(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
潤滑油が貯留される容器と、
前記容器内に収納されたシリンダと、
前記シリンダの開口部を閉塞して、前記シリンダとともにシリンダ室を形成する閉塞板と、
前記シリンダ室内で偏心回転するローラと、
前記シリンダに形成されたブレード溝内に設けられ、先端面が前記ローラに当接して前記シリンダ室内を吸込室と圧縮室に分割するとともに、前記ローラの偏心回転に伴い前記シリンダ室内に進退可能とされたブレードと、
前記ブレードのうち、前記閉塞板と対向する対向面に形成され、前記ブレードの移動方向に沿って延びる給油溝と、を備え、
前記給油溝は、第１端部が前記シリンダ室の外側で前記容器内に連通し、第２端部が前記ブレード内で終端し、
前記給油溝における溝幅方向の中心は、前記ブレードにおけるブレード幅方向の中心に対して前記シリンダ室の前記圧縮室側にオフセットされ、
前記潤滑油は、１００℃における動粘度が５ｍｍ２／ｓ以上２５ｍｍ２／ｓ以下に設定されている、
回転式圧縮機。
【請求項２】
前記給油溝は、
前記移動方向における前記第１端部側に位置し、溝深さが前記移動方向に沿って一様とされるとともに、前記第１端部が前記シリンダ室の外側で前記容器内に連通する直線延在部と、
前記移動方向における前記第２端部側で前記直線延在部に連なり、前記第２端部が前記ブレード内で終端する傾斜部と、を有し、
前記傾斜部は、前記ブレードが前記シリンダ室内に最も突出した状態から最も後退した状態に移行する圧縮行程後半において、前記給油溝内の前記潤滑油が前記第２端部側に引きずり込まれるくさび効果が生じるように、溝深さが前記直線延在部から離間するに従い浅くなる円弧状に形成されている、
請求項１に記載の回転式圧縮機。
【請求項３】
前記ブレードは、
基材と、
前記基材の外表面のうち、前記対向面以外の部分であって、少なくとも前記先端面及び前記ブレード溝に面する側面を被覆するＤＬＣ膜と、を有している、
請求項１又は請求項２に記載の回転式圧縮機。
【請求項４】
前記ブレードは、
基材と、
前記基材の表層に形成された窒化膜と、を有し、
前記窒化膜は、
前記基材の表層に形成された拡散層と、
前記対向面以外の部分であって、少なくとも前記先端面上に形成された化合物層と、を有している、
請求項１又は請求項２に記載の回転式圧縮機。
【請求項５】
前記ブレードは、前記シリンダの高さ方向に沿って複数に分割されて構成されている、
請求項１から請求項４の何れか１項に記載の回転式圧縮機。
【請求項６】
請求項１から請求項５の何れか１項に記載の回転式圧縮機と、
前記回転式圧縮機に接続された放熱器と、
前記放熱器に接続された膨張装置と、
前記膨張装置と前記回転式圧縮機との間に接続された蒸発器と、を備えていることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明の実施形態は、回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
空気調和装置等の冷凍サイクル装置に使用される回転式圧縮機として、潤滑油が貯留される容器と、容器内に収納された圧縮機構部と、を有する構成が知られている。圧縮機構部は、筒状のシリンダと、シリンダの開口部を閉塞する閉塞板と、シリンダ及び閉塞板で形成されたシリンダ室内で偏心回転するローラと、を備えている。シリンダに形成されたブレード溝内には、先端面がローラに当接してシリンダ室内を圧縮室と吸込室とに分割するブレードが配設されている。ブレードは、ローラの偏心回転に伴いシリンダ室内を進退移動する。
【０００３】
ところで、上述したブレードは、閉塞板との間に潤滑油を介在させた状態で、閉塞板に対して摺動することが好ましい。これにより、ブレードと閉塞板との間の摩耗を低減した上で、ブレードと閉塞板との間でのシール性を確保できると考えられる。
【０００４】
しかしながら、上述した回転式圧縮機では、ブレード及び閉塞板間に所望量の潤滑油を介在させる点で未だ改善の余地があった。具体的に、ブレードの側面には、圧縮室内と吸込室内との差圧に起因して負荷が掛かる。特に、ブレードが下死点（シリンダ室内に最も突出した状態）から上死点（シリンダ室から最も後退した状態）に移行する運転領域（圧縮行程後半）では、ブレードの側面に掛かる負荷が大きい。そのため、ブレード及び閉塞板間に多くの潤滑油が必要となる。この場合、仮にブレードと閉塞板との間の潤滑油が不足して油膜が破断されると、ブレードと閉塞板との間の摩耗が増大し、動作信頼性が低下する可能性がある。また、ブレードと閉塞板との間のシール性が低下し、圧縮室から吸込室に冷媒がリーク等して、圧縮性能が低下する可能性がある。
【０００５】
一方、ブレードが上死点から下死点に移行する運転領域（圧縮行程前半）では、圧縮行程後半よりはブレードの側面に掛かる負荷が小さい。そのため、ブレード及び閉塞板間で必要となる潤滑油は少ない。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開平４−１９１４９１号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
本発明が解決しようとする課題は、長期に亘って動作信頼性及び圧縮性能の向上を図ることができる回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
