(57)【要約】【課題】軸受フランジ表面の薄肉部分の膨らみによって生じる曲げモーメントの影響を抑制することにより、軸受ボスの傾斜変形を抑制し、軸受ボスとクランクシャフトの接触による機械損失を低減させる。【解決手段】第１軸受１０６の軸受フランジ１０６ｂに設けられた吐出弁座１０６ｃにより生じる曲げモーメントと同等の曲げモーメントを発生させるための掘込溝１１３を、軸受フランジ１０６ｃに、吐出弁座１０６ｃと掘込溝１１３間に軸受ボス１０６ｂが位置するように配設する。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機構部とモータ部とをクランクシャフトにより連結して圧力容器内に密閉設置したロータリ圧縮機であって、
前記圧縮機構部は、前記圧力容器に固定された第１軸受と、この第１軸受に固定されたシリンダと、このシリンダ内に設けられ前記クランクシャフトの偏心部に挿入されたピストンと、このピストンの回転に追随して往復運動するベーンと、前記シリンダの型を密閉し前記クランクシャフトを支持する第２軸受とを備え、前記シリンダ内で前記ピストンにて圧縮されたガスを吐出するための吐出弁を、前記第１軸受と前記第２軸受との少なくとも一方の表面に設けられた吐出弁座内に設置してなるロータリ圧縮機において、
前記吐出弁座が設けられた前記軸受に掘込溝を、該堀込溝と前記吐出弁座との間に前記軸受の軸受ボスが位置するように設けたことを特徴とするロータリ圧縮機。
【請求項２】
前記掘込溝によって前記吐出弁座と同等の曲げモーメントを生じさせる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】
前記掘込溝を、前記軸受における前記シリンダとの接触面とは反対の面に配設したことを特徴とする請求項１または２に記載のロータリ圧縮機。
【請求項４】
前記掘込溝の図心と前記軸受の軸受ボスの中心を結んだ直線と、前記軸受の軸受ボスの中心と前記吐出弁座の図心を結んだ直線とのなす角度を１８０°に設定したことを特徴とする請求項１〜３いずれか１項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、冷蔵庫などに使用されるロータリ圧縮機に係り、特に圧縮機の性能の確保に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来のロータリ圧縮機について、図１１及び図１２を参照して説明する。図１１は一般的なロータリ圧縮機の圧縮機構の断面図、図１２は冷媒ガス圧縮工程における高圧圧縮時の圧縮機構の平面図である。
【０００３】
一般にロータリ圧縮機は、図１１に示すように、高圧容器１１１０の上部に駆動用モータ１１０１を収納し、また下部に圧縮機構１１０２を収納し、高圧容器１１１０の底部に潤滑油１１１１を貯留している。駆動用モータ１１０１はロータ１１０１ａとステータ１１０１ｂとからなる。
【０００４】
圧縮機構部１１０２は、高圧容器１１１０の内壁に固定された第１軸受１１０６と、第１軸受１１０６にボルト１１１３により固定されたシリンダ１１０３と、シリンダ１１０３内に設けられたクランクシャフト１１０８の偏心部１１０８ａに嵌合した回転ピストン１１０４と、回転ピストン１１０４の偏心回転に追随して往復運動するベーン１１０５と、シリンダ１１０３の下側を密閉すると共にクランクシャフト１１０８を支える第２軸受１１０７と、この第２軸受１１０７に嵌合したカップ１１０９にて構成されている。
【０００５】
このように構成されたロータリ圧縮機は、ロータ１１０１ａが回転し、このロータ１１０１ａに焼嵌されたクランクシャフト１１０８の偏心部１１０８ａに嵌合した回転ピストン１１０４が、シリンダ１１０３の内壁に沿って偏心回転し、冷媒吸入口から圧縮室１１０３ａに吸入された冷媒ガスを圧縮する。圧縮室１１０３ａ内の圧力が圧力容器１１１０内の圧力より高くなると、第１軸受１１０６の吐出弁座１１０６ｃに設けられた吐出弁１１１２が開口し、圧縮室１１０３ａ内の冷媒ガスが吐出口１１１４を通って、圧縮室１１０３ａ外に吐出される。
