JP2807068B2 - Variable displacement swash plate type compressor - Google Patents
Variable displacement swash plate type compressorInfo
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- F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
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Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は斜板型圧縮機の容量制御に関するもので、例
えば自動車空調装置の冷媒圧縮機として使用して有効で
ある。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Industrial Application Field] The present invention relates to capacity control of a swash plate type compressor, and is effective when used, for example, as a refrigerant compressor for an automobile air conditioner.
両頭ピストンを採用した斜板型圧縮機において、斜板
の回転中心位置をシャフト軸方向にずらすと同時に斜板
の傾斜角を変位させ、ピストンのうち一方側に形成され
た第１作動室側では斜板の傾斜角変位に係わらず上死点
がほぼ一定となるように制御するものはすでに提案され
ている（第１図図示圧縮機）。これは、スプール30背面
の制御圧室200の圧力を制御することにより、斜板10の
傾斜角を制御するものである。従って、斜板10の傾斜角
は作動室における圧力反力としてピストン７に加わる力
と、制御圧室200の圧力よりスプール30に加わる力との
バランスで定められることになる。In a swash plate compressor employing a double-headed piston, the center of rotation of the swash plate is shifted in the axial direction of the shaft, and at the same time, the inclination angle of the swash plate is displaced. A device that controls the top dead center to be substantially constant irrespective of the displacement of the inclination angle of the swash plate has already been proposed (compressor shown in FIG. 1). This controls the inclination angle of the swash plate 10 by controlling the pressure in the control pressure chamber 200 on the back of the spool 30. Therefore, the inclination angle of the swash plate 10 is determined by the balance between the force applied to the piston 7 as a pressure reaction force in the working chamber and the force applied to the spool 30 from the pressure in the control pressure chamber 200.
しかしながら、この第１図図示のような圧縮機では、
特にデッドボリュームが斜板傾斜角減少とともに大きく
なる側の作動室（第２作動室50）において、デッドボリ
ュームにともなう残存圧力が問題となる。すなわち、デ
ッドボリュームが比較的小さな状態では大きな圧力が第
２作動室50内に残ることとなる。この場合、ピストン７
に加わる反力は大きなものとなるが、デッドボリューム
の増大にともないその圧力は小さくなる。そのため、ス
プール30に加わるスラスト力は、第２図中実線で示すよ
うな傾向となる。すなわち、第２図のＰ点を頂点とし
て、制御スプール30ストロークが最大側（Ｑ点）に向か
う場合にあっても、少量側（Ｒ点）に向かう側であって
も共にスラスト力が減少することになる。However, in the compressor as shown in FIG.
In particular, in the working chamber (second working chamber 50) on the side where the dead volume increases as the swash plate inclination angle decreases, the residual pressure accompanying the dead volume becomes a problem. That is, when the dead volume is relatively small, a large pressure remains in the second working chamber 50. In this case, the piston 7
Although the reaction force applied to the tire increases, the pressure decreases as the dead volume increases. Therefore, the thrust force applied to the spool 30 has a tendency shown by a solid line in FIG. That is, the thrust force decreases both when the stroke of the control spool 30 moves toward the maximum side (point Q) and when the stroke moves toward the small amount side (point R), with the point P in FIG. Will be.
そのため、第２図における実線のような状態では制御
圧室200内の圧力を制御しても、実際には制御スプール3
0の位置が正確に制御できないことになる。この状態を
第３図に示す。制御スプール30に加わる圧力（制御圧室
200内圧力）を上昇するに従い、制御スプールはＸ点よ
りＹ点まで連続的に上昇するが、第２図におけるＰ点に
相当するＹ点まで制御スプールストロークが増大する
と、その後直ちに最大ストローク（Ｚ点）までスプール
が変位してしまうことになる。これは第２図より明らか
なように最大ストローク（Ｑ点）におけるスラスト力
（F1）がＰ点におけるスラスト力F2より小さいことに起
因するものである。そして、一旦最大ストロークになる
とスプール30に働くスラスト力がF1以下に減少するまで
スプール30は最大ストロークを保持されることになる。
そして、スラスト力がF1よりも減少すると直ちに中間ス
トロークＬ（第２図におけるＲ点に相当）まで減少して
しまうことになる。Therefore, even if the pressure in the control pressure chamber 200 is controlled in the state shown by the solid line in FIG.
The position of 0 cannot be controlled accurately. This state is shown in FIG. Pressure applied to control spool 30 (control pressure chamber
As the pressure increases, the control spool continuously rises from point X to point Y. When the control spool stroke increases to point Y corresponding to point P in FIG. 2, the maximum stroke (Z Point), the spool will be displaced. This is due to the fact that the thrust force (F 1 ) at the maximum stroke (point Q) is smaller than the thrust force F 2 at the point P, as is clear from FIG. Then, once it becomes maximum stroke thrust force acting on the spool 30 the spool 30 to reduce the F 1 below will be holding the maximum stroke.
Then, so that the thrust force is reduced until (corresponding to point R in Figure 2) immediately stroke length L when reduced than F 1.
このように、スプール30に働くスラスト力が第２図の
実線のごとく途中に極大点を持つものでは良好な圧力制
御ができないことになる。そこで、第１図図示圧縮機で
はスプリング308を用いて、スプール30に加わるスラス
ト力を補正するようにしていた。すなわち、スプリング
308のバネ力によりスプールに働くスラスト力が第２図
における破線のような傾向となり、極大点を持たず連続
して増大するようにしていた。As described above, good pressure control cannot be performed if the thrust force acting on the spool 30 has a maximum point in the middle as shown by the solid line in FIG. Therefore, the compressor shown in FIG. 1 uses a spring 308 to correct the thrust force applied to the spool 30. That is, the spring
The thrust force acting on the spool due to the spring force of 308 has a tendency as shown by the broken line in FIG. 2 and is continuously increased without having a maximum point.