実施形態の回転式圧縮機は、容器と、シリンダと、閉塞板と、ローラと、ブレードと、給油溝と、を持つ。容器は、潤滑油が貯留される。シリンダは、容器内に収納される。閉塞板は、シリンダの開口部を閉塞して、シリンダとともにシリンダ室を形成する。ローラは、シリンダ室内で偏心回転する。ブレードは、シリンダに形成されたブレード溝内に設けられ、先端面がローラに当接してシリンダ室内を吸込室と圧縮室に分割するとともに、ローラの偏心回転に伴いシリンダ室内に進退可能とされている。給油溝は、ブレードのうち、閉塞板と対向する対向面に形成され、ブレードの移動方向に沿って延びる。給油溝は、第１端部がシリンダ室の外側で容器内に連通し、第２端部が前記ブレード内で終端する。給油溝における溝幅方向の中心は、ブレードにおけるブレード幅方向の中心に対してシリンダ室の圧縮室側にオフセットされている。潤滑油は、１００℃における動粘度が５ｍｍ２／ｓ以上２５ｍｍ２／ｓ以下に設定されている。
【図面の簡単な説明】
【０００９】
【図１】第１の実施形態における回転式圧縮機の断面図を含む、冷凍サイクル装置の概略構成図。
【図２】図１のＩＩ−ＩＩ線に相当する圧縮機構部の断面図。
【図３】図１のＩＩＩ部の拡大図。
【図４】動粘度と給油性との関係を示すグラフ。
【図５】動粘度とシール性との関係を示すグラフ。
【図６】ブレード及びフランジ部間のクリアランスと、ＣＯＰ比率と、の関係を示すグラフ。
【図７】第２の実施形態におけるブレードの平面図。
【図８】第３の実施形態におけるブレードの平面図。
【図９】第４の実施形態における回転式圧縮機の部分断面図。
【図１０】図９に示すブレードの断面図。
【図１１】実施形態の他の構成に係るブレードの断面図。
【図１２】実施形態の他の構成に係るブレードの断面図。
【発明を実施するための形態】
【００１０】
以下、実施形態の回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置を、図面を参照して説明する。
（第１の実施形態）
始めに、冷凍サイクル装置１について簡単に説明する。図１は、第１の実施形態における回転式圧縮機２の断面図を含む、冷凍サイクル装置１の概略構成図である。
図１に示すように、本実施形態の冷凍サイクル装置１は、回転式圧縮機２と、回転式圧縮機２に接続された放熱器３と、放熱器３に接続された膨張装置４と、膨張装置４と回転式圧縮機２との間に接続された蒸発器５と、を備えている。
【００１１】
回転式圧縮機２は、いわゆるロータリ式の圧縮機である。回転式圧縮機２は、内部に取り込まれる低圧の気体冷媒を圧縮して高温・高圧の気体冷媒とする。なお、回転式圧縮機２の具体的な構成については後述する。
放熱器３は、回転式圧縮機２から送り込まれる高温・高圧の気体冷媒から熱を放熱させ、高温・高圧の気体冷媒を高圧の液体冷媒にする。
【００１２】
膨張装置４は、放熱器３から送り込まれる高圧の液体冷媒の圧力を下げ、高圧の液体冷媒を低温・低圧の液体冷媒にする。
蒸発器５は、膨張装置４から送り込まれる低温・低圧の液体冷媒を気化させ、低温・低圧の液体冷媒を低圧の気体冷媒にする。そして、蒸発器５において、低圧の液体冷媒が気化する際に周囲から気化熱を奪い、周囲が冷却される。なお、蒸発器５を通過した低圧の気体冷媒は、上述した回転式圧縮機２内に取り込まれる。
【００１３】
このように、本実施形態の冷凍サイクル装置１では、作動流体である冷媒が気体冷媒と液体冷媒とに相変化しながら循環する。なお、本実施形態の冷凍サイクル装置１において、冷媒はＲ４１０ＡやＲ３２等のＨＦＣ系冷媒、Ｒ１２３４ｙｆやＲ１２３４ｚｅ等のＨＦＯ系冷媒、ＣＯ２等の自然冷媒等を用いることが可能である。
【００１４】
次に、上述した回転式圧縮機２について説明する。
本実施形態の回転式圧縮機２は、圧縮機本体１１と、アキュムレータ１２と、を備えている。
アキュムレータ１２は、いわゆる気液分離器である。アキュムレータ１２は、上述した蒸発器５と圧縮機本体１１との間に設けられている。アキュムレータ１２は、吸い込みパイプ２１を通して圧縮機本体１１に接続されている。アキュムレータ１２は、蒸発器５で気化された気体冷媒、及び蒸発器５で気化されなかった液体冷媒のうち、気体冷媒のみを圧縮機本体１１に供給する。
【００１５】
圧縮機本体１１は、回転軸３１と、電動機部３２と、圧縮機構部３３と、これら回転軸３１、電動機部３２及び圧縮機構部３３を収納する密閉容器（容器）３４と、を備えている。
密閉容器３４は筒状に形成されるとともに、その軸線Ｏ方向の両端部が閉塞されている。密閉容器３４内には、潤滑油Ｊが収容されている。潤滑油Ｊ内には、圧縮機構部３３の一部が浸漬されている。
【００１６】
ここで、潤滑油Ｊは、エステル系、エーテル系、アルキルベンゼン系及びポリアルキレングリコール系の何れか、若しくはこれらを組み合わせた混合油等を用いることができる。また、潤滑油Ｊは、１００℃における動粘度が５ｍｍ２／ｓ以上２５ｍｍ２／ｓ以下であることが好ましい。本実施形態では、１００°における動粘度が１０ｍｍ２／ｓ程度のエステル系の潤滑油Ｊが好適に用いられている。なお、動粘度は、ＪＩＳ  Ｋ２２８３に準じて測定した値である。
【００１７】
回転軸３１は、密閉容器３４の軸線Ｏに沿って同軸上に配置されている。なお、以下の説明では、軸線Ｏに沿う方向を単に軸方向といい、軸方向に沿う電動機部３２側を上側、圧縮機構部３３側を下側という。また、軸方向に直交する方向を径方向、軸線Ｏ周りの方向を周方向という。
【００１８】
電動機部３２は、いわゆるインナーロータ型のＤＣブラシレスモータである。具体的に、電動機部３２は、密閉容器３４の内壁面に焼嵌め等により固定された筒状の固定子３５と、固定子３５の内側に径方向に間隔をあけて配置されるとともに、回転軸３１の上部に固定された円柱状の回転子３６と、を備えている。
【００１９】
圧縮機構部３３は、回転軸３１が貫通する筒状のシリンダ４１と、シリンダ４１の両端開口部を各別に閉塞するとともに、回転軸３１を回転可能に支持する主軸受（閉塞板）４２及び副軸受（閉塞板）４３と、を備えている。シリンダ４１、主軸受４２、及び副軸受４３により形成された空間は、シリンダ室４６（図２参照）を構成している。
