発明の名称: 可変容量圧縮機・可変圧膨張機
技術分野
[0001] 　本発明は、往復ピストン式圧縮機、及び往復ピストン式膨張機に関する。
背景技術
[0002] 　冷媒圧縮機に用いられる往復ピストン式圧縮機で連続的にガス容量を変化
させられるものとしては、斜板圧縮機の斜板角度を変化させるものが知られ
ている（特許文献１参照）。
[0003] 　内燃機関用過給機に用いられるスクリュー圧縮機で、吸気バルブの閉タイ
ミングを連続的に遅らせることにより供給ガス量を抑制するものは知られて
いる（特許文献２参照）。
特許文献1：特開２００８－１８４９３３
特許文献2：特許２００７－８５１７４
発明の開示
発明が解決しようとする課題
[0004] 　一般的に空調装置の冷媒圧縮機は固定容積の容積型圧縮機が用いられてい
る。車両用の冷媒圧縮機は走行用の機関により駆動されているので、作動停
止を繰り返す必要があり、電磁クラッチで断続して使用されている。そのた
め居室温度の調整が荒くなり、車両の駆動力が変化し不快である。
[0005] 　特許文献１のような可変容量圧縮機はこの点を改善するが、斜板角度を可
変とする機構を配置するために構造が複雑となり、高回転化が難しい。また
、機構を配置するためにピストンが片面のものとなり大型化する。
[0006] 　一般的に過給機として容積型圧縮機を用いる場合、固定容量の圧縮機が容
積型機関から駆動されて用いられている。容積型機関に対して常にフリクシ
ョンとなるため、同一出力の無過給機関に比べて燃費は低下する。
[0007] 　特許文献２のようなスクリュー圧縮機は吸気側バルブの閉タイミングを連
続的に遅らせることしか出来ないので、供給圧を吸気圧以下に変化させるこ
とは出来ない。そのため出力の制御にはスロットルバルブを用いることにな