【０００６】
圧縮した冷媒ガスを再膨張させることなく吐出させるため、吐出口１１１４の形状は、厚みが小さく、かつ径が大きい形状とすることが望ましく、よって、吐出弁座１１０６ｃは第１軸受１１０６の軸受フランジ１１０６ｂよりも厚さを薄くする必要がある。
【０００７】
図１２（ａ）は高圧縮工程における各部の状態を示し、図１２（ｂ）は圧縮完了・ガス吐出状態における各部の状態を示し、回転ピストン１１０４と、ベーン１１０５及びシリンダ１１０３の側壁に囲まれて、最も狭くなった圧縮室１２０１において冷媒ガスが高圧に圧縮された状態を示している。
【０００８】
ここで、圧縮機の容積効率を低下させる要因としては、圧縮された冷媒ガスの内圧によって吐出弁座１１０６ｃに生じる膨らみ変形に起因する冷媒ガスの漏れや再膨張が挙げられ、圧縮効率を低下させる要因としては、吐出弁座１１０６ｃの膨らみに起因する第１軸受１１０６の軸受ボス１１０６ａの傾斜変形によるクランクシャフト１１０８との接触による機械損失が挙げられる。
【０００９】
この圧縮効率の低下を防ぐためには、主に加工精度の向上が考えられる。一般的には、シリンダ壁側面からの冷媒ガス漏れを抑えるため、シリンダの内側面や回転ピストン，クランクシャフトなど各構成部品の加工精度を向上し、表面を鏡面状態に仕上げ工程，組み立て工程において回転摺動抵抗を評価しながら、ボルトで第１軸受にシリンダを締結している。
【００１０】
また、特許文献１に記載された例では、主軸受と副軸受の吐出弁座の厚みを調整し、冷媒ガスの圧縮過程におけるシリンダ内部の圧力変動の周期性を利用し、冷媒ガス漏れを軽減する方策を採用している。特許文献２に記載された例では、軸受フランジの剛性に着目し、厚肉構造にすることによって全体的に剛性を向上する構造とし、稼動時の変形を抑制することによって圧縮効率の低下を低減している。
【００１１】
特許文献１に記載された例では、圧力に対する曲げ剛性の差を利用し、冷媒ガスの再膨張や圧縮に寄与しないデッドスペースを最小化する方策を採っている。具体的には、副軸受に設けた吹出弁座の厚みを、主軸受に設けた吹出弁座の厚みの８０〜９０％に設定することによって、曲げ剛性に差をもたせ、圧力変動による撓み変形を副軸受側の吐出弁座に優先的に発生させる。シリンダ内部が吸気時に低圧になった際、副軸受側の吐出弁座はシリンダ内部側に撓み、間隙を閉じる役割を果たすことで冷媒漏れを抑制し、かつ冷媒圧縮に寄与しないデッドスペースを小さくしている。
【００１２】
圧縮された冷媒ガスによる内圧が最大となる吐出口近傍における部品の変形を低減することにより、圧縮効率の低下を抑制する方策について、特許文献２に説明されている。特許文献２に記載された例では、吐出弁座が軸受外周にかからないように配置し、かつ軸受外周部を肉厚構造にすることによって軸受フランジ全体の剛性を向上させ、変形に対する信頼性を確保している。また、剛性を軸受フランジで受け持たせることによって、軸受ボスの剛性を向上させる必要がないため、クランクシャフトの径を小さくする必要性もない。このことにより、シャフト自体の剛性も確保することができる。
【特許文献１】特許第３１６８１０１号公報（図１）
【特許文献２】特開２００７−５６８６０号公報（図１）
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１３】
しかしながら、前記従来の構成では、ロータリ圧縮機の構成自体に制約があることが課題である。また、特許文献１，２のいずれも軸受フランジの厚さが不均一であること、かつ圧縮過程における冷媒ガス内圧の変動に対するフランジ薄肉部の撓み変動自体を抑制するものではないため、根本的な対策とはいえない。その結果、圧縮された冷媒ガスの吐出時の高圧負荷時には軸受フランジの膨らみによって軸受ボスが傾斜変形し、クランクシャフトと接触していた。
【００１４】
