JPH11141468A

JPH11141468A - 容積型流体機械

Info

Publication number: JPH11141468A
Application number: JP30529697A
Authority: JP
Inventors: Masaki Koyama; 昌喜小山; Muneo Mizumoto; 宗男水本; Hirokatsu Kosokabe; 弘勝香曽我部; Hiroaki Hatake; 裕章畠
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1997-11-07
Filing date: 1997-11-07
Publication date: 1999-05-25

Abstract

(57)【要約】【課題】吐出過程の流体損失をスクロール式流体機械並
に小さくし、スクロール式流体機械よりも製作容易な容
積型流体機械を提供すること。【解決手段】駆動軸の周りに２箇所以上の複数の作動室
が配設され、個々の作動室の吸入終了から吐出終了まで
の回転軸の回転角をほぼ３６０°になるように構成され
ている圧縮機に対し、ディスプレーサに働く自転モーメ
ントを受ける部位に転動体を設ける。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、例えばポンプ，圧
縮機，膨張機等に係り、特に容積型流体機械に関する。

【０００２】

【従来の技術】古くから容積型の流体機械として、円筒
状のシリンダ内をピストンが往復運動を繰り返すことに
より作動流体を移動させるレシプロ式流体機械，円筒状
のシリンダ内を円筒状のピストンが偏心回転運動するこ
とにより作動流体を移動させるロータリ式（ローリング
ピストン型）流体機械，端板上に直立した渦巻状のラッ
プを有する一対の固定スクロール及び旋回スクロールを
噛み合わせ、旋回スクロールを旋回運動させることによ
り作動流体を移動させるスクロール式流体機械が知られ
ている。

【０００３】レシプロ式流体機械は、その構造が単純で
あることから製作が容易でかつ安価であるという利点が
ある反面、吸入終了から吐出終了までの行程が回転軸の
回転角で１８０°と短く、吐出過程の流速が速くなるた
め圧力損失の増加による性能低下という問題、及び、ピ
ストンを往復させる運動を必要とするため回転軸系の不
釣合慣性力を完全にバランスさせることができず振動や
騒音が大きいという問題がある。

【０００４】また、ロータリ式流体機械は、吸入終了か
ら吐出終了までの行程は回転軸の回転角で３６０°であ
るため吐出過程の圧力損失が増加するという問題はレシ
プロ式流体機械に比べ少ないものの、軸１回転に１回吐
出するものであるためガス圧縮トルクの変動が比較的大
きくレシプロ式流体機械同様振動と騒音の問題がある。

【０００５】さらに、スクロール式流体機械は、吸入終
了から吐出終了までの行程が回転軸の回転角で３６０°
以上と長い(空調用として実用化されているものは通常9
00°程度）ため吐出過程の圧力損失が小さく、かつ、一
般に複数の作動室が形成されるため１回転中のガス圧縮
トルクの変動も小さく振動及び騒音が小さいという利点
がある。

【０００６】しかし、ラップ噛み合い状態での渦巻状の
ラップ間のクリアランスや、端板とラップ歯先間のクリ
アランスの管理が必要で、そのために精度の高い加工を
施さねばならず加工費用が高価になるという問題があ
る。また、吸入終了から吐出終了までの行程が回転軸の
回転角で３６０°以上と長く、圧縮過程の期間が長けれ
ば長いほど内部漏れが増加するという問題があった。

【０００７】ところで、作動流体を移動させるディスプ
レーサ（旋回ピストン）が作動流体が吸入されたシリン
ダに対して相対的に自転運動せずにほぼ一定の半径で公
転運動、すなわち旋回運動することにより作動流体を搬
送する容積型機械の一種が特開昭55−23353号公報（文
献１），米国特許2112890号公報(文献２），特開平5−2
02869号公報（文献３）及び特開平6−280758号公報(文
献４）に提案されている。ここに提案されている容積型
流体機械は、複数の部材（ベーン）が中心より放射状に
延びている花びら形状を有するピストンと、このピスト
ンとほぼ相似形の中空部を有するシリンダとから構成さ
れ、このピストンがこのシリンダ内を旋回運動すること
によって、作動流体を移動させるものである。

【０００８】

【発明が解決しようとする課題】上記文献１乃至文献４
に示された容積型流体機械は、レシプロ式のように往復
運動する部分を持たないため、回転軸系の不釣り合いを
バランスさせることができる。このため振動が小さく、
さらに、ピストンとシリンダ間の相対滑り速度が小さい
ので摩擦損失を比較的少なくできるといった特長を備え
ている。

【０００９】しかしながら、個々の作動室の吸入終了か
ら吐出終了までの回転軸の回転角が小さく、作動流体の
吐出が終了してから次の（圧縮）行程が始まる（吸入終
了）までの時間的なずれ（タイムラグ）が存在している
こととなり、吸入終了から吐出終了までの作動室が回転
軸周りに偏って形成されるようになるため力学的なバラ
ンスが悪く、圧縮された作動流体からの反力としてピス
トンに、ピストン自身を回転させようとする自転モーメ
ントが過大に作用し、ベーンの摩擦や摩耗といった信頼
性上の問題が起こりやすいという欠点がある。

【００１０】本発明の目的は、旋回ピストンに働く自転
モーメントを低減し、摩擦・摩耗の問題を解決して信頼
性の高い容積型流体機械を提供することにある。

【００１１】

【課題を解決するための手段】上記目標を達成するため
の手段として、以下の態様がある。

【００１２】（１）端板間に平面形状が連続した曲線で
構成される内壁を有するシリンダと、このシリンダの内
壁に対向するように設けられた外壁を有し、旋回運動し
たとき前記内壁とこの外壁と前記端板により複数の空間
を形成するディスプレーサとを備え、かつ前記ディスプ
レーサの輪郭に沿って存在する前記空間は、交互に吸入
行程にある空間と圧縮もしくは吐出行程にある空間とな
るように前記シリンダ内壁及び前記ディスプレーサ外壁
曲線を形成した容積型流体機械において、前記シリンダ
内壁と前記ディスプレーサ外壁により空間を形成すると
きの接点となる前記ディスプレーサの外壁面の一部を転
動体の外周面にて形成する。

【００１３】（２）端板間に平面形状が連続した曲線で
構成される内壁を有するシリンダと、このシリンダの内
壁に対向するように設けられた外壁を有し、旋回運動し
たとき前記内壁とこの外壁と前記端板により複数の空間
を形成するディスプレーサとを備え、かつ前記ディスプ
レーサの輪郭に沿って存在する前記空間は、交互に吸入
行程にある空間と圧縮もしくは吐出行程にある空間とな
るように前記シリンダ内壁及び前記ディスプレーサ外壁
曲線を形成した容積型流体機械において、前記シリンダ
内壁と前記ディスプレーサ外壁により空間を形成すると
きの接点となる前記シリンダの内壁面の一部を転動体の
外周面にて形成する。

【００１４】（３）端板間に平面形状が連続した曲線で
構成される内壁を有するシリンダと、このシリンダの内
壁に対向するように設けられた外壁を有し、旋回運動し
たとき前記内壁とこの外壁と前記端板により複数の空間
を形成するディスプレーサとを備え、かつ前記ディスプ
レーサの輪郭に沿って存在する前記空間は、交互に吸入
行程にある空間と圧縮もしくは吐出行程にある空間とな
るように前記シリンダ内壁及び前記ディスプレーサ外壁
曲線を形成した容積型流体機械において、前記シリンダ
内壁と前記ディスプレーサ外壁により空間を形成すると
きの接点となる前記ディスプレーサの外壁面の一部およ
び前記シリンダ内壁面の一部を転動体の外周面にて形成
する。

