JP2000320475A

JP2000320475A - 容積形流体機械

Info

Publication number: JP2000320475A
Application number: JP11131300A
Authority: JP
Inventors: Hirokatsu Kosokabe; 弘勝香曽我部; Kunihiko Takao; 邦彦高尾; Masahiro Takebayashi; 昌寛竹林; Isao Hayase; 功早瀬; Hiroaki Hatake; 裕章畠; Shigetaro Tagawa; 茂太郎田川; Kenji Tojo; 健司東條; Takeshi Kono; 雄幸野
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1999-05-12
Filing date: 1999-05-12
Publication date: 2000-11-21
Also published as: US6352418B1

Abstract

(57)【要約】【課題】スクロール式流体機械よりも加工・組立性が
容易で高性能・低コストな容積形流体機械を提供するこ
と。【解決手段】平面形状が連続した曲線で構成される内
壁を有するシリンダ内でディスプレーサが旋回運動する
ことにより複数の吐出ポートから作動流体を吐出する容
積形流体機械において、ディスプレーサの旋回半径がシ
リンダとディスプレーサの移動線接触部の形状に沿って
可変となる駆動手段を具備した。

Description

【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、特に容積形流体機械に関する。

【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駆動軸の
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駆動軸系の不
釣合慣性力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駆動軸の回転角で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駆動軸の回転角で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１回転中のガ
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駆動軸の
回転角で３６０°以上と長く、圧縮過程の期間が長けれ
ば長いほど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（文献１）、米
国特許２１１２８９０号公報（文献２）、特開平５−２
０２８６９号公報（文献３）及び特開平６−２８０７５
８号公報（文献４）に提案されている。ここに提案され
ている容積形流体機械は、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ディスプレ
ーサと、このディスプレーサとほぼ相似形の中空部を有
するシリンダとから構成され、このディスプレーサがこ
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】上記文献１乃至文献４に示された容積形流
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、駆動軸系の不釣り合いを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、ディスプレ
ーサ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特長を備えている。

【０００８】しかしながら、ディスプレーサを構成する
複数のベ−ンとシリンダとによって形成される個々の作
動室の吸入終了から吐出終了までの行程が、駆動軸の回
転角θｃで約１８０°（２１０゜）と短い（ロ−タリ式
の約半分でレシプロ式と同程度）ため、吐出過程におけ
る流体の流速が速くなり圧力損失が増加して性能が低下
する問題がある。また、これら文献に示された流体機械
では、個々の作動室の吸入終了から吐出終了までの駆動
軸の回転角が小さく、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）までの時間的なず
れ（タイムラグ）が存在していることとなり、吸入終了
から吐出終了までの作動室が駆動軸周りに偏って形成さ
れるようになるため力学的なバランスが悪く、圧縮され
た作動流体からの反力としてディスプレーサに、ディス
プレーサ自身を回転させようとする自転モ−メントが過
大に作用し、ベ−ンの摩擦や摩耗といった信頼性上の問
題が起こりやすいという欠点がある。

【０００９】以上のような問題点を解決した容積形流体
機械としては、本発明者らが提案した特開平９―２６８
９８７がある。これは、ディスプレーサ及びシリンダと
の間に形成される複数の空間のうち、吸入が終了し、吐
出が終了するまでの行程となっている空間の数の最大値
が特定数となるようにシリンダ内壁面及びディスプレー
サ外壁面を形成することにより、流体損失の低減を図っ
たものである。しかしながら、シリンダとディスプレー
サとのシール点における作動流体の内部漏れ低減や部品
の組立性及び信頼性向上に対しては充分な考慮がなされ
ていなかった。

【００１０】なお、スクロール式流体機械では固定スク
ロールと旋回スクロールのラップ間の内部漏れを低減す
る手段として、旋回スクロールの径方向外側方向への移
動を許容し、固定スクロールのラップと旋回スクロール
のラップを封止接触する機構が知られている。例えば、
特許公報第２６８９６５９号（文献５）、特許公報第２
６９０８１０号（文献６）等。

【００１１】

【発明が解決しようとする課題】上記文献５、文献６に
示されたスクロール式流体機械の内部漏れ低減機構は、
駆動軸が可動部材である旋回スクロールを貫通せず、圧
縮要素部の片側で駆動軸を支持する片持ちタイプの構造
への適用例であり、可動部材の両側を軸受で支持する両
持ち構造には機構的に構造が複雑で適用が難しいととも
に、加工コストの上昇を招く欠点がある。また、旋回ス
クロールの自転防止にはオルダムリング等が一般に採用
されており、前記内部漏れ低減機構とは別機構となって
おり、加工工数や部品点数が増えコスト上昇要因になっ
ている。

【００１２】本発明の第１の目的は、スクロール式流体
機械よりも加工、組立性が容易で、かつ、低コストで内
部漏れを効果的に低減した高性能の容積形流体機械を提
供することにある。

【００１３】本発明の第２の目的は、ディスプレーサに
働く自転モ−メントを極限まで低減し、高信頼性の容積
形流体機械を提供することにある。

【００１４】本発明の第３の目的は、安価な旋回半径可
変手段を提供することにある。

【００１５】

【課題を解決するための手段】上記第１の目的は、端板
間にディスプレーサとシリンダとを配置し、前記シリン
ダ中心と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
の空間が形成され、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複数の空間が
形成される容積形流体機械において、前記ディスプレー
サの公転運動の半径が実働運転時に前記シリンダ内壁面
と前記ディスプレーサ外壁面の移動線接触部の形状に沿
って変化する駆動手段を具備することにより達成され
る。

【００１６】上記第２の目的は、端板間に平面形状が連
続した曲線で構成される内壁を有するシリンダと、この
シリンダの内壁に対向するように設けられた外壁を有
し、旋回運動したとき前記内壁とこの外壁と前記端板に
より複数の空間を形成するディスプレーサとを備えた容
積形流体機械において、前記ディスプレーサを旋回運動
させて作動流体を圧縮したときに前記ディスプレーサの
駆動軸受にかかる軸受荷重の一部を、前記ディスプレー
サと前記シリンダのシール点の密封力として作用させる
駆動手段を具備し、且つ前記ディスプレーサに作用する
自転モーメントの方向が切り替わる交番のモーメントと
なるように前記シリンダ内壁及び前記ディスプレーサ外
壁の平面形状を構成することにより達成される。

【００１７】上記第３の目的は、端板間に平面形状が連
続した曲線で構成される内壁を有するシリンダと、この
シリンダの内壁に対向するように設けられた外壁を有
し、旋回運動したとき前記シリンダ内壁とこの外壁と前
記端板とにより複数の空間を形成するディスプレーサ
と、このディスプレーサを駆動する駆動軸とを備えた容
積形流体機械において、外径面の一部を切り欠いた形の
平面部が形成された偏心部を有する駆動軸と前記駆動軸
の平面部に係合して摺動し、前記ディスプレーサ駆動軸
受にかかる荷重を支承するための油膜圧力発生部を有す
る略弓形の部分円筒形状のスライダを設けることにより
達成される。

【００１８】

【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
実施形態を図を用いて説明する。まず、本発明の一実施
形態である旋回形流体機械の構造を図１乃至図３を用い
て説明する。図１(a)は本発明の１実施形態である容積
形流体機械を圧縮機として用いた場合における密閉形圧
縮機の要部を示す縦断面図（(b)のA-A断面図）、(b)は
(a)のB-B矢視で圧縮室を形成している状態を示す平面
図、図２は容積形圧縮要素の作動原理図、図３は本発明
の１実施形態である容積形流体機械を圧縮機として用い
た場合における密閉形圧縮機の縦断面図である。

