(57)【要約】【課題】ベーンロータリ型圧縮機の長期使用に伴い発生するベーン段付摩耗を抑制することで、ベーンとシリンダの衝突音を抑制して信頼性・商品性の高いベーンロータリ圧縮機を提供するものである。【解決手段】ベーンが摺動するシリンダの圧縮室内に開口する吸入溝のエッジ部を、なくした形状としたことにより、ベーン前部作動室圧力を同一にする手段を形成することによって、ベーン段付摩耗を抑制し、ベーンとシリンダの衝突音を抑制して作動音発生を防ぐものである。【選択図】  図２
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
シリンダ内においてベーンがロータと共に回転し、吸入孔からの流体を圧縮し吐出孔から吐出する圧縮機構を具備したベーンロータリ型圧縮機において、前記シリンダ内面に、前記ベーンの摺動方向に延び且つ、前記シリンダに設けた吸入孔及び吐出孔の少なくとも一方に連通する流体溝を設け、前記流体溝は、始端から終端にかけて溝側壁とシリンダ内面で形成される角度が鋭角となるように形成されていることを特徴とするベーンロータリ型圧縮機。
【請求項２】
前記流体溝は、前記ベーンの摺動方向及び前記摺動方向に対して直角方向に最も深い最深部を有し、この最深部より流体溝の始端と終端及び溝幅端を含む周縁に向けて、前記シリンダ内面につながるまで徐々に浅くなるよう形成されている請求項１記載のベーンロータリ型圧縮機。
【請求項３】
前記流体溝は、最深部の深さ寸法Ｄ＜溝幅寸法Ｗの関係にある請求項１または２記載のベーンロータリ型圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車空調装置等に供されるベーンロータリ型圧縮機に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、自動車空調用圧縮機に用いられるベーンロータリ型圧縮機としては、以下のようななものがあった。
【０００３】
図９〜図１１において、ロータ３５には、ロータ３５の接線に対して等角度で延びる複数のベーン溝４０が設けられ、この各ベーン溝４０に、ベーン３４が摺動自在に収納されている。前記ベーン３４は、シリンダ３３の内壁を摺動し、シリンダ３３とロータ３５とベーン３４と前部側板３１及び後部側板３２により、圧縮室を形成している。
【０００４】
エンジン（図示せず）からベルト（図示せず）を介して圧縮機に動力が伝達されると、ロータ３５が回転し、これにより、冷媒が吸入孔３７からシリンダ３３内へ吸入され、圧縮室で圧縮されて、シリンダ３３に形成された吐出孔３８から吐出される。
【０００５】
このシリンダ３３内面には、図１０及び図１１に示す如く前記シリンダ３３の周方向に延び、前記吸入孔３７と連通した吸入溝３６と、図１２に示す如く前記シリンダ３３の周方向に延び、前記吐出孔３８と連通した吐出溝３９が存在する。
【０００６】
さらに、前記吸入溝３６の始端と終端においては、溝幅方向との角部（交点）に、面取り３６ａが施されており、シリンダ３３内面と吸入溝３６の角部で形成されるエッジが排除されている。（例えば特許文献１参照）
【０００７】
【特許文献１】
特開平１０−２５２６７５号公報（図２参照）
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来の構成は、吸入溝３６の始端及び終端の角部に面取り３６ａが施されているものの、吸入溝３６の所定の深さを確保するために、シリンダ３３内壁から直角方向に延びるストレート部３６ａが形成されているため、吸入溝３６の両側端縁は、エッジが形成されている状態であった。
【０００９】
したがって、ベーン３４がこの吸入溝３６を通過する際、ベーン先端摺動面は、シリンダ３３内壁に接するものの吸入溝３６を通過する際は、部分的にその接触がなく、つまり吸入溝３６上に位置する部分は、他の部分と比較して摩耗頻度が軽い状態にあり、これが長期に亘って繰り返されると、前記吸入溝３６の両側縁のエッジによって図１３に示す如くベーン３４の先端部に凸状の段付摩耗３４ａが発生する。
【００１０】