【００１５】（４）端板間に平面形状が連続した曲線で
構成される内壁を有するシリンダと、このシリンダの内
壁に対向するように設けられた外壁を有し、旋回運動し
たとき前記内壁とこの外壁と前記端板により複数の空間
を形成するディスプレーサとを備え、かつ前記ディスプ
レーサの輪郭に沿って存在する前記空間は、交互に吸入
行程にある空間と圧縮もしくは吐出行程にある空間とな
るように前記シリンダ内壁及び前記ディスプレーサ外壁
曲線を形成した容積型流体機械において、前記シリンダ
内壁と前記ディスプレーサ外壁により空間を形成すると
きの接点となる前記ディスプレーサの外壁面または前記
シリンダの内壁面の一部を転動体の外周面にて形成し、
かつ転動体を取り付けた前記ディスプレーサの外周面ま
たは前記シリンダの内壁面に対してなじみ性の膜を形成
する表面処理を施し、前記転動体の外周面と、前記ディ
スプレーサの外周面あるいは前記シリンダの内壁面との
最小間隔ｔが、０＞ｔ＞−Ｔ_st （Ｔ_st：表面処理膜厚，ディスプレーサの外周面あるい
は前記シリンダの内壁面が転動体の外周面より突出する
場合をマイナス（−）とする）となる位置に転動体を取り付ける。

【００１６】

【発明の実施の形態】以上説明した本発明の特徴は以下
の実施形態によりさらに明確になる。以下、本発明の一
実施の形態を図を用いて説明する。まず、本発明の一実
施形態である旋回型流体機械の構造を図１乃至図３を用
いて説明する。図１（ａ）は本発明の一実施形態である
容積型流体機械を圧縮機として用いた場合における密閉
型圧縮機の要部を示す縦断面図（（ｂ）のＡ−Ａ断面
図）、（ｂ）は（ａ）のＢ−Ｂ矢視で圧縮室を形成して
いる状態を示す平面図、図２は容積型圧縮要素の作動原
理図、図３は本発明の一実施形態である容積型流体機械
を圧縮機として用いた場合における密閉型圧縮機の縦断
面図である。

【００１７】図１において、密閉容器３内には、容積型
圧縮要素１及びこれを駆動する電動要素２（図示なし）
が収納されている。容積型圧縮要素１の詳細を説明す
る。図１（ｂ）には同一輪郭形状が３組組み合わされた
３条ラップが示されている。シリンダ４の内周形状は、
中空部が１２０°（中心ｏ′）毎に同一の形状が表れる
ように形成されている。この個々の中空部の端部には、
内方に向かって突出する複数（この場合は３条ラップで
あるので３つ存在する）の略円弧形状のベーン４ｂを有
する。旋回ピストン５は、このシリンダ４の内側に配設
されシリンダ４の内周壁４ａ（ベーン４ｂよりも曲率が
大きい部分）及びベーン４ｂと噛み合うように互いの中
心をεだけずらして構成されている。尚、シリンダ４の
中心ｏ′と旋回ピストン５の中心ｏを一致させると、両
者の輪郭形状の間には基本形状として一定幅の隙間が形
成される。

【００１８】次に、容積型圧縮要素１の作動原理を図１
及び図２により説明する。記号ｏはディスプレーサであ
る旋回ピストン５の中心、記号ｏ′はシリンダ４（ある
いは駆動軸６）の中心である。記号ａ，ｂ，ｃ，ｄ，
ｅ，ｆはシリンダ４の内周壁４ａ及びベーン４ｂと旋回
ピストン５の噛み合いの接点を表す。ここで、シリンダ
４の内周輪郭形状をみると、同じ曲線の組み合わせが３
箇所連続して滑らかに接続されている。このうちの１箇
所に着目すると、内周壁４ａ，ベーン４ｂを型作る曲線
を、厚みのある１つの渦曲線(ベーン４ｂの先端を渦の
巻始めと考える)とみることができ、その内壁曲線（ｇ
−ａ）は、曲線を構成する各円弧角の合計である巻き角
がほぼ３６０°（設計思想は３６０°であるが製造誤差
のため丁度その値にはならないという意味である。以
下、同様。尚、この巻き角については詳細を後述する）
の渦曲線で、外壁曲線（ｇ−ｂ）は巻き角がほぼ３６０
°の渦曲線である。

【００１９】このように、上記１箇所の内周輪郭形状
は、内壁曲線及び外壁曲線から形成されている。これら
２つの曲線円周上にほぼ等ピッチ（３条ラップであるの
で１２０°）に配設し、隣合う渦巻体の外壁曲線と内壁
曲線とは円弧等の滑らかな接続曲線（ｂ−ｂ′）で結ぶ
ことによって、シリンダ４の内周輪郭形状全体が構成さ
れている。旋回ピストン５の外周輪郭形状も上記シリン
ダ４と同じ原理で構成されている。

【００２０】なお、３つの曲線からなる渦巻体を円周上
にほぼ等ピッチ（１２０°）に配設するとしたが、これ
は後述する圧縮動作に伴う荷重を均等に分散させる目的
と製造のし易さを配慮したためで、特に、これらのこと
が問題にならない場合は、不等ピッチでもよい。

【００２１】さて、このように構成されたシリンダ４と
旋回ピストン５による圧縮動作を図２を用いて説明す
る。７ａは吸入ポートであり、８ａは吐出ポートであ
り、夫々３箇所対応する端板に設けられている。駆動軸
６を回転させることにより、旋回ピストン５が固定側で
あるシリンダ４の中心ｏ′の周りを自転することなしに
旋回半径ε（＝ｏｏ′）で公転運動し、旋回ピストン５
の中心ｏ周りに複数の作動室１５（シリンダ内周輪郭
（内壁）とピストン外周輪郭（側壁）とにより囲まれて
密閉された複数の空間のうち、吸入が終了し圧縮（吐
出）行程となっている空間をいう。すなわち吸入終了か
ら吐出終了までの期間となっている空間。前述の巻き角
が３６０゜の場合に限ると、圧縮終了時点ではこの空間
はなくなるが、その瞬間に吸入も終了するのでこの空間
を１つと勘定する。但し、ポンプとして用いる場合は、
吐出ポートを介して外部と連通している空間をいう）が
形成される（本実施の形態では常時３個の作動室）。接
点ａと接点ｂで囲まれハッチングが施された１つの作動
室（吸入終了時点では２つに別れているが、圧縮行程が
開始されると直ぐにこの２つの作動室はつながって１つ
になる）に着目して説明する。

【００２２】図２（１）が吸入ポート７ａからこの作動
室への作動ガスの吸入が終了した状態である。この状態
から９０°駆動軸６が回転した状態が図２（２）で、回
転が進み最初から１８０°回転した状態が図２（３）
で、さらに回転が進み最初から２７０°回転した状態が
図２（４）である。図２（４）から９０°回転すると最
初の図２（１）の状態に戻る。これより、回転が進むに
従って作動室１５はその容積を縮少し、吐出ポート８ａ
は吐出弁９（図１に示す）で閉じられているため作動流
体の圧縮作用が行われることになる。

【００２３】そして、作動室１５内の圧力が外部の吐出
圧力よりも高くなると圧力差で吐出弁９が自動的に開
き、圧縮された作動ガスは吐出ポート８ａを通って吐き
出される。吸入終了（圧縮開始）から、吐出終了までの
回転軸の回転角は３６０°で、圧縮，吐出の各行程が実
施されている間に次の吸入行程が準備されており、吐出
終了時が次の圧縮開始となる。例えば、接点ａとｄによ
って形成される空間に着目すると、図２（１）の段階で
既に吸入ポート７ａから吸入が開始されており、回転が
進むにつれてその容積が増し、図２（４）の状態になる
と、この空間は分断される。この分断された量に相当す
る流体は接点ｂとｅによって形成される空間から補われ
る。

【００２４】この補われ方について詳述する。図２
（１）の状態の接点ａとｂとにより形成された作動室の
隣の接点ａとｄによって形成された空間は吸入が始まっ
ている。この空間は、一旦図２（３）に示されるように
広がった後、図２（４）になると分断される。従って、
接点ａとｄによって形成された空間の全ての流体が接点
ａとｂによって形成される空間で圧縮される訳ではな
い。分断されて接点ａとｄによって形成された空間に取
り込まれなかった流体体積と同量の流体は、図２(４)に
おいて吸入過程にある接点ｂとｅによって形成される空
間が、図２（１）に示されるように分断されて、吐出ポ
ート付近の接点ｅと接点ｂとにより形成される空間に流
入している流体によって充当される。