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る。そのためスロットルバルブの絞りにより、圧縮機や機関にはポンピング
ロスが発生する。
[0008] 　容積型機関の排気バルブ開口時の圧力は供給圧により変化する。それに対
して、回転当たりのガス容積は排気量により決まるので常に一定である。従
って、その変動する排気圧を無駄なく動力に変換するには、吸気容量は変化
せず膨張比を連続的に変えられる可変圧膨張機が必要になる。更に小型化の
ためには高回転化が容易なものが望まれる。
課題を解決するための手段
[0009] 　圧縮機であれば吸気バルブの開閉タイミングを、膨張機であれば排気バル
ブの開閉タイミングを連続的に変化させることにより、可変容量圧縮機また
は可変圧膨張機を実現する。
[0010] 　往復ピストン式圧縮機（膨張機）の圧縮室（膨張室）の周りを円筒状のロ
ータリーバルブで包む形に配置し、吸気ポート（排気ポート）を、当該ロー
タリーバルブの半径方向に放射状に配置する。当該ロータリーバルブ及びポ
ートは互いに点対称のバルブの回転軸方向に幅の変化する開口部を備え、当
該ロータリーバルブもしくは当該ポートを構成する部材をバルブの回転軸方
向に移動することにより開角を変化させる。
発明の効果
[0011] 　空調装置の冷媒圧縮機に本発明による可変容量圧縮機を用いれば、斜板や
クランクなどの強度部材を固定式のものとすることが出来るので、高回転化
及び小型化が容易である。連続的に０から最大まで冷却能力を変化させるこ
とができるので、断続のための電子クラッチを省略することが可能となる。
電動モーターにより駆動する場合にも、残圧が残る状態からの再始動が可能
となり、高価なインバーターを用いずに冷却能力の制御が可能となる利点が
ある。
[0012] 　容積型機関の過給機として本発明による可変容量圧縮機を用いれば、供給
ガス量を０から最大容量まで連続的に変化させることができるので、過給圧
による機関出力の制御が可能となる。そのためスロットルバルブが省略可能
となる。また、当該圧縮機は吐出側の圧が負圧となっているときには、動力
を発生する。つまり、当該圧縮機は容積型機関のポンピングロスを動力とし
て回生することができる。
[0013] 　容積型機関の排気圧回生機として本発明による可変圧膨張機を用いれば、
機関の負荷により変化する排気圧に対応する膨張比を取ることが可能となり
、排気に残るエネルギーを無駄なく回生することが出来る。
図面の簡単な説明
[0014] [図1]吸気バルブが軸方向に可動する可変容量圧縮機の断面図（実施例１）
[図2]同圧縮機のＶ－Ｖ断面図（実施例１）
[図3]同圧縮機の吸気バルブと吸気ポートの展開配置図（実施例１）
[図4]同圧縮機の吸気バルブの開閉タイミングの説明図（実施例１）
[図5]可変容量圧縮機と容積型機関の動力伝達系スケルトン図（実施例１、２
）
[図6]吸気ポート構成部材が可動する可変容量圧縮機の断面図（実施例２）
[図7]同圧縮機のＸ視図（実施例２）
[図8]同圧縮機の吸気バルブと吸気ポートの展開配置図（実施例２）
[図9]同圧縮機の吸気バルブの開閉タイミング図（実施例２）
[図10]同圧縮機の排気バルブの開閉タイミング図（実施例２）
[図11]同圧縮機のＷ－Ｗ断面図（実施例２）
[図12]６サイクル機関と変容量圧縮機兼可変圧膨張機の断面図（実施例３）
[図13]同圧縮機のＹ－Ｙ断面図（実施例３）
[図14]同圧縮機の吸気バルブと膨張機の排気バルブの開閉タイミング図（実
施例３）
[図15]同圧縮機の排気バルブと膨張機の吸気バルブの開閉タイミング図（実
施例３）
[図16]同圧縮機の吸気バルブと膨張機の排気バルブと各ポートの展開配置図
（実施例３）
符号の説明
[0015] 　１ ピストン式膨張機
　 ２ 容積型機関（６サイクル機関)
　 ３ ピストン式圧縮機
　 １０ シリンダーブロック
　 ２２ 排気マニホールド
　 ３０ バランサー
　 １０１ 主軸
　 １０２ クランクピン
　 １０５ 連接棒
　 １１０ ピストン
　 １１１ ガスシール面（シリンダー内壁面）
　 １１２ ピストンヘッド
　 １１５ ピストン摺動面（シリンダー内壁面）
　 １２１ 膨張室
　 １３０ 膨張機吸気バルブ
　 １３２ 膨張機吸気ポート
　 １４０ 膨張機排気バルブ
　 １４１、３３１，３４１ バルブ開口部
　 １４２ 膨張機排気ポート
　 １５１ 斜板カム
　 １５２ スライダー
　 １５５，１５６ スプロケット
　 １５８ タイミングチェーン
