(57)【要約】【課題】  揺動斜板型可変容量圧縮機を小型化するために、揺動斜板の中心部に回り止め機構と回転しない中心軸を設けた場合に、自在継ぎ手からなる回り止め機構がそれに作用する半径方向の荷重によって破損して圧縮機の信頼性が低下するのを防止する。【解決手段】  片持ち支持された駆動軸８が、２個の長孔１７ａ，１７ｂとそれらに係合する２本のピン１８ａ，１８ｂからなるダブルリンク機構７１を介してドライブプレート１５を支持する。ワッブルプレート１９が自在継ぎ手３７を含む回り止め機構５６を介して中心軸３２に連結される構成においては、圧縮反力の分力である半径方向の荷重が回り止め機構５６に作用する。本発明においては、軸方向の荷重のみならず、半径方向の荷重の大部分をダブルリンク機構７１によって駆動軸８へ伝達して支持させるので、回り止め機構５６の自在継ぎ手３７に無理な力が作用しない。【選択図】      図１
2005307940.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ベアリングを介してハウジングによって軸承されて動力源からの回転動力を受け入れる駆動軸と、該駆動軸に連結されて回転すると共に該駆動軸に対して傾斜することができるドライブプレートと、ベアリングを介して前記ドライブプレートに連結されることにより同じ傾斜角度をとるが回転は阻止されるワッブルプレートと、該ワッブルプレートに連結されて往復運動をすると共にシリンダブロックのシリンダボア内に挿入されて流体を吸入及び圧縮するピストンと、前記ドライブプレートと前記ワッブルプレートを支持するために前記駆動軸の延長線上において前記ハウジングによって支持される中心軸と、前記ワッブルプレートの回転を阻止するための回り止め機構とを備えていると共に、前記駆動軸と前記ドライブプレートを連結するためにダブルリンク機構が使用されていることによって、前記ワッブルプレート及び前記ドライブプレートに作用する圧縮反力による半径方向の荷重の少なくとも一部が前記ダブルリンク機構を介して前記駆動軸によって支持され、それによって、前記回り止め機構に作用する半径方向の荷重の少なくとも一部が軽減されるように構成されていることを特徴とする揺動斜板型可変容量圧縮機。
【請求項２】
請求項１において、前記駆動軸が、前記ベアリングとしてのラジアルベアリングとスラストベアリングを介して、前記ハウジングによって片持ち式に支持されていることを特徴とする揺動斜板型可変容量圧縮機。
【請求項３】
請求項１又は２において、前記ダブルリンク機構が、前記駆動軸側と前記ドライブプレート側からそれぞれ軸方向に相互に対向するように突出するアームの一方に形成された２個の長孔と、前記アームの他方に取り付けられて前記長孔にそれぞれ係合する２本のピンとから構成されていることを特徴とする揺動斜板型可変容量圧縮機。
【請求項４】
請求項１ないし３のいずれかにおいて、前記自在継ぎ手がクロスジョイントから構成されていることを特徴とする揺動斜板型可変容量圧縮機。
【請求項５】
請求項１ないし３のいずれかにおいて、前記自在継ぎ手が等速ジョイントから構成されていることを特徴とする揺動斜板型可変容量圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、空調装置の冷媒圧縮機として使用するのに適した揺動斜板型可変容量圧縮機に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
下記の特許文献１には、揺動斜板型可変容量圧縮機において、揺動斜板（ワッブルプレート）のための回り止め機構として、揺動斜板の外周の一部に駆動軸と平行なガイド棒を設けたものが記載されている。このように回り止め機構を揺動斜板の外周部分に配置すると、圧縮機の半径方向の寸法が増加して体格が大きくなるという問題がある。更に、このような構成では、回転する部分の慣性モーメントを揺動斜板の外周部分において受けるため、特に大きい吐出容量をもたらす高回転時には、過大な慣性モーメントが揺動斜板に作用することによって揺動斜板や回り止め機構が破損する恐れがあるので、それらの破損によって圧縮機全体の信頼性が低下するという問題があった。