【００２５】これは、前述したように、各ラップを均等
ピッチで配置したことによる。即ち、旋回ピストンおよ
びシリンダの形状が同一輪郭形状の繰返しにより形成さ
れているため、いずれの作動室も異なる空間から流体を
得てもほぼ同量の流体を圧縮することができるのであ
る。なお、不均等ピッチであっても各空間に形成される
容積が等しくなるように加工を施すことは可能であるが
製作性が悪い。前出のいずれの従来技術においても吸込
過程にある空間が閉じられて内部の流体がそのまま圧縮
され吐出されるのに対して、このように作動室に隣合う
吸入過程にある空間が分断されて圧縮動作を行うことは
本実施形態の特徴の１つである。

【００２６】以上説明したように、連続的な圧縮動作と
なる作動室が旋回ピストン５の中心部に位置する駆動軸
受５ａの周りにほぼ等ピッチで分散して配設され、各作
動室は各々位相がずれて圧縮が行われる。すなわち、１
つの空間に着目すると吸入から吐出までは回転軸の回転
角で３６０°ではあるが、本実施形態の場合３個の作動
室が形成され、これらが１２０°ずれた位相で吐出をす
るので、流体である冷媒を圧縮する圧縮機として動作さ
せた場合、回転軸の回転角で３６０°間に３回冷媒を吐
出することになる。

【００２７】さて、圧縮動作を終了した瞬間の空間（接
点ａとｂによって囲まれた空間）を１つの空間として見
做すと、本実施形態の如く巻き角が３６０゜の場合、い
ずれの圧縮機動作状態においても、吸入行程となってい
る空間と圧縮行程となっている空間とが交互になるよう
に設計されており、このため、圧縮行程が終了した瞬間
直ちに次の圧縮行程に移行することができ、滑らかで連
続的に流体を圧縮することができる。

【００２８】次に、このような形状をした容積（旋回）
型圧縮要素１を組み込んだ圧縮機を図１及び図３を用い
て説明する。図３において、旋回型圧縮要素１は、上記
詳述したシリンダ４及び旋回ピストン５に加えて、旋回
ピストン５の中心部の軸受にクランク部６ａが嵌合して
旋回ピストン５を駆動する駆動軸６，前記シリンダ４の
両端開口部を閉塞する端板と駆動軸６を軸支する軸受を
兼ねた主軸受７と副軸受８，前記主軸受７の端板に形成
された吸入ポート７ａ，前記副軸受８の端板に形成され
た吐出ポート８ａ、この吐出ポート８ａを差圧で開閉す
る吐出弁９を有する。但し吐出弁９はリード弁形式でも
よい。５ｂは旋回ピストン５に形成された貫通穴であ
る。また、１０は主軸受７に取り付けられた吸入カバ
ー、１１は副軸受８に一体的に吐出室８ｂを形成するた
めの吐出カバーである。

【００２９】電動要素２は、固定子２ａと回転子２ｂか
らなり、回転子２ｂは駆動軸６に焼き嵌め等で固定され
ている。この電動要素２は、電動機効率向上のため、ブ
ラシレスモータで構成され、３相インバータにより駆動
制御される。ただし、２は他の電動機形式、例えば、直
流電動機や誘導電動機でも差し支えない。

【００３０】１２は密閉容器３の内の底部に溜められた
潤滑油で、この中に駆動軸６の下端部が浸かっている。
１３は吸入パイプ、１４は吐出パイプ、１５はシリンダ
４の内周壁４ａ及びベーン４ｂと旋回ピストン５の噛み
合いによって形成される前述した作動室である。また、
吐出室８ｂはＯリング等のシール部材１６により密閉容
器３内の圧力と区画されている。

【００３１】本実施形態における容積型流体機械を空調
用圧縮機として利用した場合、その作動ガス（冷媒ガ
ス）の流れを図１により説明する。図中に矢印で示すよ
うに、吸入パイプ１３を通って密閉容器３に入った作動
ガスは、主軸受７に取り付けられた吸入カバー１０内に
入り、吸入ポート７ａを通って容積型圧縮要素１に入
り、ここで駆動軸６の回転によって旋回ピストン５が旋
回運動を行い作動室の容積が縮少することにより圧縮さ
れる。圧縮された作動ガスは、副軸受８の端板に形成さ
れた吐出ポート８ａを通り吐出弁９を押し上げて吐出室
８ｂ内に入り、吐出パイプ１４を通って外部に流出す
る。尚、吸入パイプ１３と吸入カバー１０との間に隙間
が形成されている理由は、作動ガスを電動機要素２内に
も流通させることによって電動機要素を冷却するためで
ある。

【００３２】内部に溜められた潤滑油は、差圧や遠心ポ
ンプ給油によって底部から駆動軸内部に設けられた穴を
通って、各摺動部に送られ潤滑する。この一部は作動室
内部にも隙間を通って供給される。

【００３３】ここで、本発明の容積型圧縮要素１を構成
する主要部品である旋回ピストン５及びシリンダ４の輪
郭形状の構成方法の一例を図４乃至図６を用いて説明す
る（３条ラップの場合を例に挙げる）。図４（ａ)(ｂ）
は、一例として平面形状が円弧の組み合わせにより構成
された旋回ピストンの形状の一例で、（ａ）は平面図、
（ｂ）は側面図である。図５（ａ)(ｂ）は、図４に示し
た旋回ピストンの対となって噛み合うシリンダ形状の一
例で、（ａ）は平面図、（ｂ）は側面図である。また、
図６は、図４に示した旋回ピストンの中心ｏと図５に示
したシリンダの中心ｏ′とを重ねてピストンとシリンダ
の壁面の一部分を描いた図である。

【００３４】図４（ａ）において、旋回ピストンの平面
形状は中心ｏ（正三角形ＩＪＫの図心）の周りに同一の
輪郭形状が３箇所連続して接続されている。その輪郭形
状は、半径Ｒ１から半径Ｒ７までの全部で７つの円弧で
形成されており、点ｐ，ｑ，ｒ，ｓ，ｔ，ｕ，ｖ，ｗは
夫々異なる半径の円弧の接続点である。曲線ｐｑは、正
三角形の一辺ＩＪ上に中心を持つ半径Ｒ１の円弧、ここ
で、点ｐは頂点ＩよりＲ７の距離にある。曲線ｑｒは接
点ｑと半径Ｒ１の中心を結ぶ直線の延長線上に中心を持
つ半径Ｒ２の円弧、曲線ｒｓは接点ｒと半径Ｒ２の中心
を結ぶ直線上に中心を持つ半径Ｒ３の円弧、曲線ｓｔは
同様に接点ｓと半径Ｒ３の中心を結ぶ直線の延長線上に
中心を持つ半径Ｒ４の円弧である。

【００３５】曲線ｔｕは接点ｔと半径Ｒ４の中心を結ぶ
直線の延長線上に中心を持つ半径Ｒ５の円弧、曲線ｕｖ
は接点ｕと半径Ｒ５の中心を結ぶ直線の延長線上の図心
ｏを中心とする半径Ｒ６の円弧、曲線ｖｗは接点ｖと半
径Ｒ６の中心（図心ｏ）を結ぶ直線上の頂点Ｊを中心と
する半径Ｒ７の円弧である。尚、半径Ｒ１，Ｒ２，Ｒ
３，Ｒ４，Ｒ５，Ｒ６の夫々の円弧の角度は接点におい
て滑らかに接続する（接点での接線の傾きが同一）とい
う条件により決められる。

【００３６】点ｐから点ｗに至る輪郭形状を図心ｏを中
心に反時計周りに１２０°回転させると点ｗに点ｐが重
なり、さらに１２０°回転させると全周の輪郭形状が完
成する。これにより旋回ピストンの平面形状が得られ、
厚みｈを与えることによって旋回ピストンが構成され
る。