【００１９】図１において、密閉容器３内には、容積形
圧縮要素１及びこれを駆動する電動要素２（図示なし）
が収納されている。容積形圧縮要素１の詳細を説明す
る。図１(b)には同一輪郭形状が３組組み合わされた３
条ラップが示されている。シリンダ４の内周形状は、中
空部が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。この個々の中空部の端部には、内
方に向かって突出する複数（この場合は３条ラップであ
るので３つ存在する）の半島状のベ−ン４ｂを有する。
ディスプレーサ５は、このシリンダ４の内側に配設され
シリンダ４の内周壁４ａ（ベーン４ｂよりも曲率が大き
い部分）及びベ−ン４ｂと噛み合うように互いの中心を
εだけずらして構成されている。尚、シリンダ４の中心
ｏ’とディスプレーサ５の中心ｏを一致させると、両者
の輪郭形状の間には基本形状として一定幅の隙間が形成
される。

【００２０】次に、容積形圧縮要素１の作動原理を図１
及び図２により説明する。記号ｏはデイスプレ−サ５の
中心、記号ｏ’はシリンダ４（あるいは駆動軸６）の中
心である。記号ａ，ｂ，ｃ，ｄ，ｅ，ｆはシリンダ４の
内周壁４ａ及びベ−ン４ｂとディスプレーサ５の噛み合
いの接点（シール点）を表す。ここで、シリンダ４の内
周輪郭形状をみると、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。このうちの１箇所に着目す
ると、内周壁４ａ、ベ−ン４ｂを形作る曲線を、厚みの
ある一つの渦曲線（ベーン４ｂの先端を渦の巻始めと考
える）とみることができ、その内壁曲線（ｇ−ａ）は、
曲線を構成する各円弧角の合計である巻き角がほぼ３６
０°（設計思想は３６０°であるが製造誤差等のため丁
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、外壁曲線（ｇ−ｂ）は巻き角がほぼ
３６０°の渦曲線である。このように、上記１箇所の内
周輪郭形状は、内壁曲線及び外壁曲線から形成されてい
る。これら２つの曲線円周上にほぼ等ピッチ（３条ラッ
プであるので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接続曲線（ｂ−
ｂ’）で結ぶことによって、シリンダ４の内周輪郭形状
全体が構成されている。ディスプレーサ５の外周輪郭形
状も上記シリンダ４と同じ原理で構成されている。

【００２１】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、不等ピッチでもよい。

【００２２】さて、このように構成されたシリンダ４と
ディスプレーサ５による圧縮動作を図２を用いて説明す
る。８ａは吸入ポート、９ａは吐出ポートであり、夫々
３か所対応する端板に設けられている。駆動軸６を回転
させることにより、ディスプレーサ５が固定側であるシ
リンダ４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、ディスプレーサ５の中
心ｏ周りに複数の作動室１６（シリンダ内周輪郭（内
壁）とディスプレーサ外周輪郭（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。すなわち吸入終了か
ら吐出終了までの期間となっている空間。前述の巻角が
３６０゜の場合に限ると、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。

【００２３】但し、ポンプとして用いる場合は、吐出ポ
ート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）。接点ａと
接点ｂで囲まれハッチングが施された１つの作動室（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つの作動室はつながって１つにな
る）に着目して説明する。

【００２４】図２（１）が吸入ポ−ト８ａからこの作動
室への作動ガスの吸入が終了した状態である。この状態
から時計周りに９０°駆動軸６が回転した状態が図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１５はその容積を縮少し、吐出
ポ−ト９ａは吐出弁１０ａ（図１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１６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１０ａが自動的に開き、圧縮され
た作動ガスは吐出ポ−ト８ａを通って吐き出される。１
０ｂは吐出弁１０ａのリフトを規定するストッパであ
る。

【００２５】吸入終了（圧縮開始）から、吐出終了まで
の駆動軸の回転角は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。例えば、接点ａとｄに
よって形成される空間に着目すると、図２（１）の段階
で既に吸入ポート７ａから吸入が開始されており、回転
が進むにつれてその容積が増し、図２（４）の状態にな
ると、この空間は分断される。この分断された量に相当
する流体は接点ｂとｅによって形成される空間から補わ
れる。

【００２６】この補われ方について詳述する。図２
（１）の状態の接点ａとｂとにより形成された作動室の
隣の接点ａとｄによって形成された空間は吸入が始まっ
ている。この空間は、一旦図２（３）に示されるように
広がった後、図２（４）になると分断されている。従っ
て、接点ａとｄによって形成された空間の全ての流体が
接点ａとｂによって形成される空間で圧縮される訳では
ない。分断されて接点ａとｄによって形成された空間に
取り込まれなかった流体の体積と同量の流体は、図２
（４）において吸入過程にある接点ｂとｅによって形成
される空間が、図２（１）に示されるように分断され
て、吐出ポート付近の接点ｅと接点ｂとにより形成され
る空間に流入している流体によって充当される。

【００２７】これは、前述したように、各ラップを均等
ピッチで配置したことによる。即ち、ディスプレーサお
よびシリンダの形状が同一輪郭形状の繰返しにより形成
されているため、いずれの作動室も異なる空間から流体
を得てもほぼ同量の流体を圧縮することができるのであ
る。なお、不均等ピッチであっても各空間に形成される
容積が等しくなるように加工を施すことは可能であるが
製作性が悪い。前出のいずれの従来技術においても吸入
過程にある空間が閉じられて内部の流体がそのまま圧縮
され吐出されるのに対して、このように作動室に隣合う
吸入過程にある空間が分断されて圧縮動作を行うことは
本実施形態の特徴の一つでである。

【００２８】以上説明したように、連続的な圧縮動作と
なる作動室がディスプレーサ５の中心部に位置する駆動
軸受５ａの周りにほぼ等ピッチで分散して配設され、各
作動室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駆動軸の回
転角で３６０°ではあるが、本実施形態の場合３個の作
動室が形成され、これらが１２０°ずれた位相で各々吐
出をするので、流体である冷媒を圧縮する圧縮機として
動作させた場合、駆動軸の回転角で３６０°間に３回冷
媒を吐出することになる。

【００２９】さて、圧縮動作を終了した瞬間の空間（接
点ａとｂによって囲まれた空間）を一つの空間として見
做すと、本実施形態の如く巻角が３６０゜の場合、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。

【００３０】次に、このような形状をした容積形圧縮要
素１を組み込んだ圧縮機を図１及び図３を用いて説明す
る。図１及び図３において、容積形圧縮要素１は、上記
詳述したシリンダ４及びディスプレーサ５に加えて、デ
ィスプレーサ５の中心部の軸受５ａに偏心部６ａの一部
を切り欠く形で配設された略弓形のスライダ７が嵌合し
てディスプレーサ５を駆動する駆動軸６、前記シリンダ
４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８と副軸受９、前記主軸受８の端板に
形成された吸入ポ−ト８ａ、前記副軸受９の端板に形成
された吐出ポ−ト９ａ、この吐出ポ−ト９ａを差圧で開
閉する吐出弁１０ａを有する。１１は主軸受８に取り付
けられた吸入カバ−、１２は副軸受９に一体的に吐出室
９ｂを形成するための吐出カバ−である。