【０００３】
そこで、下記特許文献２に記載されているように、自在継ぎ手と回転しない中心軸からなる回り止め機構を揺動斜板の中心部分に設けるという構成の揺動斜板型圧縮機が提案された。この構成により、従来のように回り止め機構を揺動斜板の外周部分に配置した揺動斜板型圧縮機よりも小型化が可能となり、同時に、回転する部分の慣性モーメントを中心部において受けることができるために慣性モーメントが減少する結果、高回転時における圧縮機の信頼性が向上した。しかしながら、その反面において、回転しない中心軸を含む回り止め機構を揺動斜板の中心部に設けることによって、その部分まで駆動軸を延長して設けることができなくなったので、駆動軸が片持ち支持となる結果、従来の回り止め機構を使用する場合にはトルクを受けるだけであった揺動斜板が、新たにラジアル荷重をも受けるようになった。
【０００４】
【特許文献１】特開平２−２７５０７０号公報
【特許文献２】特開２００２−３３２９６１号公報
【０００５】
また、車両用その他の空調装置における冷媒として、従来はフロン系のＨＦＣ１３４ａが一般的に使用されていたが、フロン系の冷媒による環境問題に対処する必要から、今後は冷媒を比較的に無害なＣＯ2 に変換する傾向にある。揺動斜板型可変容量圧縮機によってＣＯ2 冷媒を圧縮する場合には、揺動斜板の回り止め機構に従来よりも高い荷重が作用することになる。しかも、そのような揺動斜板型可変容量圧縮機において、回り止め機構を揺動斜板の中心部に設ける構成では、回り止め機構がトルクの他に半径方向の荷重をも受けるので、回り止め機構に過大な荷重が作用して破損することにより圧縮機全体の信頼性が低下することが懸念されるという問題が生じている。 
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
本発明は、上記のような従来技術の問題点に鑑み、揺動斜板型可変容量圧縮機において小型化等のために揺動斜板の中心部に回り止め機構を設けた場合に、回り止め機構に作用する半径方向の荷重が増大するのを抑えることにより、吐出容量が大きくなる高回転時の運転状態とか、流体を高圧まで圧縮する必要がある場合でも、回り止め機構や揺動斜板の破損を防止して、圧縮機全体の信頼性を向上させ得る新規な手段を提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
本発明は、前記の課題を解決するために、請求項１に記載された揺動斜板型可変容量圧縮機を提供する。本発明においては、従来技術における前述のような問題は、揺動斜板の回り止め機構に作用する半径方向の荷重が過大となる場合に発生するという点に着目し、圧縮機の信頼性を向上させるために、回り止め機構に作用する半径方向の荷重を新規な手段を講じることによって低減させる点に特徴がある。
【０００８】
具体的に述べると、ハウジング内を貫通していない駆動軸を片持ち支持すると共に、揺動斜板をその中心部に配置された回り止め機構を介して駆動軸とは異なる回転しない中心軸によって支持する形式の揺動斜板型可変容量圧縮機においては、揺動斜板の回り止め機構に、冷媒を圧縮することによって発生するトルクによる回転方向の荷重と、揺動斜板を回り止め機構を介して中心軸によって支持することにより発生する半径方向の荷重という２種類の荷重が重畳して作用する。そこで、本発明においては、これら２種類の荷重を１つの回り止め機構のみによって受けるのではなく、回転方向の荷重は回り止め機構によって受けるが、半径方向の荷重については、その大部分を例えば２個の長孔とそれらに係合する２本のピン１８からなるダブルリンク機構を介して駆動軸によって受ける。それによって回り止め機構に作用する半径方向の荷重を軽減するか、或いは実質的に零にして回り止め機構を保護し、回り止め機構のみならず圧縮機全体の信頼性を高めることができる。通常の駆動軸は、ラジアルベアリングとスラストベアリングによって確実に支持されているから、駆動軸に圧縮反力の分力としての軸方向の荷重の他に半径方向の荷重が加わっても、これら２種の荷重はそれらのベアリングによって問題なく支持される。