ただ、この従来のもののようにスプリング308を設け
る場合、そのスプリング308の設定力は必然的に大きな
ものとならざるを得ず、スプリングに充分な耐久性をも
たせることが困難であった。合わせて、スプリングを大
型化することに伴いスプリングの配設位置が大きなスペ
ースを取ってしまうこととなっていた。さらに、スプリ
ング308の設定力はスラストベアリング15によって受け
られるため、このスラストベアリング15の耐久性も劣化
させることとなっていた。However, when the spring 308 is provided as in the conventional one, the setting force of the spring 308 is inevitably increased, and it is difficult to give the spring sufficient durability. At the same time, as the size of the spring is increased, the arrangement position of the spring requires a large space. Further, since the set force of the spring 308 is received by the thrust bearing 15, the durability of the thrust bearing 15 is also deteriorated.
本発明は上記点に鑑みて案出されたもので、制御スプ
ールに働くスラスト力を制御スプールストロークに応じ
て連続的に増大させるようにするために必要なスプリン
グを、小型のものでも使用できるようにすることを目的
とする。The present invention has been devised in view of the above points, and a small spring can be used to increase the thrust force acting on the control spool continuously according to the control spool stroke. The purpose is to.
上記目的を達成するため、本願発明の圧縮機では、斜
板の傾斜角に係わらず上死点位置がほぼ一定となる側と
作動室（第１作動室）を形成するピストンの投影面積を
他方のピストンの投影面積より大きくするという構成を
採用する。In order to achieve the above object, in the compressor of the present invention, the projected area of the piston forming the working chamber (first working chamber) and the side where the top dead center position is substantially constant irrespective of the inclination angle of the swash plate are set to the other side. Is adopted so as to be larger than the projected area of the piston.
第１作動室側は、上死点がほぼ一定であるため、斜板
の傾斜角に係わらず流体の吸入、圧縮、吐出が成される
ことになる。換言すればほぼ一定の圧縮反力が第１作動
室側のピストンに印加されることになる。一方第２作動
室側は、デッドボリュームが生じるものであるため、デ
ッドボリュームの増大に応じて反力が一端上昇し、その
後反転して減少することになる。Since the top dead center of the first working chamber is substantially constant, fluid suction, compression, and discharge are performed regardless of the inclination angle of the swash plate. In other words, a substantially constant compression reaction force is applied to the piston on the first working chamber side. On the other hand, since the dead volume is generated on the second working chamber side, the reaction force once increases in accordance with the increase in the dead volume, and then reversely decreases.
しかしながら、本発明の圧縮機では、デッドボリュー
ムが生じる第２作動室側のピストンの投影面積は、第１
作動室側のピストンの投影面積より小さなものとなって
いるため、デッドボリュームに起因する反力がピストン
に与える影響は相対的に小さなものとなる。従って、こ
の第２作動室側のデッドボリュームに起因する反力変動
を補うためのスプリングを配置する場合であっても、そ
のスプリングの設定力は小さなものとすることができ
る。However, in the compressor of the present invention, the projected area of the piston on the second working chamber side where dead volume occurs is the first area.
Since the projection area is smaller than the projected area of the piston on the working chamber side, the influence of the reaction force caused by the dead volume on the piston is relatively small. Therefore, even if a spring for compensating for the reaction force fluctuation caused by the dead volume on the second working chamber side is provided, the setting force of the spring can be made small.
従って、本発明の斜板型圧縮機では、第２作動室側の
デッドボリュームに伴う反力の影響を抑えることによ
り、スプリングの小型化を図ると同時にスプリングやス
ラストベアリングの耐久性も大幅に向上できることにな
る。Therefore, in the swash plate type compressor of the present invention, the size of the spring is reduced and the durability of the spring and the thrust bearing is greatly improved by suppressing the influence of the reaction force accompanying the dead volume on the second working chamber side. You can do it.
以下本発明の一実施例を図に基づいて述べる。第４図
は可変容量式斜板型圧縮機の縦断面図である。アルミニ
ウム合金製のフロントハウジング４、フロントサイドプ
レート８、吸入弁９、フロントシリンダブロック５、リ
アシリンダブロック６、吸入弁12、リアサイドプレート
11及びリアハウジング13は図示されないスルーボルトに
よって一体的に固定された圧縮機の外殻を成している。
シリンダブロック5,6にはシリンダ64,65が夫々５ケ所、
各シリンダ64,65が互いに平行になるように形成されて
いる。図示しない自動車走行用エンジンの駆動力を受け
て回転するシャフト１はベアリング２及びベアリング３
を介してそれぞれフロントシリンダブロック５及びフロ
ントシリンダブロック６に回転自在に軸支されている。
また、シャフト１に加わるスラスト力（図中左方向へ働
く力）はスラスト軸受15を介してフロントシリンダブロ
ック５で受け、止め輪によりシャフト１の図中右方向へ
の動きを規制している。尚、止め輪はシャフト１に形成
された環状溝によって係止されている。An embodiment of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 4 is a longitudinal sectional view of a variable displacement swash plate type compressor. Aluminum alloy front housing 4, front side plate 8, suction valve 9, front cylinder block 5, rear cylinder block 6, suction valve 12, rear side plate
The 11 and the rear housing 13 form an outer shell of the compressor integrally fixed by through bolts (not shown).
Cylinder blocks 5 and 6 have five cylinders 64 and 65, respectively.
The cylinders 64 and 65 are formed so as to be parallel to each other. The shaft 1 that rotates by receiving the driving force of an automobile driving engine (not shown) includes a bearing 2 and a bearing 3.