【００３７】旋回ピストンの平面形状が決まると、この
旋回ピストンが旋回半径εで旋回運動したときにこれに
噛み合うシリンダの輪郭形状は、図６に示されるように
旋回ピストンの輪郭形状を構成する曲線の外側の法線距
離がεのオフセット曲線となる。

【００３８】図５によりシリンダの輪郭形状を説明す
る。三角形ＩＪＫは図４と同一の正三角形である。輪郭
形状は、旋回ピストンと同様に全部で７つの円弧で形成
されており、点ｐ′，ｑ′，ｒ′，ｓ′，ｔ′，ｕ′，
ｖ′，ｗ′は夫々異なる半径の円弧の接続点である。曲
線ｐ′ｑ′は、正三角形の一辺ＩＫ上に中心を持つ半径
（Ｒ１−ε）の円弧、ここで、点ｐ′は頂点Ｉより（Ｒ
７＋ε）の距離にある。曲線ｑ′ｒ′は接点ｑ′と半径
（Ｒ１−ε）の中心を結ぶ直線の延長線上に中心を持つ
半径（Ｒ２−ε）の円弧、曲線ｒ′ｓ′は接点ｒ′と半
径（Ｒ２−ε）の中心を結ぶ直線上に中心を持つ半径
（Ｒ３−ε）の円弧、曲線ｓ′ｔ′は同様にｓ′と半径
（Ｒ３−ε）の中心を結ぶ直線上に中心を持つ半径（Ｒ
４＋ε）の円弧である。

【００３９】曲線ｔ′ｕ′は接点ｔ′と半径（Ｒ４＋
ε）の中心を結ぶ直線の延長線上に中心を持つ半径（Ｒ
５＋ε）の円弧、曲線ｕ′ｖ′は接点ｕ′と半径（Ｒ５
＋ε）の中心を結ぶ直線の延長線上の図心ｏ′を中心と
する半径（Ｒ６＋ε）の円弧、曲線ｖ′ｗ′は接点ｖ′
と半径（Ｒ６＋ε）の中心（図心ｏ′）を結ぶ直線上の
頂点Ｊを中心とする半径（Ｒ７＋ε）の円弧である。
尚、半径（Ｒ１−ε），（Ｒ２−ε），(Ｒ３−ε），
(Ｒ４＋ε），(Ｒ５＋ε），(Ｒ６＋ε）の夫々の円弧
の角度は旋回ピストン同様、夫々の接点において滑らか
に接続する（接点での接線の傾きが同一）という条件に
より決められる。

【００４０】点ｐ′から点ｗ′に至る輪郭形状を図心
ｏ′を中心反時計周りに１２０°回転させると点ｗ′に
点ｐ′が一致し、さらに１２０°回転させると全周の輪
郭形状が完成する。これによりシリンダの平面形状が得
られる。シリンダの厚みＨは、旋回ピストンの厚みｈよ
りわずかに厚くなっている。

【００４１】図６は旋回ピストンの中心ｏとシリンダの
中心ｏ′を重ねその一部を表した図である。旋回ピスト
ンとシリンダとの間に形成される隙間は旋回半径に等し
いεとなるようにしている。尚、この隙間は、全周にお
いてεであることが望ましいが、旋回ピストンの外周輪
郭とシリンダの内周輪郭とにより形成される作動室が正
常な動作をする範囲において、何らかの理由によって、
この関係が崩れる箇所があっても差し支えない。

【００４２】尚、ここでは旋回ピストン外壁及びシリン
ダ内壁の輪郭形状の構成方法として複数円弧の組み合わ
せによる方法を説明したが、本発明はこれに限定される
ものではなく任意の（ｎ次式で表される曲線等）曲線の
組み合わせによっても同様の輪郭形状を構成することが
できる。

【００４３】図１乃至図６にて説明した一実施形態の作
用効果を以下説明する。図７は、吸入終了時からの回転
軸の回転角θを横軸にとって本発明における作動室の容
積変化特性（吸入容積Ｖｓと作動室容積Ｖの比で表す）
を他形式の圧縮機と比較して示す。これより本実施形態
に係る容積型圧縮要素１の容積変化特性は、吐出開始容
積比０.３７の空調機の一種の運転条件(例えば作動ガス
がフロンＨＣＦＣ２２の場合、吸入圧力Ｐｓ＝０.６４
ＭＰａ，吐出圧力Ｐｄ＝２.０７ＭＰａ）で比べて見る
と、圧縮過程はレシプロ式とほぼ同等で、短時間に圧縮
過程が終了するため作動ガスの漏れが低減され、圧縮機
の能力及び効率を向上することができる。一方、吐出過
程はロータリ式（ローリングピストン型）よりも約５０
％長くなり、吐出流速が遅くなるため圧力損失が低減さ
れ、吐出過程の流体損失（過圧縮損失）を大幅に低減し
て性能向上を図ることができる。

【００４４】図８は、本実施形態における回転軸１回転
中の仕事量の変化、すなわちガス圧縮トルクＴの変化を
他形式の圧縮機と比較して示す（ここに、Ｔｍは平均ト
ルクである）。これより本発明の容積型圧縮要素１のト
ルク変動はロータリ式の約１／１０と非常に小さく、ス
クロール式と同等だが、スクロール式のオルダムリング
のような旋回スクロール自転防止のために往復摺動する
機構をもたないため、回転軸系の慣性バランスがとれた
圧縮機の振動・騒音を低減することができる。

【００４５】また、図４に示すように輪郭線はスクロー
ル式のような長い渦巻き形状でないため、加工時間の短
縮，コスト低減が図れるとともに、渦巻き形状を保持す
るための端板（鏡板）がないので、治具を貫通させて加
工することができなかったスクロール式に比べてロータ
リ式並の加工で製作することができる。

【００４６】さらに、ガス圧によるスラスト荷重は旋回
ピストンに作用しないので、スクロール圧縮機に見られ
るような圧縮機の性能に重要な影響をおよぼす軸方向ク
リアランスの管理もしやすくなるため性能向上が図れ
る。さらに、計算の結果、同一容積，同一外径のスクロ
ール圧縮機と比較すると、厚みを薄くすることができ、
圧縮機の小型，軽量化にも寄与することができる。

【００４７】次に前述の巻き角と吸入終了から吐出終了
までの回転軸の回転角θｃとの関係について説明する。
前述の一実施形態では巻き角を３６０゜として説明した
が、巻き角を変えることによって回転軸の回転角θｃを
変えることも可能である。例えば、図２では、巻き角が
３６０゜であるので、吸入終了から吐出終了までの回転
軸の回転角θｃが３６０゜で元の状態に戻る。この巻き
角を３６０°よりも小さくすることによって吸入終了か
ら吐出終了までの回転軸の回転角θｃを小さくする場
合、吐出ポートと吸入ポートが連通する状態が生じ、吐
出ポート内の流体の膨張作用で一旦吸入された流体が逆
流するといった問題が起こる。

【００４８】巻き角を３６０°よりも大きくすると回転
軸の回転角も３６０゜より大きくなり、吸入終了から吐
出ポートのある空間に連通するまでの間に大きさの異な
る２つの作動室が形成される。これを圧縮機として用い
たとき、これら２つの作動室の圧力上昇が各々異なるた
めに両者合流時に不可逆的な混合ロスが生じ、圧縮動力
の増加になる。また、液体ポンプとして用いようとして
も、吐出ポートに連通しない作動室が形成されることか
らポンプとしては適用しにくくなる。このため、巻き角
は許容される精度の範囲内において極力３６０°が望ま
しいといえる。

【００４９】前述の特開昭55−23353 号公報（文献１）
に記載の流体機械における圧縮行程の回転軸の回転角θ
ｃは、θｃ＝１８０゜であり、特開平5−202869 号公報
（文献３）及び特開平6−280758 号公報（文献４）に記
載の流体機械における圧縮行程の回転軸の回転角θｃ
は、θｃ＝２１０゜である。作動流体の吐出が終了して
から次の圧縮行程が始まる（吸入終了）までの期間は、
文献１においては回転軸の回転角θｃで１８０゜、文献
３及び文献４においては１５０゜である。