【００３１】電動要素２は、固定子２ａと回転子２ｂか
らなり、回転子２ｂは駆動軸６に焼き嵌め等で固定され
ている。この電動要素２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、電動要素２は他の電動機形式、例
えば、直流電動機や誘導電動機でも差し支えない。

【００３２】１３は密閉容器３の内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。
１４は吸入パイプ、１５は吐出パイプ、１６はシリンダ
４の内周壁４ａ及びベ−ン４ｂとディスプレーサ５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９ｂはＯリング等のシ−ル部材１７により密
閉容器３内の圧力と区画されている。

【００３３】本実施形態における容積形流体機械を空調
用圧縮機として利用した場合、その作動ガス（冷媒ガ
ス）の流れを図１により説明する。図中に矢印で示すよ
うに、吸入パイプ１４を通って密閉容器３に入った作動
ガスは、主軸受８に取り付けられた吸入カバ−１１内に
入り吸入ポ−ト８ａを通って容積形圧縮要素１に入り、
ここで駆動軸６の回転によってディスプレーサ５が旋回
運動を行い作動室の容積が縮少することにより圧縮され
る。圧縮された作動ガスは、副軸受９の端板に形成され
た吐出ポ−ト９ａを通り吐出弁１０ａを押し上げて吐出
室９ｂ内に入り、吐出パイプ１５を通って外部に流出す
る。尚、吸入パイプ１４と吸入カバー１１との間に隙間
が形成されている理由は、作動ガスを密閉容器３内にも
流通させることによって電動要素を冷却するためと、作
動ガス中に含まれる非圧縮性液体（潤滑油、液冷媒等）
を効果的に分離するためである。

【００３４】内部に溜められた潤滑油１３は、差圧や遠
心ポンプ作用によって底部から駆動軸６内部に設けられ
た給油穴６ｂを通り、この給油穴６ｂに連通した油穴６
ｃ，６ｄより各摺動部に送られ潤滑する。この一部は作
動室内部にも隙間を通って供給される。

【００３５】ここで、本発明の容積形圧縮要素１の特徴
であるディスプレーサ５の旋回半径εを変化させる駆動
機構の一例を図４乃至図９を用いて説明する。図４
（ａ）は、本発明に係る容積形流体機械のディスプレー
サ駆動軸受５ａにかかる荷重Ｆの極線図、図４（ｂ）
は、駆動機構部のシール力Ｆｓ発生機構の説明図、図５
は本発明に係る容積形流体機械の駆動機構要部斜視図、
図６は本発明に係る容積形流体機械の駆動機構部におけ
る旋回半径可変動作説明図、図７は、図６における旋回
半径可変範囲を示す模式図、図８は本発明に係る容積形
流体機械におけるディスプレーサに作用する自転モーメ
ントＭとシール力Ｆｓによるシール点の接触状態説明
図、図９はディスプレーサに作用する自転モーメントの
計算例である。

【００３６】図４（ａ）に示した、ディスプレーサ５の
駆動軸受５ａにかかる荷重極線図は、図１に示す容積形
圧縮要素１の冷凍条件（例えば作動流体ＨＦＣ１３４
ａ，吸入圧力Ｐｓ＝０．０９５ＭＰａ，吐出圧力Ｐｄ＝
１．０４３ＭＰａ）における計算結果で、ディスプレー
サ５の中心ｏを原点とする静止座標系で表したものであ
る。図中の数字は駆動軸６の回転角を示す。ＦｘとＦｙ
は軸受荷重Ｆｐのｘ方向分力とｙ方向分力である。これ
より、本発明の容積形圧縮要素１の軸受荷重Ｆのベクト
ル軌跡はほぼ円軌跡を描き、駆動軸の回転とともに荷重
方向も回転する回転荷重であることが分かる。このこと
は、駆動軸に固定した回転座標系でみた場合には、荷重
Ｆは駆動軸６に対してほぼ一定方向から働き、駆動軸の
負荷面が固定されることを意味し、本容積形流体機械
は、軸受荷重Ｆｐの一部をシール力として利用できる基
本要件を満足することが分かる。

【００３７】次に、図４（ｂ）及び図５によりシール力
Ｆｓの発生機構を説明する。図において、駆動軸６の偏
心部６ａの一部を切り欠く形でスライド面６ｅが形成さ
れており、このスライド面６ｅに略弓形の部分円筒形状
をしたスライダ７のスライド面７ｂが係合して摺動す
る。偏心部６ａのスライド面６ｅは、ディスプレーサ５
の中心ｏを通り、駆動軸６の中心ｏ’と中心ｏとを結ぶ
線分に直角な平面に対して角度αだけ傾斜して形成され
ている。この角度αをスライド角と呼称する。また、ス
ライダ７の円筒部７ａはディスプレーサ５の駆動軸受５
ａに嵌合して流体潤滑作用により軸受荷重Ｆpを受ける
油膜圧力発生部である。ここで、軸受の油膜厚さを無視
して考えればディスプレーサ５中心ｏは、スライダ７の
円筒部７ａの中心でもある。６ｄはスライド面６ｅに潤
滑油を供給する油穴である。

【００３８】これより、軸受荷重Ｆｐはスライド面６ｅ
に垂直な成分Ｆｎとスライド面６ｅに平行な成分Ｆｓに
分解される。スライド面６ｅに平行な荷重成分Ｆｓはス
ライダ７を斜面に沿って押し上げるように働き（図４
（ｂ）に図示した方向を荷重Ｆｓの正方向とする）、旋
回半径ε（＝ｏｏ’）を増大させてシリンダ４とディス
プレーサ５の噛み合いの接点（シール点）のクリアラン
スをつめるように作用する。即ち、各シール点にシール
力が付与されるようになり、作動流体の内部漏れを低減
して圧縮機の性能を向上することができる。軸受荷重Ｆ
ｐのスライド面６ｅ方向の分力Ｆｓがシール力となる。
ここで、スライド角αの値は、圧縮機の運転条件（吸入
圧力、吐出圧力、回転速度等）を考慮して、常に適正な
シール力Ｆｓ（但し、Ｆｓ＞０）が働くように設定され
る。

【００３９】このように、外径面の一部を切り欠いた形
の平面部が形成された偏心部を有する駆動軸と、この駆
動軸の平面部に係合して摺動し、ディスプレーサ駆動軸
受にかかる荷重を支承するための油膜圧力発生部を有す
る略弓形形状のスライダという２つの部品により、比較
的簡便に構成されることから、低コストの旋回半径可変
手段を提供することができる。

【００４０】次に、本駆動機構における旋回半径可変動
作及び可変範囲について、図６、図７により説明する。
図６（ｂ）において、駆動軸６の偏心部６ａの外径はス
ライダ７の円筒部にあたる油膜圧力発生部７ａの外径
（２点鎖線で図示）よりも半径隙間δだけ小さくなって
いる。この寸法設定状態からスライダ７が偏心部６ａの
スライド面６ｅに沿って破線矢印のように摺動し、旋回
半径εが最大になった状態が図（ａ）で記号εmaxで表
し、旋回半径が最小になった状態が図（ｃ）でεminで
表している。この寸法関係を模式的に示したのが図７で
ある。これより、旋回半径可変範囲は半径隙間δの寸法
により任意に調整することが可能である。