Are rotatably supported by the front cylinder block 5 and the front cylinder block 6, respectively.
Further, a thrust force (force acting in the left direction in the figure) applied to the shaft 1 is received by the front cylinder block 5 via a thrust bearing 15, and a retaining ring restricts the movement of the shaft 1 in the right direction in the figure. The retaining ring is locked by an annular groove formed in the shaft 1.
シャフト１の後端は支持部405に摺動自在に挿入さ
れ、また、支持部405はベアリング３を介してスプール3
0に回転自在に軸支されている。尚、シャフト１後端と
支持部405との間には、スプール30に図中右側へ向かう
予荷重を与えるスプリング308が配設されている。又、
支持部405に働くスラスト力（図中右方向へ働く力）は
スラスト軸受14を介してスプール30で受け、止め軸によ
り支持部405がスプール30から外れるのを防いでいる。
スプール30はリアシリンダブロック６の円筒部66及びリ
アハウジング13の円筒部135内に軸方向摺動可能に配さ
れている。The rear end of the shaft 1 is slidably inserted into the support portion 405, and the support portion 405 is connected to the spool 3 via the bearing 3.
It is rotatably supported at 0. A spring 308 is provided between the rear end of the shaft 1 and the support portion 405 to apply a preload to the spool 30 toward the right side in the drawing. or,
The thrust force acting on the support portion 405 (the force acting in the right direction in the drawing) is received by the spool 30 via the thrust bearing 14, and the retaining shaft prevents the support portion 405 from coming off the spool 30.
The spool 30 is axially slidably disposed in the cylindrical portion 66 of the rear cylinder block 6 and the cylindrical portion 135 of the rear housing 13.
斜板10の中央部には球面凹部107が形成され、この球
面凹107には支持部405の端部に形成された球支持部406
が配され、斜板10は摺動可能な状態で球面支持部406に
支持されている。A spherical concave portion 107 is formed at the center of the swash plate 10, and a spherical support portion 406 formed at an end of the support portion 405 is formed in the spherical concave portion 107.
Are provided, and the swash plate 10 is slidably supported by the spherical support 406.
斜板10のフロント側面にはスリット105が形成されて
おり、シャフト１には平板部165が形成されている。そ
して、平板部165がスリット105内壁に面接触するように
して配されることにより、シャフト１に与えられた回転
駆動力を斜板10に伝えるものである。A slit 105 is formed on the front side surface of the swash plate 10, and a flat plate portion 165 is formed on the shaft 1. The rotation driving force applied to the shaft 1 is transmitted to the swash plate 10 by arranging the flat plate portion 165 so as to make surface contact with the inner wall of the slit 105.
また、斜板10両面側にはシュー18及びシュー19が摺動
自在に配設されている。一方、フロントシリンダブロッ
ク５のシリンダ64及びリアシリンダブロック６のシリン
ダ65内にはピストン７が摺動可能に配されている。上述
のようにシュー18及び19は斜板10に対し、摺動自在に取
り付けられている。またシュー18及び19はピストン７の
内面に対し、回転可能に係合している。従って、斜板10
の回転を伴う摺動運動は、このシュー18及び19を介しピ
ストンに往復運動として伝達される。尚、シュー18,19
は斜板10上に組み付けられた状態で、外面が同一球面上
にくるように形成されている。Shoe 18 and shoe 19 are slidably disposed on both sides of the swash plate 10. On the other hand, the piston 7 is slidably disposed in the cylinder 64 of the front cylinder block 5 and the cylinder 65 of the rear cylinder block 6. As described above, the shoes 18 and 19 are slidably attached to the swash plate 10. The shoes 18 and 19 are rotatably engaged with the inner surface of the piston 7. Therefore, swash plate 10
Is transmitted to the piston as reciprocating motion via the shoes 18 and 19. Shoe 18, 19
Are formed on the swash plate 10 such that the outer surface is on the same spherical surface.
本発明では第１作動室60を形成するシリンダ65の内径
の方が、フロント側のシリンダ64の内径より大きくなっ
ている。そして、ピストン７はこのシリンダに摺動自在
に配設されるため、ピストン径もリア側の方がフロント
側より大きなものとなっている。本来のものでは、ピス
トンの内リア側の投影面積の方が、フロント側の投影面
積より約２倍大きくなるように形成されている。In the present invention, the inner diameter of the cylinder 65 forming the first working chamber 60 is larger than the inner diameter of the cylinder 64 on the front side. Since the piston 7 is slidably provided in the cylinder, the diameter of the piston is larger on the rear side than on the front side. Originally, the projection area on the inner rear side of the piston is formed to be about twice as large as the projection area on the front side.
前記シャフト１の平板部165には長溝166が設けられて
おり、また、斜板10にはピン通し孔が形成されている。
シャフト１の平板部165は斜板10のスリット105に配され
た後、ピン80及び止め輪によりシャフト１の長溝166に
係止される。この長溝166内のピン80の位置により斜板
の傾きが変わるのであるが、傾きが変わると共に斜板中
心（球面凹部107球面支持部406）の位置も変わる。すな
わち、第４図中右側の第１作動室60においては、斜板10
の傾きが変わってピストン７のストロークが変化して
も、ピストン７の作動室60側の上死点は殆ど変わらずデ
ッドボリュームの増加が実質的に生じないように長溝16
6が設けられている。一方、図中左方向の第２作動室50
では斜板の傾きが変ると共にピストン７の上死点は変化
するため、デッドボリュームも変化する。The flat plate portion 165 of the shaft 1 is provided with a long groove 166, and the swash plate 10 is formed with a pin hole.