【００５０】圧縮行程の回転軸の回転角θｃが２１０゜
の場合における軸の１回転中の各作動室（符号Ｉ，II，
III ，IVで示す）の圧縮行程線図を図９（ａ）に示す。
但し、条数Ｎ＝４である。回転軸の回転角θｃが３６０
゜内には４個の作動室が形成されるが、ある角度におい
て同時に形成される作動室数ｎは、ｎ＝２あるいは３と
なっている。同時に形成される作動室数の最大値は条数
よりも少ない３である。

【００５１】同様に条数Ｎ＝３であり、圧縮行程の回転
軸の回転角θｃが２１０゜の場合を図１０（ａ）に示
す。この場合も同時に形成される作動室数ｎは、ｎ＝１
あるいは２であり、同時に形成される作動室数の最大値
は条数よりも少ない２である。

【００５２】このような状態では、作動室が駆動軸の周
りに偏って形成されるため、力学的アンバランスが発生
し、旋回ピストンに働く自転モーメントが過大になり、
旋回ピストンとシリンダとの接触荷重が増大し機械摩擦
損失の増加による性能低下やベーンの摩耗による信頼性
低下の問題がある。

【００５３】この問題を解決するため、本実施の形態で
は、吸入終了から吐出終了までの（圧縮行程という場合
あり）回転軸の回転角θｃが、

【００５４】

【数１】 (((Ｎ−１)／Ｎ)・３６０゜)＜θｃ≦３６０゜ …（数１）を満たすように、旋回ピストンの外周輪郭形状及びシリ
ンダの内周輪郭形状を形成している。

【００５５】換言すると、前述の巻き角が数式１の範囲
になっている。図９(ｂ)を参照すると、圧縮行程の回転
軸の回転角θｃが、２７０゜より大きくなっており、同
時に形成される作動室数ｎは、ｎ＝３あるいは４とな
り、作動室数の最大値は４である。この値は、条数Ｎ
(＝４)に一致する。また、図１０（ｂ）では、圧縮行程
の回転軸の回転角θｃが、２４０゜より大きくなってお
り、同時に形成される作動室数ｎは、ｎ＝２あるいは３
となり、作動室数の最大値は３である。この値は、条数
Ｎ(＝３)と一致する。

【００５６】このように圧縮行程の回転軸の回転角θｃ
の下限値を数式１の左辺の値よりも大きくすることによ
り、作動室数の最大値が条数Ｎ以上となり、作動室が駆
動軸の周りに分散して配置されるようになるため、力学
的なバランスがよくなり、旋回ピストンに働く自転モー
メントが低減され、旋回ピストンとシリンダとの接触荷
重も低減され機械摩擦損失の低減による性能向上と共に
接触部の信頼性を向上することができる。

【００５７】一方、圧縮行程の回転軸の回転角θｃの上
限は数式１によると３６０゜となっている。この圧縮行
程の回転軸の回転角θｃの上限は３６０゜である。前述
したように、作動流体の吐出が終了してから次の圧縮行
程が始まる（吸入終了）までのタイムラグを０にするこ
とができ、θｃ＜３６０゜の場合に起こる隙間容積内の
ガスの再膨張による吸入効率の低下を防止することがで
きると共に、θｃ＞３６０゜の場合に起こる２つの作動
室の圧力上昇が異なるために両者合流時に発生する不可
逆的な混合ロスを防止することができる。後者について
図１１を用いて説明する。

【００５８】圧縮行程が回転軸の回転角θｃで３７５゜
となる容積型流体機械を図１１に示す。図１１（ａ）
は、図中２つの作動室１５ａと１５ｂの吸入が終了した
状態である。このとき２つの作動室１５ａと１５ｂの圧
力は吸入圧力Ｐｓで両者等しくなっている。吐出口８ａ
は作動室１５ａと１５ｂの間に位置しており、両作動室
とは連通していない。この状態から回転軸の回転角θｃ
で１５゜回転が進んだ状態を図１１（ｂ）に示す。吐出
口８ａと両作動室１５ａと１５ｂが連通する直前の状態
である。このとき作動室１５ａの容積は図１１（ａ）の
吸入終了時よりも小さく圧縮が進行しており圧力も吸入
圧力Ｐｓよりも高い圧力になっている。これに対して、
作動室１５ｂの容積は逆に吸入終了時よりも大きくなっ
ており、膨張作用により圧力も吸入圧力Ｐｓよりも低く
なっている。

【００５９】次の瞬間作動室１５ａと１５ｂが合体（連
通）する際に、図１１（ｃ）に矢印で示すような不可逆
的な混合が起こり、圧縮動力の増加による性能低下が発
生することとなる。従って、圧縮行程の回転軸の回転角
θｃの上限は３６０゜が望ましい状態である。

【００６０】図１２は文献３もしくは文献４に記載され
た容積型流体機械の圧縮要素であり、（ａ）が平面図、
（ｂ）が側面図である。条数Ｎは３であり、圧縮行程の
回転軸の回転角θｃ（巻き角θ）は２１０゜である。こ
の図において、作動室数ｎは図１０（ａ）に示したよう
にｎ＝１あるいは２となる。この図は回転軸の回転角θ
が０゜の状態を示しており、作動室数ｎは２である。本
図から明らかなように、旋回ピストンの外周輪郭形状と
シリンダの内周輪郭形状とにより形成される空間の内右
側の空間は作動室となってなく、吸入口７ａと吐出口８
ａが連通している。このため、吐出口７ａの隙間容積内
ガスの再膨張により一旦吸入口８ａからシリンダ４内に
流入したガスが逆流し、吸入効率が低下する問題があ
る。

【００６１】ところで、図１２に示した容積型流体機械
の圧縮行程の回転軸の回転角θｃを、本実施の形態の考
え方を用いて拡大する場合を考える。圧縮行程の回転軸
の回転角θｃを拡大するためには２点鎖線で図示するよ
うにシリンダ４の輪郭曲線の巻き角を大きくしなければ
ならないが、図示の如くベーン４ｂの厚さが極端に薄く
なり、作動室数ｎの最大値が条数Ｎ（Ｎ＝３）以上とな
るように圧縮行程の回転軸の回転角θｃを２４０゜より
大きくすることは困難である。

【００６２】図１３に図１２に示された容積型流体機械
と同一行程容積（吸入容積），同一外径寸法，同一旋回
半径の容積型流体機械の圧縮要素の実施形態の一例を示
す。この図１３に示された圧縮要素の圧縮行程の回転軸
の回転角θｃは２４０゜より大きい３６０゜を実現して
いる。これは、図１２に示された圧縮要素では、作動室
を形成するシール点間が滑らかな曲線によって構成され
ているため、例え、本実施の形態の考え方に基づいて圧
縮行程の回転軸の回転角θｃを拡大しようとしても最大
で２４０゜が限界であるが、図１３に示された本実施の
形態による圧縮要素では、シール点間（ａ−ｃ）が滑ら
かではなく（一様の曲線ではなく）接点ｂ付近の形状が
旋回ピストンから見て突出するように形成され、旋回ピ
ストンの各条が中心部から先端部に向かう途中にくびれ
部が存在している。

【００６３】これらは図１に示した実施の形態について
も云えることである。これらの形状により、接点ａから
接点ｂまでの巻き角を２４０゜より大きい３６０゜とす
ることができ、接点ｂから接点ｃまでの巻き角を２４０
゜より大きい３６０゜とすることができる。この結果、
圧縮行程の回転軸の回転角θｃを２４０゜より大きな３
６０゜とすることができ、作動室数ｎの最大値を条数Ｎ
以上とすることができる。このため、作動室が分散配置
され自転モーメントを小さくすることができる。

【００６４】さらに、このように有効に機能しうる作動
室数が増加したことで、図１２に記載の圧縮要素のシリ
ンダ高さ（厚み）をＨとしたとき、図１３に記載の圧縮
要素のシリンダ高さは０.７Ｈとなり、３０％低くなる
ので、圧縮要素の小型化を図ることができる。