【０００９】
回り止め機構の構成要素として、揺動斜板と回転しない中心軸とを連結する自在継ぎ手にはクロスジョイントを使用することができる。しかしながら厳密な意味においてクロスジョイントには等速性がないので、本来は回転しない揺動斜板に僅かに回転運動の成分が残る場合があるから、それが問題になる場合には、クロスジョイントに代えてバーフィールド型その他の等速自在継ぎ手を使用することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１０】
本発明の実施例としての揺動斜板型可変容量圧縮機１の構造と作動状態を図１〜図３に示す。図１は最大の吐出容量（１００％容量）をもたらす運転状態における圧縮機１の全体構造を示している。図２は図１の要部を拡大して詳細に示すものである。図３は最小の吐出容量（０％容量）をもたらす運転状態を示している。これらの図面において、２は圧縮機１の外殻の一部となるフロントヘッドを、３は図示しない通しボルトのような締結手段によってフロントヘッド２と一体化されるハウジングを示している。ハウジング３の内部にはシリンダブロック４が固定されていて、図１において横方向（後述の駆動軸の軸方向）に複数個（例えば５個）のシリンダボア５が、中心線の周りに概ね均等に配置されるように形成されている。ハウジング３の後部の外周部分には概ね環状の空間として吸入室６が形成されていると共に、中心部分には空間として吐出室７が形成されている。
【００１１】
８は外部の動力源から回転動力を受け入れるための駆動軸であって、それと直交するように円板部９が一体的に形成されている。また、円板部９の外周寄りの一部から所定の間隔をおいて平行に２枚のアーム１０が後方に向かって突出するように形成されている。この駆動軸８は、２個のラジアルベアリング１１及び１２を介して、ハウジングの一部となるフロントヘッド２によって軸承されていると共に、円板部９の背面を支持するスラストベアリング１３を介して、軸方向にもフロントヘッド２によって軸承されている。なお、ラジアルベアリング１１及び１２の間には軸封装置１４が設けられて、駆動軸８の周囲から流体が外部へ漏洩するのを防止している。
【００１２】
１５は概ね円環状のドライブプレートであって、その一部から前方へ突出するアーム部分１６を備えている。アーム部分１６にはカムとして作動するように所定の形状を有する２個の長孔１７ａ，１７ｂが設けられていて、駆動軸８側の平行な２枚のアーム１０を橋絡するようにそれらの間に取り付けられた相互に平行な２本のピン１８ａ，１８ｂが、それぞれ前述の長孔１７ａ，１７ｂに挿入されて係合している。これらの部分によって所謂ダブルリンク機構７１が構成されて、ドライブプレート１５が駆動軸８によって支持されてそれと共に回転することができると共に、駆動軸８に対して角度可変の状態で傾斜することができる。ドライブプレート１５には後述の手段により回転を阻止されて揺動のみをする概ね円環状の揺動斜板（ワッブルプレート）１９が、ラジアルベアリング２０とスラストベアリング２１を介して支持されている。なお、ダブルリンク機構７１を、それと同様な作用をする他の機構によって置き換えることができることは言うまでもない。
【００１３】
