JP7056615B2 - ピストン式圧縮機 - Google Patents

Description

本発明はピストン式圧縮機に関する。

特許文献１に従来のピストン式圧縮機が開示されている。この圧縮機は、ハウジングと、駆動軸と、固定斜板と、複数のピストンと、吐出弁とを備えている。

ハウジングは、複数のシリンダボアと、シリンダボアに連通する第１連通路とが形成されたシリンダブロックを有している。また、ハウジングには、吸入室と、吐出室と、斜板室と、軸孔とが形成されている。駆動軸には、吸入室と連通する軸内通路が形成されている。

駆動軸は、軸孔内で回転可能に支承されている。固定斜板は、駆動軸の回転によって斜板室内で回転可能であり、駆動軸に垂直な平面に対する傾斜角度が一定である。ピストンは、シリンダボア内に圧縮室を形成し、固定斜板に連結される。圧縮室と吐出室との間には、圧縮室内の冷媒を吐出室に吐出させるリード弁式の吐出弁が設けられている。

また、この圧縮機では、駆動軸と別体のロータリバルブが設けられている。ロータリバルブは、軸孔内に駆動軸と一体回転可能に設けられている。また、ロータリバルブは、制御弁で制御された制御圧力と吸入圧力との差圧により、駆動軸の駆動軸心方向に移動可能である。ロータリバルブには、吸入室と連通する弁開口が形成されている。弁開口は、ロータリバルブの駆動軸心方向の位置によって第１連通路との駆動軸心周りの連通角度が変化するように形成されている。

このロータリバルブは、ロータリバルブの駆動軸心方向の位置により、第１連通路と弁開口とが連通する。このため、吸入室内の冷媒が弁開口及び第１連通路を経て圧縮室に吸入される。この際、弁開口と第１連通路との駆動軸心周りの連通角度が変化するため、圧縮室内に吸入される冷媒の流量が変化し、圧縮室から吐出室へ吐出する冷媒の流量が変化する。こうして、この圧縮機では、斜板の傾斜角度を変更させて容量を変更する圧縮機と比べ、構造の簡素化を実現しようとしている。

特開平７－１１９６３１号公報

しかし、上記従来の圧縮機では、圧縮室から吐出室へ吐出する冷媒の流量を減少させている低流量状態において、ロータリバルブにおける連通角度が小さい弁開口と圧縮室とが連通することにより、圧縮室に冷媒が供給される。また、弁開口と圧縮室との連通が非連通となることにより、吸入行程の途中から圧縮室への冷媒の供給を遮断している。このため、吸入行程時における圧縮室内の圧力が所定の吸入圧力よりも低くなるおそれがある。このため、低流量状態では、そうでない状態よりも圧縮比が高くなり、摩擦による動力損失、振動及びトルク変動が大きくなる懸念がある。

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、圧縮室から吐出室へ吐出する冷媒の流量を変更可能であるとともに、低流量状態における動力損失、振動及びトルク変動を低減可能なピストン式圧縮機を提供することを解決すべき課題としている。

本発明のピストン式圧縮機は、複数のシリンダボアが形成されたシリンダブロックを有し、吸入室と、吐出室と、斜板室と、軸孔とが形成されたハウジングと、
前記軸孔内で回転可能に支承された駆動軸と、
前記駆動軸の回転によって前記斜板室内で回転可能であり、前記駆動軸に垂直な平面に対する傾斜角度が一定である固定斜板と、
前記シリンダボア内に圧縮室を形成し、前記固定斜板に連結されるピストンと、
前記圧縮室内の冷媒を前記吐出室に吐出させる吐出弁と、
制御圧力を制御する制御弁とを備えたピストン式圧縮機であって、
前記シリンダブロックに設けられ、前記シリンダボアに連通する第１連通路と、
前記駆動軸に一体又は別体に設けられるとともに、前記駆動軸と一体回転可能であり、前記駆動軸の回転に伴い間欠的に前記第１連通路と連通する第２連通路が形成された回転体と、
前記制御圧力に基づき、前記駆動軸の駆動軸心方向に移動することで、前記第２連通路と連通可能な第３連通路が形成されたスプールと、
前記吸入室内の冷媒を前記圧縮室に吸入させる吸入弁とを備え、
前記第３連通路は、前記第２連通路を介して、圧縮行程又は吐出行程にある前記圧縮室に連通する前記第１連通路と、再膨張行程又は吸入行程にある前記圧縮室に連通する前記第１連通路とを連通させることにより、前記吸入室から前記圧縮室に吸入される冷媒の流量を変化させることを特徴とする。