【００６５】図１４は、本実施形態における旋回ピスト
ン５に作用する荷重及びモーメントの説明図である。記
号θは駆動軸６の回転角、εは旋回半径である。作動ガ
スの圧縮に伴い、各作動室１５の内圧によって旋回ピス
トン５には、図に示すように偏心方向に直角な接線方向
力Ｆｔと偏心方向にあたる半径方向力Ｆｒが作用する。
ＦｔとＦｒの合力がＦである。この合力Ｆの旋回ピスト
ン５の中心ｏからのずれ（腕の長さｌ）によって旋回ピ
ストンを回転させようとする自転モーメントＭ(＝Ｆ・
ｌ)が働く。この自転モーメントＭを支えるのが旋回ピ
ストン５とシリンダ４の接点ｇと接点ｂにおける反力Ｒ
１と反力Ｒ２である。

【００６６】本発明では常時、吸入ポート７ａに近い２
ないし３箇所の接点でモーメントを受け、その他の接点
には反力が作用しない。本発明の容積型圧縮要素１は、
旋回ピストン５の中心部に嵌合された駆動軸６のクラン
ク部６ａの周りにほぼ等ピッチで吸入終了から吐出終了
までの回転軸の回転角がほぼ３６０°となる作動室を分
散して配設しているため、合力Ｆの作用点を旋回ピスト
ン５の中心ｏに近付けることができ、モーメントの腕の
長さｌを縮少して自転モーメントＭを低減することがで
きる。したがって、反力Ｒ１と反力Ｒ２が軽減される。
また、接点ｇと接点ｂの位置からわかるように、自転モ
ーメントＭを受ける旋回ピストン５とシリンダ４の摺動
部位を、温度が低く油粘度の高い作動ガスの吸入口７ａ
付近になるようにしているため摺動部の油膜が確保され
やすい容積型流体機械を提供することができる。

【００６７】図１５は作動流体の内圧によって旋回ピス
トンに働く軸１回転中の自転モーメントＭを図１２に示
された圧縮要素及び図１３に示された圧縮要素で比較し
たものである。計算条件は作動流体ＨＦＣ１３４ａの冷
凍条件（吸入圧力Ｐｓ＝０.０９５ＭＰａ，吐出圧力Ｐ
ｄ＝１.０４３ＭＰａ）である。これにより作動室数ｎ
の最大値が条数以上となる本実施の形態による圧縮要素
では、吸入終了から吐出終了までの作動室が駆動軸の周
りにほぼ等ピッチで分散して配置されるため力学的なバ
ランスがよくなり、圧縮による荷重ベクトルがほぼ中心
を向くように構成できる。このため旋回ピストンに働く
自転モーメントＭを低減することができる。この結果、
旋回ピストンとシリンダの接触荷重も軽減され機械効率
を向上することができると共に圧縮機としての信頼性を
向上することができる。

【００６８】ここで、吸入口７ａと吐出口８ａとが連通
する期間と圧縮行程回転軸の回転角との関係について説
明する。吸入口と吐出口が連通する期間、すなわち作動
流体の吐出が終了してから次の圧縮行程が始まる（吸入
終了）までの間の回転軸の回転角で表すタイムラグΔθ
は、圧縮行程の回転軸の回転角θｃとして、Δθ＝３６
０゜−θｃで表される。

【００６９】Δθ≦０゜の場合は、吸入口と吐出口が連
通する期間が存在しないため、吐出口の隙間容積内ガス
の再膨張による吸入効率の低下はない。

【００７０】Δθ＞０゜の場合には吸入口と吐出口が連
通する期間が存在するため、吐出口の隙間容積内ガスの
再膨張に起因する吸入効率の低下が起こり、圧縮機の
(冷凍)能力が低下することになる。また、吸入効率（体
積効率）の低下は圧縮機のエネルギ効率である断熱効率
あるいは成績係数の低下にもつながる。

【００７１】圧縮行程の回転軸の回転角θｃは旋回ピス
トンあるいはシリンダの輪郭曲線の巻き角と吸入口及び
吐出口の位置によって決定される。旋回ピストンあるい
はシリンダの輪郭曲線の巻き角を３６０゜にした場合に
は、圧縮行程の回転軸の回転角θｃは３６０゜にできる
と共に吸入口あるいは吐出口のシール点を移動すること
によってθｃ＜３６０゜にもすることができる。しか
し、θｃ＞３６０゜にはすることはできない。例えば、
前述の図１１に示した圧縮要素の圧縮行程の回転軸の回
転角θｃ＝３７５゜を吐出口の位置や大きさを変えるこ
とによりθｃ＝３６０゜に変更することができる。

【００７２】これは、図１１における吸入終了状態の直
後に作動室１５ａと作動室１５ｂとが連通するように吐
出口を大きくすることにより実現することができる。こ
のような変更を行うことによりθｃ＝３７５゜の時に発
生していた２つの作動室の圧力上昇が異なるために起こ
る不可逆的な混合ロスを低減することができる。従っ
て、輪郭曲線の巻き角は、圧縮行程の回転軸の回転角θ
ｃを決定する必要条件ではあるが十分条件ではないと云
うことができる。

【００７３】さて、上記説明した本実施形態、即ち図３
に示す実施形態では、密閉容器３内の圧力が低圧（吸入
圧力）に保持されるタイプの密閉型圧縮機について説明
したが、低圧タイプにすることにより以下のような利点
がある。

【００７４】（１）圧縮された高温の作動ガスによる電
動要素２の加熱が少なく、吸入ガスによって冷却される
ため、固定子２ａ，回転子２ｂの温度が低下し、モータ
効率が向上して性能向上が図ることができる。

【００７５】（２）フロン等の潤滑油１２と相溶性のあ
る作動流体では、圧力が低いため潤滑油１２中に溶解す
る作動ガスの割合が少なくなり、軸受等での油の発泡現
象が起こりにくく、信頼性を向上することができる。

【００７６】（３）密閉容器３の耐圧を低くでき、薄肉
・軽量化が図ることができる。

【００７７】次に、密閉容器３内の圧力が高圧（吐出圧
力）に保持されるタイプのものについて説明する。図１
６は、本発明の他の実施形態に係る旋回型流体機械を圧
縮機として用いた高圧タイプの密閉型圧縮機の要部拡大
断面図である。図１６において、前述の図１〜図３と同
一符号を付したものは同一部品であり、同一の作用をな
す。図において、７ｂは吸入カバー１０によって主軸受
７に一体的に形成された吸入室で、シール部材１６等に
よって密閉容器３内の圧力（吐出圧力）と区画されてい
る。１７は吐出室８ｂ内と密閉容器３内を連通する吐出
通路である。容積型圧縮要素１の作動原理等は前述した
低圧（吸入圧力）タイプと同様である。

【００７８】作動ガスの流れは図中に矢印で示すよう
に、吸入パイプ１３を通って吸入室７ｂに入った作動ガ
スは、主軸受７に形成された吸入ポート７ａを通って容
積型圧縮要素１に入り、ここで駆動軸６の回転によって
旋回ピストン５が旋回運動を行い作動室１５の容積が縮
少することにより圧縮される。圧縮された作動ガスは、
副軸受８の端板に形成された吐出ポート８ａを通り吐出
弁９を押し上げて吐出室８ｂ内に入り、吐出通路１７を
通って密閉容器３内に入り、この密閉容器３に接続され
た吐出パイプ（図示せず）より外部に流出する。

【００７９】このような高圧タイプの利点は、潤滑油１
２が高圧になっているため、駆動軸６の回転による遠心
ポンプ作用等によって各軸受摺動部に給油された潤滑油
１２が旋回ピストン５の端面の隙間等を通ってシリンダ
４内に供給されやすくなるため、作動室１５のシール性
及び摺動部の潤滑性を向上できる点にある。

【００８０】以上、本発明の容積型流体機械を用いた圧
縮機では機器の仕様や用途あるいは生産設備等に応じて
低圧タイプ，高圧タイプどちらでも選択することが可能
となり、設計の自由度が大幅に拡大する。

