(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ハウジングの内部に駆動シャフトを支持するとともに、クランク室を形成し、前記ハウジングの一部を構成するシリンダブロック内の前記駆動シャフトの周囲に複数のシリンダボアを配列し、そのシリンダボア内にピストンを往復動可能に収容して圧縮室を区画形成し、前記駆動シャフトにはカム板を一体回転可能に挿着し、そのカム板の回転に連動して前記ピストンを往復動させて、冷媒ガスを圧縮するようにした往復動型圧縮機において、
前記ピストンが奇数本であり、シリンダボアの半径中心の配列円周上に前記ピストンの本数に対応する等角度間隔位置を規定し、１つのシリンダボアの半径中心を前記等角度間隔位置に配置し、その残りの半数のシリンダボアの半径中心を前記等角度間隔位置から前記駆動シャフトの回転方向前側に、他の残りの半数ののシリンダボアの半径中心を前記等角度間隔位置から前記駆動シャフトの回転方向後側に、前記駆動シャフトの軸線を中心としてそれぞれ所定のずらし角度をもってずらした往復動型圧縮機。
【請求項２】
前記ずらし角度が次式を満たすものである請求項１に記載の往復動型圧縮機。
Δθ  ＝  ａｒｃ  ｃｏｓ（−１／２ｎ）  ／  ｎ
ここで、Δθ  ：  ずらし角度
ｎ    ：  圧縮機の気筒数
【請求項３】
ハウジングの内部に駆動シャフトを支持するとともに、クランク室を形成し、前記ハウジングの一部を構成するシリンダブロック内の前記駆動シャフトの周囲に複数のシリンダボアを配列し、そのシリンダボア内にピストンを往復動可能に収容して圧縮室を区画形成し、前記駆動シャフトにはカム板を一体回転可能に挿着し、そのカム板の回転に連動して前記ピストンを往復動させて、冷媒ガスを圧縮するようにした往復動型圧縮機において、
前記ピストンが偶数本であり、シリンダボアの半径中心の配列円周上に前記ピストンの本数に対応する等角度間隔位置を規定し、半数のシリンダボアの半径中心を前記等角度間隔位置から前記駆動シャフトの回転方向前側に、他の半数のシリンダボアの半径中心を前記等角度間隔位置から前記駆動シャフトの回転方向後側に、前記駆動シャフトの軸線を中心としてそれぞれ所定のずらし角度をもってずらした往復動型圧縮機。
【請求項４】
前記ずらし角度が次式を満たすものである請求項３に記載の往復動型圧縮機。
Δθ  ＝  １８０゜／ｎ
ここで、Δθ  ：  ずらし角度
ｎ    ：  圧縮機の気筒数
【請求項５】
前記圧縮室は、少なくとも２種類の値のデッドボリュームに設定した請求項１〜４のいずれかに記載の往復動型圧縮機。
【請求項６】
前記等角度間隔位置から前記駆動シャフトの回転方向前側にずらしたシリンダボア内の圧縮室のデッドボリュームを基準デッドボリュームに比べて拡大し、前記等角度間隔位置から前記駆動シャフトの回転方向後側にずらしたシリンダボア内の圧縮室のデッドボリュームを基準デッドボリュームに比べて縮小した請求項１〜５のいずれかに記載の往復動型圧縮機。
【請求項７】
前記基準デッドボリュームは、圧縮機の機種毎に求められるずらし角度とデッドボリュームとの関係線図により決定される請求項６に記載の往復動型圧縮機。
【請求項８】
前記シリンダボアを前後対向するように形成するとともに、前記ピストンを両頭型に構成した請求項１〜７のいずれかに記載の往復動型圧縮機。
【請求項９】
ひとつの前記両頭ピストンに対してフロント側のデッドボリュームとリヤ側のデッドボリュームとを同じ大きさに形成した請求項８に記載の往復動型圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば、車両空調装置に使用される往復動型圧縮機に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
この種の往復動型圧縮機は、そのハウジングの内部に駆動シャフトが支持されているとともに、クランク室が形成されている。前記ハウジングの一部を構成するシリンダブロックの前記駆動シャフトの周囲には、複数のシリンダボアが互いに平行に配列されている。そのシリンダボア内には、ピストンが往復動可能に収容されて、圧縮室が区画形成されている。前記駆動シャフトには、斜板が一体回転可能に挿着され、その斜板の回転に連動して前記ピストンが往復動されて、圧縮室内の冷媒ガスが圧縮される。
【０００３】
このような往復動型圧縮機においては、各ピストンの圧縮動作に伴って圧縮反力が発生する。この圧縮反力が斜板を介して駆動シャフトに作用し、トルク変動が発生する。このトルク変動は、駆動シャフト−クラッチ系のねじり振動を発生させる加振力となる。ここで、トルク変動の総和、言い換えれば各圧縮室で発生する圧縮反力の総和を高速フーリエ変換（ＦＦＴ）解析すると、０次からかなり高次にわたる幅広い周波数成分が得られる。これらの周波数成分の中で主成分となるのが、気筒数ｎに対応した回転ｎ次成分である。例えば、１０気筒タイプの両頭ピストン式圧縮機においては、図９に示すような回転１０次成分が主成分となる。１０気筒の場合、各圧縮室の圧縮反力を示すカーブの位相は、３６゜ずつずれている。これに対して、図９（ａ）に示すように、前記回転１０次成分は、駆動シャフトの１回転分の時間において１０回同一の変位を繰り返すため、その１周期は３６０゜／１０＝３６゜となる。このため、各圧縮室のトルク変動の位相が完全に一致して、図９（ｂ）に示すように、圧縮機全体としてのトルク変動の振幅は、１つの圧縮室あたりのトルク変動の振幅ａの１０倍となる。そして、このような回転ｎ次成分等の周波数が、圧縮機並びにそれに接続される補機等の固有振動数と近接している場合には、共振現象による騒音や振動が発生して、車室内の騒音・振動レベルを上昇させる原因となっていた。
【０００４】