【００２０】
上述した回転軸３１のうち、シリンダ室４６内に位置する部分には、軸線Ｏに対して径方向に偏心する偏心部５１が形成されている。
偏心部５１にはローラ５３が外嵌されている。ローラ５３は、回転軸３１の回転に伴い、外周面がシリンダ４１の内周面に摺接しながら、軸線Ｏに対して偏心回転可能に構成されている。
【００２１】
図２は図１のＩＩ−ＩＩ線に相当する圧縮機構部３３の断面図である。
図１、図２に示すように、シリンダ４１における周方向の一部には、径方向の外側に向けて窪むブレード溝５４が形成されている。ブレード溝５４は、シリンダ４１の軸方向（高さ方向）の全体に亘って形成されている。ブレード溝５４は、径方向の外側端部において、密閉容器３４内に連通している。
【００２２】
ブレード溝５４内には、ブレード５５が設けられている。ブレード５５は、シリンダ４１に対して径方向にスライド移動可能に構成されている。図１に示すように、ブレード５５は、径方向の外側端面（以下、背面という。）が付勢手段５７により径方向の内側に向けて付勢されている。一方、図２に示すように、ブレード５５は、径方向の内側端面（以下、先端面という）がシリンダ室４６内においてローラ５３の外周面に当接している。これにより、ブレード５５は、ローラ５３の偏心回転に伴いシリンダ室４６内に進退可能に構成されている。なお、軸方向から見た平面視において、ブレード５５の先端面は、径方向の内側に向けて凸の円弧状とされている。また、ブレード５５の具体的な構成については後述する。
【００２３】
シリンダ室４６は、ローラ５３及びブレード５５によって吸込室側と圧縮室側とに分割されている。そして、圧縮機構部３３では、ローラ５３の回転動作及びブレード５５の進退動作により、シリンダ室４６内で圧縮動作が行われる。
【００２４】
シリンダ４１において、ローラ５３の回転方向（図２中の矢印参照）に沿うブレード溝５４の奥側（図２中、ブレード溝５４の左側）に位置する部分には、シリンダ４１を径方向に貫通する吸込孔５６が形成されている。吸込孔５６には、径方向の外側端部から上述した吸い込みパイプ２１（図１参照）が接続される。一方、吸込孔５６の径方向の内側端部は、シリンダ室４６内に開口している。
シリンダ４１の内周面において、ローラ５３の回転方向に沿うブレード溝５４の手前側（図２中、ブレード溝５４の右側）に位置する部分には、吐出溝５８が形成されている。吐出溝５８は、軸方向から見た平面視で半円形状に形成されている。
【００２５】
図１に示すように、主軸受４２は、シリンダ４１の上端開口部を閉塞している。主軸受４２は、回転軸３１のうち、シリンダ４１よりも上方に位置する部分を回転可能に支持している。具体的に、主軸受４２は、回転軸３１が挿通された筒部６１と、筒部６１の下端部から径方向の外側に向けて突設されたフランジ部６２と、を備えている。
【００２６】
図１、図２に示すように、フランジ部６２の周方向の一部には、フランジ部６２を軸方向に貫通する吐出孔６４（図２参照）が形成されている。吐出孔６４は、上述した吐出溝５８を通してシリンダ室４６内に連通している。なお、フランジ部６２には、シリンダ室４６（圧縮室）内の圧力上昇に伴い吐出孔６４を開閉し、シリンダ室４６外に冷媒を吐出する図示しない吐出弁機構が配設されている。
【００２７】
図１に示すように、主軸受４２には、主軸受４２を上方から覆うマフラ６５が設けられている。マフラ６５には、マフラ６５の内外を連通する連通孔６６が形成されている。上述した吐出孔６４を通して吐出される高温・高圧の気体冷媒は、連通孔６６を通して密閉容器３４内に吐出される。
【００２８】
副軸受４３は、シリンダ４１の下端開口部を閉塞している。副軸受４３は、回転軸３１のうち、シリンダ４１よりも下方に位置する部分を回転可能に支持している。具体的に、副軸受４３は、回転軸３１が挿通される筒部７１と、筒部７１の上端部から径方向の外側に向けて突設されたフランジ部７２と、を備えている。
【００２９】
図１、図２に示すように、上述したブレード５５は、径方向に沿って延びる直方体形状に形成されている。ブレード５５と、ブレード溝５４の内壁面や各軸受４２，４３のフランジ部６２，７２と、の間には、潤滑油Ｊが介在している。そのため、ブレード５５のうち、ブレード溝５４に面する側面（幅方向（周方向）の両側を向く側面）は、ブレード溝５４の内壁面に対して油膜を介して摺動可能とされている。また、ブレード５５のうち、上端面はフランジ部６２の下面に対して油膜を介して摺動可能とされ、下端面はフランジ部７２の上面に対して油膜を介して摺動可能とされている。すなわち、本実施形態のブレード５５は、外表面のうち上述した背面を除く部分（側面、上端面及び下端面）が摺動面として機能する。
【００３０】
ブレード５５の上下端面（フランジ部６２，７２との対向面）において、ブレード幅方向の中央部には、軸方向の内側に窪む給油溝８１が径方向に延設されている。図２に示すように、給油溝８１は、軸方向から見た平面視で径方向（ブレード５５の移動方向）に沿って延びる直線状とされている。給油溝８１の溝幅Ｈは、径方向の全体に亘って一様とされている。なお、給油溝８１は、円板状のカッター等を用いた切削加工により形成することができる。また、給油溝８１の容積は、ブレード５５が下死点から上死点に移行する運転領域（以下、圧縮行程後半という）に必要な潤滑油Ｊの容量に合わせて設定されていることが好ましい。
【００３１】
図１に示すように、給油溝８１は、径方向の外側端部（第１端部）側に位置する直線延在部８２と、直線延在部８２における径方向の内側端部（第２端部）に連なる傾斜部８３と、を有している。
【００３２】