本発明の圧縮機では、スプールが制御圧力に基づいて駆動軸の駆動軸心方向に移動し、スプールの第３連通路が回転体の第２連通路と連通する。そして、駆動軸の回転に伴い、圧縮行程又は吐出行程にある圧縮室に連通する第１連通路と、再膨張行程又は吸入行程にある圧縮室に連通する第１連通路とが間欠的に連通する。このため、圧縮行程又は吐出行程にある圧縮室内の冷媒の一部が間欠的に再膨張行程又は吸入行程にある圧縮室に還流され、再膨張行程又は吸入行程にある圧縮室内で再膨張する。そのため、再膨張行程又は吸入行程にある圧縮室内の圧力が吸入室内の吸入圧力よりも低くならないと、吸入弁は開かず、その際には吸入室から冷媒が圧縮室に吸入されないため、圧縮室に吸入される冷媒の流量が減少する。そのため、圧縮室から吐出室に吐出される冷媒の流量が減少する。

スプールの第３連通路が回転体の第２連通路と連通しない場合には、圧縮室から吐出室に吐出される冷媒の流量は減少しない。

一方、この圧縮機では、圧縮室内の圧力が吸入室内の吸入圧力よりも低くなれば、吸入弁が開き、吸入室内の冷媒が圧縮室内に吸入される。このため、吸入行程時における圧縮室内の圧力が過度に低くなることはない。このため、圧縮室から吐出室へ吐出する冷媒の流量を減少させている低流量状態と、そうでない状態とで圧縮比が高くなることはない。このため、低流量状態であっても、摩擦による動力損失、振動及びトルク変動が大きくならない。

したがって、本発明の圧縮機では、圧縮室から吐出室へ吐出する冷媒の流量を変更可能であるとともに、低流量状態における動力損失、振動及びトルク変動を低減可能である。

また、この圧縮機では、高圧の冷媒が供給先の圧縮室内で再膨張してピストンを押圧し、動力の低減効果を得ることができる。

第３連通路は、一つの第１連通路と、複数の第１連通路とを第２連通路により連通させてもよい。この場合、供給先の圧縮室を複数とし、複数のピストンを押圧して動力の効果的な低減効果を得ることができる。

回転体内には、駆動軸心方向に延び、第２連通路が連通する弁室が形成され得る。そして、スプールは弁室内に収容されていることが好ましい。この場合、圧縮行程又は吐出行程にある圧縮室に連通する第１連通路から作用する高圧がスプールに直接的に作用せず、スプールが駆動軸心方向に移動し易い。

回転体が駆動軸と一体とされていることが好ましい。この場合、部品点数を削減し、製造コストのより一層の低廉化を実現することができる。

本発明の圧縮機では、圧縮室から吐出室へ吐出する冷媒の流量を変更可能であるとともに、低流量状態における動力損失、振動及びトルク変動を低減可能である。

図１は、実施例１のピストン式圧縮機の断面図である。 図２は、実施例１のピストン式圧縮機の要部断面図である。 図３は、図１のＩＩＩ－ＩＩＩ矢視断面図である。 図４は、実施例１のピストン式圧縮機に係り、回転弁の展開図である。 図５は、図３の拡大図である。 図６は、実施例１のピストン式圧縮機におけるある圧縮室の体積と圧力との関係を示すグラフである。 図７は、実施例２のピストン式圧縮機の要部断面図である。図（Ａ）ではスプールが後端に位置し、図（Ｂ）ではスプールが前端に位置している。 図８は、実施例２のピストン式圧縮機の他の要部断面図である。図（Ａ）ではスプールが後端に位置し、図（Ｂ）ではスプールが前端に位置している。 図９は、実施例２のピストン式圧縮機に係り、回転弁の展開図である。 図１０は、実施例２のピストン式圧縮機におけるある圧縮室の体積と圧力との関係を示すグラフである。

以下、本発明を具体化した実施例１、２を図面を参照しつつ説明する。

（実施例１）
実施例１のピストン式圧縮機は、図１に示すように、ハウジング１と、駆動軸３と、固定斜板５と、６個のピストン７（図３参照）と、吸入弁９と、吐出弁１１と、制御弁１３と、スプール１５とを備えている。

ハウジング１は、フロントハウジング１７、シリンダブロック１９及びリヤハウジング２１を有している。以下、圧縮機のフロントハウジング１７側を前方とし、リヤハウジング２１側を後方とする。

フロントハウジング１７とシリンダブロック１９とは互いに締結され、両者間に斜板室２３を形成している。リヤハウジング２１には、環状の吸入室２１ａと、環状の吐出室２１ｂとが形成されている。斜板室２３は図示しない通路によって吸入室２１ａに連通している。吐出室２１ｂは吸入室２１ａの外周側に位置している。リヤハウジング２１には、吸入室２１ａを外部に開く吸入口２１ｃと、吐出室２１ｂを外部に開く吐出口２１ｄとが形成されている。

シリンダブロック１９とリヤハウジング２１とは、両者間に弁ユニット２５を有して互いに締結されている。シリンダブロック１９には、図３に示すように、前後に貫通する６個のシリンダボア１９ａ～１９ｆが形成されている。シリンダブロック１９は、図１に示すように、弁ユニット２５を貫通してリヤハウジング２１内まで延びている。フロントハウジング１７及びシリンダブロック１９には駆動軸３の駆動軸心Ｏ方向に延びる軸孔２７が形成されている。軸孔２７は、リヤハウジング２１内において、吸入室２１ａよりも内側に位置している。

