(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
端板間にディスプレーサとシリンダとが設けられ、回転軸の回転中心に前記ディスプレーサ中心を合わせたとき前記シリンダ内壁面及び前記ディスプレーサ外壁面により１つの空間を形成し、前記ディスプレーサ及び前記シリンダとの位置関係を旋回位置においたときは前記シリンダ内壁面及び前記ディスプレーサ外壁面による複数の空間を形成し、一方の端板には複数の吸入ポートを備え、他方の端板には複数の吐出ポートを備え、前記ディスプレーサはベーン部を備え、前記回転軸に給油された潤滑油を前記ベーン部に沿って導く前記ディスプレーサの前記端板に対向する面に設けられた溝と、前記吸入ポートが設けられた端板と前記シリンダを挟んで対向する端板に設けられ、その端板の前記吸入ポートに対向する位置に設けられた孔部と、を備えた容積型流体機械。
【請求項２】
端板間にディスプレーサとシリンダとが設けられ、回転軸の回転中心に前記ディスプレーサ中心を合わせたとき前記シリンダ内壁面及び前記ディスプレーサ外壁面により１つの空間を形成し、前記ディスプレーサ及び前記シリンダとの位置関係を旋回位置においたときは前記シリンダ内壁面及び前記ディスプレーサ外壁面による複数の空間を形成し、一方の端板には複数の吸入ポートを備え、他方の端板には複数の吐出ポートを備え、前記ディスプレーサはベーン部を備え、前記回転軸に給油された潤滑油を前記ベーン部に沿って導く前記ディスプレーサの前記端板に対向する面に設けられた溝と、前記吐出ポートが設けられた端板と前記シリンダを挟んで対向する端板に設けられ、その端板の前記吐出ポートに対向する位置に設けられた孔部と、を備えた容積型流体機械。
【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】
古くから容積形の流体機械として、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軸回転角で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軸回転角で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軸回転角で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９００°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。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軸回転角で３６０°以上と長いため圧縮過程の時間が長く内部漏れが増加するという問題があった。
【０００６】
ところで、作動流体を移動させるデイスプレ−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、このピストンの中心シリンダの中心を一致させたとき、ピストン外周とシリンダ内周との間に旋回半径分の隙間が形成されるような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。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
上記特開昭５５−２３３５３号公報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、回転軸系を完全に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容積型流体機械として本質的に有利な特長を備えている。
【０００８】
しかしながら、運転時のピストンの挙動が不安定になり、振動・騒音の増大、作動流体の漏れが増大し性能が低下するといった問題がある。
【０００９】
また、吸込行程ならびに吐出行程時の通路面積は、圧縮作動室内部の吸込口ならびに吐出口と旋回ピストンで囲まれる部位になるが、ピストンの軸回転角によりその面積が可変するため、必要十分な吸込通路ならびに吐出通路が確保されにくく性能が低下するといった問題もあった。
【００１０】
本発明の目的は、旋回ピストンの安定挙動を確保し性能および信頼性向上が図れる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】
上記目的は、端板間にディスプレーサとシリンダとが設けられ、回転軸の回転中心に前記ディスプレーサ中心を合わせたとき前記シリンダ内壁面及び前記ディスプレーサ外壁面により１つの空間を形成し、前記ディスプレーサ及び前記シリンダとの位置関係を旋回位置においたときは前記シリンダ内壁面及び前記ディスプレーサ外壁面による複数の空間を形成し、一方の端板には複数の吸入ポートを備え、他方の端板には複数の吐出ポートを備え、前記ディスプレーサはベーン部を備え、前記回転軸に給油された潤滑油を前記ベーン部に沿って導く前記ディスプレーサの前記端板に対向する面に設けられた溝と、前記吸入ポートが設けられた端板と前記シリンダを挟んで対向する端板に設けられ、その端板の前記吸入ポートに対向する位置に設けられた孔部とを備えることにより達成される。
【００１２】
また、上記目的は、端板間にディスプレーサとシリンダとが設けられ、回転軸の回転中心に前記ディスプレーサ中心を合わせたとき前記シリンダ内壁面及び前記ディスプレーサ外壁面により１つの空間を形成し、前記ディスプレーサ及び前記シリンダとの位置関係を旋回位置においたときは前記シリンダ内壁面及び前記ディスプレーサ外壁面による複数の空間を形成し、一方の端板には複数の吸入ポートを備え、他方の端板には複数の吐出ポートを備え、前記ディスプレーサはベーン部を備え、前記回転軸に給油された潤滑油を前記ベーン部に沿って導く前記ディスプレーサの前記端板に対向する面に設けられた溝と、前記吐出ポートが設けられた端板と前記シリンダを挟んで対向する端板に設けられ、その端板の前記吐出ポートに対向する位置に設けられた孔部とを備えることにより達成される。
【００１３】
【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、本発明に係る旋回形流体機械の構造を図１から図３を用いて説明する。図１は本発明に係る圧縮要素の平面図、図２は図１の圧縮要素の圧縮動作を示す平面図、図３は図１の圧縮要素を備えた密閉型圧縮機の縦断面図、図４は図２の圧縮要素部拡大断面図、図５は圧縮要素部の斜視図である。
【００１４】
図１の圧縮要素１は、同一輪郭形状が３組組み合わされた３条ラップを示している。シリンダ２の内周形状は、左巻き状の中空部２ａ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。この個々の左巻き状をした中空部２ａの端部には、内方に向かって突出する複数（この場合は３つ）のベ−ン２ｂを有する。旋回ピストン３は、このシリンダ２の内側に配設されシリンダ２の内周壁２ｃ（ベーン２ｂよりも曲率が大きい部分）及びベ−ン２ｂと噛み合うように構成されている。なお、シリンダ２の中心ｏ’と旋回ピストン３の中心ｏを一致させると、両者の間には一定幅（旋回半径）の隙間が形成される。
【００１５】
また、記号ａ，ｂ，ｃ，ｄ，ｅ，ｆはシリンダ２の内周壁２ｃ及びベ−ン２ｂと旋回ピストン３の噛み合いの接点を表す。ここで、シリンダ２の内周壁２ｃ輪郭形状は、同じ曲線の組合せが３箇所連続して滑らかに接続されているが、このうちの１箇所に着目すると、内周壁２ｃ、ベ−ン２ｂを形作る曲線を、厚みのある一つの渦曲線（ベーン２ｂの先端を渦の巻始めと考える）とみることができ、その外壁曲線（ｇ−ｈ）は巻き角がほぼ３６０°（設計上は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）の渦曲線で、うち内壁曲線（ｈ−ｉ）は巻き角がほぼ３６０°の渦曲線である。そして、上記１箇所の内周壁２ｃ輪郭形状は、外壁曲線、内壁曲線から形成されている。これら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曲線（例えば、ｉ−ｊ）で結ぶことによって、シリンダの内周輪郭形状が構成されている。旋回ピストン３の外周壁３ａ輪郭形状も上記シリンダ２と同じ原理で構成されている。