【００８１】次に本発明の実施例に係わる旋回ピストン
について説明する。図１７はこの説明図であり、図１
（ａ）におけるＣ−Ｃ断面における旋回ピストン５の断
面図である。また、図１８は図１７におけるａ部をＡ−
Ａ断面方向から示した図である。図１７ａ部は旋回ピス
トン５において自転モーメントＭを受ける部位となり、
旋回ピストン５とシリンダ４とが摺動する部位となる。
ここは吸入口７ａ付近にあるため、温度が低く、油粘度
の高い作動ガスが供給され、摺動部での油膜が確保され
やすい部位である。

【００８２】しかしながら、仮に旋回ピストン５を一体
部品として成形した場合には摺動形態が断続接触・荷重
負荷される一方向すべり摺動となるため、比較的摩耗が
大きくなる。本発明の実施例に係わる旋回ピストンは、
摺動信頼性をさらに確保するため、旋回ピストンの自転
モーメントＭを受ける部位に転動体５ｃとしてニードル
軸受を設け、ニードル軸受の外輪外周面によって旋回ピ
ストンの外周面の一部を形成している。

【００８３】このため、旋回ピストン５は転動体５ｃと
心材５ｄおよび転動体５ｃを心材５ｄに取り付けるため
のおさえ板５ｅとから構成されている。図１７の旋回ピ
ストンは３条のため、転動体５ｃは自転モーメントＭを
受ける３箇所の部位に取り付けられている。この構成に
より、旋回ピストン５とシリンダ４との摺動形態はころ
がり摺動となるため、すべり摺動の場合に比べ摩耗を小
さくでき、摺動信頼性をさらに確保することができる。

【００８４】図１９は転動体５ｃとしてのニードル軸受
の取付方法について別の例を説明する図であり、図１７
におけるａ部をＡ−Ａ断面方向から示した図である。図
１８に説明した実施形態では旋回ピストン５を転動体５
ｃ，心材５ｄ，おさえ板５ｅの３点から構成している
が、本形態では旋回ピストン５を２分割の部材とするこ
とで転動体５ｃを支持する構成となっている。このよう
な形態にすることで部品点数を少なくすることができ、
コスト低減を図ることができる。更には図２０（ａ）ま
たは（ｂ）に示すような形状に旋回ピストン５を成形す
ることで、より容易に組み立てることが可能となる。図
２１に示す図はシリンダ４と旋回ピストン５について、
さらに別の実施例を説明する図であり、図１７と同様の
断面を旋回ピストン５とシリンダ４について示した断面
図である。図２１に示す実施例における旋回ピストンの
形状では圧縮機動作中の旋回ピストンの自転モーメント
を受ける部位が旋回ピストン５の３箇所のみでなく、シ
リンダ４のベーン４ｂの一部でも受けることになる。そ
のため旋回ピストンの３箇所とシリンダのベーンでの３
箇所とを合わせて６箇所で摺動するため、この部位に転
動体としてニードル軸受を取り付けている。この場合、
シリンダ４のベーン４ｂにおいて、図１７で説明した旋
回ピストンと同様なおさえ板を用いてニードル軸受を支
持する必要がある。

【００８５】次に本発明の実施例に係わる旋回ピストン
における転動体の取付位置について説明する。図２２
（ａ）は図１（ａ）におけるＣ−Ｃ断面における旋回ピ
ストン５の断面図であり、（ｂ）は（ａ）におけるａ部
をＡ−Ａ断面方向から示した図である。図２２では図１
８に示した方法で転動体であるニードル軸受を支持して
いる。図２２（ａ）において、旋回ピストン５の外周面
はニードル軸受の外輪外周面よりも外側に突出してお
り、旋回ピストン５の外周面とニードル軸受の外輪外周
面との間隔ｔはＡ−Ａ方向にて最も小さくなっている。

【００８６】本実施例ではニードル軸受の外輪外周面が
旋回ピストン５の外周面より引っ込んでいるため、圧縮
機運転時当初にはニードル軸受はシリンダ４の内壁面に
接触しない。そのため、旋回ピストン５の外周面にリン
酸化成処理等の方法によりなじみ性膜５ｆを成膜し、且
つ、その膜厚をＴ_stとするとき、ニードル軸受の外輪外
周面と、旋回ピストン５の外周面との最小間隔ｔが、０＞ｔ＞−Ｔ_st （旋回ピストン５の外周面が転動体５ｃの外周面より突
出する場合をマイナス（−）とする）となる位置にニー
ドル軸受を取り付ける。これにより、圧縮機運転時当初
において、突出している旋回ピストン５の外周面のなじ
み性膜がシリンダ４とすべり摺動することにより、なじ
み性膜は短時間で摩耗するが、この摩耗は転動体５ｃの
外周面がシリンダ４と接触し、ころがり摺動をするよう
になると止まるため、それ以上の摩耗は進行せずに、且
つ、この時の旋回ピストン５の外周面には必ずなじみ性
膜５ｆが残るので、転動体５ｃを支持する部分とシリン
ダとの間の隙間ができずに、良好なシール性を持つ。

【００８７】このため、漏れによる損失を発生させるこ
とがない。更には、旋回ピストン５の外周面のなじみ性
膜５ｆによって組み立て誤差等の吸収を図ることがで
き、圧縮性能の向上および騒音の低減に寄与する。ま
た、この状態では自転モーメントＭを受ける接触部位で
はニードル軸受によるころがり摺動とニードル軸受を支
持する部分の旋回ピストン外周面によるすべり摺動とが
共存することになるが、旋回ピストン外周面はなじみ性
膜５ｆによる摺動であるため焼き付きなどの心配はな
く、摺動信頼性を損なうことはない。

【００８８】また、旋回ピストン５の外周面になじみ性
膜５ｆを成膜することによって、旋回ピストンとシリン
ダの接触部では荷重の負荷される部位ではなじみ膜が摩
耗することによって、不要な箇所での荷重負荷がなくな
り、結局ニードル軸受によってのみ自転モーメントＭを
受けることになる。従って転動体をシリンダ４に設ける
必要がなく、図２０に示したような形状の旋回ピストン
であっても、旋回ピストン側の３箇所にニードル軸受を
設ければよい。このため、組み立ての簡素化，部品点数
の削減およびコスト低減が図れる。

【００８９】図２２においては旋回ピストン５側に転動
体としてニードル軸受を設けたが、シリンダ４側の自転
モーメントＭを受ける部位に設けても効果は同様であ
る。また、ニードル軸受を図１８に示した方法にて支持
しているが、図１９に示すような２点の部材によって旋
回ピストンを構成する方法や、図２０に示した方法にお
いても、同様に効果を発揮する。

【００９０】以上の旋回ピストンおよびシリンダの構成
においては摺動部に転動体としてニードル軸受を用いて
示したが、旋回ピストンの大きさにより、他形状の軸受
にて構成しても効果は同様である。

【００９１】また、以上の構成において転動体は軸受で
なくても構わない。図２３は転動体としてころがり部材
を用いた例を説明する図である。図２３は図１７のａ部
に相当する旋回ピストンにおける自転モーメントＭを受
ける部位を示している。(ａ)では円筒形のころがり部材
を用いている。この場合には転動体５ｃの外壁面がシリ
ンダ内壁面と接触する時間が短いため、自転モーメント
Ｍが最大になる場所で接触するような位置に取り付ける
必要があるが、ころがり軸受等を用いなくてもよいた
め、組み立てが容易であり、且つコストを低減すること
ができる。

【００９２】また、（ｂ）は（ａ）において問題となる
接触時間の問題を解決するための構造であり、図示した
形状の転動体を用いることでころがり軸受を用いたとき
と同様の接触時間とすることができる。この場合には転
動体５ｃの支持方法は図１８，図１９および図２０
（ａ）の方法となる。また、この場合の転動体は一体部
品である必要はなく、構成部品を分けることで図２０
（ｂ）のような方法とすることも可能となる。

