(57)【要約】  図ローラ３２のローラ内周面３２ｂとクランク軸３１の偏心部３１ａの偏心部外周面３１ｂとの第１の軸受すきまと、クランク軸３１の偏心部３１ａの直径との比を、１１／１００００から２０／１００００とすることによって、高圧部と低圧部の差圧による差圧力により、ローラ３２をシリンダ内壁面３０ａに軽く押し付けることができ、運転時最小すきまＷを極小化するとともに、差圧力のみでシリンダ内壁面３０ａに接触させることができるので、大きな摺動ロスにならない。そのため、磨耗や焼き付きなどの信頼性面の低下を抑制しながら、運転時最小すきまＷからの漏れを低減し、高効率化を図ることができ、その結果、信頼性面を悪化させずに運転時最小すきまＷからの漏れ損失を徹底的に低減し、かつ摺動損失も増加させずに、圧縮機の更なる高効率化を図る。
2010013375.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
電動機と圧縮機構部とを密閉容器内に備え、
前記電動機とクランク軸で連結された前記圧縮機構部は、
シリンダと、
前記シリンダの両端面を上下から閉塞して圧縮室を形成する上軸受及び下軸受と、
前記シリンダ内に設けられた前記クランク軸の偏心部に嵌合されたローラと、
前記ローラの偏心回転に追従し前記シリンダに設けられたスロット内を往復運動して前記圧縮室を低圧部と高圧部とに仕切るベーンと、
前記低圧部に開通される吸入ポートと、
前記高圧部に開通される吐出ポートと、
からなるロータリ圧縮機において、
前記ローラのローラ内周面と前記クランク軸の偏心部外周面との間に第１の軸受すきまを形成し、
前記第１の軸受すきまをＣ１としたとき、前記第１の軸受すきまＣ１と前記偏心部の直径ｄとのすきま比（Ｃ１／ｄ）を、１１／１００００から２０／１００００の範囲に設定することを特徴とするロータリ圧縮機。
【請求項２】
組立時に、前記偏心部を前記ベーンの位置から所定角度の位置に配置し、前記ローラを前記偏心部の最も偏心した位置に当接させ、前記上軸受内周面を前記クランク軸外周面に当接させた状態で、前記ローラ外周面と前記シリンダ内壁面との間に形成する最小すきまをδｍｉｎ、前記上軸受内周面と前記クランク軸外周面との間に形成する第２の軸受すきまをＣ２としたとき、δｍｉｎ＜（Ｃ１＋Ｃ２）／２としたことを特徴とする請求項１に記載のロータリ圧縮機。
【請求項３】
組立時における前記偏心部の位置を、前記ベーンと前記クランク軸の中心とを結ぶ仮想線よりも前記吐出ポート寄りとしたことを特徴とする請求項２に記載のロータリ圧縮機。
【請求項４】
組立時に、前記上軸受の中心と前記シリンダの中心とを一致させ、前記最小すきまδｍｉｎを、全クランク角度に渡って一定値となるように設定したこと特徴とする請求項２または請求項３のいずれかに記載のロータリ圧縮機。
【請求項５】
作動流体として二酸化炭素を用いたことを特徴とする請求項１から請求項４のいずれかに記載のロータリ圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、空調機、冷凍機、ブロワ、給湯機等に使用されるロータリ圧縮機に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、冷凍装置や空気調和装置などにおいては、蒸発器で蒸発したガス冷媒を吸入し、凝縮するために必要な圧力まで圧縮して、冷媒回路中に高温高圧の冷媒を吐出する圧縮機が使用されている。このような圧縮機の一つとして、ロータリ圧縮機が知られている。
図１０は従来のロータリ圧縮機の要部断面図である。
図１０に示すように、ロータリ圧縮機は、電動機（図示せず）と圧縮機構部３を、クランク軸３１で連結して、密閉容器１内に収納している。そして、圧縮機構部３は、シリンダ３０とこのシリンダ３０の両端面を閉塞する上軸受３４と下軸受３５とで形成された圧縮室３９と、この圧縮室３９内に在って、上軸受３４及び下軸受３５に支持されたクランク軸３１の偏心部３１ａに嵌合したローラ３２と、このローラ３２のローラ外周面３２ａに当接し、ローラ３２の偏心回転に追従して往復運動し、圧縮室３９内を低圧部と高圧部とに仕切るベーン（図示せず）とを備えている。
シリンダ３０には、圧縮室３９内の低圧部に向けてガスを吸入する吸入ポート４０が開通されている。そして、上軸受３４には、圧縮室３９内の低圧部から転じて形成される高圧部からガスを吐出する、吐出ポート３８が開通されている。そして、ローラ３２は、上軸受３４及び下軸受３５とこれらに上下を閉塞されているシリンダ３０とが形成する圧縮室３９に収容されている。吐出ポート３８は、上軸受３４を貫通する平面視円形の孔として形成されている。そして、吐出ポート３８の上面には、所定の大きさ以上の圧力を受けた場合に解放される吐出弁３６が設けられている。
上述した構成のロータリ圧縮機において、低圧部側では、ローラ３２の外周面摺接部が吸入ポート４０を通過して離れていくと、吸入室が徐々に拡大する。そして、吸入ポート４０から吸入室内にガスが吸入される。一方、高圧部側では、ローラ３２の外周面摺動部が吐出ポート３８へ近づいていくと、圧縮室３９が徐々に縮小する。そして、所定圧力以上になった時点で吐出弁３６が開いて、吐出ポート３８から圧縮室３９内のガスが吐出される。
このような、ロータリ圧縮機においては、ローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａとが強く接触することにより、焼き付きや摩耗の問題が発生したり、入力が増加して圧縮機の効率を低下させたりするという懸念がある。このため、図１１に示すように、ローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａとの間には、運転時最小すきまＷが設けられている。そして、この運転時最小すきまＷと圧縮室３９の高さＨとにより求められる漏れ面積Ｓの大小が圧縮機の効率に影響を及ぼすこととなる。
ここで、運転時最小すきまＷを大きく設定すると、この運転時最小すきまＷを通って高圧部から低圧部へ流出する圧縮流体の量が増加する。そのため、圧縮した冷媒ガスが運転時最小すきまＷから漏れて、損失（以下、「漏れ損失」と呼ぶ）が増すので、圧縮機の効率を低下させる。
一方、この運転時最小すきまＷを小さく設定すると、漏れ損失は低減するが、ローラ外周面とシリンダ内壁面とが強く接触する。これによって、損失（以下、「摺動損失」と呼ぶ）が増すので、圧縮機の効率を低下させる。さらには、ローラ外周面とシリンダ内壁面とが強く摺動することによって、焼き付きや摩耗の問題が発生する。
従って、ローラ外周面とシリンダ内壁面とが互いに強く接触しないよう、両者間の運転時最小すきまＷを大きく設定し、焼き付きや摩耗の問題の解消と摺動損失の低減が図られていた。
図１２は、特許文献１に記載された、従来のロータリ圧縮機における非円形（複合円）断面のシリンダ形状を示す模式図である。
例えば、図１２に示すように、圧縮室を複数の曲率よりなる非円形の断面形状とし、軸心軌跡等の影響によってローラ外周面の包絡軌跡が非円形となっても、一回転する間の運転時最小すきまＷを一定に保つことを可能にして、漏れ損失の低減と摺動損失の低減を図られていた。