ワッブルプレート１９の開口２７には、それと一体化される概ね円筒形のアウターリング２２が嵌合していて、その段部２３と小径部分２４によって前述のラジアルベアリング２０の内輪を支持している。ラジアルベアリング２０の外輪は概ね円環状のドライブプレート１５の開口の内面によって支持されている。アウターリング２２の小径部分２４の図２における左端部には雄螺子部２５が形成されていて、それに螺合するナット２６によって、ラジアルベアリング２０の内輪が段部２３との間で締め付けられることにより、アウターリング２２に取り付けられている。
【００１４】
このようにして、ラジアルベアリング２０がドライブプレート１５とアウターリング２２及びワッブルプレート１９とを相対回転可能に結合していると共に、前述のスラストベアリング２１がドライブプレート１５とワッブルプレート１９との間に挟み込まれているので、これらの構成によって、ワッブルプレート１９とアウターリング２２がドライブプレート１５と共に揺動運動をするものの、ドライブプレート１５の回転運動とは無関係に回転をしないで停止していることが可能になる。
【００１５】
アウターリング２２とワッブルプレート１９の回転運動を阻止するため、アウターリング２２の内面に相互に対向して一対の球面２８が窪み形成されていて、それらの球面２８に外形が球面状のインナーリング２９が摺動可能に係合しており、球面２８の中心を通る一対のピン３０によってアウターリング２２とインナーリング２９が相対回転可能に枢着されている。また、インナーリング２９にはピン３０と直交する方向にピン３１が取り付けられていて、このピン３１が、駆動軸８の中心線の延長上においてシリンダブロック４によって支持される回転しない中心軸３２の先端の横穴３３に回転可能に受け入れられている。
【００１６】
従って、アウターリング２２、ピン３０、インナーリング２９、ピン３１、及び中心軸３２は自在継ぎ手の一種として公知のクロスジョイント（フックジョイント）３７を構成するので、アウターリング２２と一体化されているワッブルプレート１９はドライブプレート１５と共に、ピン３０の中心線とピン３１の中心線との交点５２を中心として自由に傾斜して揺動運動をすることが可能になる。そこで、この交点５２を、ドライブプレート１５やワッブルプレート１９等の「揺動中心」と呼ぶことにする。
【００１７】
前述の中心軸３２は駆動軸８の延長線上において回転しないように、しかし軸方向には移動可能にシリンダブロック４によって支持される。そのために、例えば、シリンダブロック４の中心部に軸方向のスプライン溝を有する穴５１を形成する一方、それに挿入される中心軸３２の外面にも対応するスプライン突条を形成してそれらを噛み合わせるとか、中心軸３２及びシリンダブロック４の穴５１の断面形状を正方形その他の多角形にするとか、或いは中心軸３２とシリンダブロック４の穴５１をキーとキー溝によって連結するとかいうように、それ自体は公知の色々な手段を利用することができる。このようにして、図示実施例の圧縮機１においては、クロスジョイント３７と回転を阻止された中心軸３２とによってワッブルプレート１９のための回り止め機構５６が構成される。
【００１８】
ワッブルプレート１９の周辺部には前述のシリンダボア５と同数の球形の窪み３４が形成されており、それに対して同数のコネクティングロッド３５の一端に形成された球形端部３６が係合している。また、それぞれのシリンダボア５内に摺動可能に挿入されているピストン３８にも球形の窪み３９が形成されていて、それらに対してコネクティングロッド３５の他端に形成された球形端部４０が係合している。
【００１９】
なお、ワッブルプレート１９の球形の窪み３４は、コネクティングロッド３５の球形端部３６の周りにかしめ加工されることによって抜け止めを施されており、同様に、ピストン３８の球形の窪み３９もまた、ピストン３８の一部が球形端部４０の周りにかしめ加工されることによって抜け止めを施されている。このように、図示実施例においてはワッブルプレート１９及びピストン３８をかしめ加工によってコネクティングロッド３５の球形端部３６，４０に連結しているが、本発明におけるこの部分の連結手段が「かしめ加工」のみに限定される訳ではなく、それ以外の連結手段をとる場合もあり得る。