【００１６】
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、不当ピッチでもよい。
【００１７】
さて、このように構成されたシリンダ２と旋回ピストン３による圧縮動作を図２を用いて説明する。４ａは吸入ポートであり、５ａは吐出ポートであり、夫々３箇所に設けられている。駆動軸６を回転させることにより、旋回ピストン３が固定側であるシリンダ２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３の中心ｏ周りに複数の作動室７（シリンダ２内周輪郭（内壁）と旋回ピストン３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。圧縮終了時点ではこの空間は無くなるが、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５ａ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個の作動室が形成される。すなわち、ベーンの数と同じ数の作動室が形成されることとなる。例えば、ベーンの数（条数）が４である場合、上記と同様の考え方で形状を決めるとやはり作動室は４個形成される。すなわち、各条に一つの作動室が形成されることで、圧縮による圧力が全て中心部に向かうため、片当たりなどが少なくなると云う利点を有する。この条数と作動室数との関係についての詳細は後述する。
【００１８】
図２において、接点ｃと接点ｄで囲まれハッチングが施された１つの作動室７（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７はつながって１つになる）に着目して説明する。図２（１）が吸入ポ−ト４ａからこの作動室７への作動流体の吸入が終了した状態である。この状態から９０°駆動軸６が時計方向に回転した状態が図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７はその容積を縮少し、吐出ポ−ト５ａは吐出弁８（図３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。そして、作動室７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８が自動的に開き、圧縮された作動流体は吐出ポ−ト５ａを通って吐き出される。吸入終了（圧縮開始）から、吐出終了までの軸回転角は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。
【００１９】
以上説明したように、連続的な圧縮動作となる作動室７が旋回ピストン３の中心部に位置する駆動軸６の周りにほぼ等ピッチで分散して配設され、各作動室７は各々位相がずれて圧縮が行われる。すなわち、一つの空間に着目すると吸入から吐出までは軸回転角で３６０°ではあるが、本実施形態の場合３個の作動室７が形成され、これらが１２０°ずれた位相で吐出をするので、圧縮機として軸回転角で３６０°間に３回作動流体を吐出することになる。このように作動流体の吐出脈動を小さくし得る点がレシプロ式、ロータリ式及びスクロール式にない点である。さて、圧縮動作を終了した瞬間の空間（接点ｃとｄによって囲まれた空間）を一つの空間として見做すと、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。
【００２０】
次に、このような形状をした旋回型の圧縮要素１を組み込んだ圧縮機を図３から図５を用いて説明する。図３において、旋回型の圧縮要素１は、上記詳述したシリンダ２及び旋回ピストン３に加えて、旋回ピストン３の中心部の軸受部３ｂに偏心部６ａが嵌合して旋回ピストン３を駆動する駆動軸６、前記シリンダ２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４と副軸受５、前記主軸受４に形成された吸入ポ−ト４ａ、前記副軸受５に形成された吐出ポ−ト５ａ、この吐出ポ−ト５ａを開閉するリ−ド弁形式（差圧で開閉する）の吐出弁８を有する。前記旋回ピストン３は、駆動軸６の偏心部６ａにより旋回半径εだけずれてシリンダ２の内周壁２ｃへと噛み合わされている。また、９は主軸受４端面に取り付けられた吸込室１０を形成するための吸込カバ−、１１は副軸受５端面に取り付けられた吐出室１２を形成するための吐出カバ−である。
【００２１】
電動要素１３は、固定子１３ａと回転子１３ｂからなり、回転子１３ａは駆動軸６の一端に焼き嵌め等で固定されている。この電動要素１３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、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。
【００２２】
１４は密閉容器１５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。１６は吸入パイプ、１７は吐出パイプ、７はシリンダ２の内周壁２ｃ及びベ−ン２ｂと旋回ピストン３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１２はＯリング（図示せず）等のシ−ル部材により密閉容器１５内の圧力と区画されている。
【００２３】
また、密閉容器１５の底部に貯留されている潤滑油１４には、高圧の吐出圧力が作用するため、遠心ポンプ作用により潤滑油１４に浸接している駆動軸６の下端部側から駆動軸６内部に形成された給油孔（図示せず）へと導かれ、駆動軸６に形成した給油孔６ｂや給油溝６ｃを介して、主軸受４や副軸受５ならびに作動室７等の各摺動部へと供給され、摺動部の潤滑ならびに作動室７間のシール性を向上させる役目をする。
【００２４】
電動要素１３の回転子１３ｂの前後端部ならびに駆動軸６の下端部には、バランサ１８がそれぞれ設けてあり、回転時の不釣り合い量を完全に相殺している。さらに、吐出カバー１１の下端部には、駆動軸６の下端部に取り付けたバランサ１８の回転による潤滑油の攪拌抵抗を低減するためのオイルカバー１９が備えてある。以上の構成により、縦置き型の密閉型圧縮機を構成している。
【００２５】
作動流体（冷媒）の流れを図４により説明する。図中に矢印で示すように、吸入パイプ１６を通って密閉容器１５に入った作動流体は、主軸受４の端面に取り付けられた吸込カバ−９内の吸込室１０に入り吸入ポ−ト４ａを通って圧縮要素１に入り、ここで駆動軸６の回転によって旋回ピストン３が旋回運動を行い作動室７の容積が縮少することにより圧縮される。圧縮された作動流体は、副軸受５形成された吐出ポ−ト５ａを通り吐出弁８を押し上げて吐出室１２内に入り、副軸受５、シリンダ２、主軸受４ならびに吸込カバー９それぞれに形成され前記吐出室１２と連通する吐出口５ｂ、２ｄ、４ｂ、９ａから電動要素２側の空間へと導かれ前記電動要素２を冷却した後、吐出パイプ（図示せず）から圧縮機外部へと放出される。
【００２６】
図５は、図４の旋回型圧縮要素部の斜視図である。主軸受４には、その中央部に駆動軸を軸支する主軸受部４ｃと、前記主軸受部４ｃの中心に対して円周上に等ピッチで配置された吸込ポート４ａが３箇所形成されている。更に、副軸受５に形成されている吐出ポート５ａと対向する位置には、前記吐出ポート５ａとほぼ同径で座ぐり穴状の均圧孔４ｄが主軸受部４ｃの中心に対して円周上に等ピッチで３箇所形成されている。４ｅはシリンダ２および副軸受５を固定するためのネジ穴であり、４ｆはシリンダ２のベーン２ｂ部を固定するためのネジ穴である。また、主軸受４の外周部には油戻しのための切り欠き部４ｇが形成されている。４ｂは、副軸受５に形成される吐出室１２と連通する吐出口である。
