【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば車両用空調装置に用いられて冷媒ガスの圧縮を行うとともに、吐出容量を変更可能な構成を有する容量可変型圧縮機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
例えば、容量可変型斜板式圧縮機においては、シリンダブロックに形成されたシリンダボアに片頭型のピストンが収容されている。ハウジングに回転可能に支持された駆動軸には、回転支持体が一体回転可能に設けられている。駆動軸には、斜板がスライド移動可能でかつ傾動可能に支持されている。回転支持体と斜板との間にはヒンジ機構が介在されている。
【０００３】
従って、前記駆動軸の回転運動が回転支持体、ヒンジ機構及び斜板を介してピストンの往復運動に変換されるとともに、斜板がヒンジ機構の案内によって駆動軸上を傾動しつつスライド移動されることで吐出容量を変更可能である。斜板の駆動軸に対する傾角は、該斜板における駆動軸付近の部位たる中央部がシリンダブロックに近づくことにより減少されるとともに、斜板の中央部がシリンダブロックから遠ざかることにより増大される。
【０００４】
さて、前記容量可変型斜板式圧縮機としては、例えば、該圧縮機の最小吐出容量からの容量復帰（容量増大）性を良好とするために、斜板を傾角増大方向に付勢する付勢バネを備えたものが存在する（例えば、特許文献１参照。）。また、前記容量可変型斜板式圧縮機としては、斜板の最小傾角を当接規定する最小傾角規定部を備えたものが存在する（例えば、特許文献２参照。）。
【０００５】
即ち、特許文献１の技術においては、駆動軸上にスリーブがスライド移動可能に遊嵌されており、スリーブの枢軸には斜板が傾動可能に支持されている。駆動軸上においてスリーブとシリンダブロックとの間の位置には、サークリップが嵌合固定されている。サークリップとスリーブとの間には、該スリーブを介して斜板の中央部をシリンダブロックから遠ざかる方向に付勢する付勢バネが介在されている。また、特許文献２の技術においては、駆動軸において斜板とシリンダブロックとの間の位置にサークリップが嵌合固定され、斜板の最小傾角は該斜板の中央部がサークリップに当接することで規定される。
【０００６】
【特許文献１】
特開平５−７９４５６号公報（第３頁、図１）
【特許文献２】
特開２００１−１０７８５１号公報（第４頁、図１）
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、前記特許文献１及び特許文献２の技術では、駆動軸と別体のサークリップを用いているため、容量可変型斜板式圧縮機を構成する部品点数が増加する問題があった。また、サークリップを装着するための溝を駆動軸に加工する必要があり、該駆動軸の加工工数つまり容量可変型斜板式圧縮機の加工工数が増加する問題があった。
【０００８】
本発明の目的は、容量可変型圧縮機の部品点数及び加工工数を削減することにある。
【０００９】
【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に記載の容量可変型圧縮機では、駆動軸上においてカムプレートとシリンダブロックとの間の位置には、カムプレート側が小径となる段差部が一体形成されている。段差部の壁面はバネ座として用いられている。そして、バネ座とカムプレートとの間には、カムプレートを傾角増大方向に付勢する付勢バネが介在されている。このように、バネ座を駆動軸に一体形成することで、特許文献１のサークリップを廃止できる。サークリップの廃止により、容量可変型圧縮機の部品点数及び加工工数を削減できる。
【００１０】
上記目的を達成するために請求項２に記載の容量可変型圧縮機では、駆動軸上においてカムプレートとシリンダブロックとの間の位置には、カムプレート側が小径となる段差部が一体形成されている。段差部の壁面は最小傾角規定部として用いられている。そして、カムプレートの最小傾角は、最小傾角規定部によって当接規定される。このように、最小傾角規定部を駆動軸に一体形成することで、特許文献２のサークリップを廃止できる。サークリップの廃止により、容量可変型圧縮機の部品点数及び加工工数を削減できる。
【００１１】
請求項３の発明は請求項１又は２において、前記駆動軸は、駆動軸本体と該駆動軸本体のシリンダブロック側の端部に連設された円柱状のベアリング部とを備えている。シリンダブロックには、前記ベアリング部の外周面とで滑り軸受面を構成する内周面を有する収容部が形成されている。駆動軸は、ベアリング部及び収容部を介することでハウジングに回転可能に支持されている。このように、駆動軸を回転可能に支持するベアリングに、構造が簡単な滑り軸受を用いることで、例えば、転がり軸受を採用する場合と比較して、容量可変型圧縮機の構成の簡素化を図り得る。
【００１２】
そして、本発明において前記ベアリング部は駆動軸本体の端部より大径であって、前記段差部はベアリング部と駆動軸本体の端部との径差によって構成されている。大径なベアリング部は、その外周面の面圧を低くすることができる。また、大径なベアリング部は、その周速を高めることができ、例えば、容量可変型圧縮機が高負荷でかつ低回転速度の状態においても、ベアリング部の外周面と収容部の内周面との間の油膜切れを防止することができる。
【００１３】
つまり、本発明においては、ベアリング部及び収容部を大径とすることで両者による滑り軸受の耐久性を向上させるとともに、該耐久性向上の副産物として径差が生じたベアリング部と駆動軸本体の端部との間を、段差部として有効利用している。
【００１４】
請求項４の発明は請求項３において、前記駆動軸本体と前記ベアリング部とは別体とされている。そして、前記駆動軸本体に前記ベアリング部が組み付けられることで駆動軸が構成されている。従って、例えば、ベアリング部の形状寸法や材質が、駆動軸本体の加工上や機能上の都合により限定されることを防止でき、滑り軸受としての機能を優先した、形状寸法や材質の選択が可能となる。
【００１５】
請求項５の発明は請求項３又は４において、ベアリング部の好適な一態様について言及するものである。即ち、前記ベアリング部には、シリンダボアと吸入圧力領域との間のガス通路を駆動軸の回転に同期して開閉可能なロータリバルブの機能が付与されている。機能（ベアリング機能及びロータリバルブ機能）の集約は、容量可変型圧縮機の部品点数の低減につながる。
【００１６】
【発明の実施の形態】
以下に、本発明を、車両用空調装置に用いられて冷媒ガスの圧縮を行う容量可変型斜板式圧縮機（以下、単に圧縮機とする）に具体化した第１及び第２実施形態について説明する。なお、第２実施形態においては第１実施形態との相違点についてのみ説明し、同一又は相当部材には同じ番号を付して説明を省略する。
【００１７】
○第１実施形態
（圧縮機）
図１は圧縮機の縦断面図であって、該図の左方を圧縮機の前方とし、右方を後方とする。圧縮機は、シリンダブロック１１と、その前端に接合固定されたフロントハウジング１２と、シリンダブロック１１の後端に弁・ポート形成体１３を介して接合固定されたリヤハウジング１４とを備えている。シリンダブロック１１、フロントハウジング１２及びリヤハウジング１４はそれぞれアルミニウム系の金属材料により製作されており、複数（図面では一つのみ示す）の通しボルト２０によって締結固定されて圧縮機のハウジング１０を構成している。つまり、シリンダブロック１１は、圧縮機のハウジング１０の一部を構成している。