直線延在部８２は、軸方向の溝深さが径方向の全体に亘って一様とされている。直線延在部８２は、径方向の外側端部がブレード５５の背面上で開口している。これにより、直線延在部８２における径方向の外側端部は、ブレード溝５４を通してシリンダ室４６の外側で密閉容器３４内に連通している。給油溝８１内には、密閉容器３４内に貯留された潤滑油Ｊがブレード溝５４を通して流入する。本実施形態において、給油溝８１は、その最大溝深さＥ（本実施形態では直線延在部８２の深さ）が溝幅Ｈ（図２参照）よりも深くなっている。
傾斜部８３は、径方向の内側に向かうに従い溝深さが漸次浅くなっている。具体的に、傾斜部８３は、その底面がブレード幅方向から見た側面視で軸方向の内側に向けて凸の円弧状に形成されている。傾斜部８３における径方向の内側端部は、ブレード５５の先端面に近接した状態で、ブレード５５内で終端している。すなわち、給油溝８１は、ブレード５５の先端面には到達しておらず、シリンダ室４６内とは連通していない。なお、給油溝８１は、ブレード５５がシリンダ室４６内に最も突出したときに、少なくとも傾斜部８３がシリンダ室４６内に位置するように形成されている。
【００３３】
図２に示すように、ブレード５５の上下端面において、給油溝８１以外の部分は、シール面として機能する。シール面は、径方向の外側を除く三方から給油溝８１を取り囲んでいる。シール面は、油膜を介してフランジ部６２，７２それぞれと対向する。この場合、ブレード５５のシール面とフランジ部６２，７２との間を通した圧縮室内及び吸込室内間の連通が、油膜によって遮断されている。本実施形態では、シール面のうち、給油溝８１に対してブレード幅方向の両側に位置する部分のシール幅Ｓ１，Ｓ２、及び給油溝８１における径方向の内側端縁とブレード５５の先端面との間の径方向に沿うシール幅Ｓ３はそれぞれ同等とされている。なお、給油溝８１の溝幅Ｈは、シール面の最小幅よりも狭くなっている。
【００３４】
ここで、本実施形態のブレード５５は、外形を構成する基材の外表面がＤＬＣ（Ｄｉａｍｏｎｄ-ｌｉｋｅ  Ｃａｒｂｏｎ）膜に被覆されて構成されている。基材は、ＳＫＨ５１等の高速度工具鋼材により形成されている。ＤＬＣ膜は、基材よりも耐摩耗性（硬質）や撥油性に優れた材料である。ＤＬＣ膜は、基材の外表面のうち、先端面及び側面に形成されている。すなわち、基材の外表面のうち、給油溝８１の内面を含む上下端面には、ＤＬＣ膜が形成されておらず、ＤＬＣ膜よりも親油性に優れた基材が露出している。
【００３５】
次に、上述した回転式圧縮機２の作用について説明する。
図１に示すように電動機部３２の固定子３５に電力が供給されると、回転軸３１が回転子３６とともに軸線Ｏ周りに回転する。そして、回転軸３１の回転に伴い、偏心部５１及びローラ５３がシリンダ室４６内で偏心回転する。このとき、ローラ５３がシリンダ４１の内周面にそれぞれ摺接する。これにより、吸込みパイプ２１を通してシリンダ室４６内に気体冷媒が取り込まれるとともに、シリンダ室４６内に取り込まれた気体冷媒が圧縮される。
【００３６】
具体的には、シリンダ室４６のうち、吸込室内に吸込孔５６を通して気体冷媒が吸い込まれるとともに、圧縮室にて先に吸込孔５６から吸い込まれた気体冷媒が圧縮される。圧縮された気体冷媒は、主軸受４２の吐出孔６４を通してシリンダ室４６の外側（マフラ６５内）に吐出され、その後マフラ６５の連通孔６６を通して密閉容器３４内に吐出される。なお、密閉容器３４内に吐出された気体冷媒は、上述したように放熱器３に送り込まれる。
【００３７】
ここで、ブレード５５の給油溝８１内は、ブレード溝５４を通して密閉容器３４内に連通しているため、潤滑油Ｊで満たされている。給油溝８１内の潤滑油Ｊは、シール面と各フランジ部６２，７２との間に流れ込み、両者間に油膜を形成する。したがって、ブレード５５は、フランジ部６２，７２との直接の接触を抑制した状態で、ローラ５３の偏心回転に伴いシリンダ室４６に対して径方向に進退移動する。
【００３８】
図３は、図１のＩＩＩ部の拡大図である。
図３に示すように、ブレード５５が進退移動する過程において、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間に介在する潤滑油Ｊにはブレード５５側とフランジ部６２，７２側とで速度差が生じる。この速度差が生じると、潤滑油Ｊには粘性に伴うせん断力が作用する。特に、給油溝８１における径方向の内側端部に傾斜部８３が形成されているので、圧縮行程後半ではブレード５５の移動方向（図３中の矢印Ｑ１）の後方に向かうに従いブレード５５とフランジ部６２，７２間の隙間が狭くなる。そのため、潤滑油Ｊの粘性作用と傾斜部８３の傾きとによって、給油溝８１内の潤滑油Ｊが径方向の内側に引きずり込まれる（いわゆる、くさび効果（図３中の矢印Ｑ２））。これにより、潤滑油Ｊがブレード５５の上下端面とフランジ部６２，７２との間を、ブレード５５の先端面側まで入り込んでいくことで、ブレード５５とフランジ部６２，７２との間に潤滑油Ｊを効果的に供給できる。
【００３９】
一方、給油溝８１における径方向の外側端部は、直線延在部８２を通して開放されているため、ブレード５５が上死点から下死点に移行する運転領域（以下、圧縮行程前半という）では、上述したくさび効果は発生し難い。そのため、圧縮行程前半では、圧縮行程後半に比べて径方向の内側に潤滑油Ｊが流れ難い。これにより、圧縮行程前半において、給油溝８１内の潤滑油Ｊがブレード５５の先端面側に大量に流れ込むのを抑制できる。
【００４０】
図４は、動粘度と給油性との関係を示すグラフである。なお、「給油性」とは、給油溝８１内やブレード５５とフランジ部６２，７２との間への潤滑油Ｊの供給量（供給のし易さ）である。
図４に示すように、潤滑油Ｊは動粘度が低くなるに従い給油性が増加する。
【００４１】
図５は、動粘度とシール性との関係を示すグラフである。なお、「シール性」とは、主にブレード５５とフランジ部６２，７２との間の油膜によるシール性である。