【００２７】
シリンダ２は、主軸受４に取り付けられるが、主軸受４に取り付けるための穴部２ｅとベーン２ｂ部の径方向の変形を防止するために主軸受４に固定するための穴部２ｆがそれぞれ形成されている。副軸受５に形成した吐出ポート５ａと当接するシリンダ２ｇの端面には、傾斜流路２ｈが備えてある。さらに、外周部には油戻しのための切り欠き部２ｉが形成されており、２ｄは、副軸受５に形成される吐出室１２と連通する吐出口である。
【００２８】
旋回ピストン３は、シリンダ２に挿入される。旋回ピストン３の中心部には駆動軸６の偏心部６ａが挿入される軸受部３ｂ、圧力連通孔３ｃが形成されている。また、旋回ピストン３の上下端面には前記軸受部３ｂから３箇所のベーン３ｄに添って油溝３ｅがそれぞれ形成されている。
【００２９】
副軸受５には、その中央部に駆動軸６を軸支する副軸受部５ｃと、前記副軸受部５ｃの中心に対して円周上に等ピッチで配置された吐出ポート５ａが３箇所形成されている。主軸受４に形成されている吸込ポート４ａと対向する位置には、前記吸込ポート４ａとほぼ同径で座ぐり穴状の均圧孔５ｄが副軸受部５ｃの中心に対して円周上に等ピッチで形成されている。５ｅは吐出弁８を固定するためのネジ穴、５ｆは、シリンダ２のベーン２ｂ部を主軸受４へと取り付けるための穴部、５ｇは副軸受５とシリンダ２を主軸受４へと固定するための穴部である。外周部には油戻しのための切り欠き部５ｈが形成されている。５ｂは、副軸受５に形成される吐出室と１２連通する吐出口である。
【００３０】
上記の構成により、主軸受４ならびに副軸受５に形成した均圧孔４ｄ、５ｄの配置により、吸込行程時ならびに吐出行程時における主軸受４の端面と副軸受５の端面とシリンダ２とで挟まれる空間に配置された旋回ピストン３の上下端面へ作用する圧力が均一となり、圧縮機運転時の旋回ピストン３の安定挙動が得られる作用につき説明する。
【００３１】
シリンダ２の内壁、旋回ピストン３の外壁と共に、シリンダ２及び旋回ピストン３を両側から挟み込む部材（本実施例では、軸受と端板を兼用した主軸受４及び副軸受５）によって吸入・圧縮（吐出）空間が形成されている。旋回ピストン３は、シリンダ２の内壁及びこれら挟み込む部材によって形成された空間内を旋回運動するのである。摺動について考えると、旋回ピストン３の両端部と主軸受４の端板として機能する部分（図５において主軸受４の旋回ピストン３に対向する面）及び副軸受５の端板として機能する部分（図５において副軸受５の旋回ピストン３に対向する面）との摺動が大きく占める。
【００３２】
ここの摺動が大きいと金属同士がこすれあって摩耗のため磨滅が激しくなり、この磨滅部分において隣接する吸入空間と圧縮（吐出）空間同士がつながり内部漏れが大きくなると云う問題や、金属同士が摺動することによる機械損失が増大して全断熱効率が低下する問題がある。
【００３３】
この問題は、旋回ピストン３の端板と対向する面に給油する給油手段を備えることにより解決される。すなわち、本実施例では、軸から給油される潤滑油を旋回ピストン３の両端面に供給する油溝３ｅを備えることにより、旋回ピストン３が両端板と非接触で旋回運動することが可能となり、隣接空間間のシール性を向上させている。
【００３４】
ところが、この油溝３ｅを備えただけでは、旋回ピストン３とそれを挟み込む主軸受４ならびに副軸受５の端面とが接触することが実験の結果判明した。このことを図４を用いて説明する。吐出ポート５ａでは、作動室内の作動流体が外部圧力に抗して流出するため、外部から吐出ポート５ａを介して旋回ピストン３を吐出ポート３の反対面に押しつけようとする力が作用する。このため、旋回ピストン３は、この場合、主軸受４の端面に押し付けられて片当たりしてしまう。
【００３５】
また、吸入ポート４ａでは、外部から流れ込んでくる作動流体の流れにより旋回ピストン３を、この場合副軸受５の端面に押し付けようとする力が作用する。このため、旋回ピストン３は副軸受に押し付けられて片当たりしてしまう。
【００３６】
この問題を解決するため本実施の形態では、主軸受４の副軸受５に形成されている吐出ポート５ａと対向する位置に、吐出ポート５ａとほぼ同径で座ぐり穴状の均圧孔４ｄを設けた。これにより、吐出ポート５ａを介して旋回ピストン３を押し付けようとする力は、作動流体を媒体として均圧孔４ｄに入り込み均圧孔４ｄ側からも旋回ピストン３を押し付ける力となって働く。このため両力は相殺されて旋回ピストン３はいずれの端板にも接触せずに旋回運動することができる。このことは、吸入ポート４ａと対向する位置に設けられた均圧孔５ｄについても同様である。なお、押し付け力とこれを相殺する力とを均衡させるため、均圧孔４ｄ，５ｄの径は、それぞれ吐出ポート５ａ、吸入ポート４ａと同径とし、深さを均圧孔４ｄ（吐出ポート５ａに対向）よりも均圧孔５ｄ（吸入ポート４ａに対向）を深くした。
【００３７】
この結果、旋回ピストン３はそれを挟み込む主軸受４ならびに副軸受５の端面に対して、油膜を介在させながらそれぞれ同じ軸方向隙間を保つことができるため、片当たり等による摩擦、摩耗を発生させず端板との間に潤滑油を介在させて旋回ピストンを旋回させることができるので油供給手段単独よりもより信頼性の高い容積型圧縮機を提供することができる。また、旋回ピストン３とシリンダ２の摺動部における径方向隙間も一定に保つことができるので、高性能な容積型圧縮機の提供が可能となる。実験の結果によると、両均圧孔がない場合に比べ全断熱効率が６％向上した。
【００３８】
また、前記均圧孔４ｄ、５ｄの配置により吸込ならびに吐出通路が確保され、吸込行程時ならびに吐出行程時の流体損失を低減でき、容積型圧縮機の高効率化が可能となる。以上説明した油供給溝及び均圧孔の作用効果は、下記する実施例においても同様である。本実施例では、吐出ポート５ａ及び吸入ポート４ａの夫々に均圧孔を設けるようにしたが、いずれか一方を設けてもその効果はある。
【００３９】
さらに、シリンダ２の吐出ポート５ａ近傍のベーン２ｂ部には傾斜流路２ｈを配置しているので、吐出行程時における圧力損失ならびに流体損失を大幅に低減でき、容積型圧縮機の性能向上を図ることができる。また、本実施例の圧縮要素１の吐出行程区間は、従来のローリングピストン型より長いため、吐出行程時の作動流体の流速が遅くでき、更なる圧力損失ならびに流体損失（過圧縮損失）の低減が可能となり、高性能な容積型圧縮機を提供することが可能となる。
【００４０】
なお、本実施例においては、主軸受４ならびに副軸受５にそれぞれ均圧孔４ｄ、５ｄを備えた場合について説明したが、同一部材例えば主軸受側に吸込ポートならびに吐出ポートが形成されている場合には、副軸受のそれぞれのポートに対向する位置に均圧孔を配置しても、上記と同等の効果が得られる。また、均圧孔は寸法上の規定により、旋回ピストン３ならびにシリンダ２に配置しても差し支えない。
【００４１】
ここで前述の巻角θと吸入終了から吐出終了までの軸回転角θｃとの関係について詳細に説明する。巻角θを変えることにより軸回転角θｃを変えることが可能である。例えば、巻角を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軸回転角を小さくする場合、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。また、吸入終了から吐出終了までの軸回転角を巻角３６０°よりも大きくすることによって軸回転角を大きくする場合、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の２つの作動室が形成され、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体時に不可逆的な混合ロスが生じ、圧縮動力の増加になると共に旋回ピストンの剛性が低下する。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成り立たなくなる。このため、巻角θ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。