　 １６１ バルブ駆動シャフト
　 １６２，１６３ バルブギヤ
　 ３２１ 圧縮室
　 ３３０ 圧縮機吸気バルブ
　 ３３２ 圧縮機吸気ポート
　 ３３２ｂ シリンダーブロックの圧縮機吸気ポート
　 ３４０ 圧縮機排気バルブ
　 ３４２ 圧縮機排気ポート
　 ３４５ バルブストッパー
　 ３７５ バルブシフター
　 ４１１ Ｖベルト
　 ４１２ プーリー
　 ４４１ 駆動チェーン
　 ４４２ ドリブンスプロケット
　 ４５１ トルクリミッター
　 ５００ クランクケース
　 ５１０，５２０ 摺動面構成部材
　 ５３０ 膨張機吸気ポート構成部材
　 ５４０ 圧縮機排気ポート構成部材
　 ５４１ オイルドレイン
　 ５５０ シール面構成部材
　 ５６０，５６1 ハウジング
　 ５６２，５６３ ヘリカルギヤ
　 ５７０ 円環ポート構成部材
　 ５７１，５７２ フレキシブルガスシール
　 ５７３ ボール勘合部
　 ５７４ 支軸
　 ５７５ シフトアーム
　 ５７６ ジョイントボール
発明を実施するための最良の形態
[0016] 　本発明を図に表した実施例に基づき説明する。
実施例1
[0017] 　図１は、本発明の１実施例である空調装置の冷媒圧縮機としての斜板式可
変容量圧縮機３の断面図である。
[0018] 　当該斜板式圧縮機３は、円筒状の吸気バルブ３３０が複数の圧縮室を包む
形で配置されている。吸気バルブ３３０はバルブギヤ１６２、１６３を介し
てバルブ駆動シャフト１６１により回転駆動されている。バルブ駆動シャフ
ト１６１は、主軸１０１に取り付けられたスプロケット１５５からタイミン
グチェーン１５８、スプロケット１５６を介して駆動されている。
[0019] 　吸気バルブ３３０と一体に形成されたバルブギヤ１６３部の両側面は、バ
ルブシフター３７５により位置を固定されている。このバルブシフター３７
５を介して吸気バルブ３３０を左右に移動させることができる。バルブギヤ
１６２、１６３はヘリカルギヤとなっており、バルブ３３０を左に移動する
とバルブは主軸１０１に対して進角する。バルブギヤ１６３とバルブ３３０
との結合にヘリカルスプラインを用いても同様の効果が得られる。
[0020] 　本図は、吸気バルブ１４０が最も右にあり、バルブ開角が最大の最大ガス
容量の状態を示している。吸気バルブ３３０を左に移動することで、バルブ
が開かないバルブ休止状態にまで連続的に変化させることができる。
[0021] 　図２は最大ガス容量のときのＶ－Ｖ断面図で、吸気バルブ３３０の開口部
３３１と吸気ポート３３２の位相関係を表している。当該圧縮機３は６つの
ピストン１１０を有し、その主軸１０１は右回りに回転している。吸気バル
ブ３３０にはバルブ開口部３３１が５ヶ所あり、吸気バルブ３３０は主軸１
０１の１／５の回転数で左に回転している。ピストンの数をｎとしたとき、
バルブ開口部１４１の数は（ｎ－１）であり、回転数は主軸１０１及び斜板
カム１５１の回転数の１／（ｎ－１）である。
[0022] 　吸気バルブ３３０が主軸１０１と同一方向に回転する場合には、バルブ開
口部の数は（ｎ＋１）、回転数は主軸の１／（ｎ＋１）とする必要がある。
[0023] 　当該圧縮機３の排気バルブ３４０は花びら形の板ばねによる一方向弁にな
っており、圧縮室の内部圧の上昇により開口し、ガスを排気ポートに導く。
[0024] 　図３は、本圧縮機の吸気バルブ３３０の開口部３３１と吸気ポート３３２
の展開配置図である。バルブの回転に伴い、吸気ポート３３２に対してバル
ブ開口部３３１は上方に動く。実線は吸気バルブ３３０が最も右に移動した
バルブ開角が最大となる開口部位置を示している
[0025] 　吸気バルブ３３０の開口部３３１と吸気ポート３３２は軸方向に幅の変化
する形状にしてあるので、吸気バルブ３３０を左右に移動することによりバ
ルブ開角を変化させることが出来る。開口部３３１と吸気ポート３３２を互
いに点対称の形状にしているのは、開閉時の開口面積の変化を大きくするた
めである。
[0026] 　二点鎖線は吸気バルブ３３０が最も左にあるときのバルブ位置とその開口
部３３１’位置を示している。この位置では開口部３３１’はポート３３２
と交差せず、バルブが開くことは無い。二点鎖線３３１’の位置が実線の３
３１の位置より下にあるのは、バルブギヤ１６２、１６３がヘリカルである
ことにより吸気バルブ３３０が左に移動すると主軸１０１に対して進角する
からである。
[0027] 　図４の６つの図は、本実施例の圧縮機の吸気バルブの開閉タイミングを、