シリンダブロック１９には、図３に示すように、シリンダボア１９ａ～１９ｆから駆動軸心Ｏに向かって延び、シリンダボア１９ａ～１９ｆと軸孔２７とを連通する第１連通路２９ａ～２９ｆが形成されている。リヤハウジング２１には、図１に示すように、シリンダブロック１９の軸孔２７と連通する制御圧室２１ｅが形成されている。

駆動軸３は軸孔２７内に回転可能に支承されている。駆動軸３は、外周面に図示しない摺動層を有し、フロントハウジング１７及びシリンダブロック１９に直接支持されている。フロントハウジング１７と駆動軸３との間には軸封装置３１が設けられている。軸封装置３１はハウジング１の内部と外部とを封止する。駆動軸３内には、駆動軸３の後端に開いて制御圧室２１ｅと連通し、後端から前方に延びる弁室３３が形成されている。弁室３３は、制御圧室２１ｅ側に位置する大径部３３ａと、大径部３３ａより前方に位置し、大径部３３ａと同軸であって大径部３３ａより小径の小径部３３ｂとからなる。大径部３３ａと小径部３３ｂとの間には段部３３ｃが形成されている。小径部３３ｂは、駆動軸３に形成された通路３３ｄによって斜板室２３に連通しており、吸入圧力Ｐｓに維持されている。

駆動軸３の外周面には、駆動軸心Ｏ方向に延びる第１溝３ａ及び第２溝３ｂが凹設されている。この圧縮機では、図３及び図４に示すように、第１溝３ａと第２溝３ｂとは、駆動軸３の回転方向で例えば２４０°ずれている。また、図１に示すように、第１溝３ａの前端には径方向に延びて弁室３３の大径部３３ａと連通する第１孔３ｃが形成されている。第２溝３ｂの前端にも径方向に延びて弁室３３の大径部３３ａと連通する第２孔３ｄが形成されている。

大径部３３ａ内には、駆動軸心Ｏ方向に移動可能なスプール１５が設けられている。スプール１５の駆動軸心Ｏ方向の外周面中央には、図３に示すように、環状溝１５ａが凹設されている。スプール１５は環状溝１５ａを除いて円柱状をなしている。小径部３３ｂにはスプール１５を制御圧室２１ｅ側に付勢するバネ３５が設けられている。スプール１５は段部３３ｃによって前進端が規制されるようになっている。大径部３３ａには、スプール１５の抜け止めを行なうとともに、スプール１５の後退端を規制するサークリップ３７が設けられている。

図１及び図４に示すように、駆動軸心Ｏ方向において、第１溝３ａ及び第２溝３ｂの後端は、駆動軸３の回転によって間欠的に第１連通路２９ａ～２９ｆと連通する位置とされている。第１溝３ａ及び第２溝３ｂの前端並びに第１孔３ｃ及び第２孔３ｄは、図２及び図４に示すように、前進端に位置したスプール１５の環状溝１５ａと連通する位置とされている。駆動軸３が本発明の回転体であり、第１溝３ａ、第２溝３ｂ、第１孔３ｃ及び第２孔３ｄが第２連通路である。環状溝１５ａが第３連通路である。

図１に示すように、固定斜板５は駆動軸３に圧入されて固定されている。フロントハウジング１７と固定斜板５との間にはスラスト軸受３９が設けられている。固定斜板５は駆動軸心Ｏ方向と直交する面に対してなす傾斜角度が一定である。

シリンダボア１９ａ～１９ｆ内にピストン７が設けられている。ピストン７は、シリンダボア１９ａ～１９ｆ内に圧縮室４１を形成する。ピストン７の前部には凹部７ａが形成され、凹部７ａの前後面と固定斜板５との間には前後で対をなすそれぞれ半球状のシュー４３が設けられている。ピストン７は、シュー４３によって固定斜板５に連結されている。

弁ユニット２５は、リテーナ２５ａ、吐出リード弁２５ｂ、弁板２５ｃ及び吸入リード弁２５ｄがこの順で積層されたものである。リテーナ２５ａがリヤハウジング２１側に位置する。リテーナ２５ａ、吐出リード弁２５ｂ及び弁板２５ｃには、吸入リード弁２５ｄが開けば、吸入室２１ａと圧縮室４１とを連通させる吸入ポート２５ｅが形成されている。また、弁板２５ｃ及び吸入リード弁２５ｄには、吐出リード弁２５ｂが開けば、吐出室２１ｂと圧縮室４１とを連通させる吐出ポート２５ｆが形成されている。弁ユニット２５及び吸入ポート２５ｅが吸入弁９を構成し、弁ユニット２５及び吐出ポート２５ｆが吐出弁１１を構成している。