更に、近年においては、圧縮機により冷媒を循環させる空気調和装置等の高効率化が望まれていた。そのため、圧縮機の更なる高効率化が重要となっていた。
【特許文献１】特開２００３−２１４３６９号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
しかしながら、上述した従来構造のロータリ圧縮機において、運転時最小すきまＷを一定に保ち、漏れ損失の低減を図っていることが、信頼性面から一定の運転時最小すきまＷを設けることが必要になり、更なる高効率化を困難にしている。
また、シリンダ内壁面の断面形状が複数の曲率からなる非円形であるため、数μｍオーダーの精度が必要となり、加工が非常に困難である。また、シリンダ内壁面の表面粗さやうねりなどの加工誤差が、圧縮機の効率に大きく影響を与え、性能のバラつきの要因となっている。【０００４】
したがって本発明は、上記の事情を鑑みてなされたもので、信頼性面を悪化させずに、運転時最小すきまＷからの漏れ損失を徹底的に低減し、かつ摺動損失も増加させずに、圧縮機の更なる高効率化を図ることを目的としている。
さらには、シリンダ内壁面の加工精度や表面粗さなどの断面形状によらずに、容易に加工を行える高効率ロータリ圧縮機を提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
請求項１記載の本発明のロータリ圧縮機は、電動機と圧縮機構部とを密閉容器内に備え、前記電動機とクランク軸で連結された前記圧縮機構部は、シリンダと、前記シリンダの両端面を上下から閉塞して圧縮室を形成する上軸受及び下軸受と、前記シリンダ内に設けられた前記クランク軸の偏心部に嵌合されたローラと、前記ローラの偏心回転に追従し前記シリンダに設けられたスロット内を往復運動して前記圧縮室を低圧部と高圧部とに仕切るベーンと、前記低圧部に開通される吸入ポートと、前記高圧部に開通される吐出ポートと、からなるロータリ圧縮機において、前記ローラのローラ内周面と前記クランク軸の偏心部外周面との間に第１の軸受すきまを形成し、前記第１の軸受すきまをＣ１としたとき、前記第１の軸受すきまＣ１と前記偏心部の直径ｄとのすきま比（Ｃ１／ｄ）を、１１／１００００から２０／１００００の範囲に設定することを特徴とする。
請求項２記載の本発明は、請求項１記載のロータリ圧縮機において、組立時に、前記偏心部を前記ベーンの位置から所定角度の位置に配置し、前記ローラを前記偏心部の最も偏心した位置に当接させ、前記上軸受内周面を前記クランク軸外周面に当接させた状態で、前記ローラ外周面と前記シリンダ内壁面との間に形成する最小すきまをδｍｉｎ、前記上軸受内周面と前記クランク軸外周面との間に形成する第２の軸受すきまをＣ２としたとき、δｍｉｎ＜（Ｃ１＋Ｃ２）／２としたことを特徴とする。
請求項３記載の本発明は、請求項２記載のロータリ圧縮機において、組立時における前記偏心部の位置を、前記ベーンと前記クランク軸の中心とを結ぶ仮想線よりも前記吐出ポート寄りとしたことを特徴とする。
請求項４記載の本発明は、請求項２または請求項３記載のロータリ圧縮機において、組立時に、前記上軸受の中心と前記シリンダの中心とを一致させ、前記最小すきまδｍｉｎを、全クランク角度に渡って一定値となるように設定したことを特徴とする。
請求項５記載の本発明は、請求項１から請求項４のいずれかに記載のロータリ圧縮機において、作動流体として二酸化炭素を用いたことを特徴とする。
【発明の効果】
【０００６】
本発明のロータリ圧縮機は、ローラとシリンダを差圧力差のみで軽く接触させることにより、磨耗や焼き付きなどの信頼性面の低下を抑制し、さらに運転時最小すきまＷからの漏れ損失を低減できることから、更なる圧縮機の高効率化を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【０００７】
【図１】本発明の一実施例におけるロータリ圧縮機の縦断面図
【図２】運転時における同ロータリ圧縮機の圧縮室を示す要部平面図
【図３】組立時における同ロータリ圧縮機のローラとクランク軸のすきま比の関係を示す要部断面
【図４】すきま比Ｃ／ｄ（横軸）に対する圧縮機の効率比％（縦軸）の実験結果を示す
【図５】組立時における同ロータリ圧縮機の圧縮室を示す要部平面図
【図６】図５において上軸受の配置を示す要部平面図
【図７】図６におけるV−V線断面図
【図８】同ロータリ圧縮機の運転時における各すきまを示した断面図
【図９】ロータリ圧縮機におけるシリンダ内壁面とローラ外周面の関係を示す拡大模式図
【図１０】従来のロータリ圧縮機の要部断面図
【図１１】漏れ面積Ｓを示す模式図
【図１２】従来の圧縮機における非円形（複合円）断面のシリンダ形状を示す模式図
【符号の説明】
【０００８】
１      密閉容器
２      電動機
３      圧縮機構部
５      上シェル
２２    固定子
２４    回転子
２６    エアギャップ
２８    切欠部
３０    シリンダ
３０ａ  シリンダ内壁面
３１    クランク軸
３１ａ  偏心部
３１ｂ  偏心部外周面
３１ｃ  クランク軸外周面
３２    ローラ
３２ａ  ローラ外周面
３２ｂ  ローラ内周面
３３    ベーン
３４    上軸受
３４ａ  上軸受内周面
３５    下軸受
３６    吐出弁
３７    カップマフラー
３８    吐出ポート
３９    圧縮室
４０    吸入ポート
５１    冷媒吐出管
【発明を実施するための最良の形態】
【０００９】
本発明の第１の実施の形態によるロータリ圧縮機は、ローラのローラ内周面とクランク軸の偏心部外周面との間に第１の軸受すきまを形成し、第１の軸受すきまをＣ１としたとき、第１の軸受すきまＣ１と偏心部の直径ｄのすきま比（Ｃ１／ｄ）を、１１／１００００から２０／１００００の範囲に設定するものである。本実施の形態によれば、第１の軸受すきまが大きく設定でき、ローラがより自由に移動できる。そのため、高圧部と低圧部の差圧による差圧力により、ローラ外周面をシリンダ内壁面に軽く押し付ける。即ち、運転時最小すきまＷを極小化するとともに、差圧力のみでローラ外周面をシリンダ内壁面に接触させる。そのため、大きな摺動ロスにならない。従って、磨耗や焼き付きなどの信頼性面の低下を抑制しながら、運転時最小すきまＷからの漏れを低減し、高効率化を図ることができる。
本発明の第２の実施の形態は、第１の実施の形態によるロータリ圧縮機において、組立時に、偏心部をベーンの位置から所定角度の位置に配置し、ローラを偏心部の最も偏心した位置に当接させ、上軸受内周面をクランク軸外周面に当接させた状態で、ローラ外周面とシリンダ内壁面との間に形成する最小すきまをδｍｉｎ、上軸受内周面とクランク軸外周面との間に形成する第２の軸受すきまをＣ２としたとき、δｍｉｎ＜（Ｃ１＋Ｃ２）／２としたものである。本実施の形態によれば、最小すきまδｍｉｎを設定したクランク角度で、ローラ外周面とシリンダ内壁面が接触し、漏れ損失を低減することが可能となり、高効率化を図ることができる。
本発明の第３の実施の形態は、第２の実施の形態によるロータリ圧縮機において、組立時における偏心部の位置を、ベーンとクランク軸の中心とを結ぶ仮想線よりも吐出ポート寄りとしたものである。本実施の形態によれば、低圧部と高圧部の差圧力の大きい状態の時に、ローラ外周面とシリンダ内壁面とのすきまが小さくなり、より漏れ損失を低減することができる。