【００４２】
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軸回転角θｃは、θｃ＝１８０゜であり、特開平５−２０２８６９号公報（文献２）及び特開平６−２８０７５８号公報（文献３）に記載の流体機械における圧縮行程の軸回転角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においては軸回転角θｃで１８０゜、文献２及び文献３においては１５０゜である。
【００４３】
圧縮行程の軸回転角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１６（ａ）に示す。但し、条数Ｎ＝４である。軸回転角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。
【００４４】
同様に条数Ｎ＝３であり圧縮行程の軸回転角θｃが２１０゜の場合を図１７（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。
【００４５】
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。
【００４６】
この問題を解決するため、本実施の形態では、圧縮行程の軸回転角θｃが、
（（（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。換言すると、前述の巻角θが数式１の範囲になっている。図１６（ｂ）を参照すると、圧縮行程の軸回転角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１７（ｂ）では、圧縮行程の軸回転角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。
【００４７】
このように圧縮行程の軸回転角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。
【００４８】
一方、圧縮行程の軸回転角θｃの上限は数式１によると３６０゜となっている。この圧縮行程の軸回転角θｃの上限は３６０゜が理想である。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体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１８を用いて説明する。
【００４９】
図１８に示された容積形流体機械の圧縮行程の軸回転角θｃは３７５゜となっている。図１８（ａ）は、図中網掛けが施された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。この状態から軸回転角θｃで１５゜回転が進んだ状態を図１８（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１８（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。次の瞬間作動室１５ａと１５ｂが合体（連通）する際に、図１８（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、圧縮行程の軸回転角θｃの上限は３６０゜が理想的であると結論される。
【００５０】
また、本実施例の圧縮要素１は、吸込終了（圧縮開始）から吐出終了までの軸回転角は３６０°であり、圧縮、吐出の各行程が実施されている間に次の吸込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。つまり、圧縮動作を行う作動室７が、旋回ピストン３の中心ｏに対して等ピッチで分散されて配置されているため、各作動室７は各々位相がずれて吸込、圧縮行程を連続的に行うため、駆動軸６の１回転当たりのトルク脈動が小さくなり、容積型圧縮機の低振動、低騒音化が図れる。
【００５１】
以上より、本実施例の圧縮要素１は、旋回ピストン３の軸受部３ｂに挿入された駆動軸６の偏心６ａ部周りに等ピッチで、吸込終了から吐出終了までの軸回転角が３６０°となる作動室７を分配して配置しているため、自転モーメントの作用点を旋回ピストン３の中心に近付けることができるため、旋回ピストン３に作用する自転モーメントを形状的に極小になるよう構成しているという特長がある。また、本実施例の圧縮要素１は、副軸受５に形成した吐出ポート５ａ近傍の旋回ピストン３ならびにシリンダ２の噛み合い円弧部の形状を十分大きな曲率で構成しているため、吐出行程時のシール性を確保し高効率な容積型圧縮機を提供することができる。また、本実施例の圧縮要素１は、自転モーメントが作用する旋回ピストン３とシリンダ２の摺動部位を、温度が低く油粘度の高い作動流体の吸込ポート４ａ近傍に配置しているため、旋回ピストン３へ作用する自転モーメントを更に低減できるともに、摺動部の機械摩擦損失を低減でき、高効率な容積型圧縮機を提供することができる。
【００５２】
また、本実施例の圧縮要素１は、短時間で圧縮行程を終了できるため、作動流体の漏れを低減でき容積型圧縮機の性能を向上させることができる。また、本実施例の圧縮要素１は、スクロール型のような渦巻き形状ならびに端板が不要なため、生産性の向上ならびに原価低減が図れるとともに、端板が不要なためスクロール型のようなスラスト荷重も作用しないため、容積型圧縮機の性能向上が図ることができる。また、本実施例の圧縮要素１は、肉薄にできるため打ち抜き加工等その加工法の自由度は大きい。また、その形状により、軸方向の精度管理も容易となるため、生産性の向上が図れる。また、旋回ピストン３の外周壁３ａならびにシリンダ２の内周壁２ｃの少なくとも一方に、摺動特性の優れた被膜処理を行うことにより、運転初期時における両部材の摺動部における隙間管理を行うことができ、容積型圧縮機の運転初期時における性能低下を防ぐことができる。また、スクロ−ル式のオルダムリングのような旋回スクロ−ルの自転防止のために往復摺動する機構をもたないため、完全に回転軸系のバランスがとれ圧縮機の振動・騒音を低減することができる。さらに圧縮機の小型、軽量化にも寄与することができる。
【００５３】
さらに、前述した特開昭５５−２３３５３号公報においては、隣接空間がつながって形成された一つの空間（吸入空間）は、つながっている状態から作動室が形成される際に、作動室を形成しようとするピストンの旋回運動に伴ってこの吸入空間内部で流体の流れが発生し、作動室が形成されようとしている空間から作動流体が次に形成される隣接空間がつながって形成された吸入空間の方に移動してしまい、作動室の最大容積よりも閉じ込められた流体体積が少なくなり、吸入効率が低下するという問題がある。この吸入効率が低下すると圧縮機能力やポンプ能力そのものが低下してしまう。これに対して、本実施形態では、吸入容積がほぼ最大となる時点で閉じた空間（作動室７）を形成するので、この問題も起こらない。
【００５４】
また、本実施例の容積型圧縮機は、密閉容器１５内が吐出圧力雰囲気となる高圧方式を採用しているが、これにより、潤滑油１４に高圧（吐出圧力）が作用するため、前述した遠心ポンプ作用により、潤滑油１４が圧縮機内部の各摺動部に供給され易くなり、作動室７間のシール性ならびに各摺動部の潤滑性を向上できる。
【００５５】