【００１８】
前記シリンダブロック１１とフロントハウジング１２とで囲まれた領域にはクランク室１５が区画されている。クランク室１５内には、シャフト１６が回転可能に配設されている。シャフト１６は鉄系の金属材料により構成されている。シャフト１６は、車両の走行駆動源（外部駆動源）であるエンジンＥｇに動力伝達機構ＰＴを介して作動連結されており、エンジンＥｇから動力の供給を受けて回転される。
【００１９】
前記シャフト１６は、転がり軸受よりなるラジアルベアリング１８を介してフロントハウジング１２に支持されている。フロントハウジング１２とシャフト１６との間には軸シール部材１９が介在されている。クランク室１５においてシャフト１６上には、回転支持体２１が一体回転可能に固定されている。回転支持体２１とフロントハウジング１２の内壁面１２ａとの間には、スラストベアリング１７が介在されている。クランク室１５内には、カムプレートとしての斜板２３が収容されている。斜板２３の中央部に設けられた挿通孔２３ａにはシャフト１６が挿通されており、斜板２３はシャフト１６にスライド移動可能で、かつ、シャフト１６の軸線Ｌに対する傾角（軸線Ｌと直交する平面との間でなす角）を変更可能に支持されている。
【００２０】
前記回転支持体２１と斜板２３との間にはヒンジ機構２４が介在されている。ヒンジ機構２４は、回転支持体２１の周縁部に形成された支持アーム３６と、斜板２３に止着されたガイドピン３７とからなっている。支持アーム３６のガイド孔３６ａにはガイドピン３７の球状部３７ａがスライド可能に嵌入されている。従って、斜板２３は、ヒンジ機構２４を介した回転支持体２１との間でのヒンジ連結、及び挿通孔２３ａを介したシャフト１６の支持により、回転支持体２１及びシャフト１６と同期回転可能であるとともに、シャフト１６の軸線Ｌ方向へのスライド移動を伴いながらシャフト１６に対して傾動可能となっている。
【００２１】
前記シリンダブロック１１には、複数（図面では一つのみ示す）のシリンダボア１１ａがシャフト１６の軸線Ｌを取り囲むようにして貫通形成されている。片頭型のピストン２５は、各シリンダボア１１ａに往復動可能に収容されている。シリンダボア１１ａの前後開口は、弁・ポート形成体１３及びピストン２５によって閉塞されており、このシリンダボア１１ａ内にはピストン２５の往復動に応じて体積変化する圧縮室２６が区画されている。各ピストン２５は、シュー２７を介して斜板２３の外周部に係留されている。従って、シャフト１６の回転にともなう斜板２３の回転が、シュー２７を介してピストン２５の往復動に変換される。
【００２２】
前記リヤハウジング１４内には、吸入圧力領域としての吸入室２８、及び吐出室２９がそれぞれ区画形成されている。吸入室２８はリヤハウジング１４の中央部に形成されており、吐出室２９は吸入室２８の外周を取り囲むようにして形成されている。弁・ポート形成体１３には、圧縮室２６と吐出室２９とを連通する吐出ポート３２、及び吐出ポート３２を開閉するリードバルブよりなる吐出弁３３がそれぞれ形成されている。シリンダブロック１１にはロータリバルブからなる吸入弁機構３５が設けられている。
【００２３】
前記吸入室２８の冷媒ガスは、各ピストン２５の上死点位置から下死点側への移動により、吸入弁機構３５を介して圧縮室２６に吸入される（吸入行程）。圧縮室２６に吸入された冷媒ガスは、ピストン２５の下死点位置から上死点側への移動により所定の圧力にまで圧縮され、弁・ポート形成体１３の吐出ポート３２及び吐出弁３３を介して吐出室２９に吐出される（圧縮・吐出工程）。
【００２４】
（吸入弁機構３５）
前記シリンダブロック１１には、シリンダボア１１ａに囲まれた中心部に、円柱状の収容部４２が貫通形成されている。収容部４２と各圧縮室２６とは、シリンダブロック１１に形成された複数（図面では一つのみ示す）の吸入連通路４３を介してそれぞれ連通されている。吸入連通路４３の収容部４２側の端部は、該収容部４２の内周面４２ａで開口されている（開口４３ａ）。
【００２５】
前記収容部４２内には、円柱状のロータ４１が回転可能に収容されている。ロータ４１はアルミニウム系の金属材料により構成されている。ロータ４１は、前側の小径部４１ａと後側の大径部４１ｂとが軸線Ｌ方向に連接されてなる。ロータ４１は、シャフト１６の後端面に形成された圧入凹部１６ａに小径部４１ａを以て圧入されることで、シャフト１６に固定されている。従って、シャフト１６とロータ４１は一軸様をなしており、ロータ４１はシャフト１６の回転、つまりはピストン２５の往復動に同期して回転される。
【００２６】
前記ロータ４１の大径部４１ｂの外周面４１ｃと、収容部４２の内周面４２ａとは、収容部４２においてロータ４１を回転可能に支持するための滑り軸受面を構成している。従って、シャフト１６の後端部１６ｂは、ロータ４１を介することでシリンダブロック１１に回転可能に支持されている。本実施形態においてはシャフト１６とロータ４１とで圧縮機の駆動軸が構成されている。また、シャフト１６が駆動軸本体をなしており、ロータ４１の大径部４１ｂが駆動軸のベアリング部をなしている。
【００２７】
前記シリンダブロック１１の後端面には、吸入室２８内で後方側に延出する延出部１１ｂが形成されている。延出部１１ｂ内には、収容部４２と吸入室２８とを連通するとともに、シャフト１６の軸線Ｌを中心とした円筒内周面を有する挿通孔５０が設けられている。挿通孔５０の内径は収容部４２の内径より大きい。
【００２８】
前記ロータ４１は円柱状の筒内空間４４を有している。筒内空間４４は、挿通孔５０を介して吸入室２８と連通されている。ロータ４１の周壁には、内端が筒内空間４４に常時連通される導入通路４５が設けられている。導入通路４５の外端は、ロータ４１において大径部４１ｂの外周面４１ｃ上で開口されている（開口４５ａ）。
【００２９】
そして、前記ロータ４１の回転即ちシャフト１６の回転に伴い、該ロータ４１の導入通路４５の開口４５ａは、シリンダブロック１１の吸入連通路４３の開口４３ａに間欠的に連通する。
【００３０】
即ち、前記シリンダボア１１ａが吸入行程の状態にあるときには、導入通路４５の開口４５ａと吸入連通路４３の開口４３ａとが連通され、吸入室２８の冷媒ガスは、挿通孔５０、筒内空間４４、導入通路４５及び吸入連通路４３を経由してシリンダボア１１ａの圧縮室２６に吸入される。一方、前記シリンダボア１１ａが吐出行程の状態にあるときには、導入通路４５の開口４５ａと吸入連通路４３の開口４３ａとの連通が遮断され、圧縮室２６内の冷媒ガスは、吐出ポート３２から吐出弁３３を押し退けて吐出室２９へ吐出される。
【００３１】
つまり、前記ロータ４１の大径部４１ｂは、シャフト１６と同期回転することでシリンダボア１１ａと吸入室２８との間の冷媒ガス通路を開閉可能なロータリバルブの機能を有していると言える。
【００３２】
（シャフト１６及びロータ４１のスライド移動規制構造）
前記シリンダブロック１１の挿通孔５０内には、アルミニウム系の金属材料からなる円筒状の調整部材５１が圧入固定されている。調整部材５１の中央部には、吸入室２８と筒内空間４４とを連通する透孔５１ａが貫通形成されている。調整部材５１の前端面５１ｂは、挿通孔５０内でロータ４１の後端面４１ｄと対向する移動規制部をなしている。つまり、調整部材５１の前端面５１ｂは、ロータ４１の後端面４１ｄとの当接により、シャフト１６及びロータ４１の軸線Ｌ方向後方側へのスライド移動を規制する。
【００３３】