リヤハウジング２１には制御弁１３が設けられている。制御弁１３には第１給気通路１３ｂ及び第２給気通路１３ｃが接続されている。また、リヤハウジング２１には、制御弁１３と吸入室２１ａとを連通する検知通路１３ａが形成されている。なお、制御圧室２１ｅと吸入室２１ａとは図示しない抽気通路によって接続されている。制御弁１３は、吸入室２１ａ内の吸入圧力Ｐｓを感知することにより、第１給気通路１３ｂ及び第２給気通路１３ｃの弁開度が調整され、吐出圧力Ｐｄの吐出室２１ｂから制御圧室２１ｅへの冷媒の流量を制御する。つまり、制御弁１３は、制御圧室２１ｅ内の冷媒の制御圧力Ｐｃを制御する。また、制御圧室２１ｅは、抽気通路を通じて、制御圧室２１ｅの制御圧力Ｐｃが低減される。制御弁１３は、最高で吐出圧力Ｐｄとなる制御圧力Ｐｃの冷媒を制御圧室２１ｅに供給する。

この圧縮機は車両の空調装置に用いられる。駆動軸３がエンジンやモータによって駆動されれば、固定斜板５が斜板室２３内で駆動軸３によって回転する。このため、ピストン７がそれぞれピストン７の下死点からピストン７の上死点まで移動し、その後、ピストン７の上死点からピストン７の下死点まで移動する。このため、ピストン７がピストン７の上死点からピストン７の下死点に向けて移動すると、圧縮室４１の容積が拡大し、圧縮室４１内の圧力が吸入室２１ａより低くなれば、吸入リード弁２５ｄが開いて吸入室２１ａと圧縮室４１とが連通し、吸入室２１ａから吸入圧力Ｐｓの冷媒が圧縮室４１に吸入される。そして、ピストン７がピストン７の下死点からピストン７の上死点に向けて移動すると、圧縮室４１の容積が縮小し、圧縮室４１内の圧力が吐出室２１ｂより高くなれば、吐出リード弁２５ｂが開いて吐出室２１ｂと圧縮室４１とが連通し、圧縮室４１から吐出圧力Ｐｄの冷媒が吐出室２１ｂに吐出される。

つまり、圧縮室４１では、図６に示すように、Ａ点からＢ点において再膨張行程が行なわれ、Ｂ点からＣ点において吸入行程が行なわれ、Ｃ点からＤ点において圧縮行程が行なわれ、Ｄ点からＡ点において吐出行程が行なわれる。再膨張行程では、ピストン７が上死点からやや下死点に向かう段階において、圧縮室４１に残留する高圧の冷媒が再膨張を生じる。吸入行程では、再膨張行程の終了後、ピストン７が下死点に向かう段階において、吸入室２１ａ内の冷媒が圧縮室４１に吸入される。圧縮行程では、吸入行程の終了後、ピストン７が下死点から上死点に向かう段階において、圧縮室４１に吸入した冷媒が圧縮される。吐出行程では、圧縮行程の終了後、ピストン７が上死点に近づく段階において、圧縮室４１で圧縮した冷媒が吐出室２１ｂに吐出される。吸入室２１ａには吸入口２１ｃから蒸発器を経た冷媒が供給される。また、吐出室２１ｂ内の冷媒は吐出口２１ｄを経て凝縮器に吐出される。

図１に示すように、駆動軸３の回転によってピストン７がピストン７の上死点に近づいた場合、例えば、図４に示すように、シリンダボア１９ａの圧縮室４１は、圧縮行程を終え、吐出行程に移行しようとしている。この場合、第１溝３ａは、シリンダボア１９ａに連通する第１連通路２９ａと連通している。一方、シリンダボア１９ｅの圧縮室４１は、吸入行程を行なっている。第２溝３ｂは、シリンダボア１９ｅに連通する第１連通路２９ｅと連通している。

この状態において、制御弁１３が制御圧室２１ｅ内の制御圧力Ｐｃを低くしておれば、図１に示すように、スプール１５は、制御圧力Ｐｃと吸入圧力Ｐｓとの差圧によってバネ３５の付勢力に屈し、弁室３３の後方に後退している。このため、スプール１５の環状溝１５ａは駆動軸３の第１孔３ｃと第２孔３ｄとを非連通としている。

一方、制御弁１３が制御圧室２１ｅ内の制御圧力Ｐｃを高くすれば、スプール１５は、制御圧力Ｐｃと吸入圧力Ｐｓとの差圧によってバネ３５の付勢力に抗し、弁室３３の前方に前進する。このため、図２～４に示すように、スプール１５の環状溝１５ａが駆動軸３の第１孔３ｃと第２孔３ｄとを連通させる。

こうして、この圧縮機では、図４及び図５に示すように、駆動軸３の回転に伴い、圧縮行程及び吐出行程にあるシリンダボア１９ａの圧縮室４１と、吸入行程にあるシリンダボア１９ｅの圧縮室４１とが第１連通路２９ａ、第１溝３ａ、第１孔３ｃ、環状溝１５ａ、第２孔３ｄ、第２溝３ｂ及び第１連通路２９ｅによって間欠的に連通することとなる。