以上のように、本実施例では旋回ピストン３の外周面形状ならびにシリンダ２の内周面形状を構成する渦巻体の個数が３個の場合で説明したが、実用できる渦巻体の数（２〜１０個）における圧縮要素１の形状に応じた均圧孔４ｄ、５ｄならびに傾斜流路２ｈの配置は可能である。なお、旋回ピストン３の外周面形状ならびにシリンダ２の内周面形状を構成する渦巻体の数が実用できる範囲で次第に多くなるにしたがい、以下のような利点がある。
【００５６】
（１）トルク変動が小さくなり、振動、騒音が低減できる。
【００５７】
（２）シリンダ２の外径を同一とした場合、同じ吸込容積を確保するためのシリンダ２の高さ寸法を低くでき、圧縮要素１の小形軽量化が図れる。
【００５８】
（３）旋回ピストン３に作用する自転モーメントが小さくなるとともに、旋回ピストン３とシリンダ２との摺動部での機械摩擦損失を低減でき信頼性が向上できる。
【００５９】
（４）吸込、吐出配管内の圧力脈動が小さくなり、更なる低振動、低騒音化を図ることができる。これにより、医療用や産業用で要求のある無脈流の流体機械（圧縮機、ポンプ等）を実現できる。
【００６０】
また、ここでは旋回ピストン３及びシリンダ２の輪郭形状の構成方法として多円弧の組合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（高次）曲線の組合せによっても同様の輪郭形状を構成することができる。
【００６１】
図６は、本発明に係る容積型圧縮機の縦断面図を示したものである。本実施例は、旋回型圧縮要素の配置が図１と異なるものであり、この差異部分を重点に説明する。図６において、前述の図３〜図５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。
【００６２】
図６において、１は本発明に係る圧縮要素でこれを駆動する電動要素１３の上端部に配置されている。圧縮要素１である旋回ピストン３は、シリンダ２のベーン２ｂと噛み合い、その中心部に駆動軸２０の偏心部２０ａと嵌合する軸受部３ｂが形成してある。駆動軸２０は、主軸受４に形成した主軸受部４ｃにより回転可能に軸支され、駆動軸２０の偏心部２０ａに挿入される旋回ピストン３を片持ち支持しており、その下端部は密閉容器２１底部に貯留された潤滑油１４に浸接している。密閉容器２１には、その外周部には吸込パイプ１６、吐出パイプ１７ならびに電流導入端子２２がそれぞれ備えてある。旋回型の圧縮要素１の作動原理等は前述した図３と同様なので説明は省略する。
【００６３】
また、作動流体の流れは図中の矢印で示すように、吸込パイプ１６を通って密閉容器２１内部に流入した作動流体は、主軸受４の端面に取り付けられた吸込カバー９と吸込ポート４ａで形成される吸込室１０を経て圧縮要素１へと流入し、電動要素１３により駆動軸２０が回転すると旋回ピストン３が旋回運動を行い、作動室７の容積が縮小することにより圧縮動作が行われる。圧縮された作動流体は、吐出カバー２３に形成された吐出ポート２３ａを介し吐出弁８を押し上げて密閉容器２１上部空間へと導かれ、吐出口２４を通り、電動要素１３側の空間へと導かれ、吐出パイプ１７から密閉容器２１外部へと放出される。
【００６４】
図７は、図６の旋回型圧縮要素部の斜視図である。主軸受４には、吐出カバー２３に形成されている吐出ポート２３ａと対向する位置には、前記吐出ポート２３ａとほぼ同径で座ぐり穴状の均圧孔４ｄが主軸受４の中心に対して円周上に等ピッチで３箇所形成されている。また、シリンダ２には、前記吐出カバー２３に形成した吐出ポート２３ａと当接するシリンダ２の端面２ｇには、傾斜流路２ｈが備えてある。また、吐出カバー２３には、主軸受４に形成されている吸込ポート４ａと対向する位置に、前記吸込ポート４ａとほぼ同径で座ぐり穴状の均圧孔２３ｂが吐出カバー２３の中心に対して円周上に等ピッチで形成されている。
【００６５】
上記の構成により、図４で説明した同等の効果が得られる。さらに、駆動軸２０を片持ち支持構造にできることにより、図４に開示した副軸受５等の部品が不要となり、容積型圧縮機の部品数低減による低コスト化、生産性の向上ならびに小形、軽量化が図れる。
【００６６】
図８は、本発明に係る低圧方式の圧縮要素部の縦断面図である。本実施例は、密閉容器内の圧力が低圧方式である点が図４と異なるものであり、この差異部分を重点に説明する。
【００６７】
１は本発明に係る圧縮要素、２５は圧縮要素１と電動要素１３を収納した密閉容器である。主軸受４の端面には吸込カバー２６が配設されており、吸込室１０を形成している。また、前記吸込室１０と電動要素１３が配置される密閉容器２５内の空間とは連通している。図４と同様に主軸受４に形成した吸込ポート４ａと対向する副軸受５の端面の位置には、前記吸込ポート４ａとほぼ同径で座ぐり穴状の均圧孔５ｄが、また、副軸受５に形成した吐出ポート５ａと対向する主軸受４の端面の位置には、前記吐出ポート５ａとほぼ同径で座ぐり穴状の均圧孔４ａがそれぞれ形成してある。更に、シリンダ２のベーン２ｂの吐出ポート５ａ近傍の円弧部には傾斜流路２ｈが備えられている。以上の構成により、作動流体は図中の矢印で示すように、吸込パイプ１６を通って密閉容器２５内に流入した作動流体は、主軸受４に取り付けた吸込カバー２６と吸込ポート４ａで形成される吸込室１０を経て圧縮要素１部へと流入し、電動要素１３により駆動軸６が回転することにより旋回ピストン３が旋回運動を行い、作動室７の容積が縮小することにより圧縮動作が行われる。圧縮された作動流体は、副軸受５に形成した吐出ポート５ａを介し吐出弁８を押し上げて吐出室１２へと流入し、吐出パイプ１７から圧縮機外部へと放出する。
【００６８】
この結果、図４と同様に均圧孔４ｄ、５ｄの作用により、旋回ピストン３の上下端における圧力が均一状態となり、運転時の旋回ピストン３の安定挙動が得られ、信頼性の高い容積型圧縮機の提供が可能となる。また、性能を左右する旋回ピストン３とシリンダ２の摺動部における径方向隙間も一定に保つことができるので、高性能な容積型圧縮機の提供が可能となる。更に、シリンダ２に配設した傾斜流路２ｈの効果により、吐出行程における圧力損失ならびに流体損失を大幅に低減でき、容積型圧縮機の性能向上を図ることができる。
【００６９】
また、吸込室１０と密閉容器２５内は連通しているため、密閉容器２５内部は吸込圧力（低圧）状態となる。密閉容器２５内の圧力を低圧方式とすることにより、以下の利点がある。
【００７０】
（１）圧縮された高温の作動流体による電動要素１３の加熱が低減され、モータ効率が向上し容積型圧縮機の性能向上が得られる。
【００７１】
（２）フロン等の潤滑油１４と相溶性のある作動流体では、圧力が低くなるため潤滑油１４中に溶解する作動流体の割合が少なくなり、軸受部等における潤滑油１４の発泡現象が抑えられ信頼性が向上する。
【００７２】
（３）密閉容器２５の耐圧を低くすることができ、圧縮機構成部品の薄肉化、軽量化が図れる。
【００７３】
なお、本実施例の低圧方式の圧縮要素１は、旋回ピストン３の外周面形状ならびにシリンダ２の内周面形状を構成する実用できる渦巻体の数（２〜１０個）における圧縮要素１ならびに片持ち支持型の容積型圧縮機にも適用可能である。また、本実施例の低圧方式への均圧孔４ｄ、５ｄならびに傾斜流路２ｈの配置も適用可能である。
【００７４】
以上、本発明の旋回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方式、高圧方式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。
【００７５】