図５に示すように、潤滑油Ｊの動粘度が低過ぎる場合や、高過ぎる場合には、シール性が低下していることが分かる。例えば、潤滑油Ｊの動粘度が５ｍｍ２／ｓよりも小さい場合には、図４で示したように潤滑油Ｊの給油性は優れているものの、ブレード５５とフランジ部６２，７２との間から潤滑油Ｊが漏れ易い。ブレード５５とフランジ部６２，７２との間から潤滑油Ｊが漏れ出ると、ブレード５５とフランジ部６２，７２との間の油膜が破断され、シール性が低下する。シール性が低下すると、ブレード５５とフランジ部６２，７２との間の摩耗が増大し、動作信頼性が低下するおそれがある。また、ブレード５５とフランジ部６２，７２との間から漏れ出た潤滑油Ｊが、例えばシリンダ室４６内に流入した場合には、排除容積が減少して圧縮性能の向上を望めない可能性がある。
一方、潤滑油Ｊの動粘度が２５ｍｍ２／ｓよりも大きい場合、図４で示したように潤滑油Ｊの給油性が低いため、ブレード５５とフランジ部６２，７２との間に十分な潤滑油Ｊが供給され難い。そのため、ブレード５５とフランジ部６２，７２との間に油膜が形成され難く、シール性の向上を望めない可能性がある。
【００４２】
ここで、本実施形態では、１００℃における動粘度が５ｍｍ２／ｓ以上２５ｍｍ２／ｓ以下の潤滑油Ｊを用いる構成とした。
この構成によれば、給油溝８１内やブレード５５とフランジ部６２，７２との間への潤滑油Ｊの給油性、及びブレード５５とフランジ部６２，７２との間のシール性を両立できる。これにより、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間で油膜が破断されるのを抑制し、ブレード５５とフランジ部６２，７２とが直接接触するのを抑制できるので、両者間の摩耗を低減して動作信頼性を確保できる。また、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間に介在する潤滑油Ｊがシリンダ室４６内に流入したり、潤滑油Ｊとともに冷媒がシリンダ室４６内に流入したりするのを抑制できるので、排除容積を確保して圧縮性能の低下を抑制できる。
【００４３】
しかも、本実施形態では、給油溝８１における径方向の内側端部に、円弧状の傾斜部８３が形成されているので、圧縮行程後半で上述したくさび効果が発生し易くなる。これにより、ブレード５５（シール面）とフランジ部６２，７２との間において、潤滑油Ｊが先端面側まで効果的に供給されることになる。そのため、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間の油膜が破断されるのを抑制し、動作信頼性の更なる向上させることができる。また、円弧状の傾斜部８３の曲率半径と同一の半径の円板状のカッターを使用することにより、給油溝８１を切削加工により、容易に形成することができ、製造性が良い。
【００４４】
さらに、本実施形態では、上述したようにシール性を確保できるので、作動圧力が高圧になり易いＣＯ２を冷媒に用いた場合であっても、圧縮室内と吸込室内との差圧によって圧縮室から吸込室へ冷媒がリークするのを抑制できる。
【００４５】
本実施形態では、ブレード５５のうち先端面及び側面にＤＬＣ膜が形成されているため、摺動面の耐摩耗性を確保できる。一方、ブレード５５の上下端面には、基材が露出しているので、上下端面での親油性を確保できる。そのため、潤滑油Ｊの給油性及びシール性の両立が可能となる。
【００４６】
そして、本実施形態の冷凍サイクル装置１においては、上述した回転式圧縮機２を備えているため、高性能で信頼性に優れた冷凍サイクル装置１を提供できる。
【００４７】
図６はブレード５５及びフランジ部６２，７２間のクリアランスと、ＣＯＰ比率と、の関係を示すグラフである。なお、図６においては、上述した本実施形態のブレード５５を用いた構成を実施例として実線で示し、給油溝８１が形成されていないブレード５５を用いた構成を比較例として破線で示している。また、「ＣＯＰ比率」とは、比較例のブレード５５を設計値（図６における中心）で製造したときのＣＯＰを「１００」とした場合における公差内でのＣＯＰの割合である。
図６に示すように、比較例においては、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間のクリアランスが大きくなるに従いＣＯＰ比率が小さくなっていることが分かる。これは、クリアランスが大きくなることで、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間のシール性が低下するためである。ブレード５５及びフランジ部６２，７２間のシール性が低下すると、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間等での冷媒の漏れ損失や、圧縮室内と吸込室内との差圧によって圧縮室から吸込室への冷媒のリーク等が生じるおそれがある。
【００４８】
これに対して、実施例では、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間のクリアランスに関わらず、ＣＯＰ比率が比較例よりも高くなっていることが分かる。実施例では、上述したようにブレード５５及びフランジ部６２，７２間に潤滑油Ｊを効果的に供給できるので、クリアランスに関わらずシール性を確保できたためであると考えられる。そのため、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間等での漏れ損失や、圧縮室内と吸込室内との差圧によって圧縮室から吸込室へ冷媒のリーク等が生じるのを抑制できる。特に、クリアランスを大きくした上でもシール性を確保できるので、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間の摩耗を抑制し、動作信頼性を向上させることができる。
【００４９】
