JPH01224480A - 可変容量式斜板型圧縮機 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

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に関し、例えば自動車用空調装置
の冷媒圧縮機として用いて有効である。

〔発明の背景〕

本発明者らは、先にシャフト１に対して斜板１０が揺動
可能に係合し、かつ斜板の回転中心位置がシャフト１の
軸方向に変位可能な圧縮機を提案した（第２図図示）。

この第２図図示斜板型圧縮機によれば、斜板１０はスプ
ール３０がシャフト１の軸方向に変位するにつれ、その
傾きが減少しピストン７の往復ストロークを可変する。

さらに、このスプールのストローク可変時に斜板１００
回転中心位置も変位するため、ピストン７の一方の作動
室５０ではデッドボリュームの大幅な増加があるものの
、他方の作動室６０ではデッドボリュームの大幅な増加
を伴うことなく徐々に容量を低下させることができる。

従ってこの第２図図示圧縮機ではスプール３０の変化に
応じて圧縮機吐出容量を連続的に制御できる。

すなわちこの第２図図示圧縮機によれば、第３図中実線
Ａで示すような圧縮機吐出容量を低減することができる
。なおこの第３図において破線Ｃは作動室５０による吐
出容量の変化を示し、−点鎖線Ｂは作動室６０による吐
出容量の変化を示す。

また第３歯の横軸はスプール３０の変位を示す。

この第３図に示すように、第２図図示圧縮機によれば、
連続的な容量可変（実線「）にくらべて、スプール３０
の変位がｅ、　　ｌの間では圧縮機の吐出容量が急激に
減少することになる（実線ａ＋）。

しかしスプールの変位がｅ以下の状態では圧縮機吐出容
量の減少割合はなだらかなものとなる（実線ａｔ）。

しかしながら、本発明者らの実験検討によれば、実際に
このスプール３０の変位を適宜な位置に保つことが困難
な場合が認められた。

第４図に示すようにスプール３０に加わる背圧を順次高
めていけば、スプール背圧が所定圧Ｆ２までの間は図中
実線ＸＹで示すようにその背圧の増加につれてスプール
が変位する。なお、第４図中、縦軸はスプール３０の変
位を示すものであるが、このスプールの変位値は、斜板
１０の傾斜角変位量に対応し、さらにはピストン７の往
復ストロークに対応する。

第４図に示すように、スプール３０の背圧を所定値Ｆ２
以上に増加させた場合には、そのストロークが連続的に
変位するのではなく、ただちに最大ストロークまで増大
してしまうことが確かめられた（実線ＹＺ）。すなわち
、所定値Ｆ２以上にスプール３０背圧が高い場合には、
その符号は常にスプール３０のストロークが最大となっ
た位置に保持されることになる。

逆にスプール３０の背圧を減少させる場合には最大背圧
荷重Ｆ３から所定荷重Ｆ２まで減少させ、さらにそれよ
り小さな荷重Ｆ１まて減少させてもスプール３０はその
変位が最大変位の位置に保持されたままである（破線Ｚ
Ｋ）。そして、低圧側の所定値Ｆ、よりスプール３０背
圧が低くなるとスプール３０は急激に一定変位量変位し
てしまう（破線ＫＬで示す）。

すなわち、第３図に示すようにスプール３０の背圧を連
続的に制御させようとしても、実際のスプール３０の変
位は、スプール３０の最大変位位置付近において正確に
保持制御することが困難であった。

この原口につき、本発明者らが検討したところ、スプー
ル３０の各ストロークにおいて、スプール３０に加わる
シャツ）１の軸方向力との関係が第５図のような傾向に
あるためであることが認められた。すなわち、スプール
３０のストロークが最小の状態で、斜板１０の傾斜角が
最小で、かつピストン７の往復移動量が最小の状態（第
５図中０で示す）からスプール３０のストロークを増大
させれば、そのストロークの増大につれピストン７の往
復移動量が増大し、それに応じてスプール３０を変位さ
せるに利用するスラスト力が大きくなる（第５図中実線
ＯＰで示す）。しかしながら、スプール３０のストロー
クをそれ以上大きくしようとする場合には、スプール３
０の変位に要する力は逆に小さくなることが認められる
（第５図中実線ＰＱで示す）。この実線ＰＱで示す状態
はピストン７の往復ストロークを最大量まで制御する領
域であり、圧縮機の吐出容量が増大吐出容量からやや減
少した域における状態である。