前記圧縮機の運転時において、ピストン２５に作用する冷媒ガスの圧縮荷重は、シュー２７、斜板２３、ヒンジ機構２４、回転支持体２１及びスラストベアリング１７を介して、フロントハウジング１２の内壁面１２ａによって受承される。従って、この圧縮荷重の作用による、ピストン２５、斜板２３、回転支持体２１、及びシャフト１６並びにロータ４１等の一体物の軸線Ｌ方向前方側へのスライド移動は、回転支持体２１及びスラストベアリング１７を介して、フロントハウジング１２の内壁面１２ａによって当接規制される。
【００３４】
前記シャフト１６及びロータ４１の軸線Ｌ方向前方側へのスライド移動が規制された状態において、ロータ４１の後端面４１ｄと、調整部材５１の前端面５１ｂとの間には、所定量のクリアランスＸが形成されている。このクリアランスＸは、シャフト１６及びロータ４１の軸線Ｌ方向前後へのスライド移動可能量に相当する。
【００３５】
前記クリアランスＸは、例えば、圧縮機のハウジング１０におけるシャフト１６及びロータ４１の回転を許容しつつ、シャフト１６及びロータ４１のスライド移動に起因して発生するシャフト１６と軸シール部材１９との接触位置のずれを良好に抑えるべく設定される。なお、このクリアランスＸは、例えば０．１ｍｍ程度であり、図面においてはクリアランスＸを誇張して描いてある。
【００３６】
前記調整部材５１は、前記クリアランスＸを設定するように、挿通孔５０内に所定の量（距離）だけ圧入されている。つまり、調整部材５１は、該調整部材５１の後端面５１ｃと、シリンダブロック１１の延出部１１ｂの端面１１ｃとの間隔が所定量（間隔Ｙ）になるように、挿通孔５０に圧入されている。
【００３７】
即ち、圧縮機の組立時において、調整部材５１をシリンダブロック１１の挿通孔５０において位置決めする際には、先ず、図２（ａ）に示すように、シリンダブロック１１にリヤハウジング１４を接合固定する前の状態で、調整部材５１を、挿通孔５０に対して後方から圧入し、挿通孔５０内に調整部材５１を押し込む。このとき、調整部材５１の後端面５１ｃは、延出部１１ｂの端面１１ｃから、軸線Ｌ方向に間隔Ｙより浅い位置まで圧入し、調整部材５１の圧入位置を仮決めする。
【００３８】
次に、図２（ｂ）に示す治具６１を使用して、調整部材５１を位置決めする。治具６１は、平坦面６２から、円柱状の凸部６３が突出している。凸部６３の径は、挿通孔５０の径より小さく、透孔５１ａの径より大きくなっている。凸部６３の平坦面６２からの突出量は、間隔Ｙと同じに設定されている。
【００３９】
この治具６１の凸部６３により、調整部材５１を挿通孔５０内で前記仮決め位置よりさらに前方側に押し込む。この凸部６３による調整部材５１の押し込みは、治具６１の平坦面６２が延出部１１ｂの端面１１ｃに当接する位置まで行われ、調整部材５１の後端面５１ｃと、延出部１１ｂの端面１１ｃとの間には、間隔Ｙが形成される。従って、シャフト１６及びロータ４１の軸線Ｌ方向前方側へのスライド移動が規制された状態において、ロータ４１の後端面４１ｄと、調整部材５１の前端面５１ｂとの間には、クリアランスＸが形成される。
【００４０】
（圧縮機の容量可変構造）
前記クランク室１５と吐出室２９とは、圧力供給通路４９で接続されている。圧力供給通路４９上には、電磁弁からなる周知の容量制御弁５２が配設されている。シャフト１６内には通孔４７が形成されており、該通孔４７は、ロータ４１に設けられた孔４８を介して筒内空間４４に連通されている。孔４８の途中には、絞り４８ａが形成されている。吸入室２８は、調整部材５１の透孔５１ａ、筒内空間４４、孔４８、及び通孔４７を介してクランク室１５と連通されている。
【００４１】
前記容量制御弁５２の開度を調節することで、圧力供給通路４９を介した吐出室２９からクランク室１５への高圧な吐出ガスの導入量と、通孔４７、孔４８、筒内空間４４及び透孔５１ａを介したクランク室１５から吸入室２８へのガス導出量とのバランスが制御され、クランク室１５の内圧が決定される。クランク室１５の内圧変更に応じて、ピストン２５を介してのクランク室１５の内圧と圧縮室２６の内圧との差が変更され、斜板２３の傾角が変更される結果、ピストン２５のストローク即ち圧縮機の吐出容量が調節される。
【００４２】
例えば、前記容量制御弁５２が開度を大きくすると、クランク室１５の内圧が上昇する。クランク室１５の内圧が上昇すると、斜板２３はその中央部がシリンダブロック１１に近づく方向にスライド移動して傾角が小さくなる。従って、ピストン２５のストロークが小さくなって、圧縮機の吐出容量が低下される。逆に、容量制御弁５２が開度を小さくすると、クランク室１５の内圧が低下する。クランク室１５の内圧が低下すると、斜板２３はその中央部がシリンダブロック１１から遠ざかる方向にスライド移動して傾角が大きくなる。従って、ピストン２５のストロークが大きくなって、圧縮機の吐出容量が増大する。
【００４３】
そして、本実施形態において前記ロータ４１の大径部４１ｂの外径は、シャフト１６の外径より大きくなっている。従って、ロータ４１の大径部４１ｂと、該大径部４１ｂに隣接するシャフト１６の後端部１６ｂとの間には、斜板２３の後面に対向する壁面６４ａを有する段差部６４が形成されている。このように、駆動軸を構成するシャフト１６とロータ４１の大径部４１ｂとの接続部分に段差（段差部６４）を設けることは、該段差部６４が駆動軸（シャフト１６及びロータ４１）に一体形成されていると言える。
【００４４】
前記段差部６４の壁面６４ａと斜板２３の後面中央部との間には、付勢バネとしてのコイルスプリングよりなるリターンスプリング６５が、シャフト１６に外挿された状態で介在されている。つまり、段差部６４の壁面６４ａは、リターンスプリング６５の固定端側（駆動軸側）を支持するバネ座として利用されている。
【００４５】
前記斜板２３の中央部は、リターンスプリング６５の付勢力によって、シリンダブロック１１から遠ざかる方向即ち傾角増大方向に付勢されている。従って、例えば、容量制御弁５２の全開により最小傾角状態にある斜板２３は、この状態から容量制御弁５２の弁開度が小さくされてクランク室１５の内圧が低下傾向となると、リターンスプリング６５の付勢力によるアシストを受けて速やかに傾角を増大させる。
【００４６】
なお、前記段差部６４の段差の高さ、つまりシャフト１６における後端部１６ｂの外周面の半径と、大径部４１ｂの外周面４１ｃの半径との差は、壁面６４ａによるリターンスプリング６５の支持を安定とするために、リターンスプリング６５の鋼線の径以上に設定されている。
【００４７】
上記構成の本実施形態においては、次のような効果を奏する。
（１）駆動軸（シャフト１６及びロータ４１）上には、壁面６４ａがリターンスプリング６５のバネ座となる段差部６４が一体形成されている。従って、特許文献１のサークリップを廃止できる。サークリップの廃止により、圧縮機の部品点数及び加工工数を削減できる。
【００４８】
（２）段差部６４は、シャフト１６の後端部１６ｂと、該後端部１６ｂより大径なロータ４１の大径部４１ｂとの径差によって構成されている。大径なロータ４１（大径部４１ｂ）は、その外周面の面圧を低くすることができる。また、大径なロータ４１（大径部４１ｂ）は、その周速を高めることができる。よって、ロータ４１は、例えば、圧縮機が高負荷でかつ低回転速度の状態においても、大径部４１ｂの外周面４１ｃと収容部４２の内周面４２ａとの間の油膜切れを防止することができる（一般に、滑り軸受は、高負荷でかつ低回転速度時に油膜切れが生じ易いとされている）。