この発生した凸状の段付摩耗部３４ａの存在は、ベーン３４が吸入溝３８の終端を通過する際、ベーン３４の先端部摩耗段差部３４ａがシリンダ３３内壁に乗り上げ、衝突音として作動音を発生する課題を有していた。
【００１１】
またベーン３４が、吸入溝３６の始端を通過した直後においても、ベーン３４の先端部摩耗段差部３４ａが吸入溝３６に落ち込み、この時にもベーン３４がシリンダ３３内壁に衝突し、衝突音として作動音を発生していた。
【００１２】
また上記特許文献１の構成は、図１２に示す如く吐出溝３９には、前記吸入溝３６に形成された面取りが施されておらず、また、この吐出溝３９は、前記吸入溝３６と同様吐出溝３９の所定の深さを確保するために、シリンダ３３内壁から直角方向に延びるストレート部３９ａが形成されているため、長期に亘って圧縮機が作動すると、図１４に示す如く前記ベーン３４の先端部摩耗段差部３４ｂは一層形成されやすいものとなる。
【００１３】
その結果、前述の吸入溝３６と同様に、ベーン３４がこの吐出溝３９を通過する際、前記ベーン３４の先端部摩耗段差部３４ｂの吐出溝３９への落ち込みと、吐出溝３９からシリンダ３３内壁への乗り上げによって、衝突音として作動音を発生するものであった。
【００１４】
このように、従来のベーンロータリ型圧縮機は、長期使用において、信頼性などに改善の余地が残されるものであった。
【００１５】
本発明はこのような従来の課題を解決するものであり、信頼性・商品性の高いベーンロータリ型圧縮機を提供するものである。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するために本発明のベーンロータリ型圧縮機は、前記シリンダ内面に、前記ベーンの摺動方向に延び且つ、前記シリンダに設けた吸入孔及び吐出孔の少なくとも一方に連通する流体溝を設け、前記流体溝を、始端から終端にかけて溝側壁とシリンダ内面で形成される角度が鋭角となるように形成したものである。
【００１７】
かかる構成により、流体溝の側壁とシリンダ内壁で形成される流体溝側部のエッジが流体溝の加工に伴って形成されることが無く、ベーン先端の部分摩耗が緩和される。
【００１８】
さらに、本発明は、前記ベーンの摺動方向及び前記摺動方向に対して直角方向に最も深い最深部を有し、この最深部より流体溝の始端と終端及び溝幅端を含む周縁に向けて、前記シリンダ内面につながるまで徐々に浅くなるよう形成したものである。
【００１９】
かかる構成により、長期使用におけるベーンの流体溝上を通過する部分の摩耗促進が極めて緩和でき、その結果、流体溝の始端あるいは終端で生じるベーンにおける段付摩耗部の流体溝への落ち込み、あるいは流体溝からシリンダ内壁への乗り上げに伴う衝突音が長期に亘って抑制できる。
【００２０】
また本発明は、前記流体溝を、最深部の深さ寸法Ｄ＜溝幅寸法Ｗの関係とすることにより、流体溝の深さを確保する流体溝側壁の傾きを緩やかなものとし、ベーン先端の部分摩耗をより緩和し、圧縮機の信頼性をより高めることができる。
【００２１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態について図面を参照しながら説明する。
【００２２】
（実施の形態１）
図１及び図２において、１は圧縮機で、円筒空間を有するシリンダ２と、前記シリンダ２の円筒空間両側開口を閉塞する前部側板３及び後部側板４と、前記シリンダ２の上部に設けられた通路カバー５と、前記後部側板４と連続したカップ状の高圧室カバー６を具備している。前記通路カバー５は、冷凍サイクル（図示せず）に連結される吸入口７と吐出室８が形成されており、これらは隔壁９によって仕切られている。
【００２３】
また、前記シリンダ２には、連通路２４により前記吸入口７とシリンダ２の円筒空間を連通する吸入孔１０と、前記円筒空間と前記吐出室８を連通する吐出孔１１が設けられている。１２は前記シリンダ２内に設けられたロータで、前記前部側板３と後部側板４にそれぞれ軸支された回転軸１３が一体に設けられている。
【００２４】
１４は前記前部側板３に設けられたシール軸受けで、回転軸１３周縁の気密性を確保している。前記ロータ１２は、図２に示す如くシリンダ２内において吸入孔１０と吐出孔１１の間で最も近接するように配置されている。