このような問題を解決するために、例えば特公昭４８−１９１２１号公報には、シリンダボアを円周方向に不等ピッチに配置したアキシャルプランジャポンプが開示されている。このポンプにおいては、ピストンをそれぞれ収容するｎ個のシリンダボアが、それぞれ隣接するシリンダボアと軸心とのなす角が３６０゜／ｎ±γとなるように配置されている。このγは、各シリンダボア間で異なる値となっており、各シリンダボアのピッチ円一周で（３６０゜／ｎ±γ）×ｎ＝３６０゜となるように設定されている。そして、それぞれのシリンダボアからの吐出量を不等化し、共振時においても流量、トルク、圧力及び回転数の変動を少なくしようとするものとしている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、前記公報には、ねじり振動を低減するために、単にそれぞれのシリンダボアのピッチを変更することが開示されているのみである。つまり、駆動シャフトのトルク変動に対する具体的な対策は、何等開示も示唆もなされていない。このため、トルク変動を十分に低減することができず、騒音及び振動の発生を十分に抑制できないおそれがあるという問題があった。
【０００６】
本発明の目的は、ねじり振動の加振力であり、気筒数ｎに対応するトルク変動の回転ｎ次成分が低減されて、騒音及び振動の発生の少ない往復動型圧縮機を提供することにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１に記載の発明では、ハウジングの内部に駆動シャフトを支持するとともに、クランク室を形成し、前記ハウジングの一部を構成するシリンダブロック内の前記駆動シャフトの周囲に複数のシリンダボアを配列し、そのシリンダボア内にピストンを往復動可能に収容して圧縮室を区画形成し、前記駆動シャフトにはカム板を一体回転可能に挿着し、そのカム板の回転に連動して前記ピストンを往復動させて、冷媒ガスを圧縮するようにした往復動型圧縮機において、前記ピストンが奇数本であり、シリンダボアの半径中心の配列円周上に前記ピストンの本数に対応する等角度間隔位置を規定し、１つのシリンダボアの半径中心を前記等角度間隔位置に配置し、その残りの半数のシリンダボアの半径中心を前記等角度間隔位置から前記駆動シャフトの回転方向前側に、他の残りの半数のシリンダボアの半径中心を前記等角度間隔位置から前記駆動シャフトの回転方向後側に、前記駆動シャフトの軸線を中心としてそれぞれ所定のずらし角度をもってずらしたものである。
【０００８】
請求項２に記載の発明では、請求項１に記載の発明において、前記ずらし角度が次式を満たすものものである。
Δθ  ＝  ａｒｃ  ｃｏｓ（−１／２ｎ）  ／  ｎ
ここで、Δθはずらし角度、ｎは圧縮機の気筒数を示している。
【０００９】
請求項３に記載の発明では、ハウジングの内部に駆動シャフトを支持するとともに、クランク室を形成し、前記ハウジングの一部を構成するシリンダブロック内の前記駆動シャフトの周囲に複数のシリンダボアを配列し、そのシリンダボア内にピストンを往復動可能に収容して圧縮室を区画形成し、前記駆動シャフトにはカム板を一体回転可能に挿着し、そのカム板の回転に連動して前記ピストンを往復動させて、冷媒ガスを圧縮するようにした往復動型圧縮機において、前記ピストンが偶数本であり、シリンダボアの半径中心の配列円周上に前記ピストンの本数に対応する等角度間隔位置を規定し、半数のシリンダボアの半径中心を前記等角度間隔位置から前記駆動シャフトの回転方向前側に、他の半数のシリンダボアの半径中心を等角度間隔位置から前記駆動シャフトの回転方向後側に、前記駆動シャフトの軸線を中心としてそれぞれ所定のずらし角度をもってずらしたものである。
【００１０】
請求項４に記載の発明では、請求項３に記載の発明において、前記ずらし角度が次式を満たすものである。
Δθ  ＝  １８０゜／ｎ
ここで、Δθはずらし角度、ｎは圧縮機の気筒数を示している。
【００１１】
請求項５に記載の発明では、請求項１〜４のいずれかに記載の発明において、前記圧縮室は、少なくとも２種類の値のデッドボリュームに設定したものである。
【００１２】
請求項６に記載の発明では、請求項１〜５のいずれかに記載の発明において、前記等角度間隔位置から前記駆動シャフトの回転方向前側にずらしたシリンダボア内の圧縮室のデッドボリュームを基準デッドボリュームに比べて拡大し、前記等角度間隔位置から前記駆動シャフトの回転方向後側にずらしたシリンダボア内の圧縮室のデッドボリュームを基準デッドボリュームに比べて縮小したものである。
【００１３】
請求項７に記載の発明では、請求項６に記載の発明において、前記基準デッドボリュームは、圧縮機の機種毎に求められるずらし角度とデッドボリュームとの関係線図により決定されるものである。
【００１４】
請求項８に記載の発明では、請求項１〜７のいずれかに記載の発明において、前記シリンダボアを前後対向するように形成するとともに、前記ピストンを両頭型に構成したものである。
【００１５】
請求項９に記載の発明では、請求項８に記載の発明において、ひとつの前記両頭ピストンに対してフロント側のデッドボリュームとリヤ側のデッドボリュームとを同じ大きさに形成したものである。
【００１６】
さて、上記のように構成された往復動型圧縮機においては、シリンダボアの半径中心の配列円周上に、その全円周をピストンの数で等分することにより等角度間隔位置が規定される。
【００１７】
まず、ピストンが奇数本である場合には、１つのシリンダボアの半径中心は、前記等角度間隔位置の１つに配置される。その残りの半数のシリンダボアの半径中心は、駆動シャフトの回転方向前側にその軸線を中心として所定のずらし角度をもって前記等角度間隔位置からずらされている。また、他の半数のシリンダボアの半径中心は、逆に回転方向後側に所定のずらし角度をもって前記等角度間隔位置からずらされている。