図９は、本発明に係る自転防止機構を備えた容積型圧縮機の縦断面図である。同図において、２７は本発明に係る圧縮要素、１３はこれを駆動する電動要素、２８は圧縮要素２７と電動要素１３を収納した密閉容器で、吸込パイプ１６、吐出パイプ１７ならびに電流導入端子２２が備えてある。圧縮要素２７は、内周壁２９ａから内側に向かって突出する円弧状のベーン２９ｂを有し、駆動軸３０を軸支する主軸受部２９ｃを兼ね備えたシリンダ２９と、前記シリンダ２９のベーン２９ｂと噛み合いその中心部に駆動軸３０の旋回半径εだけ偏心した偏心部３０ａと嵌合する軸受穴部３１ａを備えた旋回ピストン３１と、この噛み合ったシリンダ２９と旋回ピストン３１の端面と当接し、駆動軸３０を軸支する副軸受部３２ａを備えた副軸受部材３２と、前記シリンダ２９に形成した吸込ポート２９ｄと、前記副軸受部材３２に形成された吐出ポート３２ｂと、前記吐出ポート３２ｂを開閉するリード弁形式の吐出弁８から構成されている。また、旋回ピストン３１と副軸受部材３２にはピン方式の自転防止部材３３が配置されている。なお、３４はシリンダ２９のベーン２９ｂと旋回ピストン３１とで形成される作動室３４である。
【００７６】
また、９はシリンダ２９の端面に取り付けられた吸込カバー、３５は副軸受部材３２の端面に取り付けられた吐出カバーであり、それぞれ密閉容器２８内部の電動要素１３側ならびに潤滑油１４側の空間とは遮断されており、それぞれ吸込室１０、吐出室１２を形成している。１４は、密閉容器２８の底部に貯溜された潤滑油で、この中に駆動軸３０の下端部が浸接している。３６は副軸受部材３２の吐出室１２と電動要素１３側の空間とを連通する連通路である。また、電動要素１３は、固定子１３ａと回転子１３ｂからなり、回転子１３ｂは駆動軸３０の一端に焼き嵌め等で固定されている。さらに、前記回転子１３ｂの前後端部ならびに駆動軸３０の下端部にはバランサ３７がそれぞれ設けてあり、これらの作用により、回転時の不釣り合い量を完全に相殺している。また、吐出カバー３５の下端部には、駆動軸３０の下端部に取り付けてあるバランサ３７の回転による潤滑油の攪拌抵抗を低減するためのオイルカバー３８が備えてある。
【００７７】
図１０は、図９の圧縮要素部２７の斜視図である。旋回ピストン３１の外周面形状をみると、多円弧曲線で構成される渦巻体の組み合わせが３箇所連続して滑らかに形成されている。このうちの１箇所に着目すると、外周壁３１ｂとベーン３１ｃを形作る曲線を厚みのある一つの渦曲線とみることができ、その外壁曲線が実質的な巻き角が３６０°の渦曲線で、内壁曲線の方は実質的な巻き角が１８０°の渦曲線であり、この外壁曲線と内壁曲線を結ぶ接線曲線から形成されている。シリンダ２９の内周壁２９ａ形状も上記旋回ピストン３１と同じ原理で構成されている。
【００７８】
ピン方式の自転防止機構３３は、軸受部材３３ａ、偏心部材３３ｂ、軸受部材３３ｃ、ピン部材３３ｄから構成されている。軸受部材３３ａは、旋回ピストン３１の中心から円周上に等ピッチの位置度を有して形成された穴部３１ｄの内部に嵌入され固定される。また、偏心部材３３ｂには、偏心した穴部３３ｅが形成されており、偏心部材３３ｂの中心と穴部の中心との距離は、駆動軸３０の偏心部３０ａでの偏心距離ε（＝旋回半径）と同等に構成されており、偏心部材３３ｂは軸受部材３３ａの穴部に摺動可能な状態で挿入される。また、偏心部材３３ｂの穴部３３ｅには軸受部材３３ｃが嵌入固定され、その中央に形成された穴部には、副軸受部材３２に固定されたピン部材３３ｄが摺動可能な状態で挿入される。ピン部材３３ｄは、副軸受部材３２の中心に対して等ピッチで形成された穴部３２ｃへと固定されており、ピン部材３３ｄと偏心部材３３ｂの偏心した穴部へと挿入される軸受部材３３ｃの中央の穴部とは、それぞれの軸心が同軸になっている。以上の構成により、ピン方式の自転防止機構３３を構成している。
【００７９】
副軸受部材３２には、その中央部に駆動軸３０を軸支する副軸受部３２ａと、前記副軸受部３２ａの中心に対して円周上に等ピッチで配置された吐出ポート３２ｂが形成されている。また、シリンダ２９に形成されている吸込ポート２９ｄと対向する位置には、前記吸込ポート２９ｄとほぼ同径で座ぐり穴状の均圧孔３２ｄが副軸受部材３２の中心に対して円周上に等ピッチで形成されている。また、３２ｅは副軸受部材３２をシリンダ２９を固定するための穴部であり、３２ｆは吐出弁８を固定するためのネジ穴である。また、外周部には油戻しのための切り欠き部３２ｇが形成されている。また、３６は連通路である。
【００８０】
また、シリンダ２９には、副軸受部材３２に形成されている吐出ポート３２ｂと対向する位置には、前記吐出ポート３２ｂとほぼ同径で座ぐり穴状の均圧孔２９ｅが主軸受２９ｃの中心に対して円周上に等ピッチで３箇所形成されている。また、シリンダ２９には、副軸受部材３２に形成した吐出ポート３２ｂと当接するシリンダ２９の端面２９ｆには、傾斜流路２９ｇが備えてある。
【００８１】
次に、作動流体の流れを説明する。図９の矢印で示すように、吸込パイプ１６を通って密閉容器２８内部に流入した作動流体は、シリンダ２９に形成した吸込ポート２９ｄと吸込カバー９で形成される吸込室１０を経て圧縮要素２７へと流入し、電動要素１３により駆動軸３０が回転することにより、旋回ピストン３１が旋回運動を行い、作動室３４の容積が縮小し圧縮動作が行われる。圧縮された作動流体は、副軸受部材３２に形成した吐出ポート３２ｂを介し吐出弁８を押し上げて吐出室１２へと導かれ、連通路３６から電動要素１３を通って吐出パイプ１７から圧縮機外部へと放出する。この際、密閉容器２８の底部に貯留されている潤滑油１４には、高圧の吐出圧力が作用するため、遠心ポンプ作用により潤滑油１４は駆動軸３０内部に形成された給油孔（図示せず）へと導かれ、駆動軸３０内部の前記給油孔と連通する給油孔３０ｂや給油溝３０ｃを介してシリンダ２９の主軸受部２９ｃや副軸受部材３２、シリンダ２９の内周壁２９ａならびに旋回ピストン３１の外周壁３１ｂ等の摺動部へと供給される。さらに、前記各摺動部を介して作動室３４へと導かれた潤滑油１４は、作動流体に解けこみ吐出室１２から連通路３６を通り電動要素１３を冷却することにより、作動流体と分離され密閉容器２８の底部へと戻される給油経路を構成する。また、自転防止機構３３であるピン部材３３ｄの内部には給油孔が備えてあり、ピン部材３３ｄの後端部側の吐出カバー３５に設けた給油穴を介して、密閉容器２８の底部の潤滑油１４と連通しており、遠心ポンプ作用により、ピン方式の自転防止機構３３を構成する各部材の潤滑を行う。
【００８２】
次に、圧縮要素２７とピン方式の自転防止機構３３の動作を図１１により説明する。旋回ピストン３１の軸受穴部３１ａには駆動軸３０の偏心部３０ａが挿入されており、旋回半径εだけずれて旋回ピストン３１とシリンダ２９は噛み合わされる。ここで、記号ａ、ｂ、ｃ、ｄ、ｅ、ｆは、旋回ピストン３１の外周面形状とシリンダ２９の内周面形状との噛み合いの接点を示している。旋回ピストン３１には、穴部３１ｄが中心ｏに対して等ピッチの位置度を有して円周上に等ピッチで３箇所形成されている。また、前記穴部３１ｄには、ピン方式の自転防止機構３３がそれぞれ配設されている。また、記号ｏ１は、旋回ピストン３１の穴部３１ｄ、軸受部材３３ａならびに偏心部材３３ｂそれぞれの中心、記号ｏ１’は、偏心部材３３ｂの穴部、軸受部材３３ｃならびにピン部材３３ｄそれぞれの中心であり、ｏ１とｏ１’の距離は、旋回ピストン３１の中心ｏとシリンダ２９の中心ｏ’との距離である旋回半径εと同等になるように構成されている。
【００８３】
次に圧縮作用であるが、駆動軸３０が回転すると偏心部３０ａに挿入された旋回ピストン３１は固定されているシリンダ２９の中心の周りを、旋回半径εで旋回運動し、これにより、旋回ピストンの中心周りに複数の作動室３４が形成される。
【００８４】