そして、本実施形態では、上述したようにシール性を確保できるので、Ｒ４１０Ａよりも分子量が小さいＲ３２を冷媒に用いた場合であっても、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間等での漏れ損失の増加を抑えることができる。
また、本実施形態では、ブレード５５及びフランジ部６２，７２間に潤滑油Ｊが効果的に供給されるので、潤滑油Ｊによってブレード５５を冷却することができる。そのため、Ｒ４１０Ａよりも吐出ガス温度（シリンダ室４６から吐出される冷媒の温度）が高くなるＲ３２を冷媒に用いた場合であっても、ブレード５５の過熱を抑制できる。
このように、Ｒ３２を冷媒として用いた場合に、より大きな効果が得られる。
【００５０】
なお、上述した実施形態では、ブレード５５の基材がＤＬＣ膜に被覆された構成について説明したが、これに限られない。例えば、ＳＵＳ４４０Ｃ等からなる基材の表層に窒化膜を形成しても構わない。窒化膜は、基材の表層全体に形成された拡散層と、ブレード５５の先端面に位置する部分に形成された化合物層と、を有している。すなわち、ブレード５５のうち、上下端面、側面及び背面は拡散層が露出している。但し、少なくとも上下端面において拡散層が露出し、かつ先端面が化合物層で被覆されていれば、化合物層の形成範囲は適宜変更が可能である。
【００５１】
また、基材の表層に窒化膜を形成する場合には、まず基材に給油溝８１を形成した後、基材に対して窒化処理を行う。その後、例えば上下端面、側面及び背面に対して研削加工を行い、窒化膜の化合物層を除去する。最後に、ブレード５５をバレル研磨等によって仕上げ加工を行う。
【００５２】
この構成によれば、基材に窒化膜を形成することで、ブレード５５の硬度を向上させ、耐摩耗性を向上させることができる。また、ブレード５５の上下端面において、拡散層に比べて靱性の乏しい化合物層を除去する（拡散層を露出させる）ことで、フランジ部６２，７２との摺動による窒化膜の欠けや剥離等の表面損傷を抑制できる。これにより、表面損傷によって潤滑油Ｊ中に浮遊する異物が給油溝８１内に堆積して給油溝８１の実容積が減少したり、給油溝８１が塞がれたりするのを抑制できる。そのため、潤滑油Ｊの給油性及びシール性の両立が可能となる。
【００５３】
また、上述した実施形態では、閉塞板として主軸受４２及び副軸受４３を用いた場合について説明したが、これに限られない。例えば、シリンダ４１の上端開口部を閉塞するとともに、回転軸３１が挿通された軸受部と、シリンダ４１の下端開口部を閉塞して、回転軸３１の下端面を摺動可能に支持するシリンダプレートと、を閉塞板として用いても構わない。
【００５４】
上述した実施形態では、ブレード５５の上下端面に給油溝８１を各別に形成した場合について説明したが、これに限らず、少なくとも一方の端面に給油溝８１が形成された構成でも構わない。
上述した実施形態では、ブレード５５の端面に対して給油溝８１を１列形成した場合について説明したが、これに限らず、複数列の給油溝８１を形成しても構わない。
【００５５】
上述した実施形態では、給油溝８１における径方向の内側端部が円弧状に形成された場合について説明したが、これに限らず、給油溝８１の形状は適宜設計変更が可能である。この場合、給油溝８１の断面積がブレード５５の先端面に向かうに従い漸次小さくなる構成として、例えば給油溝８１における径方向の内側端部を直線状や階段状に形成してもよい。また、給油溝８１における径方向の全体がブレード５５の先端面に向かうに従い漸次浅くなっていても構わない。
【００５６】
上述した実施形態では、軸方向を上下方向に一致させた場合について説明したが、これに限らず、軸方向を水平方向に一致させても構わない。
上述した実施形態では、ローラ５３とブレード５５とを別体で形成した場合について説明したが、これに限らず、ローラ５３とブレード５５とを一体で形成しても構わない。
【００５７】
上述した実施形態では、軸方向から見た平面視で給油溝がブレード５５の移動方向（径方向）に沿って延びる直線状とした場合について説明したが、これに限られない。例えば、ブレード５５の移動方向に沿って延びていれば、給油溝８１は例えば波形にしたり、移動方向に対して傾斜したりしていても構わない。
【００５８】
（第２の実施形態）
図７は第２の実施形態におけるブレード１５５の平面図である。なお、以下の説明では、上述した第１の実施形態と同様の構成については同一の符号を付して説明を省略する。
図７に示すブレード１５５は、給油溝１８１の溝幅Ｈが径方向の外側から内側に向かうに従い狭くなっている。但し、給油溝１８１は、少なくとも径方向の内側端部において溝幅Ｈが狭くなっていれば構わない。すなわち、給油溝１８１のうち、径方向の外側端部は溝幅Ｈが一様に形成され、径方向の内側端部は溝幅Ｈが狭くなるように形成されていても構わない。また、図７に示す例では、給油溝１８１が、軸方向から見た平面視が台形状に形成されているが、これに限らず、三角形状（径方向の内側に向けて先鋭した形状）に形成されていても構わない。
【００５９】
なお、本実施形態において、給油溝１８１の溝深さは、径方向の全体に亘って一様に形成されている。但し、給油溝１８１は、径方向の内側に向かうに従い溝深さが浅くなるように形成しても構わない。
【００６０】
本実施形態によれば、給油溝１８１の溝幅Ｈが径方向の内側に向かうに従い漸次狭くなっているので、第１の実施形態と同様に圧縮行程後半において上述したくさび効果が発生することになる。これにより、ブレード１５５とフランジ部６２，７２との間に潤滑油Ｊを効果的に供給できる。
【００６１】
ところで、ブレード１５５の先端面が径方向の内側に向けて凸の円弧状に形成されている場合、給油溝１８１における径方向の内側端縁とブレード５５の先端面との間の径方向に沿うシール幅Ｓ３は、ブレード幅方向の外側に向かうに従い狭くなる。すなわち、シール幅Ｓ３は、給油溝１８１におけるブレード幅方向の中央部で最大となり、ブレード幅方向の外側端縁で最小となる。