すなわち、第５図に示すようにスプール３００ストロー
クとその移動に要するスラスト力との間には極大荷重Ｆ
ｚ　　（Ｐ点）が認められ、この極大値Ｆ２に相当する
ピストンのストロークがＰ２である。そしてこのスプー
ル３０のストロークＰ２が第４図中Ｙ点に相当する。上
述したようにスラスト力を所定値Ｆ２より大きくすると
、ただちにスプール３０は最大量まで前進しく第５図中
Ｑ点および第４図中Ｚ点）、その状態はスプール３０を
最大位置に保持するのに要するスラストカＦ１以下の値
にスプール３０背圧が減少するまで持続することになる
。そして、スプール３０背圧がスラストカＦ、以下とな
れば、スプール３０は第５図中Ｑ点からただちにＲ点ま
で変位することになる。このＲ点におけるスプール３０
の変位がＰｌであり、この位置が第４図中り点に相当す
る。

この第５図に示すような特性となるのは、本例の斜板型
圧縮機においては、スプール３０の変位が少ない状態に
おいて、第１作動室５０においてのみデッドボリューム
が発生することになるからである。以下この作動につき
第６図を用いて説明する。

第６図はピストン７のストロークと作動室５０内圧力と
の関係、換言すれば作動室５０内容積と作動室５０内圧
力との関係を示す。第６図中実線Ａで示す状態はピスト
ン７が最大ストロークまで前進する状態、すなわち圧縮
機の最大吐出容量状態である。また第６図中−点鎖線Ｂ
で示すのは、斜板１０の傾斜角が多少減少し、それに応
じてピストン７の前進可能量が減少した状態を示す。こ
の−点鎖線Ｂで示す状態では、従ってピストン７とサイ
ドプレート８との間に所定のデッドボリュームが生じる
ことになる。また第６図中破線Ｃで示すのは、斜板１０
の傾斜角がさらに小さ（なり、デッドボリュームが大き
くなった状態を示す。さらに第６図中二点鎖線りは斜板
１０の傾斜角が最小となり、それにつれてピストン７の
往復ストローク量は最小となり、デッドボリュームが最
大となった時の状態を示す。

まずピストン７が最大位置まで変位する状態（図中実線
Ａで示す）を説明する。ピストン７が最も後退した位置
（図中ａで示す）からピストン７が前進するにつれ作動
室５０の容積は減少し、かつ作動室５０内の圧力は増大
する（図中ａ−ｂ−〇で示す）。そして作動室５０内の
圧力が所定圧Ｐｄに達すると吐出弁２４が開き、作動室
５０内の圧力はそれ以上上昇しない（図中ｃ−ｄ−ｅで
示す）。ピストン７が最大ストロークまで変位した後（
図中ｅ点で示す）、ピストン７が後退し始めると吸入口
２５が開き、作動室５０内の圧力はただちに吸入圧Ｐｓ
まで減少しく図中ｆで示す）その後再びピストンは後端
位置（図中ａで示す）まで戻る。すなわちピストンが最
大変位する状態では、作動室５０内ｄはａ、ｃ、ｅ、ｆ
、ａのサイクルで圧力変動を行うことになる。

斜板１０の傾斜角が多少小さ（なり、ピストン７の先端
にデッドボリュームが生じるようになると、第６図中−
点鎖線Ｂで示すように、所定の容量が作動室５０内に保
持されることになる。従ってこの状態からピストン７が
後退したとしても、作動室５０内に保持されていた冷媒
が再膨張しく図中−′点鎖線ｄ−ｇで示す）、その間作
動室５０内には吸入圧Ｐｓ以上の圧力が保持されること
になる。

斜板１０の傾斜角がさらに小さくなり、ピストン７のス
トローク量が減少し、作動室５０内に大きなデッドボリ
ュームができるようになると、ついにはピストン７の前
進時においても吐出弁２４が開かないことになる。すな
わち、ピストン７前進時における作動室５０内の圧力が
吐出圧Ｐｄ以上にならない。この状態は第１０図中破線
Ｃで示した状態であり、この場合は作動室５０内の圧力
と容積は図中ａ−ｂ−ｃ−ｂ−ａの動作を繰り返すこと
になる。そして斜板１０傾斜角がさらに小さくなり、ピ
ストン７の移動ストロークがさらに小さくなれば、つい
には第６図中−点鎖線りに示すような状態となる。この
場合には作動室５０内において吸入、吐出は行われず、
作動５０の容積と圧力の関係はａ−ｂ−ａの状態となる
。

以上説明したように作動室５０のデッドボリュームが生
じることにより、ピストンの往復移動サイクル中におけ
る作動室５０内の圧力が変動することになる。

第７図はこの作動室５０内の圧力とピストン７の往復動
周期との関係を示すグラフである。図中実線Ａは第６図
の実線Ａの状態に対応する。この状態ではピストン７の
先端にデッドボリュームが生じなく、ピストン７が後退
を始めると作動室５０内の圧力はただちに吸入圧Ｐｓに
低下する。また第７図中−線類線Ｂは第６図の一点鎖線
Ｂに対応する状態であり、この状態においてはデッドボ
リュームが作動室５０内に生じ、このデッドボリューム
による圧力の残りが作動室５０に認められる。すなわち
、ピストン７が後退運動を行なう時であっても、作動室
５０内の圧力は吸入圧にただちに低下することなく、吐
出圧Ｐｄから吸入圧Ｐｓに向けて漸次減少することにな
る。さらに第７図中破線Ｃは第６図の破線Ｃに相当する
状態であるが、この状態までデッドボリュームが大きく
なると、作動室５０内の圧力変動はほぼ正弦波的となり
、吸入圧Ｐｓ以下に作動室５０内圧力が減少することは
吐くなる。