After the flat plate portion 165 of the shaft 1 is arranged in the slit 105 of the swash plate 10, it is locked in the long groove 166 of the shaft 1 by the pin 80 and the retaining ring. Although the inclination of the swash plate changes depending on the position of the pin 80 in the long groove 166, the position of the center of the swash plate (the spherical concave portion 107 and the spherical support portion 406) also changes as the inclination changes. That is, in the first working chamber 60 on the right side in FIG.
When the inclination of the piston 7 changes and the stroke of the piston 7 changes, the top dead center of the piston 7 on the working chamber 60 side hardly changes, and the long groove 16 does not substantially increase the dead volume.
6 are provided. On the other hand, the second working chamber 50
Then, since the top dead center of the piston 7 changes as the inclination of the swash plate changes, the dead volume also changes.
尚、長溝166は厳密には曲線状となるが、実際の形成
に当たってはほぼ直線の長溝で近似できることになる。
さらに本例では長溝166の形成により平板部165の形状が
過大となることがないように、長溝166はシャフト１の
軸線上に配設されている。Although the long groove 166 is strictly curved, it can be approximated by a substantially straight long groove in actual formation.
Further, in this example, the long groove 166 is provided on the axis of the shaft 1 so that the shape of the flat plate portion 165 is not excessively large due to the formation of the long groove 166.
図中符号21は軸封装置であり、シャフト１を伝って冷
媒ガスや潤滑オイルが外部へ洩れるのを防いでいる。図
中符号24は作動室50,60に開口し、吐出室90,93と連通す
る吐出口であり、この吐出口24は、吐出弁23によって開
閉される。吐出弁は図示しない弁押さえと共に図示しな
いボルトによりフロントサイドプレート８及びリアサイ
ドプレート11に固定されている。図中符号25は作動室5
0,60と吸入室72,74とを連通する吸入口で、吸入弁９及
び吸入弁12によって開閉される。Reference numeral 21 in the figure denotes a shaft sealing device, which prevents refrigerant gas and lubricating oil from leaking to the outside along the shaft 1. Reference numeral 24 in the figure denotes a discharge port that opens to the working chambers 50 and 60 and communicates with the discharge chambers 90 and 93. The discharge port 24 is opened and closed by the discharge valve 23. The discharge valve is fixed to the front side plate 8 and the rear side plate 11 by a bolt (not shown) together with a valve holder (not shown). Reference numeral 25 in the figure is the working chamber 5
A suction port that connects the suction chambers 0, 60 and the suction chambers 72, 74 is opened and closed by the suction valve 9 and the suction valve 12.
図中400は制御圧室200に導入される信号圧力を、吐出
空間93内圧力と、吸入空間74内圧力との間で連続的に制
御する制御弁である。In the figure, reference numeral 400 denotes a control valve for continuously controlling the signal pressure introduced into the control pressure chamber 200 between the pressure in the discharge space 93 and the pressure in the suction space 74.
上記構成により圧縮機の作動について述べる。図示し
ない電磁クラッチが接続され、シャフト１にエンジンか
ら駆動力が伝えられると圧縮機は起動する。The operation of the compressor with the above configuration will be described. When an electromagnetic clutch (not shown) is connected and a driving force is transmitted to the shaft 1 from the engine, the compressor starts.
圧縮機が長期間停止していた状態から始動する場合に
は、圧縮機内部に圧力差を生じていない。従って、制御
圧室200内の圧力も、吸入空間74内圧力とさほど差がな
いことになる。このように、スプール30の前後では、圧
力差が生じなくなっている。すなわち、起動時において
は、支持部107に対して斜板10を傾斜させる方向には荷
重が加わっていない。そして、スプリング308の設定荷
重によりスプール30は図中右側へ変位し、斜板10はその
傾斜角が最小となった状態で保持されている。When the compressor is started from a state where it has been stopped for a long time, no pressure difference is generated inside the compressor. Therefore, the pressure in the control pressure chamber 200 is not so different from the pressure in the suction space 74. As described above, no pressure difference occurs before and after the spool 30. That is, at the time of startup, no load is applied in the direction in which the swash plate 10 is inclined with respect to the support portion 107. Then, the spool 30 is displaced to the right in the drawing due to the set load of the spring 308, and the swash plate 10 is held in a state where its inclination angle is minimized.
このような状態でシャフト１が回転を開始すると、シ
ャフト１の回転は斜板10を介してピストン７を往復駆動
することになる。このピストン７の往復移動に伴い作動
室50,60内で冷媒の吸入、圧縮、吐出が行われることに
なる。When the shaft 1 starts rotating in such a state, the rotation of the shaft 1 reciprocates the piston 7 via the swash plate 10. With the reciprocation of the piston 7, the refrigerant is sucked, compressed and discharged in the working chambers 50 and 60.
そして、吸入ポート85（冷凍サイクルの蒸発器につな
がる）より吸入される冷媒ガスは、中央部の吸入空間70
へ入り、次いで吸入通路を通り、フロント・リア側の吸
入室72,74へ入る。その後、ピストン７の吸入行程にお
いて、吸入弁12を介して吸入口25より作動室50,60内へ
吸入される。吸入された冷媒ガスは圧縮行程で圧縮さ
れ、所定圧まで圧縮されれば吐出口24より吐出弁23を押
し開いて吐出室90,93へ吐出される。高圧の冷媒ガスは
吐出通路を通り、吐出ポートより冷凍サイクルの図示し
ない凝縮器に吐出される。The refrigerant gas sucked from the suction port 85 (connected to the evaporator of the refrigeration cycle) is supplied to the central suction space 70.