図７は従来のロータリ圧縮機における圧縮機構部の変形状態を示す斜視図、図８は従来のロータリ圧縮機における第１軸受の軸受ボスの傾斜変形を示す図、図９は従来のロータリ圧縮機における第１軸受フランジ厚さと第１軸受ボス傾斜角の関係を示す図、図１０は従来のロータリ圧縮機における第１軸受の軸受ボスの傾斜角と機械損失の関係例を示す図である。
【００１５】
図７，図８はロータリ圧縮機から第１軸受１１０６のみを取り出した図であって、図８に示すθは冷媒ガス内圧により生じた第１軸受１１０６の軸受ボス１１０６ａの傾斜角を示す。
【００１６】
図９は第１軸受１１０６の軸受フランジ１１０６ｂの厚さと吐出弁座１１０６ｃの厚さを、いずれか一方のみ変化させた際の前記θの変化を数値解析により求めたものである。図９から、第１軸受１１０６の軸受フランジ１１０６ｂの厚さのみを増加させても、吐出弁座１１０６ｃ部分の厚さが薄い状態では、傾斜変形に対する効果が非常に小さいことが分かる。また、前記角度θのオーダはたかだか１／１００ｄｅｇオーダであるが、一般には第１軸受１１０６の軸受ボス１１０６ａの高さが４００ｍｍ程度あることから、軸受ボス１１０６ａの最上面では水平方向に約１５ｍｍもの変位量となる。
【００１７】
圧縮効率を高めるため、圧縮された冷媒ガスが通過する吐出口１１１４の寸法は、径を大きくし厚みを小さくすることが望ましいために、一般に吐出弁座１１０６ｃは第１軸受１１０６の軸受フランジ１１０６ｂを掘込む形で形成される。このため、吐出弁座１１０６ｃ部分は、厚さが２〜４ｍｍ程度であることに加え、吐出弁座１１０６ｃは冷媒ガスの内圧が最大となる箇所であるために、吐出弁座１１０６ｃ付近は外側に膨らみ変形を生じる。この膨らみ変形によって第１軸受１１０６の軸受ボス１１０６ａが傾斜し、軸受ボス１１０６ａとクランクシャフト１１０８とは接触しているために、両者間の摺動抵抗が増加して材料損耗の要因となる。このため機械損失が生じ、圧縮効率が低下するという不具合が生じる。
【００１８】
前記傾斜変形に伴う接触が機械損失に及ぼす影響について、図１０に第１軸受１１０６の軸受ボス１１０６ａの傾斜角θと機械損失の関係を示す。圧縮機で見られる５ＭＰａという冷媒ガス内圧下において傾斜角θは０．０１°となり、１％程度の機械損失が発生する。
【００１９】
本発明は、前記従来技術の問題点を解決するためになされたものであり、軸受フランジ表面の薄肉部分の膨らみによって生じる曲げモーメントの影響を抑制することにより、軸受ボスの傾斜変形を抑制し、軸受ボスとクランクシャフトの接触による機械損失を低減するようにしたロータリ圧縮機を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００２０】
前記目的を達成するため、請求項１に記載の発明は、圧縮機構部とモータ部とをクランクシャフトにより連結して圧力容器内に密閉設置したロータリ圧縮機であって、前記圧縮機構部は、前記圧力容器に固定された第１軸受と、この第１軸受に固定されたシリンダと、このシリンダ内に設けられ前記クランクシャフトの偏心部に挿入されたピストンと、このピストンの回転に追随して往復運動するベーンと、前記シリンダの型を密閉し前記クランクシャフトを支持する第２軸受とを備え、前記シリンダ内で前記ピストンにて圧縮されたガスを吐出するための吐出弁を、前記第１軸受と前記第２軸受との少なくとも一方の表面に設けられた吐出弁座内に設置してなるロータリ圧縮機において、前記吐出弁座が設けられた前記軸受に掘込溝を、該堀込溝と前記吐出弁座との間に前記軸受の軸受ボスが位置するように設けたものである。この構成により、軸受ボスを挟むようにして吐出弁座と掘込溝を設けたことにより、吐出弁座と掘込溝に生じる曲げモーメントがそれぞれ逆方向であるため、軸受ボスの傾斜変形を抑制することができる。
【００２１】
請求項２に記載の発明は、請求項１に記載のロータリ圧縮機において、掘込溝によって吐出弁座と同等の曲げモーメントを生じさせるようにしたものである。この構成により、軸受における薄肉箇所の膨らみによって生じる曲げモーメントを掘込溝によって打ち消す、もしくは、より高い割合で低減できるため、曲げモーメントによる軸受ボスの傾斜変形を抑制することができる。このため、摺動抵抗低下や材料損耗が抑制され、圧縮効率における機械損失を低減することができる。