また第７図ウニ点鎖線りは第６図の二点鎖線りに相当す
る状態であるが、この状態では破線Ｃで示す場合と同様
圧力変動はほぼ正弦波的となり、圧縮吸入は行われない
。さらにこの二点鎖線りで示す状態においては、作動室
５０内の圧力変動が減少し、作動室５０内における最大
圧力が減少してくることになる。

第５図中ＰＱで示す領域は、第６図においてサイクル内
の圧力容積状態が実線Ａから破線Ｃに至る領域を示す。

すなわち、この領域においては第７図より明らかなよう
に、圧力が作動室５０内に留まることによって第１作動
室５０内の圧力がピストン７を第１図中右方向に付勢す
る力が増えることになる。

ここで、この第１作動室５０内の圧力がピストン７を右
方向に押圧する力は、ひいては斜板５゜の傾斜角を大き
くする方向の作動となる。すなわち、この作動室５０内
に残った圧力により斜板１０の傾斜角が大きくなり、ピ
ストン７の往復ストローク量が増大することになる。こ
の間の挙動が第５図中実線ＰＱで示す領域であり、この
領域においてはデッドボリュームの増大につれ、作動室
５０内に留まる圧力が高くなる。従ってこの領域におい
ては、デッドボリュームの増大に伴いスプール３０を第
２図中左方向に押圧するのに要するスラスト力が大きく
なる。

上述したように、スプール３０を軸方向に変位させるス
ラスト荷重は、スプール３０のストロークがＰ、の状態
（第５図）から最大位置まで変位する際には、第１作動
室５０内の圧力の影響を受けてスプール３０の変位量が
最大となるにつれ、すなわちスプール３０が第１図中左
方向に変位するにつれ、その変位に要する荷重が小さく
なることになる。従って、スプール３０のストロークと
スプール３０を軸方向に変位させるのに要するスラスト
力との関係は第５図に示すように非連続的となる。この
ような状態では、制御圧室２００内の圧力を制御するの
みでは圧縮機の容量を正確には制御できないことになる
。圧縮機の吐出容量を常に連続的に制御させるためには
、第５図中破線ＰＳで示すような特性とする必要がある
。そこで、スプール３０を低容量側へ戻す戻しばね９０
０等の補助荷重手段が用いられる。すなわち、この戻し
ばね９００により第５図中の逆勾配特性を改善する。

なお、戻しばね９００の作用する領域はスプール３０の
ストロークが第５図中のスラスト力が極大値となる位置
Ｐ２からスプール３０のストロークが最大となる領域と
する。また戻しばね９００のばね定数はスラスト荷重の
逆勾配を補償する程度以上のものとする。

例えば第２図に示すような圧縮機において、斜仮１０の
傾斜角が最大となる位置におけるスプール３０のストロ
ークをＯｍｍ、斜板の傾斜角が最小となるスプール３０
の最大ストロークを１０ｍｍとする。この最大ストロー
クの状態においては、ピストン７の往復ストローク量は
２０ｍｍとなる。そしてこの圧縮機の最大容積を１８０
ｃｃとした場合、吸入圧Ｐｓが３　ｋｇ／ｃ＋＋１　ａ
　ｂ　ｓ、吐出圧Ｐｄが１２ｋｇ／ｃＪ　ａ　ｂ　ｓか
ら１８　ｋｇ／ａｆｔ　ａ　ｂ　ｓ程度とすれば、上述
した第８図の逆転領域はスプール３０のストロークが７
価以上となった位置において生じることになる。そこで
、第２図図示の実施例においては、スプール３０のスト
ロークが７Ｍ以上となった時に、圧縮荷重が発生する戻
しばね９００を設置する。この戻しばねはそのばね定数
として、たとえば３３ｋｇ／胴とする。

このように戻しばね９００を設ければ、スプール３０の
ストロークがＯｍｍから７ｍｍ程度までの間は第９図中
ＯＦの領域であり、制御スプール３０の背圧の圧力を高
めるにつれ、スプール３０のストローク量が大きくなる
ことになる。またスプール３０のストロークが７胴以上
の領域では戻しばね９００の作動により、戻しばね９０
０の設定荷重以上のスラスト荷重をスプール３０背面に
与えなければスプール３０は第２図中右方向には変位し
ないことになる。すなわち、この戻しばね９゜Ｏにより
変位荷重の逆転性が解消される。なお、第２図はスプー
ル３０が７　ｍｍ以上変位して戻しばね９０６が圧縮開
始された状態を示す。