【００４９】
つまり、大径部４１ｂ及び収容部４２を大径とすることで両者による滑り軸受の耐久性を向上させるとともに、該耐久性向上の副産物として径差が生じた大径部４１ｂと後端部１６ｂとの間を、段差部６４として有効利用している。
【００５０】
（３）駆動軸を構成するシャフト１６とロータ４１とは別体とされている。従って、例えば、ロータ４１の形状寸法や材質が、シャフト１６の加工上や機能上の都合により限定されることを防止でき、ロータ４１は滑り軸受としての機能を優先した形状寸法や材質の選択が可能となる。
【００５１】
（４）ロータ４１は、ベアリングとしての機能とロータリバルブとしての機能とを有している。機能（ベアリング機能及びロータリバルブ機能）の集約は、ピストン式圧縮機の部品点数の低減につながる。
【００５２】
○第２実施形態
図３においては第２実施形態を示す。本実施形態においては上記第１実施形態からリターンスプリング６５が削除されている。また、ロータ４１の大径部４１ｂが斜板２３側に長くされて、段差部６４が上記実施形態より前方側に配置されている。そして、段差部６４の壁面６４ａに斜板２３が当接されることで、該斜板２３の最小傾角が規定される。つまり、段差部６４の壁面６４ａは、最小傾角規定部をなしている。
【００５３】
本実施形態においても上記第１実施形態と同様な効果を奏する。
なお、本発明の趣旨から逸脱しない範囲で例えば以下の態様でも実施できる。
○上記各実施形態においてロータ４１の大径部４１ｂは、シャフト１６の後端部１６ｂよりも大径とされており、大径部４１ｂと後端部１６ｂとの間に生じる段差により段差部６４を形成していた。これを変更し、図４に示すように、ロータ４１の大径部４１ｂを、シャフト１６の後端部１６ｂと同径とし、駆動軸の段差部６４は、大径部４１ｂの外周面４１ｃにおいてクランク室１５に露出する部分から一体に突出形成した鍔部によって形成すること。
【００５４】
○上記各実施形態において斜板２３は、挿通孔２３ａを介してシャフト１６に直接支持されていた。これを変更し、シャフト１６上にスリーブをスライド移動可能に遊嵌し、該スリーブの枢軸に斜板２３を傾動可能に支持させる。
【００５５】
従って、第１実施形態の変更例の場合、スリーブと段差部６４の壁面６４ａとの間にリターンスプリング６５が介在されることとなる。リターンスプリング６５は、スリーブをシリンダブロック１１から遠ざかる方向に付勢し、結果として斜板２３は傾角増大方向に付勢される。また、第２実施形態の変更例の場合、スリーブが段差部６４の壁面６４ａに当接することで、斜板２３の最小傾角が規定されることとなる。
【００５６】
○上記各実施形態においてはロータリバルブを用いた吸入弁機構３５を採用したが、これを変更し、リードバルブタイプの吸入弁機構を弁・ポート形成体１３に設けた態様において本発明を具体化すること。つまり、ロータ４１からロータリバルブの機能を排除し、該ロータ４１をベアリング部のみとして用いること。
【００５７】
○上記各実施形態においてシャフト１６とロータ４１とは別部材となっている。これを変更し、シャフト１６とロータ４１とを同一部材にて形成すること。
上記各実施形態から把握できる技術的思想について記載する。
【００５８】
（１）シリンダブロックに形成されたシリンダボアには片頭型のピストンが収容され、ハウジングに回転可能に支持された駆動軸には回転支持体が一体回転可能に設けられ、前記駆動軸にはカムプレートがスライド移動可能でかつ傾動可能に支持され、前記回転支持体と前記カムプレートとの間にはヒンジ機構が介在され、前記駆動軸の回転運動が前記回転支持体、前記ヒンジ機構及び前記カムプレートを介して前記ピストンの往復運動に変換されるとともに、前記カムプレートが前記ヒンジ機構の案内によって前記駆動軸上を傾動しつつスライド移動されることで吐出容量を変更可能であって、前記駆動軸上において前記カムプレートとシリンダブロックとの間の位置にはバネ座が設けられ、該バネ座と前記カムプレートとの間には前記カムプレートを傾角増大方向に付勢する付勢バネが介在された容量可変型圧縮機において、
前記駆動軸は、駆動軸本体と該駆動軸本体のシリンダブロック側の端部に連設された円柱状のベアリング部とを備えており、前記シリンダブロックには前記ベアリング部の外周面とで滑り軸受面を構成する内周面を有する収容部が形成され、前記駆動軸はベアリング部及び収容部を介することでハウジングに回転可能に支持されており、前記ベアリング部は駆動軸本体の端部より大径であって、前記ベアリング部と前記駆動軸本体の端部との径差によって構成された段差部の壁面が前記バネ座をなしている容量可変型圧縮機。
【００５９】
（２）シリンダブロックに形成されたシリンダボアには片頭型のピストンが収容され、ハウジングに回転可能に支持された駆動軸には回転支持体が一体回転可能に設けられ、前記駆動軸にはカムプレートがスライド移動可能でかつ傾動可能に支持され、前記回転支持体と前記カムプレートとの間にはヒンジ機構が介在され、前記駆動軸の回転運動が前記回転支持体、前記ヒンジ機構及び前記カムプレートを介して前記ピストンの往復運動に変換されるとともに、前記カムプレートが前記ヒンジ機構の案内によって前記駆動軸上を傾動しつつスライド移動されることで吐出容量を変更可能であって、前記駆動軸上において前記カムプレートとシリンダブロックとの間の位置には、前記カムプレートの最小傾角を当接規定する最小傾角規定部が設けられた容量可変型圧縮機において、
前記駆動軸は、駆動軸本体と該駆動軸本体のシリンダブロック側の端部に連設された円柱状のベアリング部とを備えており、前記シリンダブロックには前記ベアリング部の外周面とで滑り軸受面を構成する内周面を有する収容部が形成され、前記駆動軸はベアリング部及び収容部を介することでハウジングに回転可能に支持されており、前記ベアリング部は駆動軸本体の端部より大径であって、前記ベアリング部と前記駆動軸本体の端部との径差によって構成された段差部の壁面が前記最小傾角規定部をなしている容量可変型圧縮機。
【００６０】
【発明の効果】
上記構成の本発明によれば、容量可変型圧縮機の部品点数及び加工工数を削減できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施形態のピストン式容量可変型圧縮機を示す縦断面図。
【図２】（ａ），（ｂ）は調整部材の位置決め手順を示す部分拡大図。
【図３】第２実施形態の要部断面図。
【図４】別例の段差部付近の要部断面図。
【符号の説明】
１０…ハウジング、１１…シリンダブロック、１１ａ…シリンダボア、１６…駆動軸本体としてのシャフト、２１…回転支持体、２３…カムプレートとしての斜板、２４…ヒンジ機構、２５…ピストン、２６…圧縮室、２８…吸入圧力領域としての吸入室、４１…ロータ、４１ｂ…ベアリング部としての大径部、４１ｃ…ベアリング部の外周面、４２…収容部、４２ａ…収容部の内周面、６４…段差部、６４ａ…段差部の壁面、６５…付勢バネとしてのリターンスプリング。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable displacement compressor that is used in, for example, an air conditioner for a vehicle to compress a refrigerant gas and change a discharge capacity.