ピストン上死点（ＴＤＣ）を上方向として、左回転で表している。ＶＯがバ
ルブ開タイミング、ＶＣがバルブ閉タイミングである。１段目の左図はバル
ブ開角が最大のときを示す。バルブが左に移動することにより、以下１段目
右、２段目の左、右、３段目左と徐々にバルブ開角が狭くなる。バルブが最
も左に寄ると３段目の右の状態となり、バルブは開かなくなる。
[0028] 　吸気バルブの開口タイミングが上死点後にあるのは、ピストン上死点での
圧縮室３２１のガスが吸気圧になるまで膨張させてからバルブを開く方が、
残留ガスのエネルギーを有効利用できるからである。同時に残留ガスの吸気
ポートへの逆流を防止している。空調装置の冷媒圧縮機の場合、冷媒のガス
圧と液化圧によりこの膨張比が決まるので、本実施例では吸気バルブの開口
タイミングは常に一定としている。
[0029] 　本実施例では開口タイミングを一定とするために、図３の三角形の吸気バ
ルブ３３０の開口部３３１と吸気ポート３３２の開口側の辺の傾斜を、バル
ブギヤ１６２、１６３がヘリカルであることによる吸気バルブの移動に対す
る位相回転角に一致させている。
[0030] 　図５左図は、本実施例の斜板ピストン式圧縮機３と容積型機関２の動力伝
達系のスケルトン図である。圧縮機３は容積型機関２からＶベルト４１１を
介して駆動される。当該圧縮機は０から容量を変化させられるので、本実施
例では電磁クラッチを省略している。
実施例2
[0031] 　図６は、本発明の第２の実施例である最大圧３気圧の過給機としての斜板
ピストン式可変容量圧縮機３の断面図である。当該圧縮機３も、円筒状の吸
気バルブ３３０が複数の圧縮室を包む形で配置されている。当該吸気バルブ
３３０も同様に、主軸１０１からタイミングチェーン１５８、バルブ駆動シ
ャフト１６１、バルブヤ１６２、１６３を介して回転駆動されている。
[0032] 　円環ポート構成部材５７０とシリンダー構成部材５１０、５４０との間に
は、円筒状のフレキシブルガスシール５１２、５４２がある。図示していな
いが、フレキシブルな配管により圧縮機の吸気ポート３３２はエアークリー
ナーと、排気ポート３４２は容積型機関の吸気系に接続されている。
[0033] 　当該吸気バルブ３３０の両側面は、圧縮機を構成するハウジング５６０、
５６１により位置を固定されている。それに対して吸気ポートを構成する円
環ポート構成部材５７０は左右に移動可能となっている。本図は過給圧３気
圧の状態で、円環ポート構成部材５７０は最も左にあり、バルブ開角が最大
の位置にある。円環ポート構成部材５７０を右に移動することでバルブ開角
は狭まる。
[0034] 　円環ポート構成部材５７０は、圧縮機３の本体に支えられた支軸５７４を
中心に回転するシフトアーム５７５により位置が決められている。シフトア
ーム５７５にはボール勘合部５７３に勘合するジョイントボール５７６が固
定されている。ボール勘合部５７３は円環ポート構成部材５７０に形成され
た円筒状の穴である。
[0035] 　図７は、当該圧縮機３を図６の上方から見たＸ視図である。実線のシフト
アーム５７５位置はバルブ開角が最大のときを表している。２点鎖線５７５
’はバルブ開角が最小のシフトアーム位置を表している。このようにシフト
アーム５７５の右回転動作により、吸気円環ポート構成部材５７０は左に移
動すると同時にバルブの回転と逆方向に回転し、吸気バルブの開角は狭まる
と同時に進角する。
[0036] 　図８は、本実施例の圧縮機の吸気バルブ３３０の開口部３３１と吸気ポー
ト３３２の展開配置図である。実線３３１は吸気バルブの開口部を示す。点
線３３２ｂはシリンダーブロックの吸気ポート形状を示す。二点鎖線３３２
は過給圧３気圧のとき、３３２’は２気圧のとき、３３２’’は０．５気圧
のときの円環ポート構成部材５７０の吸気ポート位置を示している。過給圧
３気圧のときは３３２と３３２ｂは同じ位置にあるが、シリンダーブロック
の吸気ポート３３２ｂは、円環ポート構成部材５７０の吸気ポートが３３２
’ ３３２’’の位置に移動しても開口面積が確保できるように、一部張り出
した形状となっている。
[0037] 　図９の６つの図は、当該可変容量圧縮機３の吸気バルブの目標開閉タイミ
ングを表している。１段目左は過給圧３気圧のとき、以下、右下へ順に２．
５気圧、２気圧、１．５気圧、１気圧、０．５気圧のときの目標開閉タイミ
ングを表している。過給圧０．５気圧というのは、吸気量を全開の１／６に
減らしたアイドリング状態を想定している。本実施例ではシフトアーム５７
５の円弧運動により、この目標開閉タイミングを近似するように設定してい
