａの溝幅等は、第１弁座面３９０ｆに着座する第１吸入リード弁３９１ａと、第１弁座面３９０ｆとの間に介在する潤滑油によっても、第１吸入リード弁３９１ａと第１弁座面３９０ｆとの隙間が埋まらず、その隙間によって、第１吸入室２７ａと第１圧縮室５３ａとが連通するように設定されている。これにより、第１逆流部７４は、第１圧縮室５３ａ内の冷媒を第１吸入室２７ａ内に漏らすようになっている。
　実施例４の圧縮機では、実施例１、３の圧縮機と同様に、クラッチが作動した後の再起動を円滑に行うことができる。その結果、この圧縮機では、駆動源の効率低下を抑制でき、また、ハウジング１の小型化が容易になる。
　また、この圧縮機では、第１逆流部７４が第１弁座面３９０ｆに凹設された段差７４ａを含む簡素な構成であるので、製造コストの高騰を抑制できる。
　以上において、本発明を実施例１～４に即して説明したが、本発明は上記実施例１～４に制限されるものではなく、その趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更して適用できることはいうまでもない。
　実施例１に係る第２逆流部７１において、凹凸７１ａの位置や範囲は、実施例１の構成に限定されない。例えば、第２弁座面４１０ｆの複数の領域に、凹凸７１ａが形成されていてもよい。
　実施例２に係る第２逆流部７２において、段差７２ａの位置や範囲は、実施例の構成に限定されない。例えば、第２弁座面４１０ｆの一つの領域に、段差７２ａが形成されていてもよい。
　第２逆流部は、実施例１に係る第２逆流部７１と、実施例２に係る第２逆流部７２とを含んでいてもよい。また、第２逆流部は、第２シリンダブロック２３及び第２弁形成プレート４１に形成され、第２吐出室２９ｂと第２シリンダボア２３ａとを連通する細い通路であってもよい。
　実施例３に係る第１逆流部７３において、凹凸７３ａの位置や範囲は、実施例３の構成に限定されない。例えば、第１弁座面３９０ｆの複数の領域に、凹凸７３ａが形成されていてもよい。
　実施例４に係る第１逆流部７４において、段差７４ａの位置や範囲は、実施例の構成に限定されない。例えば、第１弁座面３９０ｆの一つの領域に、段差７４ａが形成されていてもよい。
　第１逆流部は、実施例３に係る第１逆流部７３と、実施例４に係る第１逆流部７４とを含んでいてもよい。また、第１逆流部は、第１シリンダブロック２１及び第１弁形成プレート３９に形成され、第１吸入室２７ａと第１シリンダボア２１ａとを連通する細い通路であってもよい。
　実施例１に係る第２逆流部７１、実施例２に係る第２逆流部７２、実施例３に係る第１逆流部７３及び実施例４に係る第１逆流部７４の少なくとも２つを組み合わせた構成も本発明に含まれる。
　実施例１～４では、アクチュエータ１３が斜板５の後面５ｂよりも後方に配置されているがこの構成には限定されず、アクチュエータを斜板の前面よりも前方に配置してもよい。
　アクチュエータの移動体及び制御圧室は、実施例１～４の構成には限定されない。例えば、アクチュエータの移動体が駆動軸と一体回転せず、制御圧室内の圧力が増大すると、移動体が斜板を押圧して斜板の傾斜角度を増加させるものに適用してもよい。また、この場合、制御圧室は、斜板室ではなく、リアハウジングに設けられていてもよい。
　本発明は空調装置等に利用可能である。
　２７ａ、２７ｂ…吸入室（２７ａ…第１吸入室、２７ｂ…第２吸入室）
　２９ａ、２９ｂ…吐出室（２９ａ…第１吐出室、２９ｂ…第２吐出室）
　３３…斜板室
　２１ａ、２３ａ…シリンダボア（２１ａ…第１シリンダボア、２３ａ…第２シリンダボア）
　１…ハウジング
　３…駆動軸
　５…斜板
　Ｏ１…駆動軸心
　７…リンク機構
　９…ピストン
　１３ｃ…区画体
　１３ａ…移動体
　１３ｂ…制御圧室
　Ｐｃ…制御圧室内の圧力（制御圧力）
　１５…制御機構
　５ａ…斜板の一面（前面）
　５ｂ…斜板の他面（後面）
　５３ａ…第１圧縮室
　９ａ…第１頭部
　５３ｂ…第２圧縮室
　９ｂ…第２頭部
　Ｐ２…第２圧縮室内の圧力
　Ｐｓ…斜板室内の圧力（吸入圧力）
　７３、７４…第１逆流部
　７１、７２…第２逆流部
　３９ａ…吸入孔（第１吸入孔）
　３９０ｆ…第１弁座面
　３９１ａ…吸入弁（第１吸入リード弁）
　９ｓ…ピストンリング
　４１ｂ…吐出孔（第２吐出孔）
　４１０ｆ…第２弁座面
　４１２ａ…吐出弁（第２吐出リード弁）
　Ｓ１、Ｓ２…吐出弁と第２弁座面との隙間
　７１ａ、７３ａ…凹凸
　７２ａ、７４ａ…段差

Claims (7)

  1. 　吸入室、吐出室、斜板室及び複数のシリンダボアが形成されたハウジングと、