[0002]
[Prior art]
For example, in a variable displacement swash plate compressor, a single-headed piston is housed in a cylinder bore formed in a cylinder block. A rotation support is provided on the drive shaft rotatably supported by the housing so as to be integrally rotatable. A swash plate is slidably and tiltably supported on the drive shaft. A hinge mechanism is interposed between the rotating support and the swash plate.
[0003]
Accordingly, the rotational movement of the drive shaft is converted into a reciprocating movement of the piston via the rotary support, the hinge mechanism and the swash plate, and the swash plate is slid while tilting on the drive shaft by the guidance of the hinge mechanism. Thus, the discharge capacity can be changed. The inclination angle of the swash plate with respect to the drive shaft is reduced when the central portion of the swash plate near the drive shaft approaches the cylinder block, and is increased when the central portion of the swash plate moves away from the cylinder block.
[0004]
As the variable displacement swash plate compressor, for example, in order to improve the capacity return (capacity increase) from the minimum discharge capacity of the compressor, an urging device for urging the swash plate in the inclination increasing direction is used. There is one provided with a spring (for example, see Patent Document 1). Further, as the variable displacement type swash plate type compressor, there is a compressor having a minimum tilt angle defining section for abuttingly defining a minimum tilt angle of a swash plate (for example, see Patent Document 2).
[0005]
That is, in the technique of Patent Document 1, a sleeve is loosely fitted on a drive shaft so as to be slidable, and a swash plate is supported on a pivot of the sleeve so as to be tiltable. A circlip is fitted and fixed on the drive shaft at a position between the sleeve and the cylinder block. An urging spring is disposed between the circlip and the sleeve to urge the central portion of the swash plate away from the cylinder block via the sleeve. Further, in the technique of Patent Document 2, a circlip is fitted and fixed at a position between a swash plate and a cylinder block on a drive shaft, and a minimum inclination angle of the swash plate is such that a center portion of the swash plate abuts the circlip. Stipulated.
[0006]
[Patent Document 1]
JP-A-5-79456 (page 3, FIG. 1)
[Patent Document 2]
JP-A-2001-107851 (page 4, FIG. 1)
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the techniques of Patent Literature 1 and Patent Literature 2, since a circlip separate from the drive shaft is used, there is a problem that the number of components constituting the variable displacement swash plate compressor increases. Further, it is necessary to form a groove for mounting the circlip on the drive shaft, and there is a problem that the number of processing steps of the drive shaft, that is, the number of processing steps of the variable displacement type swash plate type compressor increases.
[0008]
An object of the present invention is to reduce the number of parts and the number of processing steps of a variable displacement compressor.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, in the variable displacement compressor according to the first aspect, a step portion having a small diameter on the cam plate side is integrally formed at a position between the cam plate and the cylinder block on the drive shaft. I have. The wall surface of the step is used as a spring seat. An urging spring for urging the cam plate in the direction of increasing the tilt angle is interposed between the spring seat and the cam plate. As described above, by forming the spring seat integrally with the drive shaft, the circlip of Patent Document 1 can be eliminated. By eliminating the circlip, it is possible to reduce the number of parts and the number of processing steps of the variable displacement compressor.
[0010]
In order to achieve the above object, in the variable displacement compressor according to the second aspect, a step portion having a small diameter on the cam plate side is integrally formed at a position between the cam plate and the cylinder block on the drive shaft. I have. The wall surface of the step portion is used as a minimum inclination defining portion. The minimum inclination angle of the cam plate is abutted and defined by the minimum inclination angle defining portion. In this way, by forming the minimum inclination defining portion integrally with the drive shaft, the circlip of Patent Document 2 can be eliminated. By eliminating the circlip, it is possible to reduce the number of parts and the number of processing steps of the variable displacement compressor.
[0011]
According to a third aspect of the present invention, in the first or second aspect, the drive shaft includes a drive shaft main body and a cylindrical bearing portion connected to an end of the drive shaft main body on the cylinder block side. The cylinder block is formed with a housing portion having an inner peripheral surface that forms a sliding bearing surface with the outer peripheral surface of the bearing portion. The drive shaft is rotatably supported by the housing via the bearing and the housing. As described above, by using a plain bearing having a simple structure for the bearing that rotatably supports the drive shaft, the configuration of the variable displacement compressor can be simplified as compared with, for example, a case of using a rolling bearing. I can figure it out.
[0012]
In the present invention, the bearing portion has a larger diameter than an end portion of the drive shaft main body, and the step portion is constituted by a difference in diameter between the bearing portion and the end portion of the drive shaft main body. The large-diameter bearing portion can reduce the surface pressure on the outer peripheral surface. In addition, the large-diameter bearing portion can increase its peripheral speed. For example, even when the variable displacement compressor is under a high load and at a low rotational speed, the outer peripheral surface of the bearing portion and the inner peripheral surface of the housing portion can be used. Oil film between them can be prevented.
[0013]
That is, in the present invention, by increasing the diameter of the bearing portion and the housing portion, the durability of the sliding bearing is improved by both, and the bearing portion and the drive shaft main body having a diameter difference as a by-product of the durability improvement are formed. The step between the end and the end is effectively used as a step.
[0014]
According to a fourth aspect of the present invention, in the third aspect, the drive shaft main body and the bearing portion are separated from each other. The drive shaft is formed by assembling the bearing portion to the drive shaft main body. Therefore, for example, it is possible to prevent the shape and size and material of the bearing portion from being limited due to the processing and function of the drive shaft main body, and it is possible to select the shape and size and material giving priority to the function as a sliding bearing. It becomes.
[0015]
A fifth aspect of the present invention relates to a preferable aspect of the bearing portion in the third or fourth aspect. That is, the bearing portion is provided with a function of a rotary valve that can open and close the gas passage between the cylinder bore and the suction pressure region in synchronization with the rotation of the drive shaft. Consolidation of functions (bearing function and rotary valve function) leads to a reduction in the number of components of the variable displacement compressor.
[0016]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, first and second embodiments will be described in which the present invention is embodied in a variable displacement swash plate type compressor (hereinafter simply referred to as a compressor) that compresses refrigerant gas used in a vehicle air conditioner. I do. In the second embodiment, only differences from the first embodiment will be described, and the same or corresponding members will be denoted by the same reference numerals and description thereof will be omitted.
[0017]
○ 1st embodiment
(Compressor)
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of the compressor, in which the left side of the figure is the front of the compressor and the right side is the rear. The compressor includes a cylinder block 11, a front housing 12 joined and fixed to a front end thereof, and a rear housing 14 joined and fixed to a rear end of the cylinder block 11 via a valve / port forming body 13. The cylinder block 11, the front housing 12, and the rear housing 14 are each made of an aluminum-based metal material, and are fastened and fixed by a plurality of (only one is shown in the drawing) through bolts 20 to constitute the compressor housing 10. ing. That is, the cylinder block 11 forms a part of the housing 10 of the compressor.
[0018]
A crank chamber 15 is defined in a region surrounded by the cylinder block 11 and the front housing 12. A shaft 16 is rotatably arranged in the crank chamber 15. The shaft 16 is made of an iron-based metal material. The shaft 16 is operatively connected to an engine Eg, which is a traveling drive source (external drive source) of the vehicle, via a power transmission mechanism PT, and is rotated by receiving power from the engine Eg.