る。図８のように開口部の辺を直線とした本実施例では、実際には０．５気
圧のときの開角はこの目標開閉タイミングより狭くなっている。
[0038] 　本実施例で、吸気バルブの閉タイミングを早めるほど、開タイミングも早
めているのは、過給圧が低下すると、上死点後、圧縮室内部のガスが吸気圧
まで膨張するタイミングが早まるからである。
[0039] 　図１０は、排気バルブの開閉タイミングを表している。本実施例の圧縮機
は容積型機関から固定レシオの変速比で駆動されているので、回転あたりの
過給気の量は変化させる必要が無い。そのため当該過給機の排気バルブの開
閉タイミングは過給圧によらずに一定である。排気バルブを上死点前に閉じ
るのは、吸気と排気には圧力差が有るので、吸気と排気のバルブの両方が開
くことがあるとガスが逆流するからである。また過給圧が1気圧以下の場合に
、圧縮室の中のガスを吸気圧にまで圧縮してから吸気バルブを開けるためで
もある。
[0040] 　過給圧が1気圧以下のときは、吸気バルブが開いているときよりも、排気バ
ルブが開いているときの圧縮室の圧力が低くなる。このことにより当該圧縮
機は駆動力を発生する。すなわち本実施例による圧縮機３は容積型機関側か
ら吸引され、負圧による容積型機関のポンピングロスを再度動力として回生
していることになる。
[0041] 　図１１は過給圧３気圧のときのＷ－Ｗ断面図で、各バルブとポートの位相
関係を表している。図６に描かれているように円盤状の排気バルブ３４０は
主軸１０１とスプラインで勘合しており、主軸と共に右に回転している。排
気バルブの開口部３４１は排気バルブ３４０に１つ設けられている。当該開
口部３４１は斜板カム１５１に対して常に同じ位置にあるので、各圧縮室に
設けられた排気ポート３４２を順に同じピストン位置で開口する。
[0042] 　図５右図は、本実施例の斜板式圧縮機３と容積型機関２の動力伝達系のス
ケルトン図である。斜板式圧縮機３は容積型機関２からチェーン４４１を介
して固定レシオで駆動されている。低負荷時には、逆に圧縮機３が回生した
動力を容積型機関２に伝達する。容積型機関はトルク変動が大きいため、回
転慣性マスを持つ圧縮機と共振が発生しやすい。そのため共振による過大ト
ルクを回避するために動力伝達系に一定以上のトルクで滑るトルクリミッタ
ー４５１を備えている。
実施例3
[0043] 　図１２は、容積型機関としての単気筒６サイクル機関２と、可変容量圧縮
機兼可変圧膨張機１、３の断面図である。本実施例では、両者は９０°の配
置を取り、クランクピン１０２は共通である。両者の往復部重量による一次
慣性力を、クランクとなっている主軸１０１に取り付けたバランサー３０に
よって打ち消す為である。６サイクル機関２に対して当該圧縮機３は過給機
として用いられ、膨張機１は排気回生機として用いられている。
[0044] 　ピストン１１０は、両端で摺動面構成部材５１０、５２０と摺動し、中央
のピストンヘッド１１２を支えている。ピストンヘッド１１２は膨張機吸気
ポート構成部材５３０とともに膨張室１２１を形成し、圧縮機排気ポート構
成部材５４０とともに圧縮室３２１を形成している。ピストンヘッド１１２
は、膨張室１２１と圧縮室３２１を仕切り、シール面構成部材５５０のガス
シール面１１１で摺動している。シリンダーは、機関停止時に摺動面１１５
から潤滑油が膨張室１２１や圧縮室３２１に落ちてくるのを防ぐため、おお
よそ水平に配置されている。構成部材５２０にはオイルドレイン５４１が形
成されていて、潤滑油を油室に戻している。
[0045] 　円筒状の膨張機の排気バルブ１４０と圧縮機の吸気バルブ３３０は一体化
しており、膨張室１２１と圧縮室３２１を包む形で配置されている。デスク
状の膨張機の吸気バルブ１３０と圧縮機の排気バルブ３４０は、バルブ１４
０、３３０と爪で勘合し、同じ回転数で回転している。
[0046] 　これらのバルブ１３０、１４０、３３０、３４０はバルブギヤ１６２、１
６３を介してバルブ駆動シャフト１６１により駆動されている。バルブ駆動
シャフト１６１は主軸１０１と直交する軸上にあり、主軸１０１からヘリカ
ルギヤ５６２、５６３を介して駆動されている。本図ではバルブ駆動シャフ
ト１６１の配置を表すために、二点差線より下の部分はケース５００、摺動
面構成部材５１０、ポート構成部材５７０を省略した外観図で示している。
本実施例では、バルブギヤ１６２、１６３はスパーギヤを用いており、バル
ブ１４０、３３０の左右の移動によっては、回転位相は変化しない。