【００２０】
４１は厚板からなるバルブプレートであって、各シリンダボア５に対応する位置においてバルブプレート４１を貫通するように少なくとも１個ずつの吸入口４２と吐出口４３が開口している。バルブプレート４１の各吸入口４２は、１枚の薄いばね鋼板からなる吸入バルブプレート４４の各一部に形成されたリード弁状の吸入バルブによって、シリンダボア５の側から閉塞されている。また、各吐出口４３は、やはり１枚の薄いばね鋼板からなる吐出バルブプレート４５の周辺部に形成されたリード弁状の吐出バルブによって、吐出室７の側から閉塞されている。バルブプレート４１，４４，４５は、シリンダブロック４がハウジング３内に図示しない手段によって固定されて一体化されるときに、それらの間に挟み込まれて固定される。なお、４６は吐出バルブを保護するストッパであって、ボルト４７等によってバルブプレート４１に取り付けられる。
【００２１】
４８はハウジング３の後端部に取り付けられた圧力制御弁であって、図示しない電子式制御装置のような制御装置によって制御されて、吸入室６にある流体（冷媒）の圧力即ち吸入圧と、吐出室７にある流体（冷媒）の圧力即ち吐出圧との間の任意の高さの流体圧を作り出して、それを制御圧としてドライブプレート１５やワッブルプレート１９のある制御圧室４９へ供給する。
【００２２】
図示実施例の揺動斜板型可変容量圧縮機１はこのように構成されているから、次にその作動と、要部であるダブルリンク機構７１の設計の方法について説明する。圧縮機１の最も好適な用途は車両用空調装置の冷媒圧縮機として使用されることであるから、この場合も圧縮機１が車両用空調装置に使用されるものとして説明する。
【００２３】
駆動軸８が車両に搭載された内燃機関やモータのような外部の動力源によって、ベルト伝動装置等を介して、或いは直接に回転駆動されると、駆動軸８の円板部９に対してアーム１０、ピン１８ａ，１８ｂ、長孔１７ａ，１７ｂ、アーム部分１６を介して連結されているドライブプレート１５が駆動軸８と共に回転する。しかし、ワッブルプレート１９はドライブプレート１５に対してベアリング２０及び２１を介して連結されているのと、中心部がクロスジョイント３７を介して回転しない中心軸３２によって支持されているので回転することはなく、駆動軸８と直交している仮想の平面に対してドライブプレート１５が傾斜している場合には、その傾斜角度に応じた大きさの振幅を有する揺動運動のみをする。それによって、ワッブルプレート１９に対してコネクティングロッド３５を介して連結されている複数個のピストン３８が、それぞれのシリンダボア５内で往復運動をする。
【００２４】
その結果、複数個のピストン３８の頂面にそれぞれ形成される作動室５０の中でも吸入行程にあるものは拡大して低圧となるので、その中へ吸入室６内にある圧縮すべき冷媒がバルブプレート４１の吸入口４２に設けられた吸入バルブを押し開いて流入する。これと反対に、圧送行程にあるピストン３８の頂面に形成される作動室５０は縮小するため、その内部にある冷媒は圧縮されて高圧となり、バルブプレート４１の吐出口４３に設けられた吐出バルブを押し開いて吐出室７へ吐出される。駆動軸８の１回転当りの圧縮機１の吐出量は、ドライブプレート１５及びワッブルプレート１９の傾斜角度θによって決まるピストン３８のストロークの長さに概ね比例している。
【００２５】
このように、ドライブプレート１５及びワッブルプレート１９の傾斜角度θを変化させると圧縮機１の吐出容量が変化するので、吐出容量を制御するために、図示実施例の圧縮機１においては、全てのピストン３８の背圧となる制御圧室４９内の圧力を、圧力制御弁４８によって、図示しない制御装置が指令する任意の高さに変化させる。その目的において前述のように、制御圧室４９内には、吐出室７内の高圧と吸入室６内の低圧との中間の任意の高さの圧力が圧力制御弁４８から導入される。