And then through the suction passage, into the front and rear suction chambers 72, 74. Thereafter, in the suction stroke of the piston 7, the air is sucked into the working chambers 50 and 60 from the suction port 25 via the suction valve 12. The sucked refrigerant gas is compressed in a compression stroke, and when compressed to a predetermined pressure, the discharge valve 23 is pushed open from the discharge port 24 to be discharged to the discharge chambers 90 and 93. The high-pressure refrigerant gas passes through the discharge passage, and is discharged from the discharge port to a condenser (not shown) of the refrigeration cycle.
この際、フロント側第２の作動室50はデッドボリュー
ムが大きいため、リア側の第１作動室60よりも圧縮比が
小さく、第２作動室50内の冷媒ガスの圧力は吐出空間内
圧力（リア側第１作動室60の吐出圧力が導かれている）
よりも低くなる。従って、フロント側第２作動室50での
冷媒ガスの吸入、吐出作用は行われない。At this time, since the front-side second working chamber 50 has a large dead volume, the compression ratio is smaller than that of the rear-side first working chamber 60, and the pressure of the refrigerant gas in the second working chamber 50 is equal to the pressure in the discharge space ( (The discharge pressure of the rear-side first working chamber 60 is guided.)
Lower than. Therefore, the suction and discharge operations of the refrigerant gas in the front-side second working chamber 50 are not performed.
圧縮機の起動時には、上述したように圧縮機吐出容量
を最小容量とする。しかし冷凍サイクルより要求される
圧縮機の能力が高い場合には、圧縮機の吐出容量を増大
させる必要がある。When starting the compressor, the compressor displacement is set to the minimum displacement as described above. However, when the capacity of the compressor required from the refrigeration cycle is high, it is necessary to increase the discharge capacity of the compressor.
ここで、圧縮機に要求される能力、すなわち冷房負荷
は、圧縮機の吸入側圧力と相関関係があることが知られ
ている。すなわち、冷房負荷が高く、圧縮機に大きな容
量が必要とされる場合には、蒸発器におけるスーパーヒ
ートに伴い、吸入側圧力が高くなる。逆に、冷房負荷が
小さく、圧縮機に要求される吐出容量が少なくてよい場
合には、蒸発器での大きなスーパーヒートがなく、吸入
側圧力は低くなる。Here, it is known that the capacity required for the compressor, that is, the cooling load has a correlation with the suction side pressure of the compressor. That is, when the cooling load is high and a large capacity is required for the compressor, the suction side pressure increases due to the superheat in the evaporator. Conversely, when the cooling load is small and the discharge capacity required for the compressor is small, there is no large superheat in the evaporator, and the suction side pressure is low.
本例の制御弁400では、この吸入側の圧力が低くなっ
た時、信号圧通路402を高圧導入通路403と連通する。そ
のため、制御圧室200には、吐出空間93内の圧力が導入
される。In the control valve 400 of the present example, when the pressure on the suction side becomes low, the signal pressure passage 402 communicates with the high-pressure introduction passage 403. Therefore, the pressure in the discharge space 93 is introduced into the control pressure chamber 200.
圧縮機の起動に伴い、吐出空間93内の圧力が上昇して
くると、この圧力上昇を受けて、制御圧室200内の圧力
も上昇することになる。When the pressure in the discharge space 93 increases with the start of the compressor, the pressure in the control pressure chamber 200 also increases in response to the increase in the pressure.
そのため、スプール30に対し、圧力差により図中左方
向へ働く力（制御圧室200と吸入空間74との圧力差によ
る）は圧縮機の回転に伴い次第に上昇する。そして、こ
の力が前述した球面支持部405を図中右方向へ押す力及
びスプリング308の合力に打ち勝つと、スプール30は次
第に図中左方向へ移動し始める。そしてシャフト１の長
溝166とピン80の作用により斜板10はその回転中心（球
面支持部405）を図中左方向へ移動しつつその傾きを大
きくしてゆく。更に制御圧室200内圧力が上がってゆく
と、スプール30はその肩部305がリアサイドプレート11
に当たるまで図中左方向へ移動し、最大容量状態を実現
する。これが第４図の状態である。第４図の状態では、
吸入ポートより吸入される冷媒ガスは中央の吸入空間70
に入り、吸入通路を通ってそれぞれ吸入室72及び74へ流
入する。そして、吸入行程では吸入口25より吸入弁９及
び12を介して、それぞれ作動室50及び60へ入り、次いで
ピストン７の変位と共に圧縮され、吐出口24より吐出弁
23を介して、それぞれ吐出空間90及び93へ入り、吐出通
路を通り吐出ポートより吐出され、外部配管で合流する
ものである。この状態では作動室50及び作動室60共に冷
媒ガスの吸入、吐出作用を行っている。Therefore, the force acting on the spool 30 in the left direction in the figure due to the pressure difference (due to the pressure difference between the control pressure chamber 200 and the suction space 74) gradually increases with the rotation of the compressor. Then, when this force overcomes the above-described force for pushing the spherical support portion 405 rightward in the drawing and the resultant force of the spring 308, the spool 30 gradually starts moving leftward in the drawing. Then, by the action of the long groove 166 and the pin 80 of the shaft 1, the swash plate 10 increases its inclination while moving its center of rotation (spherical support 405) to the left in the figure. As the pressure in the control pressure chamber 200 further increases, the spool 305 has its shoulder 305 attached to the rear side plate 11.
Move to the left in the figure until the maximum capacity is reached. This is the state shown in FIG. In the state of FIG.
Refrigerant gas sucked from the suction port flows into the central suction space 70
And flows into the suction chambers 72 and 74 through the suction passages, respectively. In the suction stroke, the air enters the working chambers 50 and 60 from the suction port 25 via the suction valves 9 and 12, respectively.
The air enters the discharge spaces 90 and 93 through 23, is discharged from the discharge port through the discharge passage, and merges with the external pipe. In this state, both the working chamber 50 and the working chamber 60 perform the suction and discharge of the refrigerant gas.