【００４１】例えば、スライド角αが３５°の場合、半
径隙間δを７５μｍにすると旋回半径εは約±４４μｍ
の範囲で可変になる。このように旋回半径εが広い範囲
で変化できることにより、シリンダ４とディスプレーサ
５の輪郭形状の精度を緩和できるとともに、旋回半径が
固定している場合に必要な、両者の絶対寸法に合わせた
最適旋回半径の選定が不要となり組立性を大幅に向上で
きる。

【００４２】さらに、シリンダ４とディスプレーサ５の
噛み合いの接点（シール点）は、駆動軸６の回転角速度
をωとすると相対的に半径εの周速ｖ＝ε・ωの速度で
摺動しているが、これらの移動線接触部が仮に摩耗した
場合でも旋回半径εが大きくなることによってクリアラ
ンスの増加を防止し摩耗補償されることから、摩耗によ
る性能低下を防止することができる。なお、旋回半径可
変範囲はスライダ７の運動追従性や摩耗補償範囲等を考
慮して決められるが、組立性からシリンダとディスプレ
ーサの輪郭形状誤差以上とその下限値が規定される。

【００４３】次に、作動流体の圧縮によってディスプレ
ーサに働く自転モーメントＭと前述したシール力Ｆｓに
よるシール点の接触状態を図８により説明する。ディス
プレーサ５には作動流体の圧縮に伴い、各作動室１６の
内圧による力が作用し、これらの合力の作用線がディス
プレーサ５の中心ｏを通らない場合にはディスプレーサ
５自身を回転させようとするモーメント（自転モーメン
トＭ）を生ずる。本発明の容積形圧縮要素１では、この
自転モーメントは図８に図示するように反時計周りのモ
ーメントになる。この自転モーメントＭを受けられる接
点（シール点）は、図から明らかなように記号ａ，ｂ，
ｄの３点である。理想的にはこの３点が同時に接触する
わけだが、シリンダ４とディスプレーサ５の輪郭形状の
精度を考えた場合にはこの３点のうち少なくともどれか
１点が接触しているといえる。次に、前述したシール力
Ｆｓによる接触点を考える。シール力Ｆｓが働き旋回半
径εを増加させる方向にスライダ７が摺動することによ
り、先の３点以外のシール点、記号ｃ，ｅ，ｆの３点の
うち少なくともどれか１点が接触することになる。

【００４４】ここで、シール点ｃは曲率半径も大きく内
部漏れもおきにくいので積極的に隙間をあけて接触を回
避するような輪郭形状の修整を行えば、シール力Ｆｓに
よる接触点はシール点、記号ｅ，ｆの２点のうちどちら
か１点が接触することになる。これは自転モーメントＭ
と反対方向のモーメントが働いた時の接触点にあたる。
このように、旋回半径εが可変となる駆動機構により、
ディスプレーサ５に作用する作動流体圧縮の反力による
自転モーメントを受ける側のシール点とこの自転モーメ
ントと反対方向のモーメントを受ける側のシール点にお
いて、各々１箇所以上の移動線接触部を有することか
ら、ディスプレーサ５は少なくとも２箇所のシール点で
自転方向の角変位が規定されるためその挙動が安定し、
中心ｏ周りの自転角変位を小さくでき、振動、騒音の低
減に寄与することができる。

【００４５】このことは又、シリンダ４とディスプレー
サ５輪郭形状を性能、信頼性の面からさらに改良できる
ことを示している。図９のＭ１は、本発明の容積形圧縮
要素１におけるディスプレーサ５に作用する自転モーメ
ントの前述したＨＦＣ１３４ａ冷凍条件における計算結
果である。自転モーメントＭ１は駆動軸1回転中に正の
値をとり、常に一方向のモーメントが働くことを示して
いる。旋回半径εが一定の場合には振動、騒音の点から
シール点が離間しないように（歯面分離振動を引き起こ
さないように）ディスプレーサには常に一方向のモーメ
ントが作用するようにしなければならないが、旋回半径
が可変となる本駆動機構においてはこの制約条件が不要
となり、図９の自転モーメントＭ２のような、自転モー
メントの値が正負に切り替わる交番の自転モーメントと
なるシリンダ及びディスプレーサの輪郭形状を選択する
ことが可能となる。

【００４６】このように交番の自転モーメントとなる状
態が、モーメントの絶対値が最も小さくなり、自転モー
メントによるシール点の接触荷重も最も低減できること
になる。したがって、移動線接触部（シール点）の機械
摩擦損失を低減して性能向上できるとともに、接触部の
摩耗に対する信頼性をさらに向上することができる。

【００４７】図１０は、本発明に係る容積形流体機械の
他の駆動機構要部斜視図である。図において、６ｆは駆
動軸６の偏心部６ａを一部切り欠く形で設けられたスラ
イド面６ｅに形成された案内溝で、この案内溝６ｆにス
ライダ７のスライド面７ｂに形成された突起状の案内部
７ｃが係合し、スライダ７の駆動軸スライド面６ｅに沿
う摺動のガイドをするようになっている。なお、案内溝
６ｆは駆動軸６の油穴６ｄと連通しており、スライダ７
のスライド面７ｂ及び案内部７ｃの潤滑を行う油溝を兼
ねている。ここで、案内溝６ｆを駆動軸６の軸心に対し
て直角に形成し、案内溝６ｆとスライダ７の案内部７ｃ
との隙間を小さくすることにより、スライダ７の摺動方
向が駆動軸６の軸心に直角な方向に規定されるようにな
り、スライダ7及びこのスライダ７に嵌合するディスプ
レーサ５の軸方向の振動を抑え、容積形流体機械の振
動、騒音低減が図れる。

【００４８】さて、上記説明した本実施形態、即ち図３
に示す実施形態では、密閉容器３内の圧力が低圧（吸入
圧力）に保持されるタイプの密閉形圧縮機について説明
したが、低圧タイプにすることにより以下のような利点
がある。（１）圧縮された高温の作動ガスによる電動要素２の加
熱が少なく、吸入ガスによって冷却されるため、固定子
２ａ，回転子２ｂの温度が低下し、モ−タ効率が向上し
て性能向上が図ることができる。（２）フロン等の潤滑油１３と相溶性のある作動流体で
は、圧力が低いため潤滑油１３中に溶解する作動ガスの
割合が少なくなり、軸受等での油の発泡現象も起こりに
くくなることから、信頼性を向上することができる。（３）密閉容器３の耐圧を低くでき、薄肉・軽量化を図
ることができる。

【００４９】次に、密閉容器３内の圧力が高圧（吐出圧
力）に保持されるタイプのものについて説明する。図１
１は、本発明の他の実施形態に係る容積形流体機械を圧
縮機として用いた高圧タイプの密閉形圧縮機の要部拡大
断面図である。図１１において、前述の図１〜図３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。図において、８ｂは吸入カバ−１１によって主軸受
８に一体的に形成された吸入室で、シ−ル部材１７等に
よって密閉容器３内の圧力（吐出圧力）と区画されてい
る。１８は吐出室９ｂ内と密閉容器３内を連通する吐出
通路である。容積形圧縮要素１の作動原理等は前述した
低圧（吸入圧力）タイプと同様である。