【００２５】
また、前記ロータ１２は、接線と平行で且つ、所定角度毎にベーン溝１５が設けられ、この各ベーン溝１５には、先端が前記シリンダ２の内壁に接触するベーン１６が出没自在に設けられている。
【００２６】
これら各ベーン１６のシリンダ内壁への当接によりシリンダ２の円筒空間は、前部側板３と後部側板４とで複数の空間に仕切られる。１７は前記後部側板４に設けられた連通路で、前記通路カバー５の吐出室８と前記高圧室カバー６の内部の高圧室１８とを連通している。１９は前記高圧室カバー６に設けられた吐出口で、前記高圧室１８と連通している。この吐出口１９は、前記吸入口７と同様に冷凍サイクル（図示せず）に連結される。
【００２７】
前記高圧室１８内の下方には、潤滑油２０が貯留される。２１は前記潤滑油２０を、後部側板４に設けられた給油通路（図示せず）を介して前記ロータ１２のベーン溝１５へ供給する潤滑油供給装置で、前記高圧室１８内に設けられている。  したがって、前記ベーン溝１５に設けられたベーン１６は、潤滑油供給装置２１から供給される潤滑油がベーン溝１５内に満たされることにより、その圧力を受けてシリンダ２の内壁に当接するよう付勢される。
【００２８】
ここで、この潤滑油供給装置２１の構造、及び高圧室１８とベーン溝１５内の差圧を利用して潤滑油の供給を行う供給原理は、周知のものでよいため、説明を省略する。
【００２９】
２２は前記シリンダ２の内壁において前記吸入孔１０に連通する如く前記ベーン１６の摺動方向、即ち円筒空間の円周方向に延び、所定の深さを有した吸入溝で、図３に示す如く前記ベーン１６の摺動方向Ａ及び前記摺動方向Ａに対して直角方向Ｂに最も深い最深部Ｃを有し、この最深部Ｃより吸入溝２２の始端２２ａと終端２２ｂ及び溝幅端２２ｃ・２２ｄを含む周縁に向けて、前記シリンダ２の内壁につながるまで徐々に浅くなるよう形成されている。そして、この吸入溝２２の最深部Ｃの深さ寸法Ｄと溝幅寸法Ｗは、深さ寸法Ｄ＜幅寸法Ｗの関係に設定され、吸入溝２２内面の傾斜が緩やかに形成されている。
【００３０】
その結果、前記吸入溝２２の最深部Ｃから延びる吸入溝２２壁面とシリンダ２内壁面で形成される角度αは、鋭角となっている。この鋭角αは、吸入溝２２の始端２２ａから終端２２ｂにわたって維持されている。ここで、吸入溝２２は、所定の容積を確保するためにベーン１６の摺動方向に連続して２回にわたって加工されている。
【００３１】
２３は前記シリンダ２の内壁において前記吐出孔１１に連通する如く前記吸入溝２２と同様に形成された吐出溝で、図４に示す如く前記ベーン１６の摺動方向Ａ及び前記摺動方向Ａに対して直角方向Ｂに最も深い最深部ｃを有し、この最深部ｃより吐出溝２３の始端２３ａと終端２３ｂ及び溝幅端２３ｃ・２３ｄを含む周縁に向けて、前記シリンダ２の内壁につながるまで徐々に浅くなるよう形成されている。そして、この吐出溝２３の最深部ｃの深さ寸法ｄと溝幅寸法ｗは、深さ寸法ｄ＜幅寸法ｗの関係に設定され、吐出溝２３内面の傾斜が緩やかに形成されている。その結果、前記吐出溝２３の最深部ｃから延びる吐出溝２３壁面とシリンダ２内壁面で形成される角度βは、鋭角となっている。この吐出溝２３における角度βは、吐出溝２３の始端２３ａから終端２３ｂにわたって維持されている。
【００３２】
上記構成において、エンジン（図示せず）からベルト（図示せず）を介して回転軸１３が駆動されると、これに伴ってロータ１２が回転する。その結果、遠心力及びベーン溝１５の潤滑油圧力によってベーン１６がシリンダ２内壁と当接し、シリンダ２の円筒空間を複数の空間に仕切る。
【００３３】
この回転に伴い、吸入孔１０からシリンダ２内に吸入された冷媒は、回転が進むにつれて密閉空間に閉じこめられ、さらに回転が進むことによって密封空間内で圧縮され、さらに回転が進むことによって吐出孔１１から吐出室８へ吐出される。この吐出室８の冷媒は、さらに後部側板４の連通路１７を通過し、高圧カバー６内の高圧室に流入し、ここで、冷媒と混合している潤滑油が分離され、冷媒は吐出口１９から冷凍サイクル中へ流れる。
【００３４】