このようにして、本発明者等が先に提案した圧縮機にお
いては、作動室５０のデッドボリュームによって発生す
るスプール３００ストローク変位とスラスト荷重との逆
転性は、戻しばねの圧縮力を利用することによって解消
される（第８図図示）。

しかしながら、上述した第５図乃至第８図の説明は吸入
圧力Ｐｓ、吐出圧力Ｐｄをそれぞれ一定とした状態にお
いて説明したものであり、圧縮機を冷凍サイクルの冷媒
圧縮用に用いた場合においては、冷凍サイクルの要求さ
れる運転状況や圧縮機の周囲温度等に応じて吸入圧力Ｐ
ｓおよび吐出圧力Ｐｄ（圧縮比）が種々変化することに
なる。

例えば冷凍サイクルの低負荷運転状態では吸入圧力Ｐｓ
が２−５　ｋｇ／ｃＩｌｌａ　ｂ　ｓで吐出圧力Ｐｄが
１６　ｋｇ／ｃ＋ｆｌ　ａ　ｂ　ｓ程度である。そして
、冷凍サイクルの熱負荷が大きな場合には、吸入圧力Ｐ
ｓは４ｋｇ／ｃ＋ｆｌ　ａ　ｂ　ｓ程度に増大し、また
吐出圧力Ｐｄも２６　ｋｇ／ｃＩ　ａ　ｂ　ｓ程度に増
大する。このように吸入Ｐｓ、吐出圧力Ｐｄが変化し、
それにつれて圧縮機の圧縮比εも変化することになる。

第９図はこのように吐出圧力Ｐｄが種々変化した場合に
おける圧縮機のスプール３０を軸方向に変位させるのに
必要なスラスト荷重を示す。そして、この第９図に示す
ようにスラスト荷重は吐出圧が高くなるにつれて大きく
なる。特に第９図に示すように、ピストン７の先端にデ
ッドボリュームが発生し妬めた初期におけるスプール３
０のスラスト荷重の変動が大きなものとなる。これは上
述したように、デッドボリュームに起因する圧力がピス
トン７および斜板１０を介してスプール３０を押し戻す
方向に作用するためである。すなわち、吐出圧が高い状
態では、デッドボリュームに起因する作動室５０内の圧
力がそれにつれて太き（なり、その結果としてスプール
３０を軸方向に変位するのに要するスラスト荷重も大き
くなることになる。そして第９図より明らかなように、
デッドボリュームが所定値以上に大きくなれば、もはや
吐出圧の影響は作動室５０内には残らない。従って、ス
プール３０が所定値以上変位した状態で、さらにスプー
ル３０を軸方向に変位させるのに要するスラスト荷重は
、吐出圧の変動に係わらず常に一定圧に保持されること
になる。従って、第３図に示したようなスプール変位量
と圧縮機容量との関係も、第９図に示すように圧縮機の
吸入圧Ｐｓ、吐出圧Ｐｄの変位に応じて変化することに
なる。第１０図中、実線は圧縮比が５の定常圧縮状態を
示し、破線は圧縮比が４となる低負荷状態を示し、また
−点鎖線は圧縮比が６となる高負荷状態を示す。

第１１図は第９図と同様スプールストローク比とスプー
ル荷重との関係を示す。そしてこの第１１図では、圧縮
比の変化に対するスプール荷重変化状態を示す。第１１
図中実線には圧縮比が２の状態、実線りは圧縮比が４の
状態であり、また実線Ｍは圧縮比が７の状態である。

このように、圧縮比に応じてスプール荷重の変化状態が
異なるため、例えば戻しばね９００として第８図に示す
ようなばね特性を有するものを用いた場合、圧縮比に応
じてはスプール荷重の変位が直線上にならない状態があ
る。第８図図示例では戻しばね９００がストローク比Ｃ
１の状態で付勢力を発揮するため、圧縮比が２の状Ｂ（
第１１図中０）や圧縮比が４の状態（第１１図中０）の
ように極大点Ｐｋ、ＰＩがストローク比の小さい側にあ
るものにおいては、第１２図に示すように荷重勾配が負
となる状態が生じる。

この状態は第１２図において、圧縮比を示す実線にのに
、部分で生ずる。ＫＩは圧縮比２の場合の極大点Ｐｋに
相当するストロークＣ２と戻しばね９００の付勢力が生
じはじめるストローク比Ｃ１との間に生じる。

