JPH0749795B2 - 可変容量式斜板型圧縮機 - Google Patents

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10の回転中
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、一点鎖線Ｂは作動室60による吐出
容量の変化を示す。また第３図の横軸はスプール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ｆ）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a₁）。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a₂）。

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まで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ZK）。そし
て、低圧側の所定値F₁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。

この原因につき、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
フト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Ｏ
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30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30のストローク
とその移動に要するスラスト力との間には極大荷重F
₂（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（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力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
圧がスラスト力F₁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P₁であり、この位置が第
４図中Ｌ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図中一点鎖線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。この一点鎖
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
さらに小さくなり、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Ｄ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−ｃ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の内の圧力はただちに吸入圧Psまで減少し（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くなり、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図中一点
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（図中一点鎖線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図中一点
鎖線Ｄ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図中一線鎖線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なくなる。

また第７図中二点鎖線Ｄは第６図の二点鎖線Ｄ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Ｄ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50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P₂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900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、斜板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0mm、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180ccとした場合、吸入
圧Psが3kg/cm² abs、吐出圧Pdが12kg/cm² absから18kg/
cm² abs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7mm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7mm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/mm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0mmから7mm程度までの間は第９図中OP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7mm以上の領域では戻しばね9
00の作動により、戻しばね900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900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7mm以上変位して戻しばね9
00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30の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Ps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
2.5kg/cm² absで吐出圧力Pdが16kg/cm² abs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Psは4kg/cm² abs程度に増大し、また吐出圧力P
dも26kg/cm² abs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始めた初期にお
けるスプール30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大きくなり、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、また一点鎖線
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Ｋは圧縮比が２の状態、実線Ｌ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C₁の
状態で付勢力を発揮するため、圧縮比が２の状態（第11
図中Ｋ）や圧縮比が４の状態（第11図中Ｌ）のように極
大点Pk,P1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ＫのK₁部
分で生ずる。K₁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C₁よりストローク比大の状態（第11図中C₄）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M₁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C₁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Ｏ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、本発明者らは検討によれば、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Ｏ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O,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13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ヶ
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116を介してスプール30で受け、止め輪17
によりスライド部40に沿う変位を防いでいる。この止め
輪はスライド部40上に形成されている。スプール30はリ
アシリンダブロック６の円筒部65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。

斜板10の中央部には球面部107が形成され、この球面部1
07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。

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を介してピ
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。

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107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と連通する
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とを連通する吸入口で、吸入弁９及び吸入弁2
1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、制御圧室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ポートに導かれ、
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。両吐出
ポート95は外部配管により連結されるため、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910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、それはばね定数勾配ｋ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18,1
9を介して斜板10に加えることになる。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１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3
0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16
6にピン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22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はデッドボリュー
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200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10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ではピストンストローク
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ｂに示したよう
に、ピ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ではピ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30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M₁,K₁）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200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9
11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
端がばね受け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16図中実線Ｈは第１ばね90
5のばね定数を示し、実線Ｉは第２ばね906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16図中実線Ｊとなる。また第16図中破
線Ｇ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905,90
6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
ではばね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ｌ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、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。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 岩波 重樹 愛知県西尾市下羽角町岩谷14番地 株式会 社日本自動車部品総合研究所内 (72)発明者 黒川 喜生 愛知県刈谷市昭和町１丁目１番地 日本電 装株式会社内

Claims (3)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項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. 【請求項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. 【請求項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。