本発明の第４の実施の形態は、第２または第３の実施の形態によるロータリ圧縮機において、組立時に、上軸受の中心とシリンダの中心とを一致させ、最小すきまδｍｉｎを、全クランク角度に渡って一定値となるように設定したものである。本実施の形態によれば、運転時の全クランク角度に渡って、運転時最小すきまＷをほぼゼロにすることができる。そのため、漏れ損失の低減を図ることができる。また、全クランク角度に渡って、ローラ外周面がシリンダ内壁面上を常に接触し、転がりながら公転運動する。そのために、ローラ外周面とシリンダ内壁面が接触したりしなかったりすることで発生する、異音や騒音などを低減することができる。
本発明の第５の実施の形態は、第１から第４の実施の形態によるロータリ圧縮機において、作動流体として二酸化炭素を用いたものである。本実施の形態によれば、特に、差圧が大きく、漏れ損失が大きい二酸化炭素においても、より効果的に高効率化することが可能である。
【実施例】
【００１０】
以下、本発明の実施例について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施例によって本発明が限定されるものではない。【００１１】
図１は本発明の一実施例におけるロータリ圧縮機の縦断面図、図２は運転時における同ロータリ圧縮機の圧縮室を示す要部平面図である。
図において、本実施例のロータリ圧縮機は、電動機２と圧縮機構部３とを密閉容器１内に収納している。電動機２と圧縮機構部３とはクランク軸３１で連結されている。電動機２は、固定子２２と回転子２４とから構成されている。圧縮機構部３は、シリンダ３０と、ローラ３２と、ベーン３３と、上軸受３４及び下軸受３５とから構成されている。
圧縮室３９は、シリンダ３０と、このシリンダ３０の両端面を閉塞する上軸受３４及び下軸受３５とで形成されている。ローラ３２は、この圧縮室３９内に収容され、上軸受３４及び下軸受３５に支持されたクランク軸３１の偏心部３１ａに嵌合している。ベーン３３は、シリンダ３０に設けられたスロット３３ａ内を往復運動してローラ外周面３２ａに常に当接し、圧縮室３９内を低圧部３９ａと高圧部３９ｂとに仕切っている。圧縮室３９はベーン３３と運転時最小すきまＷとで２つの空間が形成され、吸入ポート４０とつながっている空間が低圧部３９ａを、吐出ポート３８とつながっている空間が高圧部３９ｂとなる。ここで運転時最小すきまＷは、ローラ３２がシリンダ３０に最も近接している位置に生じる運転時のすきまである。
シリンダ３０には吸入ポート４０が開通され、吸入ポート４０は、圧縮室３９内の低圧部３９ａに冷媒ガスを吸入する。上軸受３４には吐出ポート３８が開通され、吐出ポート３８は、高圧部３９ｂからガスを吐出する。吐出ポート３８は、上軸受３４を貫通する円形の孔として形成されている。この吐出ポート３８の上面には吐出弁３６が設けられ、吐出弁３６は所定の大きさ以上の圧力を受けた場合に開放される。この吐出弁３６はカップマフラー３７によって覆われている。【００１２】
圧縮機構部３の低圧部３９ａは、運転時最小すきまＷが吸入ポート４０から離れるに従って、容積を徐々に拡大し、容積の拡大によって、冷媒ガスが吸入ポート４０から流入する。低圧部３９ａは、ローラ３２の偏心回転によって容積を変えながら移動し、容積が減少に転じることで高圧部３９ｂとなる。
一方、高圧部３９ｂは、運転時最小すきまＷが吐出ポート３８へ近づくに従って、容積を徐々に縮小し、容積の縮小によって圧力が高まり、所定圧力以上に圧縮された時点で吐出弁３６が開いて、高圧冷媒ガスが吐出ポート３８から流出する。
そして、冷媒ガスは、カップマフラー３７より、密閉容器１内に吐出される。そして、固定子２２と密閉容器１内壁とで形成された切欠部２８と、電動機２のエアギャップ２６とを通って、電動機２の上部の上シェル５内に送り出される。そして、冷媒吐出管５１から密閉容器１の外に吐出される。図１中の矢印は、冷媒の流れを示す。【００１３】
図３は組立時における本実施例のロータリ圧縮機のローラとクランク軸のすきま比の関係を示す要部断面図である。
以上のように構成されたロータリ圧縮機において、図３に示すように、ローラ３２のローラ内周面３２ｂとクランク軸３１の偏心部３１ａの偏心部外周面３１ｂとの第１の軸受すきまＣ１と、クランク軸３１の偏心部３１ａの直径ｄとの比（Ｃ１／ｄ）を、１１／１００００から２０／１００００とする。
第１の軸受すきま（Ｃ１）と軸直径（ｄ）の比をすきま比Ｃ１／ｄといい、一般的には、このすきま比は、１０／１００００以下に設定している（機械工学便覧  Ｂ１編  機械要素設計・トライポロジ  Ｂ１−１２９、Ｂ１−１３０参照）。
ここで図４に、すきま比Ｃ１／ｄ（横軸）に対する圧縮機の効率比％（縦軸）の実験結果を示す。
図４に示すように、すきま比Ｃ１／ｄが８／１００００以下になると、暖房中間条件の効率が急激に低下する傾向にある。そして、冷房中間条件の効率も、すきま比Ｃ１／ｄが１３．５／１００００近辺をピークにして、低下傾向にある。また、すきま比Ｃ１／ｄが大きく、２０／１００００以上になると、冷房中間条件の効率が低下傾向となる。従って、圧縮機の年間電気代に影響の大きい暖房中間条件、および冷房中間条件から判断すれば、すきま比Ｃ１／ｄの最適値は、１１／１００００から２０／１００００となる。
以上のように、本実施例のロータリ圧縮機では、すきま比Ｃ１／ｄを、１１／１００００から２０／１００００に設定することで、ローラ３２が、シリンダ内壁面３０ａに移動する方向に、運転時の圧力差による力である差圧力を受けた時に、ローラ３２がローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａの間のすきまを小さくするように移動して運転時最小すきまＷとなり、圧縮機の高効率化を図ることができる。【００１４】
次に、本実施例による圧縮機後部の詳細な配置関係を説明する。
図５は組立時における同ロータリ圧縮機の圧縮室を示す要部平面図、図６は図５において上軸受の配置を示す要部平面図、図７は図６におけるV−V線断面図である。
同ロータリ圧縮機の組立時には、図５に示すように、クランク軸３１を、その偏心部３１ａがベーン３３から角度θとなるように配置する。この時、角度θは９０度〜１８０度の範囲とし、後述する最小すきまδｍｉｎが、ベーン３３とクランク軸３１の中心とを結ぶ仮想線よりも、吐出ポート３８側となるように配置している。このように偏心部３１ａを角度θの位置に配置した状態で、ローラ３２を偏心部３１ａの最も偏心した位置に当接させる。その結果、角度θの位置において、ローラ外周面３２ａとシリンダ内周面３０ａとの間には最小すきまδｍｉｎが形成される。また、角度θの位置において、ローラ内周面３２ｂと偏心部外周面３１ｂとの間には第１の軸受すきまＣ１が形成される。【００１５】
図５の配置を保った状態で、図６に示すように上軸受３４を配置する。
すなわち、上軸受３４を、ベーン３３と角度θの方向でクランク軸３１（偏心部３１ａの最も偏心していない位置）に当接させることで、上軸受３４の内周面３４ａとクランク軸３１との間に第２の軸受すきまＣ２を形成する。