【００１８】
次に、ピストンが偶数本である場合には、その半数のシリンダボアの半径中心は、前記駆動シャフトの回転方向前側にその軸線を中心として所定のずらし角度をもって等角度間隔位置からずらされている。また、他の半数のシリンダボアの半径中心は、逆に回転方向後側に所定のずらし角度をもって等角度間隔位置からずらされている。
【００１９】
このため、各圧縮室で発生する圧縮反力に基づくトルク変動の位相は各シリンダボアが等角度間隔位置に配置された場合に比べて、前記ずらし角度分だけ変位したものとなる。そして、各シリンダボアが等角度間隔位置に配置された場合とは異なり、各圧縮室で発生するトルク変動の位相が完全に一致することがない。そして、前記トルク変動の総和の高速フーリエ変換解析により得られる気筒数ｎに対応した回転ｎ次成分は、各シリンダボアが等角度間隔位置に配置された場合に比べて、低減される。
【００２０】
また、前記各圧縮室で発生するトルク変動は、同一周期の正弦波となっている。このため、複数の正弦波に所定の位相差を設定することによって、前記複数の正弦波の位相を反転させて、図３に示すように、前記トルク変動の振幅を最小にすることができる。
【００２１】
まず、前記正弦波を奇数（２ｍ＋１、ｍは自然数）個重ね合わせて振幅を最小にするには、前記正弦波を２ｍ個重ね合わせた結果と残りの１個とが消し合うようにすればよい。つまり、等角度間隔位置に配置したシリンダボアのトルク変動の正弦波をｓｉｎθとして、２ｍ個を半数ずつ前記ｓｉｎθに対して逆方向にずらすとして、
0003752285.tif 000002
を満たす位相差Δψを求めればよい。この（１）式は、以下のように変形される。
【００２２】
２ｍ・ｃｏｓΔψ・ｓｉｎθ  ＋  ｓｉｎθ  ＝  ０                （２）
この（２）式をΔψについて解くと、
Δψ  ＝  ａｒｃ  ｃｏｓ（−１／２ｍ）                          （３）
となる。つまり、駆動シャフトの回転角３６０゜に対して２ｍ個の正弦波を半数ずつ前記ｓｉｎθに対して逆方向に（３）式を満たすΔψだけずらすことによって、奇数個の正弦波を重ね合わせて打ち消すことができる。ここで、回転ｎ次成分は、駆動シャフトの１回転に相当する時間内においてｎ回同一位相を繰り返す波形であり、その位相の１周期は３６０゜／ｎである。この回転ｎ次成分を打ち消して前記の振幅を最小とする各シリンダボアのずらし角Δθを求めると、
0003752285.tif 000003
となる。
【００２３】
次に、前記の正弦波を偶数個重ね合わせて振幅を最小にするには、半数の位相を１８０°だけずらせばよい。ここで、問題となる回転ｎ次成分の１周期は、前記の通り３６０゜／ｎとなる。このため、駆動シャフトの回転方向に対して、半数のシリンダボアを前側に１８０゜／ｎ、他の半数のシリンダボアを後側に１８０゜／ｎずらすことによって、前記振幅を最小にする位相のずれを確保することができる。つまり、前記振幅を最小にするには、各シリンダボアのずらし角をΔθとして、次式を満たすように各シリンダボアをずらせばよい。
【００２４】
Δθ  ＝  １８０゜／ｎ                                          （５）
ところで、圧縮機の大きさ、各シリンダボアの接近度、及びその安全率を考慮すると、前記（４）式及び（５）式を満たすだけのずらし移動が確保できない場合がある。このような場合には、各圧縮室のデッドボリュームの値を変更することによっても、ねじり振動の加振力となるトルク変動の前記回転ｎ次成分を低減することができる。なお、デッドボリュームとは、ピストンが上死点に達したときの圧縮室の容積のことである。この各圧縮室のデッドボリュームの値の変更によって、各圧縮室内の圧縮動作時における容積と圧力との推移の曲線がそれぞれ異なったものとなる。このため、各圧縮室内で発生する圧縮反力に基づくトルク変動の位相にずれを生じて、気筒数ｎに対応する回転ｎ次成分の完全な重畳がなくなる。そして、前記の各シリンダボアのずらし移動とほぼ同様のトルク変動の低減効果が発揮される。
【００２５】
ここで、前記のように構成された往復動型圧縮機においては、トルク変動の低減効果について、シリンダボアのずらし移動によるものと各圧縮室のデッドボリュームの変更によるものとの対応を求めることができる。このため、前記（４）式及び（５）式を満たすだけのシリンダボアのずらし移動が確保できない場合には、ずらし角度の不足分を各圧縮室のデッドボリュームの値の変更で補うことができる。
【００２６】
さらに、等角度間隔位置から駆動シャフトの回転方向前側にずらされたシリンダボア内の圧縮室のデッドボリュームは、基準となるデッドボリュームに比べて拡大されている。また、駆動シャフトの回転方向後側にずらされたシリンダボア内の圧縮室のデッドボリュームは、基準となるデッドボリュームに比べて縮小されている。このため、シリンダボアのずらし移動によるトルク変動の低減の傾向と、デッドボリュームの変更によるトルク変動の低減の傾向とが相反することなく、一致したものとなる。
【００２７】