[0047] 　図示していないが、圧縮機３の吸気ポート３３２はエアークリーナーと、
排気ポート３４２は容積型機関１の吸気系に接続され、膨張機１の吸気ポー
ト１３２は容積型機関１の排気マニホールド２２と、排気ポート１４２は車
両の排気管と接続している。
[0048] 　図１３は、図１２のＹ－Ｙ断面図で、可変圧縮機の最大過給圧時のバルブ
とポートの関係を表している。吸気バルブの開口部３３１と吸気ポート３３
２の数は両方とも１シリンダーに対して５である。同様に圧縮機側のバルブ
１３０、１４０の開口部とポートの数も同様に５である。これらのバルブ１
３０、１４０、３３０、３４０は出力軸１０１の１／５の回転数で回転し、
各バルブは５ヶ所のポートを同時に開閉する。
[0049] 　図１４の左側の６つの図は、当該可変容量圧縮機の吸気バルブの開閉タイ
ミングを表している。右側の６つの図は、当該可変圧膨張機の排気バルブの
開閉タイミングを、膨張室の容積が最小となるピストン下死点（ＢＤＣ）を
上方向として、左回転で表している。過給圧は上から順に３気圧、２．５気
圧、２気圧、１．８気圧、１．５気圧、１気圧、０．５気圧である。
[0050] 　膨張機の排気バルブの開口タイミングは、過給圧３気圧から１．８気圧ま
での間で変化させていない。これは本実施例では膨張機を小型化するために
、１．８気圧のときの必要容量に膨張機の容量を設定しているからである。
[0051] 　図１５の左側は圧縮機の排気バルブの、右側は膨張機の吸気バルブの開閉
タイミングを表している。これらは過給圧によらずに一定のタイミングで開
閉する。
[0052] 　図１６は、本圧縮機兼膨張機の膨張機の排気バルブ１４０と圧縮機吸気バ
ルブ３３０の開口部１４１、３３１と吸気ポート１４２、３３２の展開配置
図である。バルブの回転に伴い、各ポート１４２、３３２に対してバルブ開
口部３３１は上方に動く。実線はバルブが最も右に移動した、過給圧０．５
気圧のバルブ開口部位置を示している。二点鎖線１４１’、３３１’は過給
圧が１．８気圧のときの開口部位置を、１４１’
’、３３１’’は３気圧のときのバルブ位置１４０’ ’、３３０’ ’の開
口部位置を示している。
[0053] 　本発明による可変圧膨張機の吸入圧低下に対する対応方法として、排気バ
ルブの開タイミングを膨張室の容積が最大となるピストン上死点後にする方
法と、上死点前にする方法がある。本実施例では、膨張機の排気バルブを上
死点前に開口することで、１．８気圧以下の過給圧時の吸入圧の低下に対応
している。このようにすると、過給機の吸気バルブの開角を広げるときには
、膨張機の排気バルブの開角は狭めれば良いので、バルブ開口部１４１、３
３１を交互に中央に寄せることができる。バルブ全長が短くでき、シリンダ
ー全長が短縮できる利点がある。
産業上の利用可能性
[0054] 　冷媒圧縮機に本発明による可変容量圧縮機を用いれば、無段階に空調能力
の調整が可能で、作動停止の繰り返しが無く快適である。固定容量のものと
同等の高回転化が容易で小型化が可能である。また、ガス容量を０にまで変
えることができるので、電磁クラッチを不要とすることが出来る。特に回転
数と関係なく空調能力を制御が必要な移動体用空調装置の冷媒圧縮機に適し
ている。電動の空調装置や冷凍機に利用しても、再始動が容易な利点と、高
価なインバーターが不要となる利点がある。
[0055] 　容積型機関の過給機に本発明による可変容量圧縮機を用いれば、スロット
ルバルブによらずに機関出力の制御が可能となる。圧縮機にはスロットルバ
ルブに起因するポンピングロスがなく、容積型機関の吸入負圧は過給機が動
力に変換する。従って部分負荷時の機関効率が向上し、燃費が向上する。
[0056] 　特に、ミラーサイクル機関や排気回生機付機関と本発明による可変容量圧
縮機を過給機として組み合わせた機関は、過給機のフリクション以上の出力
の向上があり、無過給機関より出力も効率も向上する。部分負荷時の効率も
高く、移動体用の原動機として適している。
[0057] 　容積型機関の排気圧回生機に本発明による可変圧膨張機を用いれば、機関
の負荷により変化する排気圧に対して排気エネルギーを無駄なく回生するこ
とが出来る。特に排気圧回生の回生圧を高めることができる６サイクル機関
との組み合わせは適している。６サイクル機関と本発明による可変容量圧縮
機兼可変圧膨張機との組み合わせは、実施例３の形態だけで無く、両面斜板
圧縮機の片面を可変圧膨張機とした可変容量圧縮機兼可変圧膨張機との組み
合わせも有用である。