上記の組立によって、ベーン３３と角度θの仮想線上に、最小すきまδｍｉｎ、第１の軸受すきまＣ１、及び第２の軸受すきまＣ２が配置される。
図７は、最小すきまδｍｉｎ、第１の軸受すきまＣ１、及び第２の軸受すきまＣ２の配置状態を示している。
そして、すきま比Ｃ１／ｄを、１１／１００００から２０／１００００とした上で、最小すきまδｍｉｎ、第１の軸受すきまＣ１、及び第２の軸受すきまＣ２が、δｍｉｎ＜（Ｃ１＋Ｃ２）／２の式が成り立つように組み立てる。【００１６】
上記のように組み立てられた圧縮機後部の運転時の状態について、図２及び図８を用いて説明する。
まず、図２を用いて、圧縮機構部の運転時における最小すきまδｍｉｎ位置と運転時最小すきまＷとの関係について説明する。
既に説明した通り、組立時には、ローラ外周面３２ａとシリンダ内周面３０ａとの間には最小すきまδｍｉｎを形成している。
運転時には、図２の矢印で示すように、ローラ３２には差圧力Ｘが付加される。この差圧力は、圧縮室３９内が低圧部３９ａと高圧部３９ｂを形成しているために、高圧部３９ｂ側から低圧部３９ａ側に向かって作用する。そして、この差圧力Ｘによって、ロータ３２は低圧部３９ａ側に押圧されて変位するため、運転時には、組立時に設定した最小すきまδｍｉｎの位置で運転時最小すきまＷとはならず、角度（θ＋α）の位置が、ローラ外周面３２ａとシリンダ内周面３０ａとが最も近接する運転時最小すきまＷとなる。また、この運転時最小すきまＷは最小すきまδｍｉｎよりも狭いすきまとなる。
一方、すきま比Ｃ１／ｄが１１／１００００以下であると、ローラ内周面３２ｂと偏心部外周面３１ｂの間の油膜圧により、ローラ３２が上記のような変位を生じないため、運転時に上記のような運転時最小すきまＷとならず、漏れ損失を低減することができない。【００１７】
次に、図８を用いて、圧縮機構部の運転時における運転時最小すきまＷと第１の軸受すきまＣ１と第２の軸受すきまＣ２との関係について説明する。
図８に示すように、運転時において、ローラ３２の内側にあるクランク軸３１の偏心部３１ａ、および上軸受３４の内側にあるクランク軸３１が、それぞれ油膜圧により中心に移動する。従って、組立時に設定した最小すきまδｍｉｎは、運転時には、第１の軸受すきまＣ１の１／２、及び第２の軸受すきまＣ２の１／２だけ狭まることになり、理論上はゼロに近い運転時最小すきまＷが形成されることになり、現実的には油膜分だけのすきま寸法で運転されるため、漏れ損失を低減することが可能となり、高効率化を図ることができる。【００１８】
また、一般的にロータリ圧縮機においては、ローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａとが強く接触することにより、焼き付きや摩耗の問題が発生するという懸念がある。
このため、図１１に示すように、ローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａとの間には運転時最小すきまＷが設けられている。そして、この運転時最小すきまＷと圧縮室３９の高さＨとにより求められる漏れ面積Ｓの大小が圧縮機の効率に影響を及ぼすこととなる。
例えば、運転時最小すきまＷを大きく設定すると、この運転時最小すきまＷを通って高圧部から低圧部へ流出する圧縮流体の量が増加する。そのため、圧縮した冷媒ガスが運転時最小すきまＷから漏れて、漏れ損失が増すので、圧縮機の効率を低下させる。
一方、この運転時最小すきまＷを小さく設定すると、漏れ損失は低減するが、ローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａとが強く接触する。これによって、摺動損失が増すので、圧縮機の効率を低下させる。さらには、ローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａとが強く摺動することによって、焼き付きや摩耗の問題が発生する。【００１９】
ここで、本実施例では、図２で説明した通り、運転時における圧縮室３９内のガスの高低圧差で、ローラ外周面３２ａをシリンダ内壁面３０ａに近接させている。従って、運転時には、ローラ３２とシリンダ内壁面３０ａとは油膜分だけの運転時最小すきまＷとすることができる。
さらに、圧力差による差圧力で、ローラ３２をシリンダ内壁面３０ａに近接させるため、大きな摺動ロスにならずに、摺動損失の増加を抑制することができるとともに、ローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａが直接接触しないため、磨耗や焼き付きなどの信頼性面の低下を抑制することができる。これによって、運転時最小すきまＷの極小化により、漏れ損失を大幅に低減し、かつ摺動損失の増加を抑制できることから、ロータリ圧縮機の高効率化を図ることが可能となる。【００２０】
また、図９はロータリ圧縮機におけるシリンダ内壁面とローラ外周面の関係を示す拡大模式図である。
図９に示すように、シリンダ内壁面３０ａの形状が悪い場合、例えば表面に凹凸やうねりなどがあっても、差圧力によってローラ３２をシリンダ内壁面３０ａに近接させるため、ローラ３２がシリンダ内壁面３０ａの形状に沿って転がる。従って、大きな摺動ロスにならずに、且つ運転時最小すきまＷの極小化により、シリンダ内壁面３０ａの加工精度の影響も受けることが少なく、漏れ損失の低減を図ることが可能となる。【００２１】
また、他の実施例として、すきま比Ｃ１／ｄを、１１／１００００から２０／１００００に設定するとともに、組立時において、前記上軸受の中心と前記シリンダの中心とを一致させることで、最小すきまδｍｉｎを、全クランク角度に渡って一定値となるように設定する。
すなわち、最小すきまδｍｉｎを、全クランク角度に渡って一定値となるように設定することで、運転時に全クランク角度に渡って運転時最小すきまＷをほぼゼロとできる。そのため、更なる漏れ損失の低減を図ることができる。
また、全クランク角度に渡ってローラ外周面３２ａがシリンダ内壁面３０ａ上を常に接触し、転がりながら公転運動する。そのために、ローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａが接触したりしなかったりすることで発生する異音や騒音を低減することができる。
また、作動流体として、高圧冷媒である二酸化炭素を用いることで、特に、差圧が大きく、漏れ損失の影響が大きくなったとしても、本発明のロータリ圧縮機の特徴が発揮されて、運転時最小すきまＷからの流体の漏れを低減できることから、より効果的に高効率化することが可能である。
【産業上の利用可能性】
【００２２】
以上のように、本発明のロータリ圧縮機は、磨耗や焼き付きなどの信頼性面の低下を抑制するとともに、漏れ損失と摺動損失を同時に低減し、圧縮機の高効率化を図ることが可能となる。これにより、ＨＦＣ系冷媒やＨＣＦＣ系冷媒を用いたエアーコンディショナー用圧縮機のほかに、自然冷媒である二酸化炭素を用いたエアーコンディショナーやヒートポンプ式給湯機などの用途にも適用できる。
【図１】
2010013375.tif 000003
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【手続補正書】