【００５０】作動ガスの流れは図中に矢印で示すよう
に、吸入パイプ１４を通って吸入室８ｂに入った作動ガ
スは、主軸受８に形成された吸入ポ−ト８ａを通って容
積形圧縮要素１に入り、ここで駆動軸６の回転によって
ディスプレーサ５が旋回運動を行い作動室１６の容積が
縮少することにより圧縮される。圧縮された作動ガス
は、副軸受９の端板に形成された吐出ポ−ト９ａを通り
吐出弁１０ａを押し上げて吐出室９ｂ内に入り、吐出通
路１８を通って密閉容器３内に入り、この密閉容器３に
接続された吐出パイプ（図示せず）より外部に流出す
る。

【００５１】このような高圧タイプの利点は、潤滑油１
３が高圧になっているため、駆動軸６の回転による遠心
ポンプ作用等によって各軸受摺動部に給油された潤滑油
１３がディスプレーサ５の端面の隙間等を通ってシリン
ダ４内に供給され易くなるため、作動室１６のシ−ル性
及び摺動部の潤滑性を向上できる点にある。

【００５２】以上、本発明の容積形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
低圧タイプ、高圧タイプ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。

【００５３】次に、本発明の別の実施例について説明す
る。図１２は、本発明の別の実施形態に係る高圧タイプ
の密閉形圧縮機の要部縦断面図、図１３は、図１２にお
ける駆動機構要部Ｃ−Ｃ矢視図、図１４は、図１２にお
ける駆動機構要部斜視図である。図１２において、前述
の図１〜図３及び図１１と同一の符号を付したものは同
一部品であり、同一の作用をなす。図において、７ｄは
スライダ７と一体に形成されたカウンタウェイトで、デ
ィスプレーサ５の遠心力Ｆｃｄに対向して釣り合うよう
にその偏心質量が決められている。カウンタウェイト７
ｄの偏心質量による遠心力をＦｃｂとすると、Ｆｃｂ＝
Ｆｃｄとなる。８ｃは主軸受８の中心部に、仕切り板１
９とでカウンタウェイト７ｄが収納されるように形成さ
れた空間であるカウンタウェイト室、１９ａは仕切り板
１９の中心部の貫通穴で、貫通穴１９ａの内径はカウン
タウェイト７ｄと一体になったスライダ７が装着可能な
ようにスライダ７の円筒部である油膜圧力発生部７ａの
外径よりも大きくなっている。

【００５４】本実施形態では、ディスプレーサ５の遠心
力Ｆｃｄはスライダ７に一体に取り付けられたカウンタ
ウェイト７ｄの遠心力Ｆｃｂとキャンセルされるため、
ディスプレーサ５の駆動軸受５ａの軸受荷重Ｆには慣性
力の影響は含まれなくなり、作動ガスの圧縮に伴う荷重
だけになる。したがって、軸受荷重Ｆｐの一部を利用し
たシール力Ｆｓにも慣性力はなく、駆動軸６の回転速度
の影響は受けないことになる。

【００５５】図１５に、駆動軸の回転速度ｎとシール力
Ｆｓとの関係を示すが、慣性力の影響がある場合には同
一圧力条件で図のＡのように回転速度ｎが上昇するとと
もにシール力Ｆｓも増加してくるが、本実施形態の場合
には図のように回転速度に依らず一定値となり、シール
機能を保持する最適なシール力に設定できることから、
特に、駆動軸の回転速度が広範囲に変化するインバータ
機に好適な駆動機構で、広い回転範囲で高性能を発揮で
きることになる。なお、本実施形態ではカウンタウェイ
トの遠心力Ｆｃｂとディスプレーサの遠心力Ｆｃｄを完
全に釣り合うようにしたが、回転速度の変化範囲があま
り広くない場合には、ディスプレーサの遠心力の一部と
釣り合うようにカウンタウェイトの偏心質量を設定して
もよい。この場合でも、慣性力の影響を小さくできるた
め高速性能向上の効果がある。

【００５６】以上、シリンダ４の内周に３箇所のベ−ン
４ｂをもつ容積形流体機械について説明してきたが、本
発明はこれに限定されるものではなく、ベ−ン４ｂの数
が２個以上Ｎ個の容積形流体機械に拡張することができ
る（Ｎの値は実用上は８〜１０以下となる）。このよう
にベ−ンの数Ｎが実用できる範囲でしだいに多くなるに
したがって以下のような利点がある。

【００５７】（１）トルク変動が小さくなり、振動・騒
音が低減される。（２）シリンダが同一外径で比較した場合、同じ吸入容
積を確保するためのシリンダ高さが低くなり、圧縮要素
の寸法を小型化できる。（３）ディスプレーサに働く自転モ−メントが小さくな
るため、ディスプレーサとシリンダの摺動部の機械摩擦
損失を低減できるとともに信頼性を向上できる。（４）吸入・吐出配管内の圧力脈動が小さくなり、一層
の低振動、低騒音化を図ることができる。これにより、
医療用や産業用等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。

【００５８】図１６に、本発明の容積形圧縮機を適用し
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
の容積形圧縮機２０、室外熱交換器２１とそのファン２
１ａ、膨張弁２２、室内熱交換器２３とそのファン２３
ａ、４方弁２４から構成されている。一点鎖線２５は室
外ユニット、２６は室内ユニットである。

【００５９】容積形圧縮機２０は、図２に示した作動原
理図に従って動作し、圧縮機を起動することによりシリ
ンダ４とディスプレーサ５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。冷房運転の場合、圧縮された高温・高圧の
作動ガスは破線矢印で示すように吐出パイプ１５から４
方弁２４をとおり室外熱交換器２１に流入して、ファン
２１ａの送風作用で放熱、液化し、膨張弁２２で絞ら
れ、断熱膨張して低温・低圧となり、室内熱交換器２３
で室内の熱を吸熱してガス化された後、吸入パイプ１４
を経て容積形圧縮機２０に吸入される。一方、暖房運転
の場合は、実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１５
から４方弁２４を通り室内熱交換器２３に流入して、フ
ァン２３ａの送風作用で室内に放熱して、液化し、膨張
弁２２で絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、室外
熱交換器２３で外気から熱を吸熱してガス化された後、
吸入パイプ１４を経て容積形圧縮機２０に吸入される。

【００６０】図１７は、本発明の容積形圧縮機を搭載し
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。図において、２７は凝縮器、２７
ａは凝縮器ファン、２８は膨張弁、２９は蒸発器、２９
ａは蒸発器ファンである。容積形圧縮機２０を起動する
ことによりシリンダ４とディスプレーサ５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１５から凝縮器２７
に流入して、ファン２７ａの送風作用で放熱、液化し、
膨張弁２８で絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、
蒸発器２９で吸熱ガス化された後、吸入パイプ１４を経
て容積形圧縮機２０に吸入される。ここに、図１６、図
１７ともに本発明の容積形圧縮機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、ここでは容積形圧
縮機２０として低圧タイプを例にあげて説明したが、高
圧タイプでも同様に機能し、同様の効果を奏することが
できる。

【００６１】これまでに述べた実施形態では、容積形流
体機械として圧縮機を例に挙げて説明したが、本発明は
これ以外にポンプや膨張機及び動力機械にも応用するこ
とができる。また、本発明では運動形態として、一方
（シリンダ側）が固定しもう一方（ディスプレーサ）が
旋回半径εで自転せずに公転運動を行う形式としたが、
相対的に上記の運動と等価な運動形態となる両回転式の
容積形流体機械にも適用することができる。