また第１１図中実線Ｍで示す圧縮比７の場合のように極
大値Ｐｍが戻しばね９００の付勢力開始点に相当するス
トローク比Ｃ２よりストローク比大の状態（第１１図中
ｃｍ　）の場合にもスプール荷重の変化勾配が負となる
状態が生じる。この状態が第１２図中Ｍ、に示す状態が
対応する。すなわち、圧縮比が７の状態にあっては、ス
トローク比が０１点より大きな状態で極大点Ｐｍが生ず
ることになる。そして第１１図中０で示すようにスプー
ル荷重の逆勾配が第８図に示した付勢ばねのばね特性よ
り大きくなればその差異が第１２図の逆勾配性に現れる
ことになる。

上述の次第であり、本発明者らの検討によれば、単に戻
しばね９００を設けたのみではストローク比とスプール
荷重との関係の単純相関性が確保できないことが確かめ
られた。

そして本発明者らの検討によれば、上述したストローク
比とスプール荷重との単純相関性において重要となるの
は、極大値より高ストローク比側におけるスプール荷重
変化状態の傾きであることが確かめられた。しかもこの
極大値より高ストローク比側におけるスプール荷重変化
傾きが、ストローク比の増大に応じて大きくなることが
確かめられた。

第１１図中実線０は上述したように圧縮比が７の状態に
おけるスプール荷重の特性で、この特性は第１１図中実
線Ｐで示す圧縮比６の状態におけるスプール荷重勾配よ
り傾斜が急になっている。

さらに実線Ｏ１実線Ｐはともに圧縮比が５の状態におけ
るスプール荷重勾配より傾斜が急になっている。

第１１図においては圧縮比が７の場合、圧縮比が４の場
合および圧縮比が２の場合の３点において傾斜勾配を示
したが、実際には圧縮比は無限に存在する。そこで、最
大の荷重勾配となる点を各圧縮比に応じて測定し、それ
を当該最大荷重勾配が生ずるストローク比を横軸にして
プロットすると、第１１図中実線Ｆによって現されるよ
うな傾向となる。

〔発明が解決しようとする課題〕

本発明は以上説明した本発明者らによる検討結果に基づ
いて案出されたものであり、圧縮機の圧縮比に関わらず
常に圧縮機容量を連続的に正確に制御できることを目的
とする。

〔構成および作動〕

上記目的を達成するため、本発明ではスプールに対して
最大容量変位側へ変位するのを抑制する方向の荷重を加
える補助荷重手段を設ける。

そして本発明においては、この補助荷重手段としてその
荷重が非線形的に変位するものを用いる。

すなわち、本発明の圧縮機においては、補助荷重手段に
よる荷重が最大容量位置側におけるほうが小容量位置側
におけるものより大きくなるように設定する。

このような構成とすることにより、本発明の圧縮機では
スプールの変位とスプールに働く荷重との関係が逆勾配
性を伴うことなく常に連続的に変化することになる。従
って、本発明の圧縮機ではスプールに働く荷重を変位さ
せることにより、圧縮機の吐出容量を連続的に制御し得
ることになる。

〔実施例〕

以下本発明の一実施例を図に基づいて述べる。

本発明の可変容量式斜板型圧縮機の基本構造は前述の第
２図図示例と同様である。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はスルーボルト１６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が夫々５ケ所、各シリンダ６４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３を介してフロントシリンダブロック５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。

シャフト１のリアサイドはスライド部４０及びベアリン
グ１４を介してスプール３０に回転自在に軸支されてい
る。スライド部４０に働くスラスト力（図中右方向へ働
く力）はスラスト軸受１１止め輪は′スライド部４０上
に形成されている。スプール３０はリアシリンダブロン
クロの円筒部６５及びリアハウジング１３の円筒部１３
５内に軸方向摺動可能に配されている。

斜板１０の中央部には球面部１０７が形成され、この球
面部１０７にはスライド部４０の端部に形成された球面
支持部４０５が配され、斜板１０は揺動可能な状態で球
面支持部４０５に支持されている。

斜板１０のシャフト１側面にはスリット１０５が形成さ
れており、シャフト１の斜板１０側端面には平板部１６
５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。

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６４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の回転を伴う揺動運動は、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−球面上にくるように形成され
ている。

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及び止め輪によりピン通
し孔とシャフト１の長溝１６６とに係止される。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（球面部１０
７の球面支持部４０５）の位置も変わる。すなわち、第
２図中右側の第２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側の上死点は姑ど変わらずデッド
ボリュームの増加が実質的に生じないように長溝１６６
が設けられている。一方、図中左方向の作動室５０では
斜板の傾きが変わると共にピストン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。

本例では上述したように斜板１０の傾斜角が変動しても
、ピストン７の作動室６０側の上死点位置が変動しない
ような形状に長溝１６６が形成されている。従ってこの
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。このように長溝１６６
をシャフト１の軸線上に形成し、平板部１６５を小型化
することは平板部１６５がピストン７の内側に配設され
るタイプの斜板型圧縮機においては特に有効である。