【提出日】平成23年1月7日(2011.1.7)
【手続補正１】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】全文
【補正方法】変更
【補正の内容】
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、空調機、冷凍機、ブロワ、給湯機等に使用されるロータリ圧縮機に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、冷凍装置や空気調和装置などにおいては、蒸発器で蒸発したガス冷媒を吸入し、凝縮するために必要な圧力まで圧縮して、冷媒回路中に高温高圧の冷媒を吐出する圧縮機が使用されている。このような圧縮機の一つとして、ロータリ圧縮機が知られている。
図１０は従来のロータリ圧縮機の要部断面図である。
図１０に示すように、ロータリ圧縮機は、電動機（図示せず）と圧縮機構部３を、クランク軸３１で連結して、密閉容器１内に収納している。そして、圧縮機構部３は、シリンダ３０とこのシリンダ３０の両端面を閉塞する上軸受３４と下軸受３５とで形成された圧縮室３９と、この圧縮室３９内に在って、上軸受３４及び下軸受３５に支持されたクランク軸３１の偏心部３１ａに嵌合したローラ３２と、このローラ３２のローラ外周面３２ａに当接し、ローラ３２の偏心回転に追従して往復運動し、圧縮室３９内を低圧部と高圧部とに仕切るベーン（図示せず）とを備えている。
シリンダ３０には、圧縮室３９内の低圧部に向けてガスを吸入する吸入ポート４０が開通されている。そして、上軸受３４には、圧縮室３９内の低圧部から転じて形成される高圧部からガスを吐出する、吐出ポート３８が開通されている。そして、ローラ３２は、上軸受３４及び下軸受３５とこれらに上下を閉塞されているシリンダ３０とが形成する圧縮室３９に収容されている。吐出ポート３８は、上軸受３４を貫通する平面視円形の孔として形成されている。そして、吐出ポート３８の上面には、所定の大きさ以上の圧力を受けた場合に解放される吐出弁３６が設けられている。
上述した構成のロータリ圧縮機において、低圧部側では、ローラ３２の外周面摺接部が吸入ポート４０を通過して離れていくと、吸入室が徐々に拡大する。そして、吸入ポート４０から吸入室内にガスが吸入される。一方、高圧部側では、ローラ３２の外周面摺動部が吐出ポート３８へ近づいていくと、圧縮室３９が徐々に縮小する。そして、所定圧力以上になった時点で吐出弁３６が開いて、吐出ポート３８から圧縮室３９内のガスが吐出される。
このような、ロータリ圧縮機においては、ローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａとが強く接触することにより、焼き付きや摩耗の問題が発生したり、入力が増加して圧縮機の効率を低下させたりするという懸念がある。このため、図１１に示すように、ローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａとの間には、運転時最小すきまＷが設けられている。そして、この運転時最小すきまＷと圧縮室３９の高さＨとにより求められる漏れ面積Ｓの大小が圧縮機の効率に影響を及ぼすこととなる。
ここで、運転時最小すきまＷを大きく設定すると、この運転時最小すきまＷを通って高圧部から低圧部へ流出する圧縮流体の量が増加する。そのため、圧縮した冷媒ガスが運転時最小すきまＷから漏れて、損失（以下、「漏れ損失」と呼ぶ）が増すので、圧縮機の効率を低下させる。
一方、この運転時最小すきまＷを小さく設定すると、漏れ損失は低減するが、ローラ外周面とシリンダ内壁面とが強く接触する。これによって、損失（以下、「摺動損失」と呼ぶ）が増すので、圧縮機の効率を低下させる。さらには、ローラ外周面とシリンダ内壁面とが強く摺動することによって、焼き付きや摩耗の問題が発生する。
従って、ローラ外周面とシリンダ内壁面とが互いに強く接触しないよう、両者間の運転時最小すきまＷを大きく設定し、焼き付きや摩耗の問題の解消と摺動損失の低減が図られていた。
図１２は、特許文献１に記載された、従来のロータリ圧縮機における非円形（複合円）断面のシリンダ形状を示す模式図である。
例えば、図１２に示すように、圧縮室を複数の曲率よりなる非円形の断面形状とし、軸心軌跡等の影響によってローラ外周面の包絡軌跡が非円形となっても、一回転する間の運転時最小すきまＷを一定に保つことを可能にして、漏れ損失の低減と摺動損失の低減を図られていた。
更に、近年においては、圧縮機により冷媒を循環させる空気調和装置等の高効率化が望まれていた。そのため、圧縮機の更なる高効率化が重要となっていた。
【特許文献１】特開２００３−２１４３６９号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
しかしながら、上述した従来構造のロータリ圧縮機において、運転時最小すきまＷを一定に保ち、漏れ損失の低減を図っていることが、信頼性面から一定の運転時最小すきまＷを設けることが必要になり、更なる高効率化を困難にしている。
また、シリンダ内壁面の断面形状が複数の曲率からなる非円形であるため、数μｍオーダーの精度が必要となり、加工が非常に困難である。また、シリンダ内壁面の表面粗さやうねりなどの加工誤差が、圧縮機の効率に大きく影響を与え、性能のバラつきの要因となっている。
【０００４】
したがって本発明は、上記の事情を鑑みてなされたもので、信頼性面を悪化させずに、運転時最小すきまＷからの漏れ損失を徹底的に低減し、かつ摺動損失も増加させずに、圧縮機の更なる高効率化を図ることを目的としている。
さらには、シリンダ内壁面の加工精度や表面粗さなどの断面形状によらずに、容易に加工を行える高効率ロータリ圧縮機を提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
請求項１記載の本発明のロータリ圧縮機は、電動機と圧縮機構部とを密閉容器内に備え、前記電動機とクランク軸で連結された前記圧縮機構部は、シリンダと、前記シリンダの両端面を上下から閉塞して圧縮室を形成する上軸受及び下軸受と、前記シリンダ内に設けられた前記クランク軸の偏心部に嵌合されたローラと、前記ローラの偏心回転に追従し前記シリンダに設けられたスロット内を往復運動して前記圧縮室を低圧部と高圧部とに仕切るベーンと、前記低圧部に開通される吸入ポートと、前記高圧部に開通される吐出ポートと、からなるロータリ圧縮機において、前記ローラのローラ内周面と前記クランク軸の偏心部外周面との間に第１の軸受すきまを形成し、前記第１の軸受すきまをＣ１としたとき、前記第１の軸受すきまＣ１と前記偏心部の直径ｄとのすきま比（Ｃ１／ｄ）を、１１／１００００から２０／１００００の範囲に設定することを特徴とする。
請求項２記載の本発明は、請求項１記載のロータリ圧縮機において、組立時に、前記偏心部を前記ベーンの位置から所定角度の位置に配置し、前記ローラを前記偏心部の最も偏心した位置に当接させ、前記上軸受内周面を前記クランク軸外周面に当接させた状態で、前記ローラ外周面と前記シリンダ内壁面との間に形成する最小すきまをδｍｉｎ、前記上軸受内周面と前記クランク軸外周面との間に形成する第２の軸受すきまをＣ２としたとき、δｍｉｎ＜（Ｃ１＋Ｃ２）／２としたことを特徴とする。