【００２２】
請求項３に記載の発明は、請求項１または２に記載のロータリ圧縮機において、掘込溝を、軸受におけるシリンダとの接触面とは反対の面に配設したものである。この構成によって、掘込溝を設置してもシリンダ動作に影響しないようにすることができる。
【００２３】
請求項４に記載の発明は、請求項１〜３いずれか１項に記載のロータリ圧縮機において、掘込溝の図心と軸受の軸受ボスの中心を結んだ直線と、軸受の軸受ボスの中心と吐出弁座の図心を結んだ直線とのなす角度を１８０°に設定したものである。この構成により、同直線上に吐出弁座と掘込溝を配設することにより、吐出弁座の膨らみにより軸受ボスに生じる曲げモーメントと、掘込溝の膨らみにより軸受ボスに生じる曲げモーメントを打ち消すことが可能になる。
【発明の効果】
【００２４】
本発明によれば、吐出弁座が設けられた軸受に掘込溝を、該堀込溝と吐出弁座との間に軸受の軸受ボスが位置するように設けたことにより、ガス内圧に起因した吐出弁座の膨らみによって軸受ボスに生じる曲げモーメントを低減させることができ、軸受ボスの傾斜変形を抑制することができる。これにより軸受ボスとクランクシャフトとの摺動抵抗増加や材料損耗が抑制され、機械損失が低減するロータリ圧縮機を実現できる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２５】
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。なお、図１〜図４において、同じ構成要素については同じ符号を用い、説明を省略する。
【００２６】
（実施の形態１）
図１は本発明の実施形態１によるロータリ圧縮機の断面図、図２は実施形態１における第１軸受の断面図、図３は実施形態１における第１軸受の平面図である。
【００２７】
図１に示すロータリ圧縮機は、圧力容器１１０内の上部に駆動用モータ１０１を収納し、また下部に圧縮機構部１０２を収納し、圧力容器１１０の底部に潤滑オイル１１１を貯溜している。駆動用モータ１０１は、ロータ１０１ａとステータ１０１ｂとからなる。
【００２８】
圧縮機構部１０２は、軸受ボス１０６ａと平板状の軸受フランジ１０６ｂからなり、高圧容器１１０の内壁に固定された第１軸受１０６と、この第１軸受１０６にボルト１１２で固定されたシリンダ１０３と、シリンダ１０３内に設けられたクランクシャフト１０８の偏心部（クランクカム）１０８ａに嵌合した回転ピストン１０４と、回転ピストン１０４の偏心回転に追随して往復運動するベーン１０５と、シリンダ１０３を軸受フランジ１０７ｂでボルト１１２で固定してシリンダ１０３の下側を密閉すると共にクランクシャフト１０８を支える軸受ボス１０７ａが設けられた第２軸受１０７と、第２軸受１０７に嵌合したキャップ１０９とで構成されている。
【００２９】
さらに、第１軸受１０６の軸受フランジ１０６ｂの表面側で、吐出弁座１０６ｃの設置位置とは第１軸受１０６の軸受ボス１０６ａを中心として反対位置側に、掘込溝１１３が設けられている。この掘込溝１１３は、第２軸受１０７の軸受フランジ１０７ｂにも吐出弁座が設けられている場合には、その吐出弁座の設置位置とは第２軸受１０７の軸受ボス１０７ａを中心として反対位置側に設けるようにする。
【００３０】
図２は前記第１軸受１０６のみを示しており、ここでは吐出弁座１０６ｃが設けられた軸受フランジ１０６ｂと同じ表面上で、かつ軸受ボス１０６ａを挟んで反対側に掘込溝１１３を設けた例を示している。ここで、一般的なロータリ圧縮機の軸受フランジ厚さが６〜１０ｍｍで、吐出弁座厚さが２〜４ｍｍの場合には、膨らみに起因する曲げモーメントの釣合い、各薄肉部の曲げ中央面位置の高さズレの影響が小さいため、軸受フランジ１０６ｂの裏面側に掘込溝１１３を設けても構わない。