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と連通ずる吐出口であり、この吐出口２４は、吐出
弁２２によって開閉される。吐出弁２２は弁押さえ２３
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５０．６０と吸入室７２．７４とを連
通ずる吸入口で、吸入弁９及び吸入弁１２によって開閉
される。

図中符号４００は制御圧空間２００内圧力を制御するた
めの制御弁であり、一方は低圧導入通路９７によりリア
側の吸入空間７４と結ばれている。

また、他方は制御圧通路９８を介して制御圧室２００と
結ばれている。また、制御王室２００と吐出空間９３と
は絞り９９を介して結ばれている。

第１図中フロント側の吐出空間９０は、シリンダブロッ
ク５に形成された吐出通路により吐出ボートに導かれ、
又、リア側の吐出空間９３はシリンダブロック６に形成
された吐出通路により吐出ポートに導かれている。再吐
出ポート９５は外部配管によめ連結されるため、吐出空
間９０と吐出空間９３内圧力は同一圧力である。またフ
ロント側の吸入空間７２は吸入通路７１によりハウジン
グ中央部に形成された吸入空間７０に導かれ、同様にリ
ア側の吸入空間７４も吸入通路７３により吸入空間７０
に導かれている。

スライド部４０の後端面には係止板９０１が配置されて
おり、この係止板９０１とシャフト１の後端面との間に
補助変位手段であるばね手段９００が配設される。そこ
でばね手段９００は上述した第５図ないし第１３図図示
検討結果に鑑みて設定されたものであり、そのばね定数
ｋ（第１３図図示）はスプール３０のストローク比に応
じて漸増する非線形ばねとなっている。第１図はこのば
ね手段９００部分を拡大図示する断面図である。

なお第１図はスプール３０が第２図において最も左方向
に変位した状態、すなわち圧縮機が最小吐出容量である
状態を示す。

この第１図に示されるようにスプール３０が圧縮機の最
小容量位置に変位した状態ではばね手段９００の一端９
１０とシャフトの後端部９１１との間には所定の間隙ｌ
が形成される。従ってスプール３０が小容量位置側へ変
位する場合に、その変位が所定値以下であってはばね手
段９００の付勢力は生じないことになる。前述の第１３
図においてばね荷重Ｆはスプール３０のストローク比が
５０％の位置から漸増するようになっているが、このス
トローク比５０％の位置はばね手段９００の端部９１０
がシャフト後端部９１１に接触しはじめた状態と符合す
る。そして第１３図より明らかなように、本例における
ばね手段９００のばね荷重Ｆは非線形上に増大しており
、そればばね定数＃勾配にとほぼ対応する。

次に、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
ンからの駆動力が伝えられると圧縮機は起動する。

起動時には圧縮機内部で圧力差が生じないためスプール
３０の前後で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を介して斜板１０を傾斜
させる方向には荷重が加わっていない。

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。

ただこの場合、リア側の作動室６０とフロント側の作動
室５０との圧力差に基づく力がピストン７およびシュー
１８．１９を介して斜板１０に加わることになる。特に
斜板１０は球面支持部４０５によって摺動自在に支持さ
れており、かつスリット１０５と平板部１６５との嵌合
によりシャフトｌの回転力を受けるようになっているた
め、ピストン７に加わる力が斜板１０の傾斜角を減少さ
せる方向にモーメントとして作動することになる。

従って、この状態では、球面支持部４０５およびスプー
ル３０が図中右方向に変位する。その結果、斜板１０は
その傾斜角を小さくする。ただ、斜板１０はシャフト１
の長溝１６６にビン８０によって規制されているため、
斜板１０は傾きを減少すると共に、斜板１０の中心にあ
る球面支持部４０５に対し図中右方向に力を与え、球面
支持部４０５を右方向へ移動させる。球面支持部４０５
を介してリアシャフト４０に働く図中右方向の力はスラ
スト軸受１６を介してスプール３０に伝えられ、スプー
ル３０はリアハウジング１３の底部に当たるまで移動す
る。この状態で圧縮機の吐出容量は最小となる。

そして、図示されない吸入ポート（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７３を通り、リア側
の吸入室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６ｏ
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２
２を押し開いて吐出室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。

この際、フロント側の第１の作動室５０はプントボリュ
ームが大きいため、第１作動室５０内の冷媒ガスの圧力
が吐出空間９０内圧力（リア側第２作動室６０の吐出圧
力が導かれている）よりも低く、フロント側第１作動室
５０での冷媒ガスの吸入、吐出作用は行われない。