【００９３】図２４に、本発明の容積型圧縮機を適用し
た空調システムを示す。このサイクルは冷暖房が可能な
ヒートポンプサイクルで、前述の図３で説明した本発明
の容積型圧縮機３０，室外熱交換器３１とそのファン３
１ａ，膨張弁３２，室内熱交換器３３とそのファン３３
ａ，４方弁３４から構成されている。一点鎖線３５は室
外ユニット、３６は室内ユニットである。

【００９４】容積型圧縮機３０は、図２に示した作動原
理図に従って動作し、圧縮機を起動することにより、シ
リンダ４と旋回ピストン５間で作動流体（例えばフロン
ＨＣＦＣ２２やＲ４０７Ｃ，Ｒ４１０Ａ等）の圧縮作用
が行われる。

【００９５】冷房運転の場合、圧縮された高温・高圧の
作動ガスは破線矢印で示すように吐出パイプ１４から４
方弁３４を通り室外熱交換器３１に流入して、ファン３
１ａの送風作用で放熱，液化し、膨張弁３２で絞られ、
断熱膨張して低温・低圧となり、室内熱交換器３３で室
内の熱を吸熱してガス化された後、吸入パイプ１３を経
て容積型圧縮機３０に吸入される。一方、暖房運転の場
合は、実線矢印で示すように冷房運転とは逆に流れ、圧
縮された高温・高圧の作動ガスは吐出パイプ１４から４
方弁３４を通り室内熱交換器３３に流入して、ファン３
３ａの送風作用で室内に放熱して、液化し、膨張弁３２
で絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、室外熱交換
器３３で外気から熱を吸熱してガス化された後、吸入パ
イプ１３を経て容積型圧縮機３０に吸入される。

【００９６】図２５は、本発明の容積型圧縮機を搭載し
た冷凍システムを示す。このサイクルは冷凍（冷房）専
用のサイクルである。図において、３７は凝縮器、３７
ａは凝縮器ファン、３８は膨張弁、３９は蒸発器、３９
ａは蒸発器ファンである。

【００９７】容積型圧縮機３０を起動することによりシ
リンダ４と旋回ピストン５間で作動流体の圧縮作用が行
われ、圧縮された高温・高圧の作動ガスは実線矢印で示
すように吐出パイプ１４から凝縮器３７に流入して、フ
ァン３７ａの送風作用で放熱，液化し、膨張弁３８で絞
られ、断熱膨張して低温・低圧となり、蒸発器３９で吸
熱ガス化された後、吸入パイプ１３を経て容積型圧縮機
３０に吸入される。ここに、図２４，図２５ともに本発
明の容積型圧縮機を搭載しているので、エネルギ効率に
優れ、低振動・低騒音で信頼性の高い冷凍・空調システ
ムが得られる。なお、ここでは容積型圧縮機３０として
低圧タイプを例に挙げて説明したが、高圧タイプでも同
様に機能し、同様の効果を奏することができる。

【００９８】

【発明の効果】以上詳細に説明したように、本発明によ
れば、駆動軸の周りに２箇所以上の複数の作動室が配設
され、個々の作動室の吸入終了から吐出終了までの回転
軸の回転角をほぼ３６０°になるように構成されている
圧縮機に対し、ディスプレーサに働く自転モーメントを
転動体にて軽減して、且つディスプレーサとシリンダ間
の摩擦損失および漏れ損失を低減することにより、性能
向上が図れ、且つ信頼性の高い容積型流体機械が得られ
る。また、このような容積型流体機械を冷凍サイクルに
搭載することにより、エネルギ効率に優れ、信頼性の高
い冷凍・空調システムが得られる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明に係る容積型流体機械を圧縮機に適用し
た密閉型圧縮機の圧縮要素の縦断面図及び平面図。

【図２】本発明に係る容積型流体機械の作動原理を説明
する図。

【図３】本発明に係る容積型流体機械の縦断面図。

【図４】本発明に係る容積型流体機械のディスプレーサ
の輪郭構成法を示す図。

【図５】本発明に係る容積型流体機械のシリンダの輪郭
構成法を示す図。

【図６】図４及び図５に示されるディスプレーサとシリ
ンダを重ね合わせた図。

【図７】本発明における作動室の容積変化を示す特性
図。

【図８】本発明におけるガス圧縮トルク変化を示す図。

【図９】４条ラップにおける回転軸の回転角と作動室と
の関係を示す図。

【図１０】３条ラップにおける回転軸の回転角と作動室
との関係を示す図。

【図１１】圧縮要素の巻き角が３６０゜より大きい場合
の動作を説明する図。

【図１２】圧縮要素の巻き角の拡大を説明する図。

【図１３】図１に示した容積型流体機械の変形例を示す
図。

【図１４】本発明のディスプレーサに作用する荷重及び
モーメントを説明する図。

【図１５】圧縮要素の回転軸の回転角と自転モーメント
比との関係を示す特性図。

【図１６】本発明の他の実施形態に係る密閉型圧縮機の
要部縦断面図。

【図１７】本発明に係るディスプレーサの断面図。

【図１８】図１７に示したディスプレーサの部分縦断面
図。

【図１９】図１７に示したディスプレーサの別の実施形
態の部分縦断面図。

【図２０】図１７に示したディスプレーサのさらに別の
実施形態の部分斜視図。

【図２１】本発明に係るディスプレーサおよびシリンダ
の断面図。

【図２２】本発明に係るディスプレーサの別の実施形態
の図。

【図２３】本発明に係るディスプレーサの別の実施形態
を示す部分斜視図。

【図２４】本発明の容積型圧縮機を適用した空調システ
ムを示す図。

【図２５】本発明の容積型圧縮機を適用した冷凍システ
ムを示す図。

【符号の説明】

１…容積型圧縮要素、２…電動要素、３…密閉容器、４
…シリンダ、４ａ…内周壁、４ｂ…ベーン、５…ディス
プレーサ（旋回ピストン）、５ａ，４１ｃ…軸受、５ｂ
…貫通穴、５ｃ…転動体、５ｄ…心材、５ｅ…おさえ
板、５ｆ…なじみ性膜、６…駆動軸、６ａ…クランク
部、７…主軸受、７ａ，４２ａ，４２ｂ…吸入ポート、
８…副軸受、８ａ…吐出ポート、８ｂ…吐出室、９…吐
出弁、１０…吸入カバー、１１…吐出カバー、１２…潤
滑油、１３…吸入パイプ、１４…吐出パイプ、１５，４
５…作動室、１６…シール部材、１７…吐出通路、１８
…加工治具、１８ａ…ベース、１８ｂ…ピン部、１８ｃ
…クランプ、１９…加工工具、１９ａ…研削工具、１９
ｂ…切削工具、３０…容積型圧縮機、３１…室外熱交換
器、３２，３８…膨張弁、３３…室内熱交換器、３４…
４方弁、３７…凝縮器、３９…蒸発器、４０…固定側部
材、４０ａ…固定渦巻体、４０ｂ…端板部、40ｃ…主軸
受部、４１…旋回側部材、４１ａ…旋回渦巻体、４１ｂ
…補強板、４２…リング部、４２ａ…吸入室、４３…逆
止弁、４４…軸封装置、ｏ…ディスプレーサ中心、ｏ′
…シリンダ中心、Ｏｍ…旋回側部材中心、Ｏｆ…固定側
部材中心。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者畠裕章栃木県下都賀郡大平町大字富田800番地株式会社日立製作所冷熱事業部内

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】端板間に平面形状が連続した曲線で構成さ
れる内壁を有するシリンダと、このシリンダの内壁に対
向するように設けられた外壁を有し、旋回運動したとき
前記内壁とこの外壁と前記端板により複数の空間を形成
するディスプレーサとを備え、かつ前記ディスプレーサ
の輪郭に沿って存在する前記空間は、交互に吸入行程に
ある空間と圧縮もしくは吐出行程にある空間となるよう
に前記シリンダ内壁及び前記ディスプレーサ外壁曲線を
形成した容積型流体機械において、前記シリンダ内壁と
前記ディスプレーサ外壁により空間を形成するときの接
点となる前記ディスプレーサの外壁面の一部を転動体の
外周面にて形成し、接点での接触をころがり接触にした
容積型流体機械。