【００３１】
図３は前記第１軸受１０６の平面図であり、吐出弁座１０６ｃの最大膨らみ位置と軸受ボス１０６ａの中心Ｏを結ぶ直線（１）、掘込溝１１３の最大膨らみ位置と軸受ボス１０６ａの中心Ｏを結ぶ直線（２）とした場合、直線（１）と（２）とがなす角度を１８０°とする状態を示したものである。
【００３２】
ここで掘込溝１１３の詳細について説明する。軸受ボス１０６ａの傾斜は、吐出弁座１０６ｃが冷媒ガスの内圧を受け、吐出弁座１０６ｃが膨らむ（撓む）ことによって生じる。モーメントの釣合いから、この膨らみ量が大きいほど、軸受ボス１０６ａが受ける曲げモーメントが大きい。
【００３３】
圧縮過程時の吐出弁座１０６ｃの最大膨らみ量を演算にて求める。吐出弁座１０６ｃが最も膨らむのは、冷媒ガス圧縮時、つまり吐出時である。
【００３４】
簡単化のために吐出弁座１０６ｃの形状を、軸受ボス１０６ａに接する辺をａ０、他辺をｂ０、厚さｈ０、吐出弁座１０６ｃが受ける圧力（吐出時の冷媒ガス内圧）をｑ０、第１軸受１０６の材質の弾性係数をＥとすると、発生する曲げモーメントから軸受ボス１０６ａの根元に生じるたわみ角ｓ０は、下式（数１）で表される。
【００３５】
【数１】
2009236075.tif 000003
ここで、αは吐出弁座１０６ｃの辺ａ０とｂ０によって決定される定数であり、表１（Ｓ．Ｔｉｍｏｓｈｅｎｋｏ著、北畠顕正・片山健次郎共訳、材料力学下巻（コロナ社）より抜粋：ｐ１０７、第１０表）に記載の値が知られている。
【００３６】
【表１】
2009236075.tif 000004
今、軸受ボス１０６ａに対して吐出弁座１０６ｃとは反対位置側に設けられた掘込溝１１３側の軸受ボス１０６ａの根元に、（数１）の式で示される値に等しい撓み角ｓ１を付与すれば、それぞれの曲げモーメントが打ち消し合い、軸受ボス１０６ａの傾斜変形が抑制されることになる。
【００３７】
（数１）の式と同様、掘込溝１１３の寸法を、軸受ボス１０６ａに接する辺をａ１、他辺をｂ１、厚さｈ１、掘込溝１１３が冷媒ガスから受ける圧力（吸入時の冷媒ガス内圧）をｑ１とすると、発生する曲げモーメントから軸受ボス１０６ａの根元に生じる撓み角ｓ１は、下式（数２）で表される。
【００３８】
【数２】
2009236075.tif 000005
で示される。
【００３９】
ここで曲げモーメントを打ち消すためには下式（数３）が成り立つことが必要である。
【００４０】
【数３】
2009236075.tif 000006
ここで、ａ０＞ｂ０かつａ１＞ｂ１の場合を例として、（数１）〜（数３）の式を整理すると、下式（数４）で示される関係が得られる。
【００４１】
【数４】
2009236075.tif 000007
（数４）の式を満たすように、軸受フランジ１０６ｂの表面に掘込溝１１３を設ければ軸受ボス１０６ａの根元の曲げモーメントが釣合う。
【００４２】
（数４）の式を満たす最も単純な掘込溝１１３は、図４に示すように、軸受ボス１０６ａの中心Ｏに対して吐出弁座１０６ｃの形状を１８０°回転させたものである。
【００４３】
例えば、吐出圧力ｑ０が３ＭＰａ、吸気時圧力ｑ１が０．６ＭＰａ、かつ吐出弁座１０６ｃと掘込溝１１３を合同な長方形に設定した場合は、掘込溝板厚ｈ１の吐出弁座板厚ｈ０に対する比率は、ｈ１／ｈ０≒０．５８で示される。
【００４４】
板厚比率（ｈ１／ｈ０）を０．５８に固定した本条件下で、吐出弁座１０６ｃの板厚と軸受ボス１０６ａの傾斜角ｑの関係を数値解析により求めたものを図５に示す。
【００４５】
図５によれば、吐出弁座１０６ｃの板厚によらず、板厚比率が同等、つまり、曲げモーメントによる撓み角が打ち消しあう条件であれば、傾斜変形がほぼ一定であることが分る。なお、これらの角度オーダであれば、軸受ボス１０６ａの最上面における水平方向への変位は２〜３ｍｍ程度になる。以上のことから、従来と比較し、傾斜変形抑制されていることが分かる。
【００４６】
（実施の形態２）