【００６２】つぎに、本発明の他の実施例に係る可変ク
ランク機構について説明する。図１８は図１（ｂ）と同
様の断面図、図１９は本発明の実施形態を示す可変クラ
ンク機構部の平面図であり、図２０は旋回軸受に作用す
る荷重の大きさとその方向を示す図で、図２１および図
２２はディスプレーサ５のラップ押付け荷重の特性を表
す説明図である。

【００６３】図１８において、ディスプレーサ５の内周
部に圧入された旋回軸受５ａとクランク軸６ａとの間に
はスライダ６０が設置されている。該スライダ６０の形
状は山形をしており、その外周側は旋回軸受５ａとの摺
動面であるため円筒形状である。また、内面側はクラン
ク軸６ａとの摺動面６１とクランク軸６ａとある隙間を
有して形成されている面６２の二つの面を有している。
この二つの内面６１と６２は円弧部63で接続されてい
る。したがって、前記内面６１と６２と対応するクラン
ク軸６ａも二つの平面と円筒面で構成されている。スラ
イダ６０において、円筒面と二つの平面とは円弧６４お
よび６５で接続されており、クランク軸６ａとの摺動面
６１には、油保持手段6６が設けられているが、給油方
法ついては後述する。

【００６４】スライダ６０の円筒面の外周長さは、旋回
軸受の内周長さに対してほぼ１／３以上となっており、
いわゆる部分軸受構造となっている。これは限られたス
ペースに有効に可変クランク機構を構成するためであ
る。つまり、従来技術で実施されているスライダ軸受
（平行な２面にカットされたクランクピン部にスライダ
ブロックを挿入し、スライダブロック全外周で旋回軸受
と摺動させる）構造を本実施形態の圧縮機に適用する
と、クランク軸の強度を考慮すると、旋回軸受外径が大
きくなり、該圧縮機の外径が大きくなる。逆に、圧縮機
の外径を同じにすると、クラン軸径が小さくなりクラン
ク軸の強度が低下したり、軸受特性が低下する。

【００６５】上記した構成は、限られたスペースで両方
の特性を満足させるためには好適である。また、スライ
ダ６６の摺動面６１が開放されているので、その面の加
工が容易に実施可能となる。さらに、スライダ６０の円
筒面は、後述する旋回軸受け荷重を受ける部分でもあ
り、その負荷容量や潤滑油による油膜厚さの形成などか
ら決められるものである。

【００６６】そして、スライダ６０の摺動面６１は、図
１９に示すようにディスプレーサ５の偏心方向に対して
傾斜角（以下、スライド角と呼称）αを有している。デ
ィスプレーサ５には、作動ガスの圧縮に伴うガス圧縮荷
重や自転モーメントの反力およびディスプレーサ５の遠
心力などが合力Ｆpとして作用する。この合力Ｆpはディ
スプレーサ５の旋回軸受５ａで支持するので旋回軸受荷
重となる。

【００６７】つぎに、スライド角αの決め方について説
明する。前記旋回軸受け荷重Ｆpによって常にスライダ
６０がスライド角に沿って図５の左下方向に微動するよ
うにスライド角αを決めればよいことになる。スライダ
６０の摺動面６１には、旋回軸受け荷重Ｆpの摺動面に
直角方向に作用する分力Ｆｎと摺動面に平行に作用する
分力Ｆｓが作用する。この分力Ｆｓによってスライダ６
０がスライド角に沿って図５の左下方向に微動し、さら
に、Ｆｓの偏心方向分力Ｆs’により、ディスプレーサ
５が偏心方向に押付けられる。その結果、前述したシリ
ンダ４の内周壁４ａ及びベ−ン４ｂとディスプレーサ５
の噛み合いの接点（シール点）のクリアランスを原理的
にはゼロとすることができる。

【００６８】ここで、このＦｓの偏心方向分力Ｆs’を
ラップ押付け荷重と呼称し、前記旋回軸受け荷重Ｆpの
作用方向をディスプレーサ５の偏心方向に対してβとす
ると、ラップ押付け荷重Ｆs’は次式で表される。Ｆｓ’＝−Ｆｐ cos （π／２−α＋β）sin α……………（１）（１）式から、ラップ押付け荷重Ｆs’を常に正（但
し、図１９において左方向を正とする）にするには旋回
軸受け荷重Ｆpの作用方向βが重要になる。

【００６９】図２０は上記旋回軸受け荷重Ｆpの大きさ
とその作用方向、つまり、荷重点の軌跡を回転軸6に乗
った座標系で本発明の実施形態と従来技術（スクロール
圧縮機）の比較を示したものである。比較するために圧
縮機の理論行程容積を同じにしている。

【００７０】本発明の実施形態、従来技術（スクロール
圧縮機）ともに、圧縮機の回転速度ｎと圧縮機の吐出圧
力と吸入圧力の比（圧力比）を変化させている。スクロ
ール圧縮機では、旋回軸受け荷重Ｆpの作用方向は、回
転速度や圧力比に対してあまり変化せず偏心方向に対し
てほぼ直角である。これに対して、本発明の実施形態で
は、回転速度や圧力比に対して変化している。つまり、
圧縮機の運転条件によって旋回軸受け荷重Ｆpの大きさ
および作用方向が変化するということである。図6にお
いて、本発明の実施形態の荷重点の軌跡が″おむすび″
形した閉曲線となっているが、この閉曲線は回転軸６が
１回転する間に4回（４条ラップであるため）描かれる
ことになる。本発明の実施形態では、旋回軸受け荷重Ｆ
pの作用方向が回転軸６の回転とともに変化するので、
作用方向βの最大値と最小値がスライド角を決める上で
重要となる。

【００７１】図２１および図２２は、圧縮機の吐出圧力
と吸入圧力を一定として、前記旋回軸受け荷重Ｆpの作
用方向βの最大値および最小値において、スライド角α
をパラメータにして示したラップ押付け荷重Ｆs’の回
転速度特性を示したものである。ラップ押付け荷重Ｆ
s’は、圧縮機の回転速度およびスライド角αを減少す
るに伴い大きくなる。また、旋回軸受け荷重Ｆpの作用
方向βに対しては、スライド角αを最小値で設定するよ
り最大値で設定する方がラップ押付け荷重Ｆs’は大き
くなる。これは、前述した図１９及び図２０からも定性
的に説明がつくものである。しかし、回転速度に対して
はある回転速度を境にして特性が逆転している。

【００７２】以上説明したように、スライダ６０のスラ
イド角αは、旋回軸受け荷重Ｆpの作用方向βの最小値
で決める必要がある。上記構成とすることによって、可
変クランク機構を限られたスペースで有効に構成するこ
とができるとともに、スライダの加工方法を簡単化でき
る。

【００７３】つぎに、上記圧縮機の全体の給油構造につ
いて説明する。前記回転軸６において、下支持軸６ｄの
下端部に固定された給油パイプ４０には、前記密閉容器
３内の底部に貯油され潤滑油の貯油部１２に連通する給
油通路４１が形成されている。