請求項３記載の本発明は、請求項２記載のロータリ圧縮機において、組立時における前記偏心部の位置を、前記ベーンと前記クランク軸の中心とを結ぶ仮想線よりも前記吐出ポート寄りとしたことを特徴とする。
請求項４記載の本発明は、請求項２または請求項３記載のロータリ圧縮機において、組立時に、前記上軸受の中心と前記シリンダの中心とを一致させ、前記最小すきまδｍｉｎを、全クランク角度に渡って一定値となるように設定したことを特徴とする。
請求項５記載の本発明は、請求項１から請求項４のいずれかに記載のロータリ圧縮機において、作動流体として二酸化炭素を用いたことを特徴とする。
【発明の効果】
【０００６】
本発明のロータリ圧縮機は、ローラとシリンダを差圧力差のみで軽く接触させることにより、磨耗や焼き付きなどの信頼性面の低下を抑制し、さらに運転時最小すきまＷからの漏れ損失を低減できることから、更なる圧縮機の高効率化を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【０００７】
【図１】本発明の一実施例におけるロータリ圧縮機の縦断面図
【図２】運転時における同ロータリ圧縮機の圧縮室を示す要部平面図
【図３】組立時における同ロータリ圧縮機のローラとクランク軸のすきま比の関係を示す要部断面
【図４】すきま比Ｃ／ｄ（横軸）に対する圧縮機の効率比％（縦軸）の実験結果を示す
【図５】組立時における同ロータリ圧縮機の圧縮室を示す要部平面図
【図６】図５において上軸受の配置を示す要部平面図
【図７】図６におけるV−V線断面図
【図８】同ロータリ圧縮機の運転時における各すきまを示した断面図
【図９】ロータリ圧縮機におけるシリンダ内壁面とローラ外周面の関係を示す拡大模式図
【図１０】従来のロータリ圧縮機の要部断面図
【図１１】漏れ面積Ｓを示す模式図
【図１２】従来の圧縮機における非円形（複合円）断面のシリンダ形状を示す模式図
【発明を実施するための最良の形態】
【０００８】
本発明の第１の実施の形態によるロータリ圧縮機は、ローラのローラ内周面とクランク軸の偏心部外周面との間に第１の軸受すきまを形成し、第１の軸受すきまをＣ１としたとき、第１の軸受すきまＣ１と偏心部の直径ｄのすきま比（Ｃ１／ｄ）を、１１／１００００から２０／１００００の範囲に設定するものである。本実施の形態によれば、第１の軸受すきまが大きく設定でき、ローラがより自由に移動できる。そのため、高圧部と低圧部の差圧による差圧力により、ローラ外周面をシリンダ内壁面に軽く押し付ける。即ち、運転時最小すきまＷを極小化するとともに、差圧力のみでローラ外周面をシリンダ内壁面に接触させる。そのため、大きな摺動ロスにならない。従って、磨耗や焼き付きなどの信頼性面の低下を抑制しながら、運転時最小すきまＷからの漏れを低減し、高効率化を図ることができる。
本発明の第２の実施の形態は、第１の実施の形態によるロータリ圧縮機において、組立時に、偏心部をベーンの位置から所定角度の位置に配置し、ローラを偏心部の最も偏心した位置に当接させ、上軸受内周面をクランク軸外周面に当接させた状態で、ローラ外周面とシリンダ内壁面との間に形成する最小すきまをδｍｉｎ、上軸受内周面とクランク軸外周面との間に形成する第２の軸受すきまをＣ２としたとき、δｍｉｎ＜（Ｃ１＋Ｃ２）／２としたものである。本実施の形態によれば、最小すきまδｍｉｎを設定したクランク角度で、ローラ外周面とシリンダ内壁面が接触し、漏れ損失を低減することが可能となり、高効率化を図ることができる。
本発明の第３の実施の形態は、第２の実施の形態によるロータリ圧縮機において、組立時における偏心部の位置を、ベーンとクランク軸の中心とを結ぶ仮想線よりも吐出ポート寄りとしたものである。本実施の形態によれば、低圧部と高圧部の差圧力の大きい状態の時に、ローラ外周面とシリンダ内壁面とのすきまが小さくなり、より漏れ損失を低減することができる。
本発明の第４の実施の形態は、第２または第３の実施の形態によるロータリ圧縮機において、組立時に、上軸受の中心とシリンダの中心とを一致させ、最小すきまδｍｉｎを、全クランク角度に渡って一定値となるように設定したものである。本実施の形態によれば、運転時の全クランク角度に渡って、運転時最小すきまＷをほぼゼロにすることができる。そのため、漏れ損失の低減を図ることができる。また、全クランク角度に渡って、ローラ外周面がシリンダ内壁面上を常に接触し、転がりながら公転運動する。そのために、ローラ外周面とシリンダ内壁面が接触したりしなかったりすることで発生する、異音や騒音などを低減することができる。
本発明の第５の実施の形態は、第１から第４の実施の形態によるロータリ圧縮機において、作動流体として二酸化炭素を用いたものである。本実施の形態によれば、特に、差圧が大きく、漏れ損失が大きい二酸化炭素においても、より効果的に高効率化することが可能である。
【実施例】
【０００９】
以下、本発明の実施例について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施例によって本発明が限定されるものではない。
【００１０】
図１は本発明の一実施例におけるロータリ圧縮機の縦断面図、図２は運転時における同ロータリ圧縮機の圧縮室を示す要部平面図である。
図において、本実施例のロータリ圧縮機は、電動機２と圧縮機構部３とを密閉容器１内に収納している。電動機２と圧縮機構部３とはクランク軸３１で連結されている。電動機２は、固定子２２と回転子２４とから構成されている。圧縮機構部３は、シリンダ３０と、ローラ３２と、ベーン３３と、上軸受３４及び下軸受３５とから構成されている。
圧縮室３９は、シリンダ３０と、このシリンダ３０の両端面を閉塞する上軸受３４及び下軸受３５とで形成されている。ローラ３２は、この圧縮室３９内に収容され、上軸受３４及び下軸受３５に支持されたクランク軸３１の偏心部３１ａに嵌合している。ベーン３３は、シリンダ３０に設けられたスロット３３ａ内を往復運動してローラ外周面３２ａに常に当接し、圧縮室３９内を低圧部３９ａと高圧部３９ｂとに仕切っている。圧縮室３９はベーン３３と運転時最小すきまＷとで２つの空間が形成され、吸入ポート４０とつながっている空間が低圧部３９ａを、吐出ポート３８とつながっている空間が高圧部３９ｂとなる。ここで運転時最小すきまＷは、ローラ３２がシリンダ３０に最も近接している位置に生じる運転時のすきまである。
シリンダ３０には吸入ポート４０が開通され、吸入ポート４０は、圧縮室３９内の低圧部３９ａに冷媒ガスを吸入する。上軸受３４には吐出ポート３８が開通され、吐出ポート３８は、高圧部３９ｂからガスを吐出する。吐出ポート３８は、上軸受３４を貫通する円形の孔として形成されている。この吐出ポート３８の上面には吐出弁３６が設けられ、吐出弁３６は所定の大きさ以上の圧力を受けた場合に開放される。この吐出弁３６はカップマフラー３７によって覆われている。
【００１１】
圧縮機構部３の低圧部３９ａは、運転時最小すきまＷが吸入ポート４０から離れるに従って、容積を徐々に拡大し、容積の拡大によって、冷媒ガスが吸入ポート４０から流入する。低圧部３９ａは、ローラ３２の偏心回転によって容積を変えながら移動し、容積が減少に転じることで高圧部３９ｂとなる。