圧縮機が作動を開始した後、冷房負荷が低減し吸入側
の圧力が再度減少してくると、その圧力に応じて制御弁
400は信号圧通路402へ出力する圧力を制御することにな
る。すなわち、高圧通路403を介して導入される吐出圧
と、低圧通路404を介して導入される吸入圧との間で適
宜圧力を混合し信号圧力とする。After the compressor starts operating, when the cooling load decreases and the suction-side pressure decreases again, the control valve
400 controls the pressure output to the signal pressure passage 402. That is, the pressure is appropriately mixed between the discharge pressure introduced through the high-pressure passage 403 and the suction pressure introduced through the low-pressure passage 404 to obtain a signal pressure.
この際、斜板10の傾斜角はピストン７を介して斜板10
側には得られる圧縮反力とスプリング308の設定力及び
制御圧室200よりスプール30に加わる圧力のバランスで
定められることになる。ところで、ピストン７に加わる
圧縮反力は第１作動室50側と第２作動室60側とではその
挙動が異なることになる。第５図に示すように、第１作
動室60側では投影面積も大きくなっているため、圧縮反
力がピストン７に与える影響も第２作動室50側よりは大
きくなる。さらに、第６図に示すように圧縮反力Ff,Fr
がそれぞれ第１作動室，第２作動室側で特性が異なるこ
とになる。At this time, the inclination angle of the swash plate 10 is
On the side, it is determined by the balance between the obtained compression reaction force, the set force of the spring 308, and the pressure applied to the spool 30 from the control pressure chamber 200. Incidentally, the behavior of the compression reaction force applied to the piston 7 is different between the first working chamber 50 side and the second working chamber 60 side. As shown in FIG. 5, since the projection area is large on the first working chamber 60 side, the influence of the compression reaction force on the piston 7 is larger than that on the second working chamber 50 side. Further, as shown in FIG. 6, the compression reaction forces Ff, Fr
However, the characteristics are different between the first working chamber and the second working chamber.
第１作動室60側では、ピストン７のストローク量変位
に係わらず、冷媒の吸入圧縮吐出が行われ得るため、圧
縮反力Frは、吸入圧と吐出圧との中間値でほぼ一定に推
理することになる。換言すれば、圧縮機吸入側圧力及び
吐出側圧力が、圧縮機吐出容量の変化に係わらず、ほぼ
一定である場合、この圧縮反力Frも圧縮機の容量に係わ
らず常に一定値に推移する。一方、第２作動室50側の圧
縮反力Ffは第２作動室50にデッドボリュームが生じるた
め、このデッドボリュームの大きさに応じて変動するこ
とになる。すなわち、デッドボリュームが生じると高圧
の圧縮冷媒が第２作動室50内に残るため、デッドボリュ
ームの増大に応じて第２作動室50内の圧力が増大する
（第６図中Ｑ−Ｐ間）。デッドボリュームが所定値以上
になると、もはや冷媒は作動室内のみで膨張収縮を繰り
返し、冷媒の第２作動室への吸入及び第２作動室からの
吐出はなされなくなる（第６図中Ｐ点）。その後さらに
第２作動室64のデッドボリュームが大きくなれば、それ
に応じて第２作動室側の圧縮反力Ffが減少していく（第
６図中Ｐ−Ｏ間）。尚、ここで圧縮反力が第１作動室側
（Fr）と第２作動室側Ffとでその絶対値が相違するの
は、ピストンの投影面積が第１作動室側及び第２作動室
側で相違すること及び圧力作用面と圧縮反力に伴うモー
メント中心までとの距離が第１作動室側及び第２作動室
側で相違することによる。On the first working chamber 60 side, regardless of the displacement of the stroke amount of the piston 7, the suction compression and discharge of the refrigerant can be performed. Therefore, the compression reaction force Fr is inferred to be substantially constant at an intermediate value between the suction pressure and the discharge pressure. Will be. In other words, when the compressor suction-side pressure and the discharge-side pressure are substantially constant irrespective of the change in the compressor discharge capacity, the compression reaction force Fr also constantly changes to a constant value regardless of the compressor capacity. . On the other hand, the compression reaction force Ff on the second working chamber 50 side fluctuates in accordance with the size of the dead volume because a dead volume is generated in the second working chamber 50. That is, when the dead volume occurs, the high-pressure compressed refrigerant remains in the second working chamber 50, so that the pressure in the second working chamber 50 increases according to the increase of the dead volume (between Q and P in FIG. 6). . When the dead volume exceeds a predetermined value, the refrigerant no longer repeats expansion and contraction only in the working chamber, and the refrigerant is no longer sucked into and discharged from the second working chamber (point P in FIG. 6). Thereafter, when the dead volume of the second working chamber 64 further increases, the compression reaction force Ff on the second working chamber side decreases accordingly (between PO in FIG. 6). Here, the absolute value of the compression reaction force between the first working chamber side (Fr) and the second working chamber side Ff is different because the projected area of the piston is the first working chamber side and the second working chamber side. And the distance between the pressure acting surface and the center of the moment due to the compression reaction force is different between the first working chamber side and the second working chamber side.
本例の圧縮機では、第１作動室側のピストン投影面積
を大きくしているため、第６図に示すように第１作動室
側の圧縮反力Frを相対的に大きくでる。さらに、ピスト
ン７の投影面積の差異に対応する力Fsがピストン７に加
わり、これらの合力（Ｆ）を低く押さえることができ
る。そのため、本発明の圧縮機では、スプールストロー
クとスラスト力との関係を連続的な右上がり傾向（第６
図破線で示す）にするに必要なスプリング308の設定力
も小さなものとすることができる。In the compressor of the present embodiment, since the projected area of the piston on the first working chamber side is increased, the compression reaction force Fr on the first working chamber side is relatively increased as shown in FIG. Further, a force Fs corresponding to the difference in the projected area of the piston 7 is applied to the piston 7, and these resultant forces (F) can be suppressed low. Therefore, in the compressor of the present invention, the relationship between the spool stroke and the thrust force tends to continuously increase to the right (6th
The setting force of the spring 308 necessary for the spring 308 (shown by a broken line in the figure) can be reduced.