【００７４】また、該給油通路４１には、各軸受けに連
通するように半径方向外向きに形成された副軸受け給油
孔４２、旋回軸受給油孔４３および主軸受給油孔４４が
それぞれ設置されている。さらに、前記副軸受け給油孔
４２と連通するように、下支持軸６ｄには給油溝６ｄ′
が形成されている。前記上支持軸６ｃには、一端を主軸
受給油孔４４に連通するように、他端は上側フレーム７
の上端より上側になるように形成された給油溝（スパイ
ラル溝）４７が設置されている。前記給油通路４１の上
端部には、前記電動機械室２７に通じるようにガス抜き
穴４５および４６が設置されている。また、前記給油パ
イプ４０には下端部には小孔４０ａが設孔されている。

【００７５】ここで、可変クランク機後部の給油構造に
ついて図１８および図１９により説明する。クランク軸
６ａには前記した密閉容器３内の底部に貯油され潤滑油
の貯油部１２に連通する給油通路４１が形成されてお
り、前記スライダ６０の摺動面６１に設けられた油保持
手段6６としての油ポケットとは、前記旋回軸受給油孔
４３によって連通している。ここで、前記油保持手段6
６の他の方法として自己潤滑性の材料等を積層したもの
でもよい。また、スライダ６０の他の面６２とクランク
軸６ａとの間にはある隙間が設けられているが、これは
スライダ６０が微動するときこの二面同士で干渉しない
ようにするとともに、潤滑油の給油路としての作用も持
たせるものである。さらに、円筒面と二つの平面とは円
弧６４および６５で接続されており、逃げ部が形成され
ている。この逃げ部６４はクランク軸６ａの回転に伴い
潤滑油を掻き込む作用をなし、逃げ部６５はスライダが
微動したとき旋回軸受５ａとクランク軸６ａとの間に楔
作用でくい込むことを回避している。

【００７６】よって、回転軸６の回転に伴って、密閉容
器３内の底部に貯油され潤滑油が、遠心ポンプ作用によ
って給油パイプ４０の小孔４０ａより給油通路４１内に
押し上げられる。ここで、副軸受け給油孔４２に流入し
た油は、下支持軸６ｄに形成された給油溝６ｄ′に入
り、副軸受け８ｃの潤滑を行った後、スラストレース２
６の潤滑を行い密閉容器３内の底部に戻る。

【００７７】旋回軸受給油孔４３に流入した油は油ポケ
ット６６に入りスライダ60の摺動面61の潤滑を行なった
後、ここで上下に分かれて、一部は下方に向かい旋回軸
受５ａの潤滑を行った後、上記した給油溝６ｄ′に流入
した油と共に密閉容器３内に戻る。他の油は上方に向か
い旋回軸受５ａの潤滑を行った後、主軸受給油孔４４に
流入した油と合流する。

【００７８】主軸受給油孔４４に流入した潤滑油は、上
支持軸６ｃに形成されたスパイラル溝４７に入り、主軸
受７ｂの潤滑を行った後、前記電動機械室２７に流出さ
れる。そして、上記した電動機械室２７で冷媒より分離
された油と共に、上側フレーム７、端板１０、シリンダ
４、下側フレーム８および吐出カバー１１に形成された
油戻し通路２８ｂを通じて密閉容器３内の底部に還油さ
れる。給油通路４１内の潤滑油は、各軸受けの潤滑を行
うとともに、ディスプレーサ５やシリンダ４に形成され
た給油手段（図示せず）を介して、前記作動室１５との
差圧により両部材の各摺動部にも供給される。上記構成
とすることによって、部分軸受としての負荷容量を十分
に発揮できる油膜圧力を発生することができるととも
に、スライダの摺動部への給油を確実に実施できる。

【００７９】つぎに、本発明の他の実施形態について説
明する。図２４は本発明の他の実施形態に係る可変クラ
ンク機後部の断面図である。ここで、図１８および図１
９に示した実施形態と比較して同一番号を付記したもの
は同一の作用をなす。本実施の形態の特徴は、スライダ
６０の円筒面の外周長さを旋回軸受の内周長さに対して
ほぼ１／２程度としていることである。つまり、スライ
ダ角を同一にしてスライダ６０の二つの内面６１と６２
のなす角度を小さくしたものである。上記構成とするこ
とによって、油膜発生領域を広げることができる。

【００８０】つぎに、本発明の他の実施形態について説
明する。図２４は本発明の他の実施形態に係る可変クラ
ンク機後部の断面図である。ここで、図２４および図5
に示した実施形態と比較して同一番号を付記したものは
同一の作用をなす。本実施の形態の特徴は、スライダ６
０の形状を凹状とし、円筒面の外周長さを旋回軸受の内
周長さに対してほぼ３／４程度としていることである。
つまり、摺動面６１の反対側に内面６７を形成し、クラ
ンク軸との間に間隙を設けるとともに、その先端部に逃
げ部６４を付けた。また。内面６２と６３とは円弧６８
で接続している。

【００８１】上記構成とすることによって、内面６２お
よび６７での潤滑油の保持量を増やすことができる。以
上に述べた実施の形態は、クランク軸に作用する荷重を
２箇所の軸受で支持する両持ち軸受支持構造の容積形流
体機械に限ったものではなく、片持ち軸受支持構造の容
積形流体機械にも適用ができ、上記した効果を発揮する
ことができる。

【００８２】

【発明の効果】以上詳細に説明したように、本発明によ
れば、ディスプレーサを旋回運動させて作動流体を圧縮
したときに、このディスプレーサ駆動軸受にかかる軸受
荷重を利用して旋回半径が可変となる簡便な構造の駆動
手段を具備することにより、加工、組立性を向上すると
ともに、作動流体の内部漏れを低減して性能向上が図
れ、かつ信頼性が高く低コストの容積形流体機械が得ら
れる。また、スライダの摺動部に油保持手段を設け、潤
滑油の貯油部に連通し遠心ポンプ作用を持った給油パイ
プおよび給油通路に連通するように給油孔を設ける構成
とすることにより摺動部への確実な給油を実施すること
ができるので、信頼性の高い容積形流体機械を得ること
ができる。また、このような容積形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】本発明に係る容積形流体機械を圧縮機に適用し
た密閉形圧縮機の圧縮要素の縦断面図及び平面図。