このため、圧縮行程及び吐出行程にあるシリンダボア１９ａの圧縮室４１内の冷媒の一部が間欠的に吸入行程にあるシリンダボア１９ｅの圧縮室４１に還流され、シリンダボア１９ｅの圧縮室４１内で再膨張する。そのため、シリンダボア１９ｅの圧縮室４１内の圧力が吸入室２１ａ内の吸入圧力Ｐｓよりも低くならないと、吸入弁９の吸入リード弁２５ｄは開かず、その際には吸入室２１ａから冷媒が圧縮室４１に吸入されないため、シリンダボア１９ｅの圧縮室４１に吸入される冷媒の流量が減少する。そのため、シリンダボア１９ｅの圧縮室４１から吐出室２１ｂに吐出される冷媒の流量が減少する。こうして、図２に示すように、スプール１５が弁室３３の前方に前進しておれば、圧縮機は低流量状態となる。

図１に示すように、スプール１５が弁室３３の後方に後退しておれば、スプール１５の環状溝１５ａが駆動軸３の第１孔３ｃ及び第２孔３ｄと連通せず、シリンダボア１９ｅの圧縮室４１から吐出室２１ｂに吐出される冷媒の流量は減少しない。このため、この場合には、圧縮機は高流量状態となる。なお、この圧縮機は、低流量状態と高流量状態との間で徐々に流量が変化することが可能である。

この圧縮機では、図６に示すように、一般的な圧縮機が示す圧縮室の体積と圧力との関係Ａ→Ｂ→Ｃ→Ｄに対し、Ｐ部分の仕事量を減らし、Ｑ部分の仕事量も減らすことになる。このため、一般的な圧縮機が示す関係よりも、斜線の部分だけ仕事量が減少する。

一方、この圧縮機では、例えば、シリンダボア１９ｅの圧縮室４１内の圧力が吸入室２１ａ内の吸入圧力Ｐｓよりも低くなれば、吸入弁９の吸入リード弁２５ｄが開き、吸入室２１ａ内の冷媒がシリンダボア１９ｅの圧縮室４１内に吸入される。このため、吸入行程時におけるシリンダボア１９ｅの圧縮室４１内の圧力が過度に低くなることはない。このため、圧縮室４１から吐出室２１ｂへ吐出する冷媒の流量を減少させている低流量状態と、そうでない状態とで圧縮比が高くなることはない。このため、低流量状態であっても、摩擦による動力損失、振動及びトルク変動が大きくならない。

したがって、この圧縮機では、圧縮室４１から吐出室２１ｂへ吐出する冷媒の流量を変更可能であるとともに、低流量状態における動力損失、振動及びトルク変動を低減可能である。

また、この圧縮機では、例えば、環状溝１５ａは、第１溝３ａ、第１孔３ｃ、第２溝３ｂ及び第２孔３ｄを介し、圧縮行程及び吐出行程にあるシリンダボア１９ａの圧縮室４１に連通する第１連通路２９ａと、吸入行程にあるシリンダボア１９ｅの圧縮室４１に連通する第１連通路２９ｅとを連通させているため、シリンダボア１９ａの圧縮室４１内の高圧の冷媒が供給先であるシリンダボア１９ｅの圧縮室４１内で再膨張してピストン７を押圧し、動力の低減効果を得ることができる。

さらに、この圧縮機では、駆動軸３内に弁室３３を形成し、スプール１５が弁室３３内に収容されている。このため、圧縮行程及び吐出行程にあるシリンダボア１９ａの圧縮室４１に連通する第１連通路２９ａから作用する高圧がスプール１５に直接的に作用せず、スプール１５が駆動軸心Ｏ方向に移動し易い。

また、この圧縮機では、駆動軸３が回転体とされているため、部品点数を削減し、製造コストのより一層の低廉化を実現することができる。

また、この圧縮機では、斜板の傾斜角度を変更させて容量を変更していないことから、構造の簡素化を実現できる。

なお、実施例１の圧縮機において、図４に示すように、圧縮行程にあるシリンダボア１９ｂやシリンダボア１９ｃの圧縮室４１に連通する第１連通路２９ｂ、２９ｃと、吸入行程にあるシリンダボア１９ｄやシリンダボア１９ｅの圧縮室４１に連通する第１連通路２９ｄ、２９ｅとを連通させることも可能である。また、また、吐出行程にあるシリンダボア１９ａの圧縮室４１に連通する第１連通路２９ａと、再膨張行程にあるシリンダボア１９ｆの圧縮室４１に連通する第１連通路２９ｆとを連通させたり、吸入行程にあるシリンダボア１９ｄやシリンダボア１９ｅの圧縮室４１に連通する第１連通路２９ｄ、２９ｅとを連通させることも可能である。