一方、高圧部３９ｂは、運転時最小すきまＷが吐出ポート３８へ近づくに従って、容積を徐々に縮小し、容積の縮小によって圧力が高まり、所定圧力以上に圧縮された時点で吐出弁３６が開いて、高圧冷媒ガスが吐出ポート３８から流出する。
そして、冷媒ガスは、カップマフラー３７より、密閉容器１内に吐出される。そして、固定子２２と密閉容器１内壁とで形成された切欠部２８と、電動機２のエアギャップ２６とを通って、電動機２の上部の上シェル５内に送り出される。そして、冷媒吐出管５１から密閉容器１の外に吐出される。図１中の矢印は、冷媒の流れを示す。
【００１２】
図３は組立時における本実施例のロータリ圧縮機のローラとクランク軸のすきま比の関係を示す要部断面図である。
以上のように構成されたロータリ圧縮機において、図３に示すように、ローラ３２のローラ内周面３２ｂとクランク軸３１の偏心部３１ａの偏心部外周面３１ｂとの第１の軸受すきまＣ１と、クランク軸３１の偏心部３１ａの直径ｄとの比（Ｃ１／ｄ）を、１１／１００００から２０／１００００とする。
第１の軸受すきま（Ｃ１）と軸直径（ｄ）の比をすきま比Ｃ１／ｄといい、一般的には、このすきま比は、１０／１００００以下に設定している（機械工学便覧  Ｂ１編  機械要素設計・トライポロジ  Ｂ１−１２９、Ｂ１−１３０参照）。
ここで図４に、すきま比Ｃ１／ｄ（横軸）に対する圧縮機の効率比％（縦軸）の実験結果を示す。
図４に示すように、すきま比Ｃ１／ｄが８／１００００以下になると、暖房中間条件の効率が急激に低下する傾向にある。そして、冷房中間条件の効率も、すきま比Ｃ１／ｄが１３．５／１００００近辺をピークにして、低下傾向にある。また、すきま比Ｃ１／ｄが大きく、２０／１００００以上になると、冷房中間条件の効率が低下傾向となる。従って、圧縮機の年間電気代に影響の大きい暖房中間条件、および冷房中間条件から判断すれば、すきま比Ｃ１／ｄの最適値は、１１／１００００から２０／１００００となる。
以上のように、本実施例のロータリ圧縮機では、すきま比Ｃ１／ｄを、１１／１００００から２０／１００００に設定することで、ローラ３２が、シリンダ内壁面３０ａに移動する方向に、運転時の圧力差による力である差圧力を受けた時に、ローラ３２がローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａの間のすきまを小さくするように移動して運転時最小すきまＷとなり、圧縮機の高効率化を図ることができる。
【００１３】
次に、本実施例による圧縮機後部の詳細な配置関係を説明する。
図５は組立時における同ロータリ圧縮機の圧縮室を示す要部平面図、図６は図５において上軸受の配置を示す要部平面図、図７は図６におけるV−V線断面図である。
同ロータリ圧縮機の組立時には、図５に示すように、クランク軸３１を、その偏心部３１ａがベーン３３から角度θとなるように配置する。この時、角度θは９０度〜１８０度の範囲とし、後述する最小すきまδｍｉｎが、ベーン３３とクランク軸３１の中心とを結ぶ仮想線よりも、吐出ポート３８側となるように配置している。このように偏心部３１ａを角度θの位置に配置した状態で、ローラ３２を偏心部３１ａの最も偏心した位置に当接させる。その結果、角度θの位置において、ローラ外周面３２ａとシリンダ内周面３０ａとの間には最小すきまδｍｉｎが形成される。また、角度θの位置において、ローラ内周面３２ｂと偏心部外周面３１ｂとの間には第１の軸受すきまＣ１が形成される。
【００１４】
図５の配置を保った状態で、図６に示すように上軸受３４を配置する。
すなわち、上軸受３４を、ベーン３３と角度θの方向でクランク軸３１（偏心部３１ａの最も偏心していない位置）に当接させることで、上軸受３４の内周面３４ａとクランク軸３１との間に第２の軸受すきまＣ２を形成する。
上記の組立によって、ベーン３３と角度θの仮想線上に、最小すきまδｍｉｎ、第１の軸受すきまＣ１、及び第２の軸受すきまＣ２が配置される。
図７は、最小すきまδｍｉｎ、第１の軸受すきまＣ１、及び第２の軸受すきまＣ２の配置状態を示している。
そして、すきま比Ｃ１／ｄを、１１／１００００から２０／１００００とした上で、最小すきまδｍｉｎ、第１の軸受すきまＣ１、及び第２の軸受すきまＣ２が、δｍｉｎ＜（Ｃ１＋Ｃ２）／２の式が成り立つように組み立てる。
【００１５】
上記のように組み立てられた圧縮機後部の運転時の状態について、図２及び図８を用いて説明する。
まず、図２を用いて、圧縮機構部の運転時における最小すきまδｍｉｎ位置と運転時最小すきまＷとの関係について説明する。
既に説明した通り、組立時には、ローラ外周面３２ａとシリンダ内周面３０ａとの間には最小すきまδｍｉｎを形成している。
運転時には、図２の矢印で示すように、ローラ３２には差圧力Ｘが付加される。この差圧力は、圧縮室３９内が低圧部３９ａと高圧部３９ｂを形成しているために、高圧部３９ｂ側から低圧部３９ａ側に向かって作用する。そして、この差圧力Ｘによって、ロータ３２は低圧部３９ａ側に押圧されて変位するため、運転時には、組立時に設定した最小すきまδｍｉｎの位置で運転時最小すきまＷとはならず、角度（θ＋α）の位置が、ローラ外周面３２ａとシリンダ内周面３０ａとが最も近接する運転時最小すきまＷとなる。また、この運転時最小すきまＷは最小すきまδｍｉｎよりも狭いすきまとなる。
一方、すきま比Ｃ１／ｄが１１／１００００以下であると、ローラ内周面３２ｂと偏心部外周面３１ｂの間の油膜圧により、ローラ３２が上記のような変位を生じないため、運転時に上記のような運転時最小すきまＷとならず、漏れ損失を低減することができない。
【００１６】
次に、図８を用いて、圧縮機構部の運転時における運転時最小すきまＷと第１の軸受すきまＣ１と第２の軸受すきまＣ２との関係について説明する。
図８に示すように、運転時において、ローラ３２の内側にあるクランク軸３１の偏心部３１ａ、および上軸受３４の内側にあるクランク軸３１が、それぞれ油膜圧により中心に移動する。従って、組立時に設定した最小すきまδｍｉｎは、運転時には、第１の軸受すきまＣ１の１／２、及び第２の軸受すきまＣ２の１／２だけ狭まることになり、理論上はゼロに近い運転時最小すきまＷが形成されることになり、現実的には油膜分だけのすきま寸法で運転されるため、漏れ損失を低減することが可能となり、高効率化を図ることができる。
【００１７】
また、一般的にロータリ圧縮機においては、ローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａとが強く接触することにより、焼き付きや摩耗の問題が発生するという懸念がある。
このため、図１１に示すように、ローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａとの間には運転時最小すきまＷが設けられている。そして、この運転時最小すきまＷと圧縮室３９の高さＨとにより求められる漏れ面積Ｓの大小が圧縮機の効率に影響を及ぼすこととなる。
例えば、運転時最小すきまＷを大きく設定すると、この運転時最小すきまＷを通って高圧部から低圧部へ流出する圧縮流体の量が増加する。そのため、圧縮した冷媒ガスが運転時最小すきまＷから漏れて、漏れ損失が増すので、圧縮機の効率を低下させる。