【図２】本発明に係る容積形流体機械の作動原理説明
図。

【図３】本発明に係る容積形流体機械の縦断面図。

【図４】本発明に係る容積形流体機械のディスプレーサ
駆動軸受にかかる荷重の極線図（ａ）と駆動機構部のシ
ール力発生の説明図（ｂ）。

【図５】本発明に係る容積形流体機械の駆動機構要部斜
視図。

【図６】本発明に係る容積形流体機械の駆動機構部にお
ける旋回半径可変動作の説明図。

【図７】図６における旋回半径可変範囲を示す模式図。

【図８】本発明に係る容積形流体機械におけるディスプ
レーサに作用する自転モーメントとシール力によるシー
ル点の接触状態説明図。

【図９】ディスプレーサに作用する自転モーメントの計
算例。

【図１０】本発明に係る容積形流体機械の他の駆動機構
要部斜視図。

【図１１】本発明の他の実施形態に係る密閉形圧縮機の
要部縦断面図。

【図１２】本発明の別の実施形態に係る密閉形圧縮機の
要部縦断面図。

【図１３】図１２における駆動機構要部Ｃ―Ｃ矢視図。

【図１４】図１２における駆動機構要部斜視図。

【図１５】回転速度とシール力の関係説明図。

【図１６】本発明の容積形圧縮機を適用した空調システ
ムを示す図。

【図１７】本発明の容積形圧縮機を適用した冷凍システ
ムを示す図。

【図１８】本発明の他の実施例に係る図１（ｂ）と同様
の断面図

【図１９】本発明に係る可変クランク機構部の平面図

【図２０】本発明における旋回軸受に作用する荷重の大
きさとその方向を示す図

【図２１】本発明におけるディスプレーサ５のラップ押
付け荷重の特性を表す説明図

【図２２】本発明におけるディスプレーサ５のラップ押
付け荷重の特性を表す説明図

【図２３】本発明の他の実施形態に係る可変クランク機
構部の断面図

【図２４】本発明の他の実施形態に係る可変クランク機
構部の断面図

【符号の説明】

１容積形圧縮要素２電動要素３密閉容器４シリンダ４ａ内周壁４ｂベ−ン５ディスプレーサ５ａ軸受６駆動軸６ａ偏心部６ｂ給油穴６ｃ，６ｄ油穴６ｅスライド面６ｆ案内溝７スライダ７ａ油膜圧力発生部７ｂスライド面７ｃ案内部７ｄカウンタウエイト８主軸受８ａ吸入ポ−ト９副軸受９ａ吐出ポ−ト９ｂ吐出室１０ａ吐出弁１０ｂリテーナ１１吸入カバ− １２吐出カバ− １３潤滑油１４吸入パイプ１５吐出パイプ１６作動室１７シ−ル部材１８吐出通路１９仕切り板２０容積形圧縮機２１室外熱交換器２２膨張弁２３室内熱交換器２４４方弁２７凝縮器２８膨張弁２９蒸発器ｏディスプレーサ中心ｏ’ シリンダ中心Ｆｐ軸受荷重Ｆｓシール力

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者竹林昌寛茨城県土浦市神立町502番地株式会社日立製作所機械研究所内 (72)発明者早瀬功茨城県土浦市神立町502番地株式会社日立製作所機械研究所内 (72)発明者畠裕章栃木県下都賀郡大平町大字富田800番地株式会社日立製作所冷熱事業部内 (72)発明者田川茂太郎栃木県下都賀郡大平町大字富田800番地株式会社日立製作所冷熱事業部内 (72)発明者東條健司静岡県清水市村松390番地株式会社日立空調システム内 (72)発明者幸野雄茨城県土浦市神立町502番地株式会社日立製作所機械研究所内Ｆターム(参考） 3H029 AA01 AA13 AA21 AB03 BB21 BB24 BB32 CC05 CC07 CC30 3H039 AA03 AA04 AA11 BB01 BB02 CC01 CC11 CC20 CC32

Claims

【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を
配置し、前記シリンダ中心と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つの空間が形成され、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
ときは複数の空間が形成される容積形流体機械におい
て、前記ディスプレーサの公転運動の旋回半径が実働運
転時に前記シリンダ内壁面と前記ディスプレーサ外壁面
の移動線接触部の形状に沿って変化する駆動手段を具備
したことを特徴とする容積形流体機械。
【請求項２】端板間にディスプレーサとシリンダとを
配置し、前記シリンダ中心と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つの空間が形成され、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
ときは複数の空間が形成される容積形流体機械におい
て、前記シリンダ内壁面と前記ディスプレーサ外壁面
が、前記ディスプレーサに作用する作動流体圧縮の反力
による自転モーメントを受ける側のシール点とこの自転
モーメントと反対方向のモーメントを受ける側のシール
点において、各々１箇所以上の移動線接触部を有するこ
とを特徴とする容積形流体機械。
【請求項３】端板間にディスプレーサとシリンダとを
配置し、シリンダ中心と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つの空間が形成され、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
は複数の空間が形成される容積形体機械において、前記
ディスプレーサを旋回運動させて作動流体を圧縮したと
きに前記ディスプレーサの駆動軸受にかかる軸受荷重の
一部を、前記ディスプレーサと前記シリンダのシール点
の密封力として作用させる駆動手段を具備したことを特
徴とする容積形流体機械。
【請求項４】端板間に平面形状が連続した曲線で構成
される内壁を有するシリンダと、このシリンダの内壁に
対向するように設けられた外壁を有し、旋回運動したと
き前記内壁とこの外壁と前記端板により複数の空間を形
成するディスプレーサとを備えた容積形流体機械におい
て、前記ディスプレーサの公転運動（旋回運動）の半径
が少なくとも前記ディスプレーサと前記シリンダの形状
誤差以上の範囲で可変となる駆動手段を具備したことを
特徴とする容積形流体機械。
【請求項５】端板間に平面形状が連続した曲線で構成
される内壁を有するシリンダと、このシリンダの内壁に
対向するように設けられた外壁を有し、旋回運動したと
き前記内壁とこの外壁と前記端板により複数の空間を形
成するディスプレーサとを備えた容積形流体機械におい
て、前記ディスプレーサを旋回運動させて作動流体を圧
縮したときに前記ディスプレーサの駆動軸受にかかる軸
受荷重の一部を、前記ディスプレーサと前記シリンダの
シール点の密封力として作用させる駆動手段を具備し、
且つ前記ディスプレーサに作用する自転モーメントの方
向が切り替わる交番のモーメントとなるように前記シリ
ンダ内壁及び前記ディスプレーサ外壁の平面形状を構成
したことを特徴とする容積型流体機械。
【請求項６】端板間に平面形状が連続した曲線で構成
される内壁を有するシリンダと、このシリンダの内壁に
対向するように設けられた外壁を有し、旋回運動したと
き前記内壁とこの外壁と前記端板により複数の空間を形
成するディスプレーサとを備えた容積形流体機械におい
て、前記ディスプレーサの遠心力の全部または一部と
釣り合うカウンタウェイトを備え、ディスプレーサの公
転運動の半径（旋回半径）が可変となる駆動手段を具備
したことを特徴とする容積形流体機械。
【請求項７】請求項１、３、４、５又は６において、
駆動手段は、一端が電動要素に固定され、外径面の一部
を切り欠いた形の平面部が形成された偏心部を有する駆
動軸と、前記駆動軸の平面部に係合して摺動し、ディス
プレーサ駆動軸受にかかる荷重を支承するための油膜圧
力発生部を有する略弓形の部分円筒形状のスライダを備
える容積形流体機械。
【請求項８】スライダの摺動方向を駆動軸の軸心に直
角な平面内に規定するための案内部を有する請求項７記
載の容積形流体機械。
【請求項９】請求項１、３、４、５又は６において、
駆動手段は、一端が電動要素に固定され、偏心部を有す
る駆動軸と、駆動軸に対して摺動するスライダを備え、
前記スライダは、前記駆動軸に対して摺動する面がＶ字
形状に形成される容積形流体機械。
【請求項１０】請求項１、３、４、５又は６におい
て、駆動手段は、一端が電動要素に固定され、偏心部を
有する駆動軸と、駆動軸に対して摺動するスライダを備
え、前記スライダは、前記駆動軸に対して摺動する面が
コ字形状に形成される請求項７記載の容積形流体機械。
【請求項１１】前記スライダと前記駆動軸との間の摺
動面に対して、駆動軸を介して給油する通路を備える請
求項９又は１０記載の容積形流体機械。
【請求項１２】前記スライダの負荷面は、ディスプレ
ーサの軸受内周長さの１／３以上である請求項９又は１
０記載の容積形流体機械。