参考として第７図に示すものは、第１作動室60と第２
作動室50とで同一の投影面積を有するピストン７を用い
た場合（第１図図示）の第１作動室60側圧縮反力Frと第
２作動室50側圧縮反力Ffとの関係を示す。この第６図と
第７図の対比より明らかなように、本例によればピスト
ンの投影面積を第１作動室側で大きくしたことに伴い、
圧縮反力の合力（Ｆ）を大幅に減少することができる。For reference, the first working chamber 60 and the second working chamber 60 are shown in FIG.
The relationship between the first working chamber 60 side compression reaction force Fr and the second working chamber 50 side compression reaction force Ff when the piston 7 having the same projected area is used in the working chamber 50 (shown in FIG. 1) is shown. . As is clear from the comparison between FIGS. 6 and 7, according to the present embodiment, the projection area of the piston is increased on the first working chamber side,
The resultant force (F) of the compression reaction force can be greatly reduced.
尚、上述の例ではスプリング308をシャフト１の後端
にのみ配置したが、第８図に示すようにさらに吸入室74
にも補助スプリング309を配設するようにしてもよい。
この場合にはスプリング308と補助スプリング309との合
力によりピストン７の圧縮反力に対向することとなり、
両スプリング308及び309をより一層小型化することがで
きる。その結果、両スプリング308及び309の設定荷重が
減少でき、スラストベアリングの耐久性がより一層向上
することとなる。In the above-described example, the spring 308 is disposed only at the rear end of the shaft 1. However, as shown in FIG.
Also, an auxiliary spring 309 may be provided.
In this case, the resultant force of the spring 308 and the auxiliary spring 309 opposes the compression reaction force of the piston 7, and
Both springs 308 and 309 can be further reduced in size. As a result, the set load of both springs 308 and 309 can be reduced, and the durability of the thrust bearing is further improved.
また、上述の実施例では、スプール30を用い、制御圧
室200の圧力を制御することにより、斜板10の傾斜角を
制御していたが、本発明の圧縮器では、ピストン７の投
影面積を第１作動室60側及び第２作動室50側で相違させ
たことに伴い斜板室70を制御圧室として用いることもで
きる。すなわち、斜板室の圧力がピストン７に加わるこ
とになり、各ピストン７はその投影面積が第１作動室60
側及び第２作動室50側とで相違するため、その投影面積
の差異に対応する圧力がピストン７の背面に加わること
になる。換言すれば、斜板室70内の圧力を高くすれば、
ピストン７を第１作動室60の上死点側（第９図中右側）
へ押圧する圧力が高くなることになる。その結果、その
斜板室70内の圧力が高い状態ではピストン７は第１作動
室60の上死点側へ押し付けられ、下死点側への移動の範
囲は小さくなる。そのため、第１作動室60ではピストン
のストロークが小さく吐出量が減少する。一方第２作動
室50側では大きなデッドボリュームが生じ有効な圧縮仕
事は行われない。In the above-described embodiment, the inclination angle of the swash plate 10 is controlled by controlling the pressure of the control pressure chamber 200 using the spool 30. However, in the compressor of the present invention, the projected area of the piston 7 is controlled. Is different between the first working chamber 60 side and the second working chamber 50 side, the swash plate chamber 70 can be used as a control pressure chamber. That is, the pressure of the swash plate chamber is applied to the pistons 7, and each piston 7 has a projected area of the first working chamber 60.
Due to the difference between the side and the second working chamber 50 side, a pressure corresponding to the difference in the projected area is applied to the back surface of the piston 7. In other words, if the pressure in the swash plate chamber 70 is increased,
Move the piston 7 to the top dead center side of the first working chamber 60 (right side in FIG. 9).
, The pressure to be pressed increases. As a result, when the pressure in the swash plate chamber 70 is high, the piston 7 is pressed toward the top dead center of the first working chamber 60, and the range of movement toward the bottom dead center is reduced. Therefore, in the first working chamber 60, the stroke of the piston is small, and the discharge amount is reduced. On the other hand, a large dead volume occurs on the second working chamber 50 side, and no effective compression work is performed.
それに対し、斜板室70の圧力が小さな状態ではピスト
ン７を第１作動室60の上死点側へ押さえ付ける圧力も小
さくなり、ピストン７の往復ストロークは増大する。特
に本例では作動スプリング310をスプリング308の設定方
向と逆方向に配置しているため、斜板10は最大傾斜角と
なるように変位し、圧縮の吐出容量は最大となる。On the other hand, when the pressure in the swash plate chamber 70 is small, the pressure for pressing the piston 7 toward the top dead center of the first working chamber 60 also becomes small, and the reciprocating stroke of the piston 7 increases. In particular, in this example, since the operation spring 310 is arranged in the direction opposite to the setting direction of the spring 308, the swash plate 10 is displaced so as to have the maximum inclination angle, and the discharge capacity of compression becomes maximum.
第10図は第９図図示圧縮機のピストン圧縮反力と支持
部ストローク比との関係を示す。第10図に示すように、
ピストンの圧縮反力Ff,Fr及びスプリング308の設定力と
の合力Fsが連続的な単調増加傾向となるため、斜板室７
内の圧力Ｆを制御することにより支持部のストローク引
いては圧縮器の吐出容量を一次的に規制することができ
る。FIG. 10 shows the relationship between the piston compression reaction force of the compressor shown in FIG. 9 and the stroke ratio of the support portion. As shown in FIG.