[0019]
The shaft 16 is supported by the front housing 12 via a radial bearing 18 composed of a rolling bearing. A shaft seal member 19 is interposed between the front housing 12 and the shaft 16. A rotation support 21 is fixed on the shaft 16 in the crank chamber 15 so as to be integrally rotatable. A thrust bearing 17 is interposed between the rotary support 21 and the inner wall surface 12a of the front housing 12. A swash plate 23 as a cam plate is accommodated in the crank chamber 15. The shaft 16 is inserted through an insertion hole 23a provided at the center of the swash plate 23. The swash plate 23 is slidable on the shaft 16, and is inclined with respect to the axis L of the shaft 16 (perpendicular to the axis L). The angle between the plane and the plane is supported so as to be changeable.
[0020]
A hinge mechanism 24 is interposed between the rotation support 21 and the swash plate 23. The hinge mechanism 24 includes a support arm 36 formed on the periphery of the rotary support 21 and a guide pin 37 fixed to the swash plate 23. The spherical portion 37a of the guide pin 37 is slidably fitted in the guide hole 36a of the support arm 36. Therefore, the swash plate 23 can be rotated synchronously with the rotary support 21 and the shaft 16 by hinge connection with the rotary support 21 via the hinge mechanism 24 and support of the shaft 16 through the insertion hole 23a. At the same time, the shaft 16 can be tilted with respect to the shaft 16 while sliding in the direction of the axis L.
[0021]
A plurality of (only one is shown in the drawings) cylinder bores 11 a are formed through the cylinder block 11 so as to surround the axis L of the shaft 16. The single-headed piston 25 is accommodated in each cylinder bore 11a so as to be able to reciprocate. The front and rear openings of the cylinder bore 11a are closed by the valve / port forming body 13 and the piston 25, and a compression chamber 26 whose volume changes in accordance with the reciprocation of the piston 25 is defined in the cylinder bore 11a. Each piston 25 is moored on the outer peripheral portion of the swash plate 23 via a shoe 27. Therefore, the rotation of the swash plate 23 accompanying the rotation of the shaft 16 is converted into the reciprocating motion of the piston 25 via the shoe 27.
[0022]
In the rear housing 14, a suction chamber 28 and a discharge chamber 29 as suction pressure areas are respectively formed. The suction chamber 28 is formed at the center of the rear housing 14, and the discharge chamber 29 is formed so as to surround the outer periphery of the suction chamber 28. The valve / port forming body 13 is formed with a discharge port 32 that connects the compression chamber 26 and the discharge chamber 29 and a discharge valve 33 that is a reed valve that opens and closes the discharge port 32. The cylinder block 11 is provided with a suction valve mechanism 35 composed of a rotary valve.
[0023]
The refrigerant gas in the suction chamber 28 is sucked into the compression chamber 26 via the suction valve mechanism 35 by moving from the top dead center position of each piston 25 to the bottom dead center side (suction stroke). The refrigerant gas sucked into the compression chamber 26 is compressed to a predetermined pressure by moving from the bottom dead center position of the piston 25 to the top dead center side, and is discharged to the discharge port 32 and the discharge valve 33 of the valve / port forming body 13. The liquid is discharged into the discharge chamber 29 via a compression / discharge step.
[0024]
(Suction valve mechanism 35)
In the cylinder block 11, a cylindrical housing portion 42 is formed so as to penetrate at a central portion surrounded by the cylinder bore 11a. The accommodation section 42 and each compression chamber 26 are connected to each other via a plurality of (only one is shown in the drawing) suction communication passages 43 formed in the cylinder block 11. An end of the suction communication passage 43 on the side of the housing portion 42 is opened on the inner peripheral surface 42a of the housing portion 42 (opening 43a).
[0025]
A cylindrical rotor 41 is rotatably housed in the housing portion 42. The rotor 41 is made of an aluminum-based metal material. The rotor 41 has a front small-diameter portion 41a and a rear large-diameter portion 41b connected in the direction of the axis L. The rotor 41 is fixed to the shaft 16 by being press-fitted with a small-diameter portion 41a into a press-fitting recess 16a formed on the rear end surface of the shaft 16. Therefore, the shaft 16 and the rotor 41 have a uniaxial shape, and the rotor 41 is rotated in synchronization with the rotation of the shaft 16, that is, the reciprocation of the piston 25.
[0026]
The outer peripheral surface 41c of the large diameter portion 41b of the rotor 41 and the inner peripheral surface 42a of the housing portion 42 constitute a sliding bearing surface for rotatably supporting the rotor 41 in the housing portion 42. Therefore, the rear end 16 b of the shaft 16 is rotatably supported by the cylinder block 11 via the rotor 41. In the present embodiment, the shaft 16 and the rotor 41 constitute a drive shaft of the compressor. Further, the shaft 16 forms a drive shaft main body, and the large diameter portion 41b of the rotor 41 forms a drive shaft bearing portion.
[0027]
An extension 11b is formed on the rear end surface of the cylinder block 11 to extend rearward in the suction chamber 28. In the extension portion 11b, an insertion hole 50 that communicates the housing portion 42 with the suction chamber 28 and that has a cylindrical inner peripheral surface centered on the axis L of the shaft 16 is provided. The inside diameter of the insertion hole 50 is larger than the inside diameter of the storage section 42.
[0028]
The rotor 41 has a cylindrical internal space 44. The in-cylinder space 44 communicates with the suction chamber 28 via the insertion hole 50. On the peripheral wall of the rotor 41, an introduction passage 45 whose inner end is always in communication with the in-cylinder space 44 is provided. The outer end of the introduction passage 45 is opened on the outer peripheral surface 41c of the large diameter portion 41b in the rotor 41 (opening 45a).
[0029]
With the rotation of the rotor 41, that is, the rotation of the shaft 16, the opening 45a of the introduction passage 45 of the rotor 41 intermittently communicates with the opening 43a of the suction communication passage 43 of the cylinder block 11.
[0030]
That is, when the cylinder bore 11a is in the suction stroke state, the opening 45a of the introduction passage 45 and the opening 43a of the suction communication passage 43 communicate with each other, and the refrigerant gas in the suction chamber 28 passes through the insertion hole 50, the in-cylinder space 44, It is sucked into the compression chamber 26 of the cylinder bore 11a via the introduction passage 45 and the suction communication passage 43. On the other hand, when the cylinder bore 11a is in the discharge stroke state, the communication between the opening 45a of the introduction passage 45 and the opening 43a of the suction communication passage 43 is blocked, and the refrigerant gas in the compression chamber 26 is discharged from the discharge port 32 through the discharge valve 32. 33 is displaced and discharged to the discharge chamber 29.
[0031]
In other words, it can be said that the large-diameter portion 41b of the rotor 41 has a function of a rotary valve that can open and close the refrigerant gas passage between the cylinder bore 11a and the suction chamber 28 by rotating in synchronization with the shaft 16.
[0032]
(Slide movement restriction structure of shaft 16 and rotor 41)
A cylindrical adjusting member 51 made of an aluminum-based metal material is press-fitted and fixed in the insertion hole 50 of the cylinder block 11. At the center of the adjusting member 51, a through-hole 51a communicating the suction chamber 28 and the in-cylinder space 44 is formed so as to pass therethrough. The front end surface 51b of the adjustment member 51 forms a movement restricting portion that faces the rear end surface 41d of the rotor 41 in the insertion hole 50. In other words, the front end surface 51b of the adjustment member 51 abuts on the rear end surface 41d of the rotor 41 to restrict the shaft 16 and the rotor 41 from sliding rearward in the direction of the axis L.