一方、この運転時最小すきまＷを小さく設定すると、漏れ損失は低減するが、ローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａとが強く接触する。これによって、摺動損失が増すので、圧縮機の効率を低下させる。さらには、ローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａとが強く摺動することによって、焼き付きや摩耗の問題が発生する。
【００１８】
ここで、本実施例では、図２で説明した通り、運転時における圧縮室３９内のガスの高低圧差で、ローラ外周面３２ａをシリンダ内壁面３０ａに近接させている。従って、運転時には、ローラ３２とシリンダ内壁面３０ａとは油膜分だけの運転時最小すきまＷとすることができる。
さらに、圧力差による差圧力で、ローラ３２をシリンダ内壁面３０ａに近接させるため、大きな摺動ロスにならずに、摺動損失の増加を抑制することができるとともに、ローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａが直接接触しないため、磨耗や焼き付きなどの信頼性面の低下を抑制することができる。これによって、運転時最小すきまＷの極小化により、漏れ損失を大幅に低減し、かつ摺動損失の増加を抑制できることから、ロータリ圧縮機の高効率化を図ることが可能となる。
【００１９】
また、図９はロータリ圧縮機におけるシリンダ内壁面とローラ外周面の関係を示す拡大模式図である。
図９に示すように、シリンダ内壁面３０ａの形状が悪い場合、例えば表面に凹凸やうねりなどがあっても、差圧力によってローラ３２をシリンダ内壁面３０ａに近接させるため、ローラ３２がシリンダ内壁面３０ａの形状に沿って転がる。従って、大きな摺動ロスにならずに、且つ運転時最小すきまＷの極小化により、シリンダ内壁面３０ａの加工精度の影響も受けることが少なく、漏れ損失の低減を図ることが可能となる。
【００２０】
また、他の実施例として、すきま比Ｃ１／ｄを、１１／１００００から２０／１００００に設定するとともに、組立時において、前記上軸受の中心と前記シリンダの中心とを一致させることで、最小すきまδｍｉｎを、全クランク角度に渡って一定値となるように設定する。
すなわち、最小すきまδｍｉｎを、全クランク角度に渡って一定値となるように設定することで、運転時に全クランク角度に渡って運転時最小すきまＷをほぼゼロとできる。そのため、更なる漏れ損失の低減を図ることができる。
また、全クランク角度に渡ってローラ外周面３２ａがシリンダ内壁面３０ａ上を常に接触し、転がりながら公転運動する。そのために、ローラ外周面３２ａとシリンダ内壁面３０ａが接触したりしなかったりすることで発生する異音や騒音を低減することができる。
また、作動流体として、高圧冷媒である二酸化炭素を用いることで、特に、差圧が大きく、漏れ損失の影響が大きくなったとしても、本発明のロータリ圧縮機の特徴が発揮されて、運転時最小すきまＷからの流体の漏れを低減できることから、より効果的に高効率化することが可能である。
【産業上の利用可能性】
【００２１】
以上のように、本発明のロータリ圧縮機は、磨耗や焼き付きなどの信頼性面の低下を抑制するとともに、漏れ損失と摺動損失を同時に低減し、圧縮機の高効率化を図ることが可能となる。これにより、ＨＦＣ系冷媒やＨＣＦＣ系冷媒を用いたエアーコンディショナー用圧縮機のほかに、自然冷媒である二酸化炭素を用いたエアーコンディショナーやヒートポンプ式給湯機などの用途にも適用できる。
【符号の説明】
【００２２】
１      密閉容器
２      電動機
３      圧縮機構部
５      上シェル
２２    固定子
２４    回転子
２６    エアギャップ
２８    切欠部
３０    シリンダ
３０ａ  シリンダ内壁面
３１    クランク軸
３１ａ  偏心部
３１ｂ  偏心部外周面
３１ｃ  クランク軸外周面
３２    ローラ
３２ａ  ローラ外周面
３２ｂ  ローラ内周面
３３    ベーン
３４    上軸受
３４ａ  上軸受内周面
３５    下軸受
３６    吐出弁
３７    カップマフラー
３８    吐出ポート
３９    圧縮室
４０    吸入ポート
５１    冷媒吐出管
【手続補正２】
【補正対象書類名】特許請求の範囲
【補正対象項目名】全文
【補正方法】変更
【補正の内容】
【特許請求の範囲】
【請求項１】
電動機と圧縮機構部とを密閉容器内に備え、
前記電動機とクランク軸で連結された前記圧縮機構部は、
シリンダと、
前記シリンダの両端面を上下から閉塞して圧縮室を形成する上軸受及び下軸受と、
前記シリンダ内に設けられた前記クランク軸の偏心部に嵌合されたローラと、
前記ローラの偏心回転に追従し前記シリンダに設けられたスロット内を往復運動して前記圧縮室を低圧部と高圧部とに仕切るベーンと、
前記低圧部に開通される吸入ポートと、
前記高圧部に開通される吐出ポートと、
からなるロータリ圧縮機において、
前記ローラのローラ内周面と前記クランク軸の偏心部外周面との間に第１の軸受すきまを形成し、
前記第１の軸受すきまをＣ１としたとき、前記第１の軸受すきまＣ１と前記偏心部の直径ｄとのすきま比（Ｃ１／ｄ）を、１１／１００００から２０／１００００の範囲に設定することを特徴とするロータリ圧縮機。
【請求項２】
組立時に、前記偏心部を前記ベーンの位置から所定角度の位置に配置し、前記ローラを前記偏心部の最も偏心した位置に当接させ、前記上軸受内周面を前記クランク軸外周面に当接させた状態で、前記ローラ外周面と前記シリンダ内壁面との間に形成する最小すきまをδｍｉｎ、前記上軸受内周面と前記クランク軸外周面との間に形成する第２の軸受すきまをＣ２としたとき、δｍｉｎ＜（Ｃ１＋Ｃ２）／２としたことを特徴とする請求項１に記載のロータリ圧縮機。
【請求項３】
組立時における前記偏心部の位置を、前記ベーンと前記クランク軸の中心とを結ぶ仮想線よりも前記吐出ポート寄りとしたことを特徴とする請求項２に記載のロータリ圧縮機。
【請求項４】
組立時に、前記上軸受の中心と前記シリンダの中心とを一致させ、前記最小すきまδｍｉｎを、全クランク角度に渡って一定値となるように設定したこと特徴とする請求項２または請求項３のいずれかに記載のロータリ圧縮機。
【請求項５】
作動流体として二酸化炭素を用いたことを特徴とする請求項１から請求項４のいずれかに記載のロータリ圧縮機。
【手続補正３】
【補正対象書類名】図面
【補正対象項目名】全図
【補正方法】変更
【補正の内容】
【図１】
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【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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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【国際調査報告】
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