しかも、上記のように構成された両頭ピストン式圧縮機は、前記のようなシリンダボアのずらし移動及びデッドボリュームの変更に加えて、ひとつの両頭ピストンに対しては、そのフロント側のデッドボリュームとリヤ側のデッドボリュームとが同じ大きさとなるように形成されている。この両頭ピストン式圧縮機における圧縮反力の位相は、フロント側の総和とリヤ側の総和との間で１８０°のずれが存在している。ここで、ねじれ振動の加振力となるトルク変動の気筒数ｎに対応した回転ｎ次成分は偶数次成分であり、その位相は駆動シャフトの１回転に相当する時間内に同一変位を偶数回繰り返すものとなっている。このため、回転ｎ次成分のフロント側の総和とリヤ側の総和とは、位相が一致して重畳される。しかし、前記のようにシリンダボアのずらし移動及びデッドボリュームの変更を行うことによって、回転ｎ次成分のフロント側の総和及びリヤ側の総和がそれぞれ低減される。そして、そのフロント側の総和とリヤ側の総和とが重畳された圧縮機全体の回転ｎ次成分も低減される。しかも、回転ｎ／２次成分が奇数次成分となった場合、その奇数次成分は駆動シャフトの１回転に相当する時間内に同一変位を奇数回繰り返すものである。このため、フロント側とリヤ側との間で回転ｎ／２次成分の位相に１８０゜のずれが存在し、互いに反転した状態となる。そして、その回転ｎ／２次成分はひとつのピストンのフロント側とリヤ側とで互いに打ち消し合って消滅する。
【００２８】
【発明の実施の形態】
（第１の実施形態）
以下に、本発明の第１の実施形態について図１及び図２に基づいて説明する。
【００２９】
図１に示すように、フロント側のシリンダブロック１１とリヤ側のシリンダブロック１２とは、中央部において接合されている。シリンダブロック１１のフロント側端面には、弁板１３を介してフロントハウジング１５が、シリンダブロック１２のリヤ側端面には弁板１４を介してリヤハウジング１６がそれぞれ接合されている。前記各シリンダブロック１１、１２と各弁板１３、１４との間には、それぞれ吸入弁１７ａ、１８ａを形成する吸入弁形成板１７、１８が介在されている。各弁板１３、１４と前記両ハウジング１５、１６との間には、それぞれ吐出弁１９ａ、２０ａを形成する吐出弁形成板１９、２０が介在されている。各吐出弁形成板１９、２０と両ハウジング１５、１６との間には、それぞれ前記吐出弁１９ａ、２０ａの最大開口を規制するリテーナプレート２１、２２が介在されている。
【００３０】
前記シリンダブロック１１、１２、弁板１３、１４、吸入弁形成板１７、１８及び吐出弁形成板１９、２０は複数の通しボルト２３により互いに締付固定されている。
【００３１】
前記フロントハウジング１５及びリヤハウジング１６の外周には吸入室２４、２５が形成され、中心側には吐出室２６、２７が区画形成されている。
図１及び図２に示すように、前記シリンダブロック１１、１２には、複数のシリンダボア１１ａ〜１１ｅ、１２ａ〜１２ｅが互いに平行をなすように貫通形成され、それらの内部には両頭ピストン２８が挿入されている。本実施形態の圧縮機は、５本の両頭ピストン２８を備えた１０気筒タイプの往復動型圧縮機となっている。前記シリンダボア１１ａ〜１１ｅ、１２ａ〜１２ｅ内には、前後一対の圧縮室２９、３０が形成される。この圧縮室２９、３０は、弁板１３、１４に形成された吸入ポート１３ａ、１４ａを介して吸入室２４、２５に、また、同様に弁板１３、１４に形成された吐出ポート１３ｂ、１４ｂを介して吐出室２６、２７に連通されている。
【００３２】
前記両シリンダブロック１１、１２間には、クランク室３１が形成されている。両シリンダブロック１１、１２の軸孔１１ｆ、１２ｆには、駆動シャフト３２がラジアル軸受３３を介して回転可能に支持されている。該駆動シャフト３２は、図示しないクラッチを介して車両エンジン等の外部駆動源により回転される。前記駆動シャフト３２の中間外周部には、カム板としての斜板３４が嵌合固定されている。該斜板３４には、前記両頭ピストン２８がシュー３５、３６を介して係留され、斜板３４の回転により両頭ピストン２８が前記シリンダボア１１ａ〜１１ｅ、１２ａ〜１２ｅ内で往復動される。
【００３３】
前記斜板３４のボス部３４ａは、スラスト軸受３７、３８を介してシリンダブロック１１、１２の前後両側壁面に支持されている。
図１に示すように、前記クランク室３１は、シリンダブロック１１、１２に形成した吸入通路３９、４０により吸入室２４、２５と連通されている。クランク室３１は、シリンダブロック１１、１２に形成した図示しない吸入フランジを介して外部冷媒回路に接続されている。さらに、前記吐出室２６、２７は、シリンダブロック１１、１２及び両ハウジング１５、１６に形成した吐出通路４１、４２及び図示しない吐出フランジを介して外部冷媒回路に接続されている。
【００３４】
そして、車両エンジン等の外部駆動源により駆動シャフト３２が回転されると、クランク室３１内の斜板３４が回転され、シュー３５、３６を介して複数の両頭ピストン２８がシリンダボア１１ａ〜１１ｅ、１２ａ〜１２ｅ内で往復動される。この両頭ピストン２８の運動により吸入フランジ（図示略）からクランク室３１に導かれた冷媒ガスは、該クランク室３１から吸入通路３９、４０を経て吸入室２４、２５に導かれる。両頭ピストン２８が下死点から上死点に向かう吸入行程において、前記吸入弁１７ａ、１８ａが開放され、吸入室２４、２５内の冷媒ガスは、吸入ポート１３ａ、１４ａを通って圧縮室２９、３０内に吸入される。次に、両頭ピストン２８が上死点から下死点に向かう圧縮・吐出行程において、圧縮室２９、３０内の冷媒ガスは圧縮される。そして、冷媒ガスが所定の圧力に達すると、高圧の圧縮冷媒ガスが吐出弁１９ａ、２０ａを押し退けて吐出ポート１３ｂ、１４ｂを経て吐出室２６、２７に吐出される。さらに、吐出室２６、２７内の圧縮冷媒ガスは、吐出通路４１、４２を経て外部冷媒回路をなす凝縮器、膨張弁、蒸発器に供給され、車両室内の空調に供される。
【００３５】
次に、前記各シリンダボア１１ａ〜１１ｅ、１２ａ〜１２ｅの配置について説明する。フロント側の各シリンダボア１１ａ〜１１ｅと、リヤ側の各シリンダボア１２ａ〜１２ｅとは、両頭ピストン２８に対してそれぞれ対をなしている。このため、フロント側の各シリンダボア１１ａ〜１１ｅと、リヤ側の各シリンダボア１２ａ〜１２ｅとは、全く同じ配置となっている。ここでは、リヤ側の各シリンダボア１２ａ〜１２ｅについてのみ説明する。