【００２６】
例えば、制御圧室４９内の圧力、即ちピストン３８の背圧を高めると、各ピストン３８の頂面に形成される作動室５０内の圧力との釣り合い状態が変化するので、新たな釣り合い状態が得られるところまで、複数個のピストン３８に共通な下死点の位置がバルブプレート４１に近い位置に向かって移動する。それに伴ってワッブルプレート１９の揺動中心５２もバルブプレート４１に近い位置に向かって移動するため、ワッブルプレート１９とドライブプレート１５の傾斜角度θが大きくなって、全てのピストン３８のストロークが一斉に小さくなるので、圧縮機の吐出容量が無段階に減少する。
【００２７】
図３は、制御圧室４９内の圧力が最大（吐出圧と同程度）とされることによって、ピストン３８の下死点がバルブプレート４１に最も接近した位置において上死点と概ね一致して、ピストン３８のストロークが実質的に零になる結果、吐出容量が実質的に零になった状態を示している。この場合は、ドライブプレート１５及びワッブルプレート１９の傾斜角度θが実質的に９０度になっているから、ドライブプレート１５が駆動軸８と共に回転しても、ワッブルプレート１９が回転は勿論揺動運動もしないで実質的に静止している。そのため、全てのピストン３８が実質的に上死点の位置にあって、シリンダボア５内で実質的に往復運動をすることがない。しかし、実際は、中心軸３２の後端部をバルブプレート４１に当接させることによって傾斜角度θが厳密な９０度になるのを防止し、吐出容量を完全に零にはしないで僅かに残して、次の制御の応答性を高める。
【００２８】
これと反対に、図示しない制御装置によって圧力制御弁４８を作動させて制御圧室４９内の圧力を吸入圧までの任意の高さまで低下させると、ピストン３８に作用する背圧が小さくなるために、作動室５０内で冷媒を圧縮することにより発生する圧縮反力によって、全てのピストン３８の往復運動の下死点が、ピストン３８の背圧（制御圧室４９の圧力）による軸方向力が圧縮反力による軸方向力に釣り合う位置まで、バルブプレート４１から遠ざけられる。それに伴って、図１に示すように揺動中心５２と中心軸３２がバルブプレート４１から遠ざかる方向へ移動する。
【００２９】
その結果、ワッブルプレート１９とドライブプレート１５の傾斜角度θが小さくなると共に揺動運動の振幅が大きくなるので、全てのピストン３８のストロークが一斉に大きくなって、圧縮機の吐出容量が無段階に大きくなる。図１及び図２は制御圧室４９内の圧力を最小とすることによって、ドライブプレート１５とワッブルプレート１９の傾斜角度θが最小限度まで小さくなって、ピストン３８のストロークと圧縮機１の吐出容量が最大となった状態を示している。
【００３０】
図示実施例の圧縮機１はこのように作動するが、図示実施例の圧縮機１の特徴部分は、駆動軸８の円板部９とドライブプレート１５とを連結するために、２個の長孔１７ａ，１７ｂと２本のピン１８ａ，１８ｂ等から構成されるダブルリンク機構７１を設けていることにあるので、次に、その作用効果と、設計の方法について詳しく説明する。
【００３１】
図示実施例に近い構成を有する従来の揺動斜板型可変容量圧縮機においては、ピストン３８が作動室５０内の冷媒を圧縮する時の圧縮反力によってワッブルプレート１９及びドライブプレート１５に作用する半径方向の荷重（圧縮反力の半径方向分力）の大部分を、回り止め機構５６を介して中心軸３２によって支持するのが普通であるが、回り止め機構５６に過度に大きい半径方向の荷重が作用するのは好ましくないので、図示実施例においては前述のように、駆動軸８の円板部９とドライブプレート１５との連結部分に２個の長孔１７ａ，１７ｂと２本のピン１８ａ，１８ｂ等から構成されるダブルリンク機構７１を設けている。
【００３２】