また、実施例１の圧縮機では、第１給気通路１３ｂと第２給気通路１３ｃとを経て吐出室２１ｂから制御圧室２１ｅに導入する冷媒の流量を制御弁１３によって変化させる入れ側制御を行っている。このため、制御圧室２１ｅの制御圧力Ｐｃを迅速に高圧にすることができ、高流量状態から低流量状態への流量変化を速やかに行うことができる。

また、この圧縮機は、制御圧室２１ｅの制御圧力Ｐｃが高くなることによって低流量状態を実現しているため、車両の加速時にエンジン等の負荷を迅速に軽減することができる。

（実施例２）
実施例２の圧縮機は、図７～９に示すように、駆動軸４５及びスプール４７が実施例１と異なる。

すなわち、駆動軸４５の外周面には、図７に示すように、駆動軸心Ｏ方向に延びる第１溝４５ａ、第２溝４５ｂ及び第３溝４５ｃが凹設されている。この圧縮機では、図９に示すように、駆動軸４５の回転方向において、第１溝４５ａと第２溝４５ｂとは例えば２４０°ずれ、第１溝４５ａと第３溝４５ｃとは例えば３００°ずれている。

図７に示すように、第１溝４５ａの前端には径方向に延びて弁室３３の大径部３３ａと連通する第１孔４５ｄが形成されている。第２溝４５ｂの前端にも径方向に延びて弁室３３の大径部３３ａと連通する第２孔４５ｅが形成されている。第３溝４５ｃの前端にも径方向に延びて弁室３３の大径部３３ａと連通する第３孔４５ｆが形成されている。

また、図８に示すように、駆動軸４５の外周面には、駆動軸心Ｏ方向に延びる第４溝４５ｇ及び第５溝４５ｈが凹設されている。この圧縮機では、図９に示すように、駆動軸４５の回転方向において、第４溝４５ｇと第５溝４５ｈとは例えば６０°ずれている。

図８に示すように、第４溝４５ｇの後端には径方向に延びて弁室３３の大径部３３ａと連通する第４孔４５ｉが形成されている。第５溝４５ｈの後端にも径方向に延びて弁室３３の大径部３３ａと連通する第５孔４５ｊが形成されている。

図７及び図８に示すように、スプール４７には、スプール４７の外周面前方に第１環状溝４７ａが凹設され、スプール４７の外周面後方に第２環状溝４７ｂが凹設されている。スプール４７は第１、２環状溝４７ａ、４７ｂを除いて円柱状をなしている。

駆動軸心Ｏ方向において、第１溝４５ａ、第２溝４５ｂ及び第３溝４５ｃの後端並びに第４溝４５ｇ及び第５溝４５ｈの前端は、第１連通路２９ａ～２９ｆと連通する位置とされている。第１溝４５ａ、第２溝４５ｂ及び第３溝４５ｃの前端並びに第１孔４５ｄ、第２孔４５ｅ及び第３孔４５ｆは、図７（Ｂ）に示すように、前進端に位置したスプール４７の第１環状溝４７ａと連通する位置とされている。第４溝４５ｇ及び第５溝４５ｈの後端並びに第４孔４５ｉ及び第５孔４５ｊは、図８（Ｂ）に示すように、前進端に位置したスプール４７の第２環状溝４７ｂと連通する位置とされている。駆動軸４５が本発明の回転体である。第１溝４５ａ、第２溝４５ｂ、第３溝４５ｃ、第１孔４５ｄ、第２孔４５ｅ、第３孔４５ｆ、第４溝４５ｇ、第５溝４５ｈ、第４孔４５ｉ及び第５孔４５ｊが第２連通路である。第１環状溝４７ａ及び第２環状溝４７ｂが第３連通路である。

この圧縮機では、駆動軸４５の回転によってピストン７が上死点に近づいた場合、例えば、図９に示すように、シリンダボア１９ａの圧縮室４１は、圧縮行程を終え、吐出行程に移行しようとしている。この場合、第１溝４５ａは、シリンダボア１９ａに連通する第１連通路２９ａと連通している。一方、シリンダボア１９ｅの圧縮室４１は、吸入行程を行なっている。第２溝４５ｂは、シリンダボア１９ｅに連通する第１連通路２９ｅと連通している。また、シリンダボア１９ｆの圧縮室４１は、再膨張行程を行なっている。第３溝４５ｃは、シリンダボア１９ｆに連通する第１連通路２９ｆと連通している。

この状態において、制御弁１３が制御圧室２１ｅ内の制御圧力Ｐｃを低くしておれば、図７（Ａ）及び図８（Ａ）に示すように、スプール４７は、制御圧力Ｐｃと吸入圧力Ｐｓとの差圧によってバネ３５の付勢力に屈し、弁室３３の後方に後退している。このため、スプール４７の第１環状溝４７ａは駆動軸４５の第１孔４５ｄと第２孔４５ｅ及び第３孔４５ｆとを非連通としている。また、スプール４７の第２環状溝４７ｂは駆動軸４５の第４孔４５ｉと第５孔４５ｊとを非連通としている。