【００３６】
図２に示すように、シリンダボア１２ａ〜１２ｅの半径中心Ｐａ１〜Ｐｅ１の配列円周Ｃは、駆動シャフト３２の軸線上に半径中心Ｐｏを持つ。Ｒａ〜Ｒｅ、ｒｂ１〜ｒｅ１は、半径中心Ｐｏを通るシリンダブロック１１、１２の半径線である。半径線Ｒａ〜Ｒｅは、前記配列円周Ｃをピストン２８の数で等分した等角度間隔位置を通る。本実施形態ではピストン２８は５本であり、前記半径線Ｒａ〜Ｒｅは７２°おきに配置される。前記ピストン２８の数は奇数であり、１本のピストン２８を収容するシリンダボア１２ａはその半径中心Ｐａ１が半径線Ｒａ上、つまり前記等角度間隔位置のひとつに配置されている。残りのピストン２８の半数をそれぞれ収容する２つのシリンダボア１２ｂ、１２ｄは、その半径中心Ｐｂ１、Ｐｄ１が半径線ｒｂ１、ｒｄ１上にある。この半径線ｒｂ１、ｒｄ１は半径線Ｒｂ、Ｒｄを基準に駆動シャフト３２の回転方向前側に所定角度ずらされている。他の残りのピストン２８の半数を収容する２つのシリンダボア１２ｃ、１２ｅはその半径中心Ｐｃ１、Ｐｅ１が半径線ｒｃ１、ｒｅ１上にある。この半径線ｒｃ１、ｒｅ１は半径線Ｒｃ、Ｒｅを基準に駆動シャフト３２の回転方向後側に所定角度ずらされている。
【００３７】
なお、この所定角度は前記（４）式により算出される。ここで、ピストン数は５であるので、
２ｍ＋１  ＝  ５
であり、ｍ＝２となる。
【００３８】
0003752285.tif 000004
つまり、各シリンダボアを等角度間隔位置に配置した場合に比べて、シリンダボア１１ｂ〜１１ｅ、１２ｂ〜１２ｅ内の圧縮室２９、３０で発生するトルク変動が、約１０４゜の位相差を有するものとなっている。ここで、騒音、振動の主要因となるトルク変動の回転１０次成分は、前記駆動シャフト３２の回転角３６０゜に対して１０回同じ変位を繰り返すため、その１周期が３６゜となる。従って、各シリンダボア１１ｂ〜１１ｅ、１２ｂ〜１２ｅにおいて回転１０次成分を消去するためのずらし角度は、１０．４゜となる。これに従って、半径線ｒｂ１〜ｒｅ１は、半径線Ｒｂ〜Ｒｅを基準としてそれぞれ１０．４゜ずつずらされている。
【００３９】
さて、前記両頭ピストン２８の圧縮動作に伴って、各圧縮室２９、３０において圧縮反力が発生する。この圧縮反力に基づくトルク変動は、同一周期の正弦波となっている。ここで、本実施形態の圧縮機では、１本の両頭ピストン２８を収容する１対のシリンダボア１１ａ、１２ａが前記等角度間隔位置の１つに配置されている。一方、その他の両頭ピストン２８に対応する各シリンダボア１１ｂ〜１１ｅ、１２ｂ〜１２ｅは、等角度間隔位置から駆動シャフト３２の回転方向に対して半数ずつそれぞれ＋１０．４゜あるいは−１０．４゜ずらされている。このため、シリンダボア１１ｂ〜１１ｅ、１２ｂ〜１２ｅ内の圧縮室２９、３０において発生するトルク変動の総和の回転１０次成分は、シリンダボア１１ａ、１２ａ内の圧縮室２９、３０において発生する同成分に対して、１０４゜の位相差を有したものとなる。従って、圧縮機全体の回転１０次成分が打ち消されて、ねじり振動を発生する加振力が低減される。
【００４０】
以上のように構成された本実施形態によれば、以下の優れた効果を奏する。
本実施形態の圧縮機では、ピストン２８が５本であり、１本のピストン２８を収容するシリンダボア１１ａ、１２ａの半径中心Ｐａが等角度間隔位置に対応する半径線Ｒａ上に配置されている。そして、残りのピストン２８の半数を収容するシリンダボア１２ｂ、１２ｄは、その半径中心Ｐｂ１、Ｐｄ１が等角度間隔位置から駆動シャフト３２の回転方向前側に１０．４゜ずらされた半径線ｒｂ１、ｒｄ１上にある。他の残りのピストン２８の半数を収容するシリンダボア１２ｃ、１２ｅは、その半径中心Ｐｃ１、Ｐｅ１が等角度間隔位置から駆動シャフト３２の回転方向後側に１０．４゜ずらされた半径線ｒｃ１、ｒｅ１上にある。
【００４１】
ここで、各圧縮室２９、３０で発生する圧縮反力に基づくトルク変動の位相について考える。シリンダボア１１ａ、１２ａでの圧縮反力に起因するトルク変動の位相と、他のシリンダボア１１ｂ〜１１ｅ、１２ｂ〜１２ｅでの圧縮反力に起因するトルク変動の位相の和との間に、駆動シャフト３２の１回転に対して１０４゜の位相差が設定されたこととなる。そして、圧縮機全体のトルク変動の総和がほとんど０となり、各ピストンが等角度間隔位置に配置された場合に比べて、大きくトルク変動の回転１０次成分が低減される。従って、駆動シャフト３２と図示しないクラッチとの間におけるねじり振動に対する加振力が低減されて、それによって励起される共振現象に基づく騒音が低減されて、車室内の騒音レベルを低下させることができる。
【００４２】
（第２の実施形態）
以下に、本発明の第２の実施形態について図４〜図６に基づいて説明する。この第２の実施形態は、例えば１０気筒タイプの両頭ピストン式圧縮機において、図２に示す前記第１の実施形態のシリンダボア１２ａ〜１２ｅに比べて、各シリンダボア５２ａ〜５２ｅ（５１ａ〜５１ｅ）の直径が大きく、隣接するシリンダボアの干渉により前記所定のずらし角度が確保できない場合に好適である。
【００４３】
この第２の実施形態においても、前記第１の実施形態と同様に、フロント側の各シリンダボア５１ａ〜５１ｅと、リヤ側の各シリンダボア５２ａ〜５２ｅとは、両頭ピストン２８に対してそれぞれ対をなして同様に形成されているので、主にリヤ側の各シリンダボア５２ａ〜５２ｅについて説明する。
【００４４】