そこで、本実施形態のように、給油溝１８１の溝幅Ｈを径方向の内側に向かうに従い漸次狭くすることで、溝幅Ｈを一様に形成する場合に比べてシール幅Ｓ３の最小幅を大きくできる。これにより、ブレード１５５及びフランジ部６２，７２間でのシール性を確保できる。また、シール性を維持した上で、溝幅Ｈを一様に形成する場合に比べて給油溝１８１の径方向の溝長さを長くすることができ、潤滑油Ｊをブレード５５の先端面側に効果的に供給できる。
【００６２】
また、給油溝１８１の溝幅を径方向の内側に向かうに従い漸次狭くすることで、給油溝１８１内における径方向の内側端部での潤滑油Ｊの圧力低下を抑制できる。そのため、給油溝１８１内での給油不足や、潤滑油Ｊに溶け込んだ冷媒の減圧発泡によるブレード１５５及びフランジ部６２，７２間でのガスかみ等を抑制できる。
【００６３】
（第３の実施形態）
図８は第３の実施形態におけるブレード２５５の平面図である。なお、以下の説明では、上述した第２の実施形態と同様の構成については同一の符号を付して説明を省略する。
図８に示すブレード２５５は、ブレード幅方向において、給油溝１８１の中心Ｔ１がブレード２５５の中心Ｔ２に対して圧縮室側にオフセットしている。したがって、シール面のうち、給油溝１８１に対して圧縮室側に位置する部分のシール幅Ｓ２は、給油溝１８１に対して吸込室側に位置する部分のシール幅Ｓ１に比べて狭くなっている。
【００６４】
この構成によれば、シール面のうち、給油溝１８１に対して吸込室側に位置する部分のシール幅Ｓ１を確保できるので、圧縮室内と吸込室内との差圧によって圧縮室から吸込室間へ冷媒がリークするのを確実に抑制できる。
【００６５】
（第４の実施形態）
図９は、第４の実施形態に係る回転式圧縮機３００の部分断面図である。以下の説明では、上述した各実施形態と同様の構成については、同一の符号を付して説明を省略する。本実施形態では、ブレードを軸方向に分割している点で上述した実施形態と相違している。
図９に示すように、本実施形態の回転式圧縮機３００は、一対のシリンダ（上側シリンダ３０１及び下側シリンダ３０２）が軸方向に並んで配設された、いわゆるツインロータリ式の回転式圧縮機３００である。各シリンダ３０１，３０２は、仕切板（閉塞板）３０３を間に挟んで軸方向で突き合わされている。なお、各シリンダ３０１，３０２の構成は、上述した実施形態と同様である。
【００６６】
上側シリンダ３０１の上端開口部は、主軸受４２によって閉塞されている。上側シリンダ３０１、主軸受４２及び仕切板３０３によって画成された空間は、上側シリンダ室３１０を形成している。
一方、下側シリンダ３０２の下端開口部は、副軸受４３によって閉塞されている。下側シリンダ３０２、副軸受４３及び仕切板３０３によって画成された空間は、下側シリンダ室３１１を形成している。副軸受４３には、フランジ部７２を軸方向に貫通する図示しない吐出孔が形成されている。副軸受４３には、下側シリンダ室３１１内の圧力に応じて吐出孔を開閉可能な図示しない下側吐出弁機構が配設されている。副軸受４３には、副軸受４３を下方から覆う下側マフラ３１２が設けられている。下側マフラ３１２内は、図示しない冷媒案内通路を通して主軸受４２側の上側マフラ３１３内に連通している。
【００６７】
回転軸３２０のうち、上側シリンダ室３１０内に位置する部分には、上側偏心部３２１が形成されている。回転軸３２０のうち、下側シリンダ室３１１内に位置する部分には、下側偏心部３２２が形成されている。各偏心部３２１，３２２は、軸方向から見た平面視で同形同大とされている。各偏心部３２１，３２２は、周方向に１８０°の位相差をもって、軸線Ｏに対して径方向に同一量ずつ偏心している。なお、上側偏心部３２１及び下側偏心部３２２には、それぞれローラ５３が嵌合されている。
【００６８】
各シリンダ３０１，３０２のブレード溝５４内には、それぞれブレード３４１が設けられている。なお、各ブレード３４１は同様に構成とされているため、以下の説明では、上側シリンダ側３０１のブレード３４１について主に説明する。
【００６９】
図１０は、図９に示すブレード３４１の断面図である。
図１０に示すように、ブレード３４１は、第１ブレード片３４２及び第２ブレード片３４３が軸方向（シリンダ３０１，３０２の高さ方向）に重ね合わされて構成されている。各ブレード片３４２は、同形同大の直方体形状に形成されている。第１ブレード片３４２の上端面は、主軸受４２のフランジ部６２に油膜を介して摺動可能とされている。第２ブレード片３４３の下端面は、副軸受４３のフランジ部７２に油膜を介して摺動可能とされている。そして、第１ブレード片３４２の下端面及び第２ブレード片３４３の上端面は、油膜を介して摺動可能とされている。したがって、各ブレード片３４２，３４３は、ローラ５３の偏心回転に伴い上側シリンダ室３１０に対して独立して径方向に進退移動する。なお、ブレード３４１の背面には、各ブレード片３４２，３４３の背面を跨るように付勢手段５７が設けられている。
【００７０】
第１ブレード片３４２の上端面及び第２ブレード片３４３の下端面には、それぞれ給油溝３４４が形成されている。各給油溝３４４は、上述した第１の実施形態と同様に、直線延在部８２及び傾斜部８３を有している。
【００７１】
この構成によれば、ブレード３４１が複数のブレード片３４２，３４３によって軸方向に分割されているので、各ブレード片３４２，３４３が互いに独立して進退移動することになる。そのため、例えば圧縮時のガス荷重等により回転軸３２０が径方向に撓み変形した場合に、各ブレード片３４２，３４３の先端面とローラ５３（回転軸３２０）の外周面との接触面圧に応じて各ブレード片３４２，３４３が独立して進退することになる。これにより、ブレード３４１の先端面とローラ５３の外周面とが局所的に接触する、いわゆる片当たりを抑制し、ブレード３４１及びローラ５３間での摺動抵抗を低減できる。その結果、ブレード３４１及びローラ５３間での摩耗を低減し、長期に亘って動作信頼性を確保できる。