一方、シリンダ２内において、ベーン１６のシリンダ２内壁への摺動状態は、上述の如くベーン溝１５内で出没を繰り返している。そして、吸入溝２２上を通過するとき、及び吐出溝２３上を通過するときは、それそれの始端（溝幅として狭小）から最も溝幅の広い部分を通過し、終端（溝幅として狭小）と過ぎていくが、始端から終端にかけて吸入溝２２及び吐出溝２３とシリンダ２内面との角度が鋭角であるため、ベーン１６先端にかかる部分的な負荷、即ちエッジ作用による部分摩耗は、極めて小さい。
【００３５】
したがって、長期使用においても、ベーン１６先端には図５に示す如く従来の如く矩形状の段付摩耗ではなく、先端が鈍角である三角形状の摩耗段差部１６ａであり、換言すると、上記ベーン１６先端における集中摩耗を緩和することは、摩耗段差部１６ａの発生を抑制することになり、耐久性を向上することにつながる。
【００３６】
また、ロータ１２の回転に伴い、ベーン１６先端が、吸入溝２２および吐出溝２３を断続的に通過しても、摩耗段差部１６ａが先細り形状となるため、前記吸入溝２２への落ち込み、吸入溝２２終端２２ｂへの乗り上げも、矩形の摩耗段差に比較してシリンダ２内壁との摺動面積が少ない分円滑なものとなり、前記落ち込み、乗り上げに伴う衝撃も少なく、結果として振動が少なく、静寂な運転が得られるベーンロータリ型圧縮機が実現できる。
【００３７】
以下に、上記集中摩耗を緩和する他の実施の形態を説明する。
【００３８】
（実施の形態２）
図６は、吸入通路７ａ及び吸入孔１０ａがそれぞれ前部側板３ａに設けられた構成の場合のシリンダ２ａの断面を示している。また、吸入溝２５は、２つの形態を合わせた吸入溝２２を示す先の実施の形態と異なり、１つの形態加工で得られるものとし、その吸入溝２５をシリンダ２内壁に形成したものである。この吸入溝２５の断面形状は、先の実施の形態と同じ条件が施されている。
【００３９】
つまり、吸入溝２５の幅寸法は一様でなく、起点２５ａと終点２５ｂで繋がるように向かい合う湾曲線で表現される非平行の形状に形成されている。
【００４０】
したがって、この構成であっても、先の実施の形態と同様に、ベーン先端における限られた部分が集中摩耗を受けることがなく、ベーンの摩耗に対する耐久性を図ることができる。
【００４１】
また、本実施の形態は、シリンダ２ａに吸入溝２４を、前部側板３ａに吸入孔１０ａをというように、吸入溝２５と吸入孔１０ａが離れた位置関係に構成されているが、前記吸入溝２５は、先の実施の形態と同様に、ベーンがこの吸入溝２５をまたがっている間は、そのベーンを挟む前後の空間が連通状態にあることから、ベーンが吸入孔１０ａを通過しても、シリンダ内空間と吸入孔１０ａを連通させるようにし、吸入工程における冷媒（流体）の吸入量（シリンダの吸入容積）を最適な値に確保するべく、その始端と終端（起点２５ａと終点２５ｂ）が設定されている。
【００４２】
（実施の形態３）
図７は、吸入通路７ｂ及び吸入孔１０ｂが先の実施の形態と同様に、それぞれ前部側板３ｂに設けられた構成の場合のシリンダ２ｂの断面を示している。また、吸入溝２６は、吸入孔１０ｂとは逆の位置で、その溝の一側縁はシリンダ２ｂの端部に開口し、残る一側縁は、起点２６ａと終点２６ｂで繋がる湾曲線で表現される非平行の形状に形成されている。
【００４３】
したがって、この構成であっても、先の実施の形態と同様に、ベーン先端における限られた部分が集中摩耗を受けることがなく、ベーンの摩耗に対する耐久性を図ることができる。
【００４４】
また、前記吸入溝２６は、先の実施の形態と同様に、ベーンがこの吸入溝２６をまたがっている間は、そのベーンを挟む前後の空間が連通状態にあることから、ベーンが吸入孔１０ｂを通過しても、シリンダ内空間と吸入孔１０ｂを連通させるようにし、吸入工程における冷媒（流体）の吸入量（シリンダの吸入容積）を最適な値に確保するべく、その始端と終端（起点２６ａと終点２６ｂ）が設定されている。
【００４５】
（実施の形態４）
図８は、吸入通路７ｃ及び吸入孔１０ｃが先の実施の形態と同様に、それぞれ前部側板３ｃに設けられた構成の場合のシリンダ２ｃの断面を示している。
また、吸入溝２７は、先の実施の形態２の湾曲線で表現される非平行の形状に変えて、ひし形に形成されている。この吸入溝２７の断面形状は、先の実施の形態と同じ条件が施されている。