従って、ワッブルプレート１９及びドライブプレート１５に作用する半径方向の荷重の大部分をダブルリンク機構７１を介して駆動軸８によって支持することができるため、回り止め機構５６を介して中心軸３２によって支持される半径方向の荷重が減少し、設計次第では実質的に半径方向の荷重を零とすることができる。このように、回り止め機構５６を介して中心軸３２が負担する半径方向の荷重は、ダブルリンク機構７１を介して駆動軸８によって支持される分だけ減少するので、回り止め機構５６を構成するクロスジョイント３７等の耐久性が改善されて圧縮機１そのものの信頼性が高くなる。なお、駆動軸８はラジアルベアリング１１及び１２によって半径方向に強固に支持されているので、ダブルリンク機構７１を介して半径方向の荷重が作用しても何ら問題は生じない。
【００３３】
この場合、圧縮反力によって発生する半径方向の荷重だけがダブルリンク機構７１によって駆動軸８に伝えられるのではなく、同時に軸方向の荷重（圧縮反力の軸方向分力）もダブルリンク機構７１を介して駆動軸８に伝えられるが、駆動軸８に作用する軸方向の荷重はスラストベアリング１３を介してフロントヘッド２によって確実に支持される。
【００３４】
これと比較するために、ダブルリンク機構７１を有しない従来の圧縮機５９の要部を図４に示す。図示実施例の圧縮機１の要部を示す図２と対比すれば明らかなように、従来の圧縮機５９においては、駆動軸８の円板部９に設けられた一対のアーム１０の間に唯１本のピン１８が支持されており、それがドライブプレート１５のアーム部分１６に形成された唯１個の長孔１７に係合してリンク機構５７を構成している。そして、圧縮機５９が１００％容量の運転状態となった時に、駆動軸８の円板部９の軸方向における端面６０の一部に対して接触する半径方向の平面からなる当接部６１が、ドライブプレート１５の一部に形成されている。
【００３５】
当接部６１は駆動軸８及び中心軸３２の共通の中心線に対して垂直な平面である円板部９の軸方向における端面６０に対して接触するので、接触した状態においても、ドライブプレート１５とワッブルプレート１９のブロックに作用する半径方向の荷重を支持することはできない。また、リンク機構５７も、その構造から明らかなように、半径方向の荷重を実質的に支持することができない。従って、半径方向の荷重はクロスジョイント３７を含む回り止め機構５６を介して中心軸３２によって支持される。それによってクロスジョイント３７を含む回り止め機構５６に有害な半径方向の荷重が作用するので、それらの部分の耐久性が低下する結果、従来の圧縮機５９全体が信頼性を失うことになる。
【００３６】
図示実施例のような構成では、ダブルリンク機構７１の設計次第で、つまり究極的には設計時に、駆動軸８のアーム１０に設けられる２本のピン１８ａ，１８ｂに対して、それらに係合する２個の長孔１７ａ，１７ｂの位置と形状をドライブプレート１５のアーム部分１６上で移動変化させることによって、ダブルリンク機構７１を介して伝達される半径方向の荷重の大きさを増減変化させることができる。圧縮反力によって発生する半径方向の荷重は、駆動軸８と中心軸３２とによって分担して支持されるから、ダブルリンク機構７１を介して駆動軸８によって支持される半径方向の荷重の大きさを大きくすることによって、回り止め機構５６を介して中心軸３２によって支持される半径方向の荷重の大きさを減少させて、実質的に零にすることも可能である。
【００３７】
このような設計は次に示す力関係に基づいて行うことができる。図２に示したように、上死点に近い位置にあるピストン３８には最大の圧縮反力Ｆｐが作用するので、その半径方向の分力Ｆｐｙ（即ち、半径方向の荷重）をダブルリンク機構７１とクロスジョイント３７に分担させることになる。ここで、圧縮反力Ｆｐを支持するためにクロスジョイント３７に作用する力の半径方向の分力をＦｃとすると共に、圧縮反力Ｆｐを支持するためにダブルリンク機構７１の２本のピン１８ａ，１８ｂに作用する力をそれぞれＦｄ，Ｆｓとして、それらの半径方向の分力をＦｄｙ，Ｆｓｙとすると、半径方向において次のような力の関係式が成立する。