接点ａと接点ｂで囲まれた空間の作動室３４（吸込終了時点では吐出ポート３２ｂを挟んで２つの作動室３４に別れているが、圧縮行程が開始されるとすぐに２つの作動室３４はつながって１つになる）に着目すると、図１１（１）が吸込ポート２９ｄからこの作動室３４への作動流体の吸込が終了した状態であり、この状態から時計方向に９０度、駆動軸３０が回転した状態が図１１（２）、図１１（２）から時計方向に９０度、駆動軸３０が回転した状態が図１１（３）、図１１（３）から時計方向に９０度、駆動軸３０が回転した状態が図１１（４）、さらに駆動軸３０が時計方向に９０度回転すると、最初の図１１（１）の状態に戻る。これにより、駆動軸３０の回転が進むに従い作動室はその容積を縮小し、吐出ポート３２ｂは吐出弁８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。
【００８５】
そして、作動室内部の圧力が外部（密閉容器内圧力）の吐出圧力よりも高くなると圧力差で吐出弁８が自動的に開き、圧縮された作動流体は吐出ポート３２ｂを通って吐き出される。吸込終了（圧縮開始）から吐出終了までの軸回転角は３６０°であり、圧縮、吐出の各行程が実施されている間に次の吸込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。つまり、圧縮動作を行う作動室３４が、旋回ピストン３１の中心ｏに対して等ピッチで分散して配置されており、各作動室３４は各々位相がずれて吸込、圧縮行程を連続的に行うため、駆動軸３０の１回転当たりのトルク脈動が小さくなり、容積型圧縮機の低振動、低騒音化が図れる。
【００８６】
また、旋回ピストン３１に配置されたピン方式の自転防止部材３３である偏心部材３３ｂの穴部には、副軸受部材３２の中心ｏ’周りに等ピッチの位置度を有し、旋回半径εと同方向に固定支持されたピン部材３２ｄが、摺動可能な状態で挿入されている。以上の構成により、ピン部材３２ｄを中心として旋回ピストン３１の３箇所の穴部３１ｄに挿入された偏心部材３３ｂは、軸受部材３３ａの穴部内部で滑りながら旋回ピストン３１の中心ｏとシリンダ２９の中心ｏ’との距離（＝旋回半径ε）で、図１１の（１）→（２）→（３）→（４）→（１）のように、旋回ピストン３１と同様の旋回運動を行うことになる。
【００８７】
この結果、ピン方式の自転防止機構３３の作用により、旋回ピストン３１に対して確実な旋回運動を与えることができるとともに、旋回ピストン３１とシリンダ２９との接点での隙間を一定に保てるので、摩擦、摩耗が低減でき高信頼性な容積型圧縮機を提供することができる。また、ピン方式の自転防止機構３３を旋回ピストン３１ならびにシリンダ２９で形成される作動室３４の内側に配置できるため、圧縮要素２７の小径化が図れる。
【００８８】
更に、シリンダ２９の旋回ピストン３１と当接する底面部には、副軸受部材３２に形成した吐出ポート３２ｂと対向する位置に均圧孔２９ｅが、また、副軸受部材３２の旋回ピストン３１と当接する端面にも、シリンダ２９に形成した吸込ポート２９ｄと対向する位置に均圧孔３２ｄがそれぞれ形成しているため、吸込行程ならびに吐出行程における旋回ピストン３１の上下端における圧力が均一となり、運転時の旋回ピストン３１の安定挙動が得られる。この結果、旋回ピストン３１はそれを挟み込むシリンダ２９ならびに副軸受部材３２の端面に対して、油膜を介在させながらそれぞれ同じ隙間を保つことができるため、片当たり等による摩擦、摩耗を発生させず信頼性の高い容積型圧縮機を提供することができる。
【００８９】
また、シリンダ２９のベーン２９ｂの吐出ポート３２ｂ近傍の円弧部には傾斜流路２９ｇを配設しているので、吐出行程における圧力損失ならびに流体損失を大幅に低減でき、容積型圧縮機の性能向上を図ることができる。
【００９０】
また、本実施例の圧縮要素２７は、旋回ピストン３１に嵌合された駆動軸３０の偏心部３０ａ周りに等ピッチで、吸込終了から吐出終了までの軸回転角が３６０°となる作動室３４が分配されて配置しているため、自転モーメントの作用点を旋回ピストン３１の中心に近付けることがで、旋回ピストン３１に作用する自転モーメント自体は小さくなるという特徴がある。
【００９１】
また、本実施例でのシリンダ２９は、図３で示したシリンダ２と主軸受４を一体化した構造にしており、部品数の低減が可能であるとともに生産性が向上する。
【００９２】
また、本実施例の容積型圧縮機は、密閉容器２８内部が吐出圧力状態となる高圧方式であるが、この方式にすることにより、潤滑油１４に高圧（吐出圧力）が作用するため、前記した遠心ポンプ作用により、潤滑油１４が圧縮機内部の各摺動部に供給されやすくなるため、作動室３４のシール性ならびに各摺動部の潤滑性を向上できる。
【００９３】
以上のように、本実施例では旋回ピストン３１の外周面形状ならびにシリンダ２９の内周面形状を構成する渦巻体の個数が３個の場合で説明したが、実用できる渦巻体の数（２〜１０個）における自転防止機構３３、均圧ポート２９ｅ、３２ｄならびに傾斜流路２９ｇの配置の適用は可能である。
【００９４】
また、本実施例の圧縮要素２７では、ピン方式の自転防止機構３３を開示したが、実用できる渦巻体の数による圧縮要素の形状に応じて、クランクピン、オルダムキーならびにボールカップリング方式の各種の自転防止機構の適用が可能である。
【００９５】
図１２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−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３９、室外熱交換器４０とそのファン４１、膨張弁４２、室内熱交換器４３とそのファン４４、４方弁４５から構成されている。一点鎖線は室外ユニット４６、４７は室内ユニットである。容積型圧縮機３９は、図２に示した作動原理図に従って動作し、容積型圧縮機３９を起動することによりシリンダ２と旋回ピストン３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。
【００９６】
冷房運転の場合、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１７から４方弁４５をとおり室外熱交換器４０に流入して、ファン４１の送風作用で放熱、液化し、膨張弁４２で絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、室内熱交換器４３で室内の熱を吸熱してガス化された後、吸込パイプ１６を経て容積型圧縮機３９に吸入される。一方、暖房運転の場合は、破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１７から４方弁４５を通り室内熱交換器４３に流入して、ファン４４の送風作用で室内に放熱して、液化し、膨張弁４２で絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、室外熱交換器４０で外気から熱を吸熱してガス化された後、吸込パイプ１６を経て容積型圧縮機３９に吸入される。
【００９７】
図１３は、本発明の旋回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。同図において、４８は凝縮器、４９は凝縮器ファン、５０は膨張弁、５１は蒸発器、５２は蒸発器ファンである。
【００９８】
容積型圧縮機３９を起動することによりシリンダ２と旋回ピストン３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１７から凝縮器４８に流入して、ファン４９の送風作用で放熱、液化し、膨張弁５０で絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、蒸発器５１で吸熱ガス化された後、吸込パイプ１６を経て容積型圧縮機３９に吸入される。ここに、図１２、図１３ともに本発明の容積型圧縮機３９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３９として高圧方式を例にあげて説明したが、低圧方式でも同様に機能し、同様の効果を奏することができる。また、本発明の容積型圧縮機３９を搭載することにより、サイレンサ等が不要となり、システムの低コスト化が可能となる。