図４に示すように、１本のピストン２８を収容するシリンダボア５２ａの半径中心Ｐａ２が、前記等角度間隔位置に対応する半径線Ｒａ上に配置されている。残りのピストン２８の半数をそれぞれ収容する２つのシリンダボア５２ｂ、５２ｄは、その半径中心Ｐｂ２、Ｐｄ２が半径線ｒｂ２、ｒｄ２上にある。この半径線ｒｂ２、ｒｄ２は、前記等角度間隔位置を通る半径線Ｒｂ、Ｒｄから駆動シャフト３２の回転方向前側に角度α１だけずらされたものである。他のピストン２８の半数をそれぞれ収容する２つのシリンダボア５２ｃ、５２ｅは、その半径中心Ｐｃ２、Ｐｅ２が半径線ｒｃ２、ｒｅ２上にある。この半径線ｒｃ２、ｒｅ２は、前記等角度間隔位置を通る半径線Ｒｃ、Ｒｅから駆動シャフト３２の回転方向後側に角度α１だけずらされたものである。なお、隣接するシリンダボア、例えば５２ｂと５２ｃとを等角度間隔位置からそれぞれ角度α１ずつ接近させても、隣接するシリンダボア同士が干渉せず、かつその隣接するシリンダボア間の隔壁において所望の強度が確保されるように、角度α１が設定される。
【００４５】
また、図４及び図５に示すように、前記各シリンダボア５２ａ〜５２ｅは、いずれもその内径が同一に形成されている。そして、各シリンダボア５２ａ〜５２ｅ内に収容されている各両頭ピストン２８の頭部は、それぞれ所定の長さずつ削り取られている。従って、各ピストン２８が上死点位置に達したときにおいて、ピストン２８の頭部端面とシリンダボア５２ａ〜５２ｅの内端面との間の距離がそれぞれ異なる。このため、各圧縮室３０内のデッドボリュームがそれぞれ異なる値に設定されている。ここで、デッドボリュームとは、ピストン２８が上死点位置に達したときにおける圧縮室３０の容積のことである。
【００４６】
さらに、前記両頭ピストン２８は、そのフロント側及びリヤ側の削り取り量が同一となるように形成されている。このため、ひとつの両頭ピストン２８に対してそのフロント側の圧縮室２９のデッドボリュームの値とリヤ側の圧縮室３０のデッドボリュームの値とが、同じ大きさとなっている。言い換えると、両頭ピストン２８を介して駆動シャフト３２の軸線方向に対向するシリンダボア５１ａ内の圧縮室２９とシリンダボア５２ａ内の圧縮室３０とは、同一のデッドボリュームに設定されている。同様に、シリンダボア５１ｂと５２ｂ、５１ｃと５２ｃ、５１ｄと５２ｄ、５１ｅと５２ｅとにおいて、それぞれの圧縮室２９と圧縮室３０とのデッドボリュームの値は同一となっている。従って、フロント側の各圧縮室２９のデッドボリュームの大小の配置とリヤ側の各圧縮室３０のデッドボリュームの大小の配置とが駆動シャフト３２の回転方向において同じになるように形成されている。
【００４７】
図５に示すように、各圧縮室３０のデッドボリュームの大きさは、半径中心Ｐａ２が等角度間隔位置に対応する半径線Ｒａ上に配置されたシリンダボア５２ａ内の圧縮室３０のデッドボリュームの値Ｖｍｉｄが基準となっている。そして、半径中心Ｐｂ２、Ｐｄ２が駆動シャフト３２の回転方向の前側にずらされたシリンダボア５２ｂ、５２ｄ内のデッドボリュームの値は、前記の基準となるデッドボリュームの値Ｖｍｉｄに所定の値Ｖ１を加えたものとなっている。また、半径中心Ｐｃ、Ｐｅが駆動シャフト３２の回転方向の後側にずらされたシリンダボア５２ｃ、５２ｅ内のデッドボリュームの値は、前記の基準となるデッドボリュームの値Ｖｍｉｄから所定の値Ｖ２を減じたものとなっている。
【００４８】
次に、各圧縮室３０のデッドボリュームの設定について説明する。
さて、前記のように、各圧縮室３０のデッドボリュームを変更することによって、各圧縮室３０での圧縮動作における容積と圧力との推移の曲線が異なったものとなる。そして、各圧縮室３０で発生するトルク変動の位相にずれが生じる。このため、各圧縮室３０のデッドボリュームを変更することによっても、前記シリンダボアをずらし移動するのと同様に回転１０次成分が低減される。
【００４９】
この回転１０次成分の低減効果について、図６に示すような前記のシリンダボア５２ｂ〜５２ｅのずらし角Δθと各圧縮室３０のデッドボリュームの値との間の関係線図を、圧縮機の機種毎に求めることができる。ここで、Ｖｍｉｎは製作上許容される最小のデッドボリュームの値を、Ｖｍａｘはその圧縮機の圧縮性能が極端に低下しない程度に最大限に拡大されたデッドボリュームの値をそれぞれ示している。また、Δθｍｉｎ及びΔθｍａｘは、各圧縮室３０をそれぞれＶｍｉｎ及びＶｍａｘのデッドボリュームの値に設定したときの回転１０次成分に相当するずらし角度となっている。Δθｍｉｄは次式により規定される。
【００５０】
Δθｍｉｄ  ＝  （Δθｍｉｎ＋Δθｍａｘ）  ／  ２              （６）
このΔθｍｉｄを、シリンダボアを等角度間隔位置に配置したときのずらし角度、つまりΔθ＝０゜に対応させる。そして、図６の前記関係線図を用いて基準となるデッドボリュームＶｍｉｄが設定される。
【００５１】
そして、各シリンダボア５２ｂ〜５２ｅにおいて、前記角度α１の所望の角度に対する不足角度分β１と相当するデッドボリュームの値Ｖ１、Ｖ２が、前記関係線図に基づいて設定される。ここで、駆動シャフト３２の回転方向前側にずらしたシリンダボア５２ｂ、５２ｄ内の圧縮室３０内のデッドボリュームの値は、ずらし角度Δθｍｉｄ＋β１に相当するＶｍｉｄ＋Ｖ１に設定される。また、駆動シャフト３２の回転方向後側にずらしたシリンダボア５２ｃ、５２ｅ内の圧縮室３０内のデッドボリュームの値は、ずらし角度Δθｍｉｄ−β１に相当するＶｍｉｄ−Ｖ２に設定される。
【００５２】
ここで、Δθｍｉｄ＋β１＞ΔθｍａｘあるいはΔθｍｉｄ−β１＜Δθｍｉｎとなる場合には、そのシリンダボアのデッドボリュームの値はそれぞれＶｍａｘあるいはＶｍｉｎに設定される。
【００５３】
以上のように構成された本実施形態によれば、以下の優れた効果を奏する。