次に本発明の実施の形態２について説明する。実施の形態２では、実施の形態１と異なり、軸受ボス１０６ａの中心Ｏを対称軸とした点対称位置に吐出弁座１０６ｃと同形状の掘込溝１１３が形成することができない場合について説明する。
【００４７】
この手順を図６に示す。
＜手順１＞吐出弁座１０６ｃの底面形状の図心Ｃ０を求める。
＜手順２＞吐出弁座１０６ｃの底面形状を、面積が等しい正方形（等価正方形Ａ）に置き換える。
＜手順３＞Ｃ０を図心として等価正方形Ａを配置し、辺は軸受ボス１０６ａの接線に平行に位置させる。
＜手順４＞前記（数４）の式を満たす長方形Ｂの掘込溝１１３を求める（ａ１、ｂ１、ｈ１）。
＜手順５＞図心Ｃ０の軸受ボス１０６ａの中心に対する点対称位置に、掘込溝１１３の図心Ｃ１を設定する。
＜手順６＞線分Ｃ０−Ｃ１と長辺（＝ｍａｘ（ａ１，ｂ１））が垂直に交わり、かつ図心をＣ１として長方形Ｂの掘込溝１１３を配置する。
【００４８】
手順７として、長方形Ｂと等価な剛性、つまり面積が等しい任意形状を、掘込溝１１３として設定することも考えられるが、条件を満足するようにパラメータａ１、ｂ１、ｈ１を変更できるため、実用上は手順６までで十分である。
【００４９】
一般に、圧縮室を構成する軸受内面は、研削加工によって表面を仕上げる必要がある。つまり、掘込溝形成の後、掘込溝裏面側に加工痕が残ることや、軸受フランジ表面に歪が生じることによって表面粗さが悪化するために、研削加工を追加することが必要である。ここで、上記のように掘込溝を、吐出弁座が設けられた第１軸受の裏面側に備えることによって、掘込溝形成による加工痕が圧縮室内部に残らず、研削加工の工程を削減することができる。
【産業上の利用可能性】
【００５０】
本発明のロータリ圧縮機は、機械損失が少なく、高い圧縮効率を有するため、空調用、冷蔵庫用をはじめとする、民生用，産業用の一般用途に活用できる。
【図面の簡単な説明】
【００５１】
【図１】本発明の実施の形態１におけるロータリ圧縮機の断面図
【図２】本発明の実施の形態１における第１軸受の断面図
【図３】本発明の実施の形態１における第１軸受の平面図
【図４】本発明の実施の形態１における第１軸受の掘込溝形状の一例を示す図
【図５】本発明の実施の形態１における板厚比率一定の際の第１軸受傾斜角変化を示す図
【図６】（ａ），（ｂ）は本発明の実施の形態２における掘込溝の設計の説明図
【図７】従来のロータリ圧縮機における圧縮機構部の変形状態を示す斜視図
【図８】従来のロータリ圧縮機における第１軸受ボスの傾斜変形の説明図
【図９】従来のロータリ圧縮機における第１軸受フランジ厚さと第１軸受ボス傾斜角の関係を示す図
【図１０】従来のロータリ圧縮機における第１軸受ボス傾斜角と機械損失の関係を示す図
【図１１】一般的なロータリ圧縮機の圧縮機構の断面図
【図１２】（ａ），（ｂ）はロータリ圧縮機における高圧圧縮と圧縮完了時のシリンダ内部の説明図
【符号の説明】
【００５２】
１０１  駆動用モータ
１０１ａ  ロータ
１０１ｂ  ステータ
１０２  圧縮機構部
１０３  シリンダ
１０３ａ  圧縮室
１０４  回転ピストン
１０５  ベーン
１０６  第１軸受
１０６ａ  第１軸受の軸受ボス
１０６ｂ  第１軸受の軸受フランジ
１０６ｃ  吐出弁座
１０７  第２軸受
１０７ａ  第２軸受の軸受ボス
１０７ｂ  第２軸受の軸受フランジ
１０８  クランクシャフト
１０８ａ  偏心部（クランクカム）
１０９  キャップ
１１０  圧力容器
１１１  潤滑オイル
１１２  ボルト
１１３  掘込溝
【図１】
2009236075.tif 000008
【図２】
2009236075.tif 000009
【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】
2009236075.tif 000015
【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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