一方、制御弁１３が制御圧室２１ｅ内の制御圧力Ｐｃを高くすれば、スプール４７は、制御圧力Ｐｃと吸入圧力Ｐｓとの差圧によってバネ３５の付勢力に抗し、弁室３３の前方に前進する。このため、図７（Ｂ）及び図８（Ｂ）に示すように、スプール４７の第１環状溝４７ａが駆動軸４５の第１孔４５ｄと第２孔４５ｅ及び第３孔４５ｆとを連通させる。また、スプール４７の第２環状溝４７ｂが駆動軸４５の第４孔４５ｉと第５孔４５ｊとを連通させる。

こうして、この圧縮機では、駆動軸４５の回転に伴い、圧縮行程及び吐出行程にあるシリンダボア１９ａの圧縮室４１と、吸入行程にあるシリンダボア１９ｅの圧縮室４１とが第１連通路２９ａ、第１溝４５ａ、第１孔４５ｄ、第１環状溝４７ａ、第２孔４５ｅ、第２溝４５ｂ及び第１連通路２９ｅによって連通することとなる。また、圧縮行程及び吐出行程にあるシリンダボア１９ａの圧縮室４１と、再膨張行程にあるシリンダボア１９ｆの圧縮室４１とが第１連通路２９ａ、第１溝４５ａ、第１孔４５ｄ、第１環状溝４７ａ、第３孔４５ｆ、第３溝４５ｃ及び第１連通路２９ｆによって連通することとなる。

このため、圧縮行程及び吐出行程にあるシリンダボア１９ａの圧縮室４１内の高圧の冷媒の一部が間欠的に吸入行程にあるシリンダボア１９ｅの圧縮室４１や、再膨張行程にあるシリンダボア１９ｆの圧縮室４１に還流され、シリンダボア１９ｅ、１９ｆの圧縮室４１内で再膨張する。

また、圧縮行程にあるシリンダボア１９ｃの圧縮室４１と、シリンダボア１９ｃの圧縮室４１よりも低圧で圧縮行程にあるシリンダボア１９ｄの圧縮室４１とが第１連通路２９ｃ、第１溝４５ａ、第１孔４５ｄ、第２環状溝４７ｂ、第２孔４５ｅ、第２溝４５ｂ及び第１連通路２９ｄによって連通することとなる。

このため、圧縮行程中のシリンダボア１９ｃの圧縮室４１内の高圧の冷媒の一部が間欠的に圧縮行程にあるシリンダボア１９ｄの圧縮室４１に還流され、シリンダボア１９ｄの圧縮室４１内で再膨張する。こうして、図７（Ｂ）及び図８（Ｂ）に示すように、スプール４７が弁室３３の前方に前進しておれば、圧縮機は低流量状態となる。

図７（Ａ）及び図８（Ａ）に示すように、スプール４７が弁室３３の後方に後退しておれば、圧縮機は高流量状態となる。なお、この圧縮機においても、低流量状態と高流量状態との間で徐々に流量が変化することが可能である。

この圧縮機では、図１０に示すように、一般的な圧縮機が示す圧縮室の体積と圧力との関係Ａ→Ｂ→Ｃ→Ｄに対し、Ｐ部分の仕事量を減らし、Ｑ部分の仕事量も減らすとともに、Ｒ部分の仕事量を減らし、Ｓ部分の仕事量も減らすことになる。このため、一般的な圧縮機が示す関係よりも、斜線の部分だけ仕事量が減少する。

また、この圧縮機では、高圧の冷媒の供給先の圧縮室４１を複数としているため、複数のピストン７を押圧して動力の効果的な低減効果を得ることができる。他の作用効果は実施例１と同様である。

以上において、本発明を実施例１、２に即して説明したが、本発明は上記実施例１、２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。

例えば、上記実施例１、２の圧縮機では、第２連通路が高圧側の一つの圧縮室を低圧側の一つ又は二つの圧縮室と連通させたが、全ての圧縮室を連通させない限り、高圧側の二以上の圧縮室を低圧側の二以上の圧縮室と連通させることも可能である。

また、上記実施例１、２の圧縮機では、駆動軸が回転体とされているが、回転体を駆動軸と別体としてもよい。また、スプールが回転体内の弁室に収容されているが、スプールが回転体の外周側に設けられていてもよい。

実施例１、２では、制御圧室２１ｅがリヤハウジング２１に設けられているが、制御圧室２１ｅは、リヤハウジング２１に設けられる場合に限られず、リヤハウジングに突出しているシリンダブロック１９の部分に設けられてもよい。また、実施例１、２の圧縮機よりも短い駆動軸３を採用し、駆動軸３の後端と弁ユニット２５との間に制御圧室２１ｅを設けてもよい。さらに、リヤハウジングの軸孔に制御圧室を設けてもよく、駆動軸の後端部分のみが制御圧室になっていてもよい。