（ａ）  圧縮機の大きさ、各シリンダボアの接近度、及びその安全率の関係上、所望のずらし角度Δθを満たすだけの移動が確保されていないシリンダボア５１ｂ〜５１ｅ、５２ｂ〜５２ｅの内の圧縮室２９、３０は、そのデッドボリュームが変更されている。このため、前記ずらし角度Δθの不足によって生じるトルク変動の位相差の不足分が、デッドボリュームの変更により補足される。そして、１０気筒タイプの両頭ピストン式圧縮機において、ねじり振動に対する加振力となるトルク変動の主成分である回転１０次成分が確実に低減される。従って、前記ねじり振動によって、圧縮機並びにそれに接続される補機等の共振現象による騒音の発生が低減されて、車室内の騒音レベルが低下される。
【００５４】
（ｂ）  駆動シャフト３２の回転方向に対して前側にずらされたシリンダボア５１ｂ、５１ｄ、５２ｂ、５２ｄ内の各圧縮室２９、３０内のデッドボリュームが基準の値Ｖｍｉｄから所定の値Ｖ１だけ拡大されている。一方、駆動シャフト３２の回転方向に対して後側にずらされたシリンダボア５１ｃ、５１ｅ、５２ｃ、５２ｅ内の各圧縮室２９、３０内のデッドボリュームが基準の値Ｖｍｉｄから所定の値Ｖ２だけ縮小されている。ここで、デッドボリュームが大きいほど、圧縮室２９、３０で発生する圧縮反力が緩和されて、この圧縮反力に起因するトルク変動が低減される。このため、シリンダボアのずれ移動によるトルク変動の低減の傾向と、デッドボリュームの変更によるトルク変動の低減の傾向とが一致したものとなる。従って、シリンダボアのずらし移動と、デッドボリュームの変更とによってトルク変動が確実に低減される。
【００５５】
（ｃ）  ひとつの両頭ピストン２８のフロント側及びリヤ側のデッドボリュームが同一となるように形成されている。このため、回転５次成分は、そのフロント側の総和とリヤ側の総和とが互いに打ち消し合って、消滅する。従って、前記第１の実施形態、（ａ）項及び（ｂ）項に記載の効果とあいまって、トルク変動の回転１０次成分を低減しつつ、回転５次成分の発生を抑制することができる。
【００５６】
（第３の実施形態）
以下に、本発明の第３の実施形態について図７及び図８に基づいて説明する。この第３の実施形態は、偶数本のピストン２８を有する圧縮機、例えば８気筒タイプの両頭ピストン式圧縮機において、隣接するシリンダボアの干渉により前記所定のずらし角度が確保できない場合に好適である。
【００５７】
この第３の実施形態においても、前記第１の実施形態と同様に、フロント側の各シリンダボア６１ａ〜６１ｄと、リヤ側の各シリンダボア６２ａ〜６２ｄとは、両頭ピストン２８に対してそれぞれ対をなして同様に形成されているので、主にリヤ側の各シリンダボア６２ａ〜６２ｄについて説明する。
【００５８】
図７に示すように、半数のピストン２８を収容する２つのシリンダボア６２ａ、６２ｃは、その半径中心Ｐａ３、Ｐｃ３が等角度間隔位置を通る半径線Ｒａ、Ｒｃから駆動シャフト３２の回転方向前側に角度α２だけずらされた半径線ｒａ３、ｒｃ３上にある。他の半数のピストン２８を収容する２つのシリンダボア６２ｂ、６２ｄは、その半径中心Ｐｂ３、Ｐｄ３が等角度間隔位置を通る半径線Ｒｂ、Ｒｄから駆動シャフト３２の回転方向後側に角度α２だけずらされた半径線ｒｂ３、ｒｄ３上にある。
【００５９】
ここで、８気筒タイプの圧縮機において、問題となる回転８次成分を最小とするずらし角度は前記（５）式により算出される。
0003752285.tif 000005
つまり、回転８次成分を最小とするためには、前記半径線ｒａ３〜ｒｄ３を前記半径線Ｒａ〜Ｒｄに対して＋２２．５゜あるいは−２２．５゜とかなり大きくずらす必要がある。ところが、圧縮機の大きさ、各シリンダボアの接近度、及びその安全率の関係上、所望のずらし角度Δθを満たすだけの移動が確保できない場合には、前記第２の実施形態と同様にずらし角度α２が設定される。また、ずらし角度の不足によるトルク変動の位相差の不足分を補うべく、前記第２の実施形態と同様に、各圧縮室２９、３０のデッドボリュームの変更がなされている。
【００６０】
言い換えると、前記ずらし角度α２は、隣接するシリンダボア例えば６２ａと６２ｂとを等角度間隔位置からそれぞれ角度α２ずつ接近させても、隣接するシリンダボア同士が干渉せず、かつその隣接するシリンダボア間の隔壁において所望の強度が確保されるように設定される。
【００６１】
また、図８に示すように、駆動シャフト３２の回転方向前側にずらされたシリンダボア６２ａ、６２ｃ内の圧縮室２０のデッドボリュームは基準デッドボリュームの値Ｖｍｉｄに対して所定の値Ｖ３が加えられている。一方、駆動シャフト３２の回転方向後側にずらされたシリンダボア６２ｂ、６２ｄ内の圧縮室３０のデッドボリュームの値は、前記の基準となるデッドボリュームの値Ｖｍｉｄから所定の値Ｖ４を減じたものとなっている。
【００６２】
このように構成した場合、偶数本のピストン２８を収容する圧縮機において、トルク変動の回転ｎ次成分を低減することができる。従って、駆動シャフト３２と図示しないクラッチとの間のねじり振動に対する加振力が低減されて、それによって励起される共振現象に基づく騒音及び振動が低減されて、車室内の騒音・振動レベルを低下させることができる。
【００６３】
なお、本発明は以下のように変更して具体化することもできる。
（１）  前記第１の実施形態において、シリンダボア１２ｂ、１２ｄ（１１ｂ、１１ｄ）を駆動シャフト３２の回転方向後側にずらし、シリンダボア１２ｃ、１２ｅ（１１ｃ、１１ｅ）を駆動シャフト３２の回転方向前側にずらすこと。
【００６４】
（２）  前記第２の実施形態において、シリンダボア５２ｂ、５２ｄ（５１ｂ、５１ｄ）を駆動シャフト３２の回転方向後側にずらし、そのシリンダボア５２ｂ、５２ｄ（５１ｂ、５１ｄ）内の圧縮室２９、３０のデッドボリュームの値をＶｍｉｄ−Ｖ２に設定するとともに、シリンダボア５２ｃ、５２ｅ（５１ｃ、５１ｅ）を駆動シャフト３２の回転方向前側にずらし、そのシリンダボア５２ｃ、５２ｅ（５１ｃ、５１ｅ）内の圧縮室２９、３０のデッドボリュームの値をＶｍｉｄ＋Ｖ１に設定すること。