圧縮機の起動時には、上述したように圧縮機吐出容量は
最小容量となる。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、制御弁４００により制御圧
通路９８と低圧導入通路９７との間が遮断される。ここ
で、本例では制御圧室２００には絞り９９を介し、高圧
導入通路９６と連通している。従って、このように低圧
導入通路９７との間が遮断された状態では、制御圧室２
００には高圧導入通路９６より受ける吐出圧の影響が大
きくなる。従って制御圧室２００内の圧力は上昇してく
る。

そのため、スプール３０に対し、圧力差により第２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）は圧縮機の運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２図の状態である。第２図の状態で
は、図示されない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７１及び７３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２２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。本例による容量制御方式
は、斜板ｌＯの傾きを変えることにより、ピストン７の
ストロークを変えると共に斜板１０の中心位置をも変え
るため、リア側第２作動室６０ではビストンストローク
の減少によるデッドボリュームの増加は殆どない。その
ため、前述した第３図において一線鎖線すに示したよう
に、ビストンストロークに応じて吐出容量は漸減する。

逆にフロント側第１作動室５０ではビストンストローク
の減少につれてデッドボリュームが増大するものであり
、デッドボリュームの増加により圧縮比が低下し、吐出
容量は第３図中破線Ｃで示すように急激に減少する。そ
して、フロント側作動室５０での最高圧力（吐出圧力）
が作動室６０での吐出圧力よりも低くなった時点（第３
図中ｄ点）でフロント側作動室５０の吸入、吐出作用が
行われなくなり、リア側作動室６０だけで冷媒ガスの吸
入、圧縮、吐出作用が行われる。

前述の第１３図で示したように、本例においてはばね手
段９００のばね荷重ｋが荷重勾配Ｆに対応するように設
定されているため、圧縮比にかかわらず常にスプール３
０は制御圧室２００内圧力の増大に応じて変位すること
になる。換言すれば本例の圧縮機ではばね手段９００を
線形ばねとしたもののようにスプール荷重とスプールス
トローク比との関係が逆勾配となる状態（第１２図中Ｍ
１゜Ｋｌ）が生じない。

第１４図は本例の非線形ばねをばね手段９００に用いた
圧縮機におけるスプールストローク比とスプール荷重と
の関係を示す。この第１４図より明らかなように、本例
のものにあっては圧縮比の如何にかかわらずスプール荷
重が図中右上がりに単純増大していることになる。従っ
て、本例の圧縮機によれば制御圧室２００内の圧力を上
昇させれば、その圧力上昇に応じてスプール３０は確実
に第２図中右方向へ変位することになる。その結果、本
例の圧縮機では制御弁により制御圧室２゜Ｏ内の圧力を
増減制御することによって、圧縮機の吐出容量を正確に
かつ一義的に決定することができる。

なお上述したのは本発明の望ましい対応であるが、本発
明は上記例に限らず他に種々の実施例がある。

すなわち上述の例では補助荷重手段であるばね９００と
して非線形ばねを用いたが、２つのばね９０５．９０６
を直列配置することにより、ばね手段全体としての特性
を非線形とするようにしてもよい。第１５図はばね手段
を直列配置した例を示し、第１ばね９０５は一端がシャ
フトの後端部９１１に係止され、他端はスライド部４０
内に配置されたばね受け９１４によって係止される。ま
た第２ばね９０６はその一端かばね受け９１４によって
係止され他端は係止板９０１により保持される。

第１６図は第１５図で示した２つのばね９０５゜９０６
を用いたばね手段のばね定数を示す。第１図図示形状は
第１ばね９０５のばね定数を示し、実線Ｉは第２ばね９
０６のばね定数を示す。そしてこの双方のばね９０５，
９０６を組み合わせた全体のばね定数は第１図図示形状
となる。また第１図図示形状は上述した第１図図示非線
形ばねのばね定数を示す。この第１６図より明らかなよ
うに２つのばね９０５．９０６を直列配置することによ
り上述の実施例と同様の非線形特性が得られ、スプール
の制御が確実になされる。

さらに第１５図図示のように２つのばねを直列配置すれ
ば、スプール３０の変位位置にかかわらず常にばね９０
５，９０６がその端部をシャフト１、ばね受け９１４お
よび係止板９０１に係合されることができる。その結果
第１５図図示実施例でばばね９０５．９０６がスライド
部４０内で自由に回転するのが規制される。換言すれば
、前述の第１図図示形状のばね９００であっては、スプ
ール３０が小容量位置に変位した状態でばね９００とシ
ャフト後端部９１１との間に間隙２が生じていたが、こ
の第１５図図示例ではそのような間隙が生じないように
することができる。そこでばね９００がスライド部４０
内で回転した場合には、ばね９００の接触位置が微妙に
変化し１．その変化の結果としてばね特性が多少変更す
ることも起こり得る。しかしながら、第１５図図示例の
ようにばね９０５．９０６が常にその端部を係合させる
ものにあっては、ばね９０５，９０６がスライド部４０
内で回転するのが良好に防止される。従って第１５図図
示のような例にあっては、ばね９０５．９０６により生
ずるばね荷重が一律に決定され得ることができる。