【００９９】
図１４は、本実施例を示す旋回ピストン５３の平面図である。旋回ピストン５３は、同一輪郭形状が３組組み合わされた３条ラップを示している。前記旋回ピストン５３の外周面形状は、左巻き状の外周壁５３ａ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。この個々の左巻き状をした外周壁５３ａの端部には、内方に向かって突出する複数（この場合は３つ）の略円弧形状のベ−ン５３ｂを有する。ここで、旋回ピストン５３を圧縮要素を構成するシリンダに噛み合わせた場合に、自転モーメントにより荷重を受ける旋回ピストン５３の外周壁５３ｃ、５３ｄの曲率が、理想曲線に対して曲率が大きくなるように構成されている。上記構成により、自転モーメントによる荷重が作用することによる旋回ピストン５３が中心周りに回転することを防止することができる。この結果、旋回ピストン５３と圧縮要素を構成するシリンダの噛み合い接点における径方向の隙間を最適な値に保持することができ、高効率な密閉型圧縮機の提供が可能となる。なお、上記外周壁５３ｃ、５３ｄの曲率は、旋回ピストン５３と圧縮要素を構成するシリンダの噛み合い接点における径方向の隙間から決定される。
【０１００】
また、上記旋回ピストン５３の外周壁部に摺動特性に優れた表面処理を施したり、熱処理を施すことにより、信頼性に優れた密閉型圧縮機の提供が可能となる。
【０１０１】
なお、上記構成により、旋回ピストン５３の中心と圧縮要素を構成するシリンダの中心を一致させると、両者の輪郭形状は図１で開示したような相似形とはならない。
【０１０２】
以上、本実施例における旋回ピストン５３の構造は、実用できる渦巻体の数（２〜１０個）における旋回ピストン５３の構造において適用可能である。
【０１０３】
次に本発明の実施例に係る圧縮要素部の組立方法について説明する。図１５はこの説明図である。同図において、主軸受４にシリンダ２を仮止めをする場合、シリンダ２の内周壁２ｃを構成する３箇所の渦巻体の任意の同心円２ｊ（本実施例の３条ラップでは３箇所存在する）よりも小さな３箇所の曲率部位５４ａを有する組立治具５４を同図の旋回ピストンが挿入される空間５５に挿入する。前記組立治具５４の３箇所の曲率部位５４ａには、それぞれ径方向の隙間を測定するセンサ５４ｂが構成されており、前記組立治具５４を空間５５に挿入し、前記３箇所のセンサ５４ｂの測定値が同等になる位置（３同心円の中心）にてシリンダ２を主軸受４に仮止めすることにより、精密に位置決めをすることが可能となる。この際、径方向の隙間の設定は、旋回ピストンの外周壁、シリンダ２の内周壁２ｃならびに駆動軸の偏心部の寸法公差により決定されるものである。なお、本実施例は、図３で開示したシリンダ２と駆動軸６を軸支する主軸受４が別体の場合に適用可能である。
【０１０４】
また、本実施例では旋回ピストンの外周面形状ならびにシリンダの内周面形状を構成する渦巻体の個数が３個の場合で説明したが、実用できる渦巻体の数（２〜１０個）における本組立方法の適用は可能である。
【０１０５】
【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を配設し、個々の作動室の吸入終了から吐出終了までの軸回転角をほぼ３６０°になるように構成するとともに均圧孔の配置により、吐出過程の過圧縮損失を大幅に低減し、かつ旋回ピストンの安定挙動を確保し、性能向上が図れかつ信頼性の高い容積型流体機械が得られる。また、このような旋回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】本発明に係る実施例を示す旋回型圧縮要素の平面図である。
【図２】本発明に係る実施例を示す旋回型圧縮要素の動作原理を示す平面図である。
【図３】本発明に係る実施例を示す容積型圧縮機の縦断面図である。
【図４】本発明に係る実施例を示す旋回型圧縮要素部の拡大断面図である。
【図５】本発明に係る実施例を示す旋回型圧縮要素部の斜視図である。
【図６】本発明に係る実施例を示す容積型圧縮機の縦断面図である。
【図７】本発明に係る実施例を示す旋回型圧縮要素部の斜視図である。
【図８】本発明に係る実施例を示す容積型圧縮機の旋回型圧縮要素部の拡大断面図である。
【図９】本発明に係る実施例を示す容積型圧縮機の縦断面図である。
【図１０】本発明に係る実施例を示す旋回型圧縮要素部の斜視図である。
【図１１】本発明に係る実施例を示す旋回型圧縮要素の動作原理を示す平面図である。
【図１２】本発明に係る実施例を示す容積型圧縮機を適用した空調システムを示す図である。
【図１３】本発明に係る実施例を示す容積型圧縮機を適用した冷凍システムを示す図である。
【図１４】本発明に係る旋回ピストンの平面図である。
【図１５】本発明に係る旋回型圧縮要素の組立方法を説明する図である。
【図１６】４条ラップにおける軸回転角と作動室との関係を示す図。
【図１７】３条ラップにおける軸回転角と作動室との関係を示す図。
【図１８】圧縮要素の巻角が３６０゜より大きい場合の動作説明図。
【符号の説明】
１…圧縮要素、２…シリンダ、２ａ…中空部、２ｂ…ベーン、２ｃ…内周壁、２ｄ…吐出口、２ｅ、２ｆ…穴部、２ｇ…端面、２ｈ…傾斜流路、２ｉ…切り欠き部、２ｊ…同心円、３…旋回ピストン、３ａ…外周壁、３ｂ…軸受部、３ｃ…圧力連通孔、３ｄ…ベーン、３ｅ…油溝、４…主軸受、４ａ…吸込ポート、４ｂ…吐出口、４ｃ…主軸受部、４ｄ…均圧孔、４ｅ、４ｆ…ネジ部、４ｇ…切り欠き部、５…副軸受、５ａ…吐出ポート、５ｂ…吐出口、５ｃ…副軸受部、５ｄ…均圧孔、５ｅ…ネジ穴、５ｆ、５ｇ…穴部、５ｈ…切り欠き部、６…駆動軸、６ａ…偏心部、６ｂ…給油孔、６ｃ…給油溝、７…作動室、８…吐出弁、９…吸込カバー、９ａ…吐出口、１０…吸込室、１１…吐出カバー、１２…吐出室、１３…電動要素、１３ａ…固定子、１３ｂ…回転子、１４…潤滑油、１５…密閉容器、１６…吸込パイプ、１７…吐出パイプ、１８…バランサ、１９…オイルカバー、２０…駆動軸、２０ａ…偏心部、２１…密閉容器、２２…電流導入端子、２３…吐出カバー、２３ａ…吐出ポート、２３ｂ…均圧孔、２４…吐出口、２５…密閉容器、２６…吸込カバー、２７…圧縮要素、２８…密閉容器、２９…シリンダ、２９ａ…内周壁、２９ｂ…ベーン、２９ｃ…主軸受、２９ｄ…吸込ポート、２９ｅ…均圧孔、２９ｆ…端面、２９ｇ…傾斜流路、３０…駆動軸、３０ａ…偏心部、３０ｂ…給油孔、３０ｃ…給油溝、３１…旋回ピストン、３１ａ…軸受穴部、３１ｂ…外周壁、３１ｃ…ベーン、３１ｄ…穴部、３２…副軸受部材、３２ａ…副軸受部、３２ｂ…吐出ポート、３２ｃ…穴部、３２ｄ…均圧孔、３２ｅ…穴部、３２ｆ…ネジ穴、３２ｇ…切り欠き部、３３…自転防止部材、３３ａ…軸受部材、３３ｂ…偏心部材、３３ｃ…軸受部材、３３ｄ…ピン部材、３４…作動室、３５…吐出カバー、３６…連通路、３７…バランサ、３８…オイルカバー、３９…容積型圧縮機、４０…室外熱交換器、４１…ファン、４２…膨張弁、４３…室内熱交換器、４４…ファン、４５…４方弁、４６…室外ユニット、４７…室内ユニット、４８…凝縮器、４９…凝縮器ファン、５０…膨張弁、５１…蒸発器、５２…蒸発器ファン、５３…旋回ピストン、５３ａ…外周壁、５３ｂ…ベーン、５３ｃ、５３ｄ…外周壁、５４…組立治具、５４ａ…曲率部位、５４ｂ…センサ、５５…空間
【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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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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