【００６５】
（３）  本発明を前記実施形態に記載以外の気筒数、例えば６、１２気筒の両頭ピストン式圧縮機において具体化すること。
（４）  本発明を片頭ピストン式圧縮機において具体化すること。
【００６６】
（５）  本発明をウェーブカムプレートタイプのピストン式圧縮機において具体化すること。
以上のように構成しても、気筒数ｎに対応する回転ｎ次成分を低減することができる。
【００６７】
（６）  各圧縮室２９、３０のデッドボリュームの変更を、両頭ピストン２８の頭部に凹部を設けて行うこと。
（７）  各圧縮室２９、３０のデッドボリュームの変更を、両頭ピストン２８の頭部に溝を設けて行うこと。
【００６８】
（８）  各圧縮室２９、３０のデッドボリュームの変更を、シリンダボア１１ａ〜１１ｅ、１２ａ〜１２ｅの内周面に切欠部を設けて行うこと。
（９）  各圧縮室２９、３０のデッドボリュームの変更を、シリンダボア１１ａ〜１１ｅ、１２ａ〜１２ｅの長さをそれぞれ変更して行うこと。
【００６９】
（１０）  各圧縮室２９、３０のデッドボリュームの変更を、弁板１３、１４の厚みを変更して行うこと。
（１１）  各圧縮室２９、３０のデッドボリュームの変更を、吸入弁１７ａ、１８ａの厚みを変更して行うこと。
【００７０】
以上のように構成しても、簡単な構成で各圧縮室２９、３０のデッドボリュームを変更することができる。
【００７１】
【発明の効果】
以上詳述したように、本発明によれば以下の優れた効果を奏する。
ピストンが奇数本の場合には、１つのシリンダボアの半径中心の配列円周上に規定された等角度間隔位置に１つのシリンダボアの半径中心が、配置されている。その残りの半数のシリンダボアの半径中心は、前記等角度間隔位置から回転方向前側に、他の半数のシリンダボアの半径中心は、回転方向後側にそれぞれ所定のずらし角度をもってずらされている。また、偶数本の場合には、その半数のシリンダボアの半径中心は、前記等角度間隔位置から前記駆動シャフトの回転方向前側に、他の半数のシリンダボアの半径中心は逆に回転方向後側にそれぞれ所定のずらし角度をもってずらされている。このため、各圧縮室の圧縮反力に基づくトルク変動の気筒数ｎに対応した回転ｎ次成分が、各シリンダボアが等角度間隔位置に配置された場合に比べて低減される。従って、駆動シャフト−クラッチ系のねじり振動の加振力が抑制されて、圧縮機並びにそれに接続される補機において、前記ねじり振動によって励起される共振現象が低減され、車室内の騒音・振動レベルを低下させることができる。
【００７２】
また、圧縮機の大きさ、各シリンダボアの接近度、及びその安全率の関係上、所望のずらし角度を満たすだけの各シリンダボアのずらし移動が確保できない場合には、各シリンダボア内の圧縮室のデッドボリュームが変更される。このため、各シリンダボアのずらし移動によるトルク変動の低減効果の不足分が、各圧縮室のデッドボリュームの変更によるトルク変動の低減効果によって補足される。
【００７３】
しかも、前記等角度間隔位置から駆動シャフトの回転方向前側にずらされたシリンダボア内の圧縮室のデッドボリュームは、基準となるデッドボリュームに比べて拡大されている。また、駆動シャフトの回転方向後側にずらされたシリンダボア内の圧縮室のデッドボリュームは、基準となるデッドボリュームに比べて縮小されている。このため、シリンダボアのずらし移動によるトルク変動の低減の傾向と、デッドボリュームの変更によるトルク変動の低減の傾向とが一致したものとなる。従って、所望のずらし角度を満たすだけの各シリンダボアのずらし移動が確保できない場合においても、各圧縮室の圧縮反力に基づくトルク変動を確実に低減することができる。
【００７４】
しかも、両頭ピストン式圧縮機においては、同一のピストンに対してフロント側のデッドボリュームとリヤ側のデッドボリュームとは、同じ大きさとなるように構成されている。このため、気筒数がｎである場合の回転ｎ／２次成分が奇数次成分となる場合であっても、その回転ｎ／２次成分が同一のピストンのフロント側とリヤ側とで互いに打ち消し合って消滅する。従って、前記の発明の効果とあいまって、気筒数ｎに対応する回転ｎ次成分を低減しつつ、回転ｎ／２次成分の発生を抑制することができる。そして、回転ｎ次成分対策による新たな振動発生要因の発生が防止される。
【図面の簡単な説明】
【図１】  第１の実施形態の圧縮機を示す断面図。
【図２】  図１の２−２線における断面図。
【図３】  回転ｎ次成分の位相差と振幅の関係を示す説明図。
【図４】  第２の実施形態の圧縮機を示す断面図。
【図５】  各圧縮室のデッドボリュームの変更に関する説明図。
【図６】  ずらし角度とデッドボリュームとの関係を示す説明図。
【図７】  第３の実施形態の圧縮機を示す断面図。
【図８】  各圧縮室のデッドボリュームの変更に関する説明図。
【図９】  回転１０次成分の重畳現象に関する説明図。
【符号の説明】
１１、１２…シリンダブロック、１１ａ〜１１ｅ、１２ａ〜１２ｅ、５１ａ〜５１ｅ、５２ａ〜５２ｅ、６１ａ〜６１ｄ、６２ａ〜６２ｄ…シリンダボア、１５…ハウジングの一部を構成するフロントハウジング、１６…ハウジングの一部を構成するリヤハウジング、２８…両頭ピストン、２９、３０…圧縮室、３２…駆動シャフト、３４…カム板としての斜板、Ｐａ１〜Ｐｅ１、Ｐａ２〜Ｐｅ２、Ｐａ３〜Ｐｄ３…シリンダボアの半径中心、Ｃ…シリンダボアの半径中心の配列円周、Δθ、α１、α２…ずらし角度。
【図１】
0003752285.tif 000006
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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