【００４６】
つまり、吸入溝２７の幅寸法は一様でなく、ベーンの進行方向（ロータの回転方向）に対してある角度をもって延びる形状となっており、起点２７ａと終点２７ｂで繋がるように向かい合う直線で表現される非平行の形状に形成されている。
【００４７】
したがって、この構成であっても、先の実施の形態と同様に、ベーン先端における限られた部分が集中摩耗を受けることがなく、ベーンの摩耗に対する耐久性を図ることができる。
【００４８】
また、吸入溝２７の作用は、先の実施の形態と同じであり、説明を省略する。
【００４９】
【発明の効果】
上記実施の形態より明らかなように、本発明のベーンロータリ型圧縮機は、シリンダ内面に、ベーンの摺動方向に延び且つ、前記シリンダに設けた吸入孔及び吐出孔の少なくとも一方に連通する流体溝を設け、前記流体溝は、始端から終端にかけて溝側壁とシリンダ内面で形成される角度が鋭角となるように形成されているもので、流体溝の側壁とシリンダ内壁で形成される流体溝側部のエッジが流体溝の加工に伴って形成されることが無く、したがって、長期にわたってベーン先端の部分摩耗が緩和され、ベーン先端の部分摩耗による段付摩耗部の流体溝への落ち込み、あるいは流体溝からシリンダ内壁への乗り上げに伴う衝突音が長期に亘って抑制できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態１におけるベーンロータリ型圧縮機の横断面図
【図２】図１のａ−ａ線によるベーンロータリ型圧縮機の縦断面図
【図３】（ａ）は同ベーンロータリ型圧縮機におけるシリンダの断面図
（ｂ）は図３（ａ）のｂ−ｂ線によるシリンダの断面図
【図４】（ａ）は同ベーンロータリ型圧縮機におけるシリンダの吸入孔と吐出孔が見える位置からの断面図
（ｂ）は図４（ａ）のｃ−ｃ線によるシリンダの拡大断面図
【図５】（ａ）は同ベーンロータリ型圧縮機における摩耗状態を示すベーンを中心とした要部の断面図
（ｂ）は同ベーンの斜視図
【図６】（ａ）は本発明の実施の形態２におけるベーンロータリ型圧縮機のシリンダ部の断面図
（ｂ）は図６（ａ）のｄ−ｄ線によるシリンダの断面図
【図７】（ａ）は本発明の実施の形態３におけるベーンロータリ型圧縮機のシリンダ部の断面図
（ｂ）は図７（ａ）のｅ−ｅ線によるシリンダの断面図
【図８】（ａ）は本発明の実施の形態４におけるベーンロータリ型圧縮機のシリンダ部の断面図
（ｂ）は図８（ａ）のｆ−ｆ線によるシリンダの断面図
【図９】従来例を示すベーンロータリ型圧縮機の横断面図
【図１０】同ベーンロータリ型圧縮機の縦断面図
【図１１】（ａ）は同ベーンロータリ型圧縮機のシリンダ部の断面図
（ｂ）は図１１（ａ）のｇ−ｇ線によるシリンダの断面図
【図１２】（ａ）は同ベーンロータリ型圧縮機におけるシリンダの吸入孔と吐出孔が見える位置からの断面図
（ｂ）は図１２（ａ）のｈ−ｈ線によるシリンダの断面図
【図１３】（ａ）は同ベーンロータリ型圧縮機における吸入溝による摩耗状態を示すベーンを中心とした要部の断面図
（ｂ）は同ベーンの斜視図
【図１４】（ａ）は同ベーンロータリ型圧縮機における吐出溝による摩耗状態を示すベーンを中心とした要部の断面図
（ｂ）は同ベーンの斜視図
【符号の説明】
１  圧縮機
２  シリンダ
２ａ  シリンダ
２ｂ  シリンダ
２ｃ  シリンダ
７  吸入口
１０  吸入孔
１１  吐出孔
１２  ロータ
１５  ベーン溝
１６  ベーン
１９  吐出口
２２  吸入溝
２３  吐出溝
２５  吸入溝
２６  吸入溝
２７  吸入溝
【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】
2005002824.tif 000011
【図１０】
2005002824.tif 000012
【図１１】
2005002824.tif 000013
【図１２】
2005002824.tif 000014
【図１３】
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【図１４】
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