請求の範囲
[請求項1] 　往復ピストン式圧縮機（膨張機）の圧縮室（膨張室）の周りを囲む
形で円筒状のロータリーバルブを吸気（排気）バルブとして備え、当
該ロータリーバルブの開口部および吸気（排気）ポートを当該バルブ
回転軸方向に幅の変化する形状とし、当該ロータリーバルブをその回
転軸方向に移動することにより吸気（排気）バルブの開角を変えるこ
とを特徴とした、圧縮機（膨張機）。
[請求項2] 　往復ピストン式圧縮機（膨張機）の圧縮室（膨張室）の周りを囲む
形で円筒状のロータリーバルブを吸気（排気）バルブとして備え、当
該ロータリーバルブの開口部および吸気（排気）ポートを当該バルブ
回転軸方向に幅の変化する形状とし、当該吸気（排気）ポートを構成
する部材を前記ロータリーバルブの回転軸方向に移動することにより
吸気（排気）バルブの開角を変えることを特徴とした、圧縮機（膨張
機）。
[請求項3] 　請求項１の圧縮機（膨張機）であって、円筒状のロータリーバルブ
をその回転軸方向に移動するのに伴い、当該圧縮機（膨張機）の主軸
と当該ロータリーバルブの回転位相が変化する機構を備えたことを特
徴とした、圧縮機（膨張機）。
[請求項4] 　請求項２の圧縮機（膨張機）であって、吸気（排気）ポートを構成
する部材を円筒状のロータリーバルブの回転軸方向に移動するのに伴
い、当該圧縮機（膨張機）の主軸の回転方向に当該吸気（排気）ポー
トを構成する部材を当該ロータリーバルブの回転方向に回転する機構
を備えたことを特徴とした、圧縮機（膨張機）。
[請求項5] 　吸気（排気）ロータリーバルブの開口部および吸気（排気）ポート
の形状を互いに点対称とし、かつ当該ロータリーバルブの回転軸方向
に幅の変化する形状とした、請求項１乃至４のいずれか１項の圧縮機
（膨張機）。
[請求項6] 　圧縮機（膨張機）の構成が複数のピストンを供えた斜板式であって
、当該圧縮機（膨張機）全体の外周部に円筒状のロータリーバルブを
吸気（排気）バルブとして備え、ピストンの数をｎ個とすると当該吸
気（排気）バルブのバルブ開口部の数は（ｎ±１）であることを特徴
とした、請求項１乃至４のいずれか１項の圧縮機（膨張機）。
[請求項7] 　請求項１乃至４のいずれか１項の圧縮機（膨張機）を備えた容積形
機関。
[請求項8] 　請求項７の容積形機関を備えた移動体。

要約書
　 高回転化が容易な往復ピストン式連続可変容量圧縮機（可変圧膨張機）を提供する
。
　 圧縮室（膨張室）の周りを囲む形で円筒状のロータリーバルブを吸気（排気）バル
ブとして備え、当該バルブおよび吸気（排気）ポートはバルブ回転軸方向に幅の変化
する開口部を備え、当該バルブもしくはポート構成部材を回転軸方向移動することに
より開閉タイミングを変える可変バルブ機構を備える。
　 冷媒圧縮用の圧縮機、容積型機関の過給機、及び排気回生機として適している。
　 特に過給機としてミラーサイクル機関や排気回生機付機関と組み合わせれば、過給
圧を高圧化するほど小型化でき燃費が向上する。そのため移動体用の機関として特に
優れたものとなる。

[図1]

[図2]

[図3]

[図4]

[図5]

[図6]

[図7]

[図8]

[図9]

[図10]

[図11]

[図12]

[図13]

[図16]

[図14]

[図15]