[0033]
During operation of the compressor, the compressive load of the refrigerant gas acting on the piston 25 is applied to the inner wall surface 12a of the front housing 12 via the shoe 27, the swash plate 23, the hinge mechanism 24, the rotary support 21 and the thrust bearing 17. Accepted by Therefore, the sliding movement of the integral body such as the piston 25, the swash plate 23, the rotary support 21, the shaft 16, and the rotor 41 forward in the direction of the axis L by the action of the compression load is caused by the rotary support 21 and the thrust bearing. 17, the contact is restricted by the inner wall surface 12 a of the front housing 12.
[0034]
In a state where the sliding movement of the shaft 16 and the rotor 41 forward in the direction of the axis L is restricted, a predetermined amount of clearance X is provided between the rear end surface 41d of the rotor 41 and the front end surface 51b of the adjustment member 51. Is formed. The clearance X corresponds to a sliding movable amount of the shaft 16 and the rotor 41 in the longitudinal direction of the axis L.
[0035]
The clearance X is, for example, a contact position between the shaft 16 and the shaft seal member 19 generated by sliding movement of the shaft 16 and the rotor 41 while allowing rotation of the shaft 16 and the rotor 41 in the housing 10 of the compressor. Is set to favorably suppress the deviation. The clearance X is, for example, about 0.1 mm, and the clearance X is exaggerated in the drawings.
[0036]
The adjusting member 51 is pressed into the insertion hole 50 by a predetermined amount (distance) so as to set the clearance X. That is, the adjusting member 51 is press-fitted into the insertion hole 50 such that the distance between the rear end surface 51c of the adjusting member 51 and the end surface 11c of the extension 11b of the cylinder block 11 is a predetermined amount (interval Y). I have.
[0037]
That is, when assembling the compressor, when positioning the adjustment member 51 in the insertion hole 50 of the cylinder block 11, first, as shown in FIG. 2A, the rear housing 14 is joined and fixed to the cylinder block 11. In the previous state, the adjustment member 51 is pressed into the insertion hole 50 from behind, and the adjustment member 51 is pushed into the insertion hole 50. At this time, the rear end face 51c of the adjusting member 51 is press-fitted from the end face 11c of the extending portion 11b to a position shallower than the interval Y in the direction of the axis L, and the press-fitting position of the adjusting member 51 is temporarily determined.
[0038]
Next, the adjustment member 51 is positioned using a jig 61 shown in FIG. The jig 61 has a columnar convex portion 63 protruding from a flat surface 62. The diameter of the protrusion 63 is smaller than the diameter of the insertion hole 50 and larger than the diameter of the through hole 51a. The protrusion amount of the protrusion 63 from the flat surface 62 is set to be equal to the interval Y.
[0039]
The adjusting member 51 is pushed further forward than the tentatively determined position in the insertion hole 50 by the convex portion 63 of the jig 61. The pushing of the adjustment member 51 by the convex portion 63 is performed until the flat surface 62 of the jig 61 comes into contact with the end surface 11c of the extension portion 11b, and the rear end surface 51c of the adjustment member 51 and the end surface of the extension portion 11b are formed. 11c, an interval Y is formed. Accordingly, a clearance X is formed between the rear end face 41 d of the rotor 41 and the front end face 51 b of the adjustment member 51 in a state where the sliding movement of the shaft 16 and the rotor 41 forward in the direction of the axis L is restricted. You.
[0040]
(Variable compressor capacity)
The crank chamber 15 and the discharge chamber 29 are connected by a pressure supply passage 49. On the pressure supply passage 49, a well-known displacement control valve 52 composed of an electromagnetic valve is provided. A through hole 47 is formed in the shaft 16, and the through hole 47 communicates with the in-cylinder space 44 via a hole 48 provided in the rotor 41. An aperture 48a is formed in the middle of the hole 48. The suction chamber 28 communicates with the crank chamber 15 via the through hole 51 a of the adjustment member 51, the in-cylinder space 44, the hole 48, and the through hole 47.
[0041]
By adjusting the opening of the displacement control valve 52, the amount of high-pressure discharge gas introduced from the discharge chamber 29 to the crank chamber 15 through the pressure supply passage 49, the through hole 47, the hole 48, and the in-cylinder space 44 The balance between the amount of gas discharged from the crank chamber 15 to the suction chamber 28 via the through hole 51a and the suction chamber 28 is controlled, and the internal pressure of the crank chamber 15 is determined. In accordance with the change in the internal pressure of the crank chamber 15, the difference between the internal pressure of the crank chamber 15 via the piston 25 and the internal pressure of the compression chamber 26 is changed, and the inclination angle of the swash plate 23 is changed. The displacement of the compressor is adjusted.
[0042]
For example, when the opening of the displacement control valve 52 increases, the internal pressure of the crank chamber 15 increases. When the internal pressure of the crank chamber 15 rises, the swash plate 23 slides in a direction in which the central portion approaches the cylinder block 11, and the inclination angle decreases. Therefore, the stroke of the piston 25 is reduced, and the displacement of the compressor is reduced. Conversely, when the opening of the displacement control valve 52 decreases, the internal pressure of the crank chamber 15 decreases. When the internal pressure of the crank chamber 15 decreases, the center of the swash plate 23 slides in a direction away from the cylinder block 11, and the inclination angle increases. Accordingly, the stroke of the piston 25 increases, and the displacement of the compressor increases.
[0043]
In the present embodiment, the outer diameter of the large diameter portion 41b of the rotor 41 is larger than the outer diameter of the shaft 16. Therefore, between the large diameter portion 41b of the rotor 41 and the rear end portion 16b of the shaft 16 adjacent to the large diameter portion 41b, a step portion 64 having a wall surface 64a facing the rear surface of the swash plate 23 is formed. ing. Providing a step (step 64) at the connection between the shaft 16 forming the drive shaft and the large-diameter portion 41b of the rotor 41 as described above requires that the step 64 be attached to the drive shaft (the shaft 16 and the rotor 41). It can be said that they are integrally formed.
[0044]
A return spring 65 made of a coil spring as an urging spring is interposed between the wall surface 64a of the stepped portion 64 and the center of the rear surface of the swash plate 23 while being externally inserted into the shaft 16. That is, the wall surface 64 a of the step portion 64 is used as a spring seat that supports the fixed end side (drive shaft side) of the return spring 65.
[0045]
The central portion of the swash plate 23 is urged by the urging force of the return spring 65 in the direction away from the cylinder block 11, that is, in the direction of increasing the tilt angle. Therefore, for example, when the swash plate 23 is in the minimum inclination state due to the full opening of the capacity control valve 52, when the valve opening of the capacity control valve 52 is reduced from this state and the internal pressure of the crank chamber 15 tends to decrease, the return spring 65 The tilt angle is quickly increased by receiving the assist of the urging force.
[0046]
The height of the step of the step portion 64, that is, the difference between the radius of the outer peripheral surface of the rear end portion 16b of the shaft 16 and the radius of the outer peripheral surface 41c of the large diameter portion 41b is determined by the support of the return spring 65 by the wall surface 64a. Is set to be equal to or larger than the diameter of the steel wire of the return spring 65.
[0047]
The present embodiment having the above configuration has the following effects.
(1) On the drive shaft (the shaft 16 and the rotor 41), a step portion 64 whose wall surface 64a serves as a spring seat of the return spring 65 is integrally formed. Therefore, the circlip of Patent Document 1 can be eliminated. By eliminating the circlip, it is possible to reduce the number of parts and the number of processing steps of the compressor.