Since the resultant force Fs of the compression reaction forces Ff, Fr of the piston and the set force of the spring 308 tends to increase continuously and monotonously, the swash plate chamber 7
By controlling the internal pressure F, it is possible to temporarily regulate the stroke of the support portion and the discharge capacity of the compressor.
また、上述の実施例では、第１作動室側のピストン７
の投影面積を第２作動室側の投影面積の倍になるように
設定したが、この投影面積の比は、スプリング308の設
定力とを考慮の上適宜設定することができる。In the above-described embodiment, the piston 7 on the first working chamber side
Is set to be twice as large as the projection area on the second working chamber side, but the ratio of this projection area can be appropriately set in consideration of the setting force of the spring 308.
第１図は従来の可変容量式斜板型圧縮機を示す断面図、
第２図は第１図圧縮機におけるスプールのスラスト力と
スプールストロークとの関係を示す説明図、第３図はス
プリング308を用いない状態における制御圧室内圧力と
制御スプールストロークとの関係を示す説明図、第４図
は本発明の一実施例を示す圧縮機の断面図、第５図はピ
ストン７に加わる反縮反力を図示する説明図、第６図は
第４図圧縮機における圧縮反力を示す説明図、第７図は
第１図図示圧縮機における反縮反力を示す説明図、第８
図は本発明の他の実施例を示す圧力機の断面図、第９図
は本発明の更に他の実施例を示す圧縮器の断面図、第10
図は第９図図示圧縮機の圧縮反力を示す説明図である。 １……シャフト,7……ピストン,10……斜板,30……スプ
ール,50……第２作動室,60……第１作動室,308……スプ
リング。FIG. 1 is a cross-sectional view showing a conventional variable displacement swash plate type compressor,
FIG. 2 is an explanatory diagram showing a relationship between a thrust force of a spool and a spool stroke in the compressor of FIG. 1, and FIG. 3 is an explanatory diagram showing a relationship between a control pressure chamber pressure and a control spool stroke without using a spring 308. FIG. 4 is a cross-sectional view of the compressor showing one embodiment of the present invention, FIG. 5 is an explanatory view showing a reaction force applied to the piston 7, and FIG. FIG. 7 is an explanatory view showing a reaction force in the compressor shown in FIG.
FIG. 9 is a cross-sectional view of a pressure machine showing another embodiment of the present invention. FIG. 9 is a cross-sectional view of a compressor showing still another embodiment of the present invention.
FIG. 9 is an explanatory diagram showing the compression reaction force of the compressor shown in FIG. 1 ... shaft, 7 ... piston, 10 ... swash plate, 30 ... spool, 50 ... second working chamber, 60 ... first working chamber, 308 ... spring.
フロントページの続き (72)発明者 笹谷 英顕 愛知県刈谷市昭和町１丁目１番地 日本 電装株式会社内 (72)発明者 鈴木 誠一郎 愛知県刈谷市昭和町１丁目１番地 日本 電装株式会社内 (58)調査した分野(Int.Cl.6，ＤＢ名) F04B 27/08Continuing from the front page (72) Inventor Hideaki Sasaya 1-1-1 Showa-cho, Kariya-shi, Aichi, Japan Inside Denso Corporation (72) Inventor Seiichiro Suzuki 1-1-1, Showa-cho, Kariya-shi, Aichi Japan Inside Denso Corporation ( 58) Field surveyed (Int.Cl. 6 , DB name) F04B 27/08
Claims (1)
クと、 このシンリンダブロック内に回転自在に配置されたシャ
フトと、 このシャフトに揺動可能に連結し、シャフトと一体回転
する斜板と、 前記シリンダ室内に摺動自在に配置され、前記斜板の揺
動運動を受けて前記シリンダ室内を往復移動するピスト
ンと、 このピストンの両側の端部のそれぞれに前記シリンダ室
内面との間で形成され、流体の吸入、圧縮、突出を行う
斜板室と、 前記斜板に係合し、前記斜板の回転中心位置を前記シャ
フトの軸方向に変位させると供に、前記斜板の傾斜角を
変位させ、前記ピストンのうち一方の側に形成される第
１作動室では前記斜板の傾斜角に係わらずその上死点位
置がほぼ一定になるよう制御するスプールと、 このスプールに前記ピストンのうち他方の側に形成され
る第２作動室での残存圧力に対抗する設定荷重を予め加
えるスプリングとを備え、 前記ピストンのうち前記第１作動室側のピストンの投影
面積を、他方の側のピストンの投影面積より大きくなる
よう形成したことを特徴とする可変容量式斜板型圧縮
機。A cylinder block having a cylinder chamber therein; a shaft rotatably disposed in the cylinder block; a swash plate pivotally connected to the shaft and integrally rotating with the shaft; A piston slidably disposed in the cylinder chamber and reciprocating in the cylinder chamber in response to the oscillating motion of the swash plate; and a piston chamber formed at each of both ends of the piston with the inner surface of the cylinder chamber. A swash plate chamber for sucking, compressing, and projecting fluid; engaging with the swash plate, displacing the rotation center position of the swash plate in the axial direction of the shaft, and displacing the inclination angle of the swash plate. A first working chamber formed on one side of the piston, the spool controlling the top dead center position to be substantially constant regardless of the inclination angle of the swash plate; A spring for previously applying a set load against the residual pressure in the second working chamber formed on the other side, wherein the projected area of the piston on the first working chamber side of the piston is A variable displacement swash plate type compressor formed to be larger than a projected area of a piston.
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
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