第１７図は第１５図図示例のさらに変形例である。この
第１７図図示例ではシャフトの後端部９１１に特別な保
持用の溝を設けることなく、第１ばね９０５の端部は平
面状のシャフト後端部９１１に当接するようになってい
る。

第１８図はさらに本発明の他の例を示し、この第１８図
図示実施例では第１スプリング９０５が第２スプリング
９０６の内部に入り込むようにして設置される。この第
１８図図示実施例でも上述の第１５図図示例と同様２つ
のばね９０５，９０６によりばね定数の非線形特性を達
成している。

さらにばね９０５，９０６は必ずしもスライド部４０内
に配設しなければならないものではない。

例えば第１９図に示すように第１ばね９０５を吸入圧室
７４内に配設するようにしてもよい。

〔発明の効果〕

以上説明したように本発明の圧縮機では、スプールが圧
縮機の最大容量位置に変化するのを抑制する方向の荷重
を与える補助荷重手段を設け、さらにその補助荷重手段
の設定荷重を非線形としたため、圧縮機の作動室内圧縮
比の増減にかかわらず、常に制御圧室内の圧力増大に伴
いスプールが確実に変位し得ることになる。

従って本発明の圧縮機によれば、圧縮機の吐出容量を連
続的にかつ正確に可変制御することができる。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明圧縮機に用いるばね手段を示す断面図、
第２図は本発明に係わる圧縮機を示す断面図、第３図は
第２図図示圧縮機のスプール変位と圧縮機容量との関係
を示す説明図、第４図は補助荷重手段を用いない圧縮機
におけるスプール背圧とスプールストロークとの関係を
示す説明図、第５図は補助荷重手段を用いない圧縮機に
おけるスプールストロークとスプールに働くスラスト力
との関係を示す説明図、第６図は第１作動室におけるピ
ストンのストロークの変化状態を示す説明図、第７図は
第１作動室内圧力の変化状態を示す説明図、第８図は線
形状ばね特性を有する補助荷重手段を用いた圧縮機にお
けるスプールストローク比とスプール荷重との関係を示
す説明図、第９図は吐出圧変動に伴う荷重変化を示す説
明図、第１０図は圧縮機変動に伴う圧縮機容量比の関係
を示す説明図、第１１図は圧縮比の変動をスプール荷重
との変化との関係を示す説明図、第１２図は補助荷重手
段として線形特性を有するばねを用いた場合のスプール
ストローク比とスプール荷重との関係を示す説明図、第
１３図は第１図図示ばね手段のばね定数を示す説明図、
第１４図は補助荷重手段として本発明に係わる非線形特
性を有するばね手段を用いて際のスプールストローク比
とスプール荷重との関係を示す説明図、第１５図は本発
明に係わる補助荷重手段の他の実施例を示す断面図、第
１６図は第１５図図示補助荷重手段のばね特性を示す特
性図、第１７図乃至第１９図はそれぞれ本発明に係わる
補助荷重手段の他の例を示す断面図である。 １・・・シャフト、７・・・ピストン、１０・・・斜板
、３０・・・スプール、４０・・・スライド部、５０．
６０・・・作動室、９００・・・補助荷重手段をなすば
ね手段。

Claims (2)

【特許請求の範囲】
1. （１）内部にシリンダ室を有するシリンダブロックと、 このシリンダブロック内に回転自在に支持されたシャフ
   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設され、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る作動室と、前記シャフトと同軸
   上に配設され、前記斜板の回転支持位置を前記シャフト
   の軸方向に変位させるスプールと、 このスプールを前記斜板の傾斜角を最大とする最大容量
   位置と、前記斜板の傾斜角を最小とする最小容量位置と
   の間で前記シャフトの軸方向に変位させ、このスプール
   の変位により前記斜板の回転中心点位置を前記シャフト
   の軸方向に変位させるとともに、前記斜板の傾斜角を変
   位させる制御手段と、 前記スプールが最大容量位置側へ変位するのを抑制する
   補助荷重手段とを備え、 前記補助荷重手段の最大容量位置側変位抑制力は、前記
   スプールが最大容量位置側へ変位するのに応じて非線形
   的に増大するよう構成したことを特徴とする可変容量式
   斜板型圧縮機。
2. （２）前記補助荷重手段は、両端が係止された非線形ば
   ね手段よりなり、このばね手段の一端より前記スプール
   に係止力が伝達されることを特徴とする請求項１記載の
   可変容量式斜板型圧縮機。（３）前記補助荷重手段は、
   複数の直列配置されたばね手段よりなることを特徴とす
   る請求項１記載の可変容量式斜板型圧縮機。