【００７２】
なお、図１１に示すように、各ブレード片３４２，３４３同士の摺動面（第１ブレード３４２の下端面及び第２ブレード片３４３の上端面）にも給油溝３５０を形成しても構わない。この構成によれば、各ブレード片３４２，３４３間に効果的に潤滑油Ｊを供給できるので、各ブレード片３４２，３４３間の油膜が破断されるのを抑制し、動作信頼性の向上を図ることができる。また、各ブレード片３４２，３４３の摺動面のうち、何れか一方のブレード片３４２，３４３のみに給油溝３５０を形成する構成であっても構わない。
【００７３】
上述した実施形態では、シリンダ室３１０，３１１が２つの構成について説明したが、これに限らず、シリンダ室４６を３つ以上の複数設けても構わない。
上述した実施形態では、ブレード３４１を２つのブレード片３４２，３４３に分割する構成について説明したが、３つ以上のブレード片に分割しても構わない。
また、各ブレード片で外形（例えば軸方向における長さ）を異ならせても構わない。
【００７４】
また、図１２に示すブレード３４１のように、第１ブレード片３４２の上端面及び第２ブレード片３４３の下端面において、軸方向の内側に向けて窪む貯油用凹部３５１をそれぞれ形成しても構わない。各貯油用凹部３５１は、第１ブレード片３４２の上端面及び第２ブレード片３４３の下端面において給油溝３５０の傾斜部８３に対応する位置（径方向の外側端部）に形成されている。図１２に示す例において、貯油用凹部３５１の軸方向における深さは、給油溝３５０の最大溝深さＥよりも深くなっている。なお、貯油用凹部３５１の内径は、給油溝３５０の溝幅Ｈよりも大きくなっている。但し、貯油用凹部３５１のサイズは、適宜設計変更が可能である。
この構成によれば、貯油用凹部３５１内に潤滑油Ｊを保持しておくことができるので、ブレード３４１及び各フランジ部６２，７２間で油膜が破断されるのを確実に抑制できる。
【００７５】
以上説明した少なくともひとつの実施形態によれば、１００℃における動粘度が５ｍｍ２／ｓ以上２５ｍｍ２／ｓ以下の潤滑油を用いることで、給油溝内やブレードと閉塞板との間への潤滑油の給油性、及びブレードと閉塞板との間のシール性を両立できる。これにより、ブレード及び閉塞板間で油膜が破断されるのを抑制し、ブレードと閉塞板とが直接接触するのを抑制できるので、両者間の摩耗を低減して動作信頼性を確保できる。また、ブレード及び閉塞板間に介在する潤滑油がシリンダ室内に流入したり、潤滑油とともに冷媒がシリンダ室内に流入したりするのを抑制できるので、排除容積を確保して圧縮性能の低下を抑制できる。
しかも、給油溝の径方向の第２端部においてブレードの移動方向に直交する断面積が第１端部側から第２端部側に向かうに従い小さくなっているため、圧縮行程後半でくさび効果が発生し易くなる。そのため、ブレードと閉塞板との間において、潤滑油が第２端部側まで効果的に供給されることになる。そのため、ブレード及び閉塞板間の油膜が破断されるのを抑制し、ブレードと閉塞板とが直接接触するのを抑制できるので、両者間の摩耗を低減できる。
また、ブレード及び閉塞板間を通した圧縮室内及び吸込室内の連通が油膜によって遮断されるので、ブレード及び閉塞板間でのシール性を確保できる。そのため、ブレード及び閉塞板間を通した圧縮室から吸込室への冷媒のリークを抑制し、圧縮性能の向上を図ることができる。
さらに、給油溝の他端部が密閉容器内に連通しているため、圧縮行程前半において潤滑油がブレードの第２端部側に大量に流れ込むのを抑制できる。そのため、圧縮行程前半において、ブレードと閉塞板との間に潤滑油が過剰に介在するのを抑制し、両者間のシール性を維持できる。
【００７６】
本発明のいくつかの実施形態を説明したが、これらの実施形態は、例として提示したものであり、発明の範囲を限定することは意図していない。これら実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更を行うことができる。これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれると同様に、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれるものである。
【符号の説明】
【００７７】
１…冷凍サイクル装置、２，３００…回転式圧縮機、３…放熱器、４…膨張装置、５…蒸発器、３４…密閉容器（容器）、４１…シリンダ、４２…主軸受（閉塞板）、４３…副軸受（閉塞板）、４６…シリンダ室、５３…ローラ、５５，１５５，２５５，３４１…ブレード、８１，１８１，３４４，３５０…給油溝、３０１…上側シリンダ（シリンダ）、３０２…下側シリンダ（シリンダ）、３０３…仕切板（閉塞板）、３１０…上側シリンダ室（シリンダ室）、３１１…下側シリンダ室（シリンダ室）
【図１】
0006567352.tif 000002
【図２】
0006567352.tif 000003
【図３】
0006567352.tif 000004
【図４】
0006567352.tif 000005
【図５】
0006567352.tif 000006
【図６】
0006567352.tif 000007
【図７】
0006567352.tif 000008
【図８】
0006567352.tif 000009
【図９】
0006567352.tif 000010
【図１０】
0006567352.tif 000011
【図１１】
0006567352.tif 000012
【図１２】
0006567352.tif 000013