また、弁室３３の小径部３３ｂは、吸入室２１ａと連通していてもよい。この場合、斜板室２３と吸入室２１ａとが連通している必要はない。

また、実施例１、２の圧縮機において、制御弁１３への電流のＯＮ、ＯＦＦを切り替えて制御圧力Ｐｃを制御する外部制御を行ってもよい。

さらに、実施例１、２の圧縮機において、制御圧室２１ｅの制御圧力Ｐｃを高めることによって流量が大きくなるように構成してもよい。この場合、制御弁１３に電流をＯＦＦすることによって弁開度を小さくするように構成すると、圧縮機の停止時において、弁開度が小さく、制御圧室２１ｅの制御圧力Ｐｃを低くし、低流量状態にすることができることから、低流量状態で圧縮機を起動できるため、起動ショックを低減することができる。

また、実施例１、２の圧縮機において、抽気通路を経て制御圧室２１ｅから吸入室２１ａに導出する冷媒の流量を制御弁１３によって変化させる抜き側制御を行ってもよい。この場合には、圧縮機の流量変化に使用する吐出室２１ｂ内の冷媒量を少なくできることから、圧縮機の効率を上げることができる。また、この場合、制御弁１３に電流をＯＦＦすることによって弁開度を大きくするように構成すると、圧縮機の停止時において、弁開度が大きく、制御圧室２１ｅの制御圧力Ｐｃを低くし、低流量状態にすることができるため、低流量状態で圧縮機を起動できるため、起動ショックを低減することができる。

本発明は車両の空調装置に利用可能である。

１９ａ～１９ｆ…シリンダボア
２１ａ…吸入室
２１ｂ…吐出室
２３…斜板室
２７…軸孔
１…ハウジング（１７…フロントハウジング、１９…シリンダブロック、２１…リヤハウジング）
２９ａ～２９ｆ…第１連通路
３、４５…駆動軸、回転体
５…固定斜板
４１…圧縮室
７…ピストン
１１…吐出弁
１３…制御弁
３ａ、３ｂ、３ｃ、３ｄ、４５ａ、４５ｂ、４５ｃ、４５ｄ、４５ｅ、４５ｆ、４５ｇ、４５ｈ、４５ｉ、４５ｊ…第２連通路（３ａ、４５ａ…第１溝、３ｂ、４５ｂ…第２溝、４５ｃ…第３溝、３ｃ、４５ｄ…第１孔、３ｄ、４５ｅ…第２孔、４５ｆ…第３孔、４５ｇ…第４溝、４５ｈ…第５溝、４５ｉ…第４孔、４５ｊ…第５孔）
１５、４７…スプール
９…吸入弁
１５ａ、４７ａ、４７ｂ…第３連通路（１５ａ…環状溝、４７ａ…第１環状溝、４７ｂ…第２環状溝）
３３…弁室

Claims (4)

1. 複数のシリンダボアが形成されたシリンダブロックを有し、吸入室と、吐出室と、斜板室と、軸孔とが形成されたハウジングと、
   前記軸孔内で回転可能に支承された駆動軸と、
   前記駆動軸の回転によって前記斜板室内で回転可能であり、前記駆動軸に垂直な平面に対する傾斜角度が一定である固定斜板と、
   前記シリンダボア内に圧縮室を形成し、前記固定斜板に連結されるピストンと、
   前記圧縮室内の冷媒を前記吐出室に吐出させる吐出弁と、
   制御圧力を制御する制御弁とを備えたピストン式圧縮機であって、
   前記シリンダブロックに設けられ、前記シリンダボアに連通する第１連通路と、
   前記駆動軸に一体又は別体に設けられるとともに、前記駆動軸と一体回転可能であり、前記駆動軸の回転に伴い間欠的に前記第１連通路と連通する第２連通路が形成された回転体と、
   前記制御圧力に基づき、前記駆動軸の駆動軸心方向に移動することで、前記第２連通路と連通可能な第３連通路が形成されたスプールと、
   前記吸入室内の冷媒を前記圧縮室に吸入させる吸入弁とを備え、
   前記第３連通路は、前記第２連通路を介して、圧縮行程又は吐出行程にある前記圧縮室に連通する前記第１連通路と、再膨張行程又は吸入行程にある前記圧縮室に連通する前記第１連通路とを連通させることにより、前記吸入室から前記圧縮室に吸入される冷媒の流量を変化させることを特徴とするピストン式圧縮機。
2. 前記第３連通路は、一つの前記第１連通路と、複数の前記第１連通路とを前記第２連通路により連通させる請求項１記載のピストン式圧縮機。
3. 前記回転体内には、前記駆動軸心方向に延び、前記第２連通路が連通する弁室が形成され、
   前記スプールは前記弁室内に収容されている請求項１又は２記載のピストン式圧縮機。
4. 前記回転体が前記駆動軸と一体とされている請求項１乃至３のいずれか１項記載のピストン式圧縮機。

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