[0048]
(2) The step portion 64 is formed by a diameter difference between the rear end portion 16b of the shaft 16 and the large diameter portion 41b of the rotor 41 having a larger diameter than the rear end portion 16b. The large-diameter rotor 41 (large-diameter portion 41b) can reduce the surface pressure on the outer peripheral surface. The large-diameter rotor 41 (large-diameter portion 41b) can increase the peripheral speed. Therefore, the rotor 41 prevents, for example, oil film shortage between the outer peripheral surface 41c of the large-diameter portion 41b and the inner peripheral surface 42a of the housing portion 42 even when the compressor has a high load and a low rotation speed. (In general, it is said that a sliding bearing is liable to break an oil film at a high load and a low rotation speed).
[0049]
That is, by increasing the diameter of the large-diameter portion 41b and the accommodation portion 42, the durability of the sliding bearing is improved by both, and the large-diameter portion 41b and the rear end portion 16b having a diameter difference as by-products of the durability improvement. Is effectively used as the step portion 64.
[0050]
(3) The shaft 16 constituting the drive shaft and the rotor 41 are separate bodies. Therefore, for example, it is possible to prevent the shape, dimensions, and material of the rotor 41 from being limited due to processing and functions of the shaft 16, and the rotor 41 has a shape, dimension, or material that gives priority to the function as a sliding bearing. It becomes possible.
[0051]
(4) The rotor 41 has a function as a bearing and a function as a rotary valve. Consolidation of functions (bearing function and rotary valve function) leads to a reduction in the number of parts of the piston type compressor.
[0052]
○ 2nd embodiment
FIG. 3 shows a second embodiment. In this embodiment, the return spring 65 is omitted from the first embodiment. The large-diameter portion 41b of the rotor 41 is elongated toward the swash plate 23, and the step portion 64 is disposed on the front side of the above embodiment. When the swash plate 23 comes into contact with the wall surface 64a of the step portion 64, the minimum inclination angle of the swash plate 23 is defined. That is, the wall surface 64a of the step portion 64 forms a minimum tilt angle defining portion.
[0053]
In the present embodiment, the same effects as those in the first embodiment can be obtained.
It should be noted that, for example, the following embodiments can be implemented without departing from the spirit of the present invention.
In the above embodiments, the large diameter portion 41b of the rotor 41 has a larger diameter than the rear end portion 16b of the shaft 16, and the step portion 64 is formed by a step generated between the large diameter portion 41b and the rear end portion 16b. Had formed. By changing this, as shown in FIG. 4, the large-diameter portion 41b of the rotor 41 has the same diameter as the rear end portion 16b of the shaft 16, and the step portion 64 of the drive shaft is formed on the outer peripheral surface 41c of the large-diameter portion 41b. It is formed by a flange portion integrally formed so as to protrude from a portion exposed to the crank chamber 15.
[0054]
In the above embodiments, the swash plate 23 is directly supported on the shaft 16 through the insertion hole 23a. By changing this, the sleeve is loosely fitted on the shaft 16 so as to be slidable, and the swash plate 23 is tiltably supported on the pivot of the sleeve.
[0055]
Therefore, in the case of the modification of the first embodiment, the return spring 65 is interposed between the sleeve and the wall surface 64a of the step portion 64. The return spring 65 urges the sleeve in a direction away from the cylinder block 11, and as a result, the swash plate 23 is urged in the direction of increasing the tilt angle. In the case of the modified example of the second embodiment, the minimum inclination angle of the swash plate 23 is defined by the sleeve abutting on the wall surface 64a of the step portion 64.
[0056]
In each of the above embodiments, the suction valve mechanism 35 using a rotary valve is adopted. However, the present invention is embodied in a mode in which a reed valve type suction valve mechanism is provided in the valve / port forming body 13 by changing this. To do. That is, the function of the rotary valve is eliminated from the rotor 41, and the rotor 41 is used only as a bearing.
[0057]
In each of the above embodiments, the shaft 16 and the rotor 41 are separate members. This is changed, and the shaft 16 and the rotor 41 are formed by the same member.
The technical ideas that can be grasped from the above embodiments will be described.
[0058]
(1) A single-headed piston is accommodated in a cylinder bore formed in a cylinder block, a rotation support is rotatably supported by a housing, and a rotation support is provided so as to be integrally rotatable, and a cam plate is provided on the drive shaft. Are slidably and tiltably supported, and a hinge mechanism is interposed between the rotary support and the cam plate, and the rotational movement of the drive shaft is controlled by the rotary support, the hinge mechanism, and the cam plate. And the cam plate is slid while tilting on the drive shaft under the guidance of the hinge mechanism, so that the discharge capacity can be changed. A spring seat is provided at a position between the cam plate and the cylinder block, and the cap is provided between the spring seat and the cam plate. In the variable displacement compressor which the biasing spring is interposed for biasing the plate in the inclination angle increasing direction,
The drive shaft includes a drive shaft main body and a cylindrical bearing portion connected to an end of the drive shaft main body on the cylinder block side, and the cylinder block slides on an outer peripheral surface of the bearing portion. An accommodating portion having an inner peripheral surface forming a bearing surface is formed, the drive shaft is rotatably supported by the housing via the bearing portion and the accommodating portion, and the bearing portion is provided at an end of the drive shaft main body. A variable displacement compressor having a large diameter, wherein a wall surface of a step portion formed by a diameter difference between the bearing portion and an end portion of the drive shaft main body forms the spring seat.
[0059]
(2) A single-headed piston is accommodated in a cylinder bore formed in the cylinder block, a rotation support is rotatably supported by the housing, and a rotation support is provided so as to be integrally rotatable. Are slidably and tiltably supported, and a hinge mechanism is interposed between the rotary support and the cam plate, and the rotational movement of the drive shaft is controlled by the rotary support, the hinge mechanism, and the cam plate. And the cam plate is slid while tilting on the drive shaft under the guidance of the hinge mechanism, so that the discharge capacity can be changed. At the position between the cam plate and the cylinder block, a minimum tilt angle defining portion for abuttingly defining the minimum tilt angle of the cam plate is provided. In was variable displacement compressor,
The drive shaft includes a drive shaft main body and a cylindrical bearing portion connected to an end of the drive shaft main body on the cylinder block side, and the cylinder block slides on an outer peripheral surface of the bearing portion. An accommodating portion having an inner peripheral surface forming a bearing surface is formed, the drive shaft is rotatably supported by the housing via the bearing portion and the accommodating portion, and the bearing portion is provided at an end of the drive shaft main body. A variable displacement compressor having a large diameter, wherein a wall surface of a step portion formed by a diameter difference between the bearing portion and an end portion of the drive shaft main body forms the minimum tilt angle defining portion.
[0060]
【The invention's effect】
ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention of the said structure, the number of parts of a variable displacement compressor and the number of processing steps can be reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a piston type variable displacement compressor according to a first embodiment.
FIGS. 2A and 2B are partially enlarged views showing a procedure for positioning an adjustment member.
FIG. 3 is a sectional view of a main part of a second embodiment.
FIG. 4 is a cross-sectional view of a main part near a step portion of another example.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... Housing, 11 ... Cylinder block, 11a ... Cylinder bore, 16 ... Shaft as a drive shaft main body, 21 ... Rotation support, 23 ... Swash plate as a cam plate, 24 ... Hinge mechanism, 25 ... Piston, 26 ... Compression chamber , 28 ... suction chamber as suction pressure area, 41 ... rotor, 41b ... large diameter part as bearing part, 41c ... outer peripheral surface of bearing part, 42 ... accommodation part, 42a ... inner peripheral surface of accommodation part, 64 ... step Section, 64a: Wall surface of stepped section, 65: Return spring as biasing spring.