Ｆｃ＝Ｆｐｙ＋Ｆｓｙ−Ｆｄｙ  ……（１）
【００３８】
従って、クロスジョイント３７に作用する半径方向の荷重を実質的に零とするには、式（１）の値を零に近いものと置いて、
Ｆｃ＝Ｆｐｙ＋Ｆｓｙ−Ｆｄｙ≒０  ……（２）
とする。それによって、式（２）は、
Ｆｐｙ≒Ｆｄｙ−Ｆｓｙ  ……（３）
となるので、この式（３）の関係を満たすように、長孔１７ａ，１７ｂの位置及び形状、ピン１８ａ，１８ｂの位置等を設計すればよい。
【００３９】
図１〜図３に示す本発明の図示実施例の圧縮機１と、図４に示す従来の圧縮機５９のそれぞれについて、１００％容量時に、それらの回り止め機構５６に作用する荷重の大きさを試算した結果を図５に示す。冷媒を圧縮するために圧縮反力に応じて回り止め機構５６に作用する回転方向の力、即ちトルクは両者とも同程度の大きさであるが、同じ圧縮反力の半径方向分力として回り止め機構５６に作用する半径方向の荷重（ラジアル荷重）は、本発明の場合はその殆どがダブルリンク機構７１を介して駆動軸８によって支持されるために実質的に零になるのに対して、従来例では無視できない程の大きさとなっている。従って、本発明においてダブルリンク機構７１を設けたことによって生じる回り止め機構５６の保護効果はきわめて顕著であることが判る。
【００４０】
なお、図示実施例においては回り止め機構５６としてクロスジョイント３７を使用した例を示しているが、クロスジョイント３７に代えて、例えば、それ自体は公知のバーフィールド型等速ジョイントのような他の型の自在継ぎ手を使用してもよい。本発明の効果として回り止め機構５６が負担する半径方向の荷重がきわめて少なくなるので、回り止め機構５６に必要な強度が小さくなることから、自在継ぎ手の選択はきわめて容易になる。
【００４１】
更に、ワッブルプレート１９に対してコネクティングロッド３５の球形端部３６を連結する部分も、かしめ加工によらないで、例えば、簡単に抜け止め用のスナップリングを使用するというように、設計変更することも可能である。また、図示例においてはダブルリンク機構７１として２個の長孔１７ａ，１７ｂと、それらに係合する２本のピン１８ａ，１８ｂからなるものを例示しているが、ダブルリンク機構７１がそのようなものに限られる訳ではなく、例えば、斜面とアーム、球座と球等を使用するものであってもよい。
【産業上の利用可能性】
【００４２】
本発明は、車両用空調装置における冷媒圧縮機等に使用する揺動斜板型可変容量圧縮機において好適に使用されるものとして説明しているが、本発明が揺動斜板型のポンプや原動機を含む一般的には揺動斜板型の流体機械と言うべきものに適用可能であることは言うまでもない。
【図面の簡単な説明】
【００４３】
【図１】図示実施例の圧縮機の１００％容量の運転状態を示す縦断面図である。
【図２】図１における要部を拡大して示す断面図である。
【図３】図示実施例の圧縮機の０％容量の運転状態を示す縦断面図である。
【図４】図２に対応して、従来の圧縮機における要部を拡大して示す断面図である。
【図５】従来例に対して本発明の効果を示す棒グラフである。
【符号の説明】
【００４４】
１…図示実施例の揺動斜板型可変容量圧縮機
８…駆動軸
１０…アーム
１５…ドライブプレート
１６…アーム部分
１７ａ，１７ｂ…長孔
１８ａ，１８ｂ…ピン
１９…ワッブルプレート
２２…アウターリング
２９…インナーリング
３２…中心軸
３７…クロスジョイント
４９…制御圧室
５２…揺動中心
５９…従来の圧縮機
６１…当接部
６２…特別の荷重支持部
７１…ダブルリンク機構
【図１】
2005307940.tif 000003
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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