    　前記ハウジングに回転可能に支持された駆動軸と、
    　前記斜板室内に配置されて前記駆動軸とともに回転される斜板と、
    　前記駆動軸の駆動軸心に直交する方向に対する前記斜板の傾斜角度の変更を許容するリンク機構と、
    　前記各シリンダボアに収納され、前記斜板の回転によって前記傾斜角度に応じたストロークで往復動するピストンと、
    　前記ハウジング内で前記駆動軸心方向に移動して前記傾斜角度を変更する移動体と、
    　内部の圧力によって前記移動体を移動させる制御圧室と、
    　前記制御圧室内の圧力を制御する制御機構とを備え、
    　前記吸入室は、前記斜板の一面側に位置する第１吸入室と、前記斜板の他面側に位置する第２吸入室とからなり、
    　前記吐出室は、前記斜板の前記一面側に位置する第１吐出室と、前記斜板の前記他面側に位置する第２吐出室とからなり、
    　前記各シリンダボアは、前記斜板の前記一面側に設けられ、前記第１吸入室及び前記第１吐出室と連通する第１シリンダボアと、前記斜板の前記他面側に設けられ、前記第２吸入室及び前記第２吐出室と連通する第２シリンダボアとからなり、
    　前記各ピストンは、前記第１シリンダボア内を往復動して、前記第１シリンダボア内に第１圧縮室を区画する第１頭部と、前記第２シリンダボア内を往復動して、前記第２シリンダボア内に第２圧縮室を区画する第２頭部とを有し、
    　前記リンク機構は、前記傾斜角度の変更に伴い、前記第１頭部の上死点位置よりも前記第２頭部の上死点位置が大きく移動するように配設され、
    　前記斜板の前記一面側のみに設けられ、前記第１圧縮室内の冷媒を前記第１吸入室内に漏らす第１逆流部、及び、前記斜板の前記他面側のみに設けられ、前記第２吐出室内の冷媒を前記第２圧縮室内に漏らし、前記第２圧縮室内の圧力を前記斜板室内の圧力よりも高くする第２逆流部の少なくとも一方をさらに備えていることを特徴とする容量可変型斜板式圧縮機。
  2. 　前記第１逆流部を備え、
    　前記第１吸入室と前記第１シリンダボアとの間には、前記第１吸入室内の冷媒を前記第１圧縮室に吸入させる吸入孔と、前記吸入孔を囲む第１弁座面と、前記第１弁座面に対して着座及び離座することによって前記吸入孔を開閉する吸入弁とが設けられ、
    　前記第１逆流部は、ショット加工により前記第１弁座面に形成され、前記吸入弁が前記第１弁座面に着座する状態で、前記吸入弁と前記第１弁座面との間に隙間を形成する凹凸を含んでいる請求項１記載の容量可変型斜板式圧縮機。
  3. 　前記第１逆流部を備え、
    　前記第１吸入室と前記第１シリンダボアとの間には、前記第１吸入室内の冷媒を前記第１圧縮室に吸入させる吸入孔と、前記吸入孔を囲む第１弁座面と、前記第１弁座面に対して着座及び離座することによって前記吸入孔を開閉する吸入弁とが設けられ、
    　前記第１逆流部は、前記第１弁座面に凹設され、前記吸入弁が前記第１弁座面に着座する状態で、前記吸入弁と前記第１弁座面との間に隙間を形成する段差を含んでいる請求項１又は２記載の容量可変型斜板式圧縮機。
  4. 　前記第２逆流部を備えている請求項１乃至３のいずれか１項記載の容量可変型斜板式圧縮機。
  5. 　前記第２吐出室と前記第２シリンダボアとの間には、前記第２圧縮室で圧縮された冷媒を前記第２吐出室に吐出させる吐出孔と、前記吐出孔を囲む第２弁座面と、前記第２弁座面に対して着座及び離座することによって前記吐出孔を開閉する吐出弁とが設けられ、
    　前記第２逆流部は、ショット加工により前記第２弁座面に形成され、前記吐出弁が前記第２弁座面に着座する状態で、前記吐出弁と前記第２弁座面との間に隙間を形成する凹凸を含んでいる請求項４記載の容量可変型斜板式圧縮機。
  6. 　前記第２吐出室と前記第２シリンダボアとの間には、前記第２圧縮室で圧縮された冷媒を前記第２吐出室に吐出させる吐出孔と、前記吐出孔を囲む第２弁座面と、前記第２弁座面に対して着座及び離座することによって前記吐出孔を開閉する吐出弁とが設けられ、
    　前記第２逆流部は、前記第２弁座面に凹設され、前記吐出弁が前記第２弁座面に着座する状態で、前記吐出弁と前記第２弁座面との間に隙間を形成する段差を含んでいる請求項４又は５記載の容量可変型斜板式圧縮機。
  7. 　前記第２頭部の外周面に設けられ、前記第２頭部の前記外周面と前記第２シリンダボアの内周面との間をシールするピストンリングをさらに備えている請求項４乃至６のいずれか１項記載の容量可変型斜板式圧縮機。
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