JPH11264384A

JPH11264384A - 容積形流体機械

Info

Publication number: JPH11264384A
Application number: JP6978498A
Authority: JP
Inventors: Hirokatsu Kosokabe; 弘勝香曽我部; Masahiro Takebayashi; 昌寛竹林; Shiyunichi Mitsuya; 俊一三津谷; Kunihiko Takao; 邦彦高尾; Kazuo Sekigami; 和夫関上; Shigetaro Tagawa; 茂太郎田川; Kenichi Oshima; 健一大島; Kenji Tojo; 健司東條
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1998-03-19
Filing date: 1998-03-19
Publication date: 1999-09-28

Abstract

(57)【要約】【課題】端板間にディスプレーサとシリンダとを配置
し、回転軸の回転中心にディスプレーサ中心を合わせた
ときシリンダ内壁面及びディスプレーサ外壁面により一
つの空間が構成され、ディスプレーサ及びシリンダとの
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
れる容積型流体機械において、ディスプレーサにかかる
自転モーメントによる摩耗を低減する。【解決手段】各作動室毎のディスプレーサに働く自転モ
ーメントが、ある軸回転角において、少なくとも一つの
作動室の内圧荷重に起因した自転モーメントが他の作動
室における自転モーメント反対になるようにシリンダ及
びディスプレーサ輪郭形状を構成し、自転モーメントを
軽減した。

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回転軸の
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回転軸の回転角で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回転軸の回転角で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回転軸の回転角で３
６０°以上と長く、圧縮行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（ディスプレーサ）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
搬送する容積形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５−２０２８６９号公報（文献３）及び特
開平６−２８０７５８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、回転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、回転軸の回
転角で約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回転軸
の回転角が短く、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回転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い。

【０００９】この問題を解決するため、特開平９−２６
８９８７号公報（文献５）に示される容積型流体機械が
提案された。この文献５に記載された容積型流体機械
は、吸入終了から吐出終了までの行程が３６０度と長
く、圧縮行程を行っている作動室の隣接作動室では吸入
行程が同時に行われているので、圧損が少なく力学的バ
ランスが良いという、上記文献１乃至４に記載の課題を
克服したものである。

【００１０】

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記文
献５に記載された容積型流体機械では、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。さらに、従来技術ではこ
のような容積形流体機械の騒音低減に関しては何ら言及
されていなかった。

【００１１】本発明の目的は、種々の条件下でディスプ
レーサに働く自転モ−メントを効果的に低減し、摩擦・
摩耗の問題を解決して、信頼性が高くかつ高効率の容積
形流体機械を提供することにある。

【００１２】本発明の他の目的は、シリンダとディスプ
レーサの噛み合いによる騒音を低減できる容積形流体機
械を提供することにある。

【００１３】また、本発明の他の目的は、この容積型流
体機械にマッチした自転防止機構を提供することにあ
る。

【００１４】

【課題を解決するための手段】上記目的は、端板間に設
けられ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、回転軸の回転によって旋回運動し
たとき前記内壁とこの外壁と前記端板により複数の作動
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、前記回転軸の回転方向をモーメントの負と
したとき、前記作動空間はそれぞれ回転軸１回転中に前
記ディスプレーサに前記作動空間内の作動流体の内圧に
よって負の自転モーメントが作用し、かつ全ての作動空
間による自転モーメントの総和が回転軸の１回転中にお
いて正となるように前記シリンダ内壁曲線及び前記ディ
スプレーサ外壁曲線を形成することによって達成され
る。

【００１５】また、上記目的は、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作動空間が形成される
容積形流体機械において、前記ディスプレーサを旋回運
動させる回転軸の回転方向をモーメントの負としたと
き、前記作動空間はそれぞれ回転軸１回転中に前記ディ
スプレーサに前記作動空間内の作動流体の内圧によって
負の自転モーメントが作用し、かつ全ての作動空間によ
る自転モーメントの総和が回転軸の１回転中において正
となるように前記シリンダ内壁曲線及び前記ディスプレ
ーサ外壁曲線を形成することによって達成される。

【００１６】上記他の目的は、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で複数の空間を
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、作動流体の内圧等により前記ディスプレーサに働
くモーメントが一定方向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曲線を形成するとともに、
少なくとも前記シリンダの内壁あるいは前記ディスプレ
ーサの外壁のいずれか一方の表面に、母材よりも軟質で
なじみ性のある表面処理層を設けることにより達成され
る。

【００１７】また、上記他の目的は、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、前
記シリンダに対する前記ディスプレーサ自身の相対的な
回転運動を阻止する自転防止機構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、圧縮反力によって前記ディスプレ
ーサに働くモーメントが一定方向になるように前記シリ
ンダの内壁面及び前記ディスプレーサの外壁面を形成し
て前記自転防止機構とすることによって達成される。

【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
実施の形態を図を用いて説明する。まず、本発明の一実
施形態である容積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)は本発明の一実施形態である容
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（(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は本発明の一実施形
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、本発明
に係る容積形圧縮要素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
わされた圧縮要素（３条ラップと呼称する）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つ存在し
ており、この突出部の数を条数と称し記号Ｎで表す）の
略円弧形状のベ−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（あるいは回転軸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の吐出口８ａ側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）は巻
き角がほぼ３６０°（設計思想は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。尚、この巻き角については詳細を後述す
る）の渦曲線で、外壁曲線（ｇ−ｂ）は巻き角がほぼ３
６０°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。７ａは吸入口であり、８ａは吐出口であり、夫々３
か所対応する端板に設けられている。回転軸６を時計回
りの方向に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１５（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。
前述の巻き角が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。但し、ポンプとして用
いる場合は、吐出口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。図２（１）が吸
入ポ−ト７ａ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９０°回転軸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、吐出口８ａは吐出弁９（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１５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９が自動的に開き、圧縮さ
れた作動ガスは吐出口８ａを通って吐き出される。吸入
終了（圧縮開始）から、吐出終了までの回転軸の回転角
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）の段階で既に吸入口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。

【００２３】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に
着目すると、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、吐出口付近の接点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。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込過程にある空間が
閉じられて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あ
る。

【００２４】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回転軸の回
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°ずれた位相で吐出を
するので、圧縮機として回転軸の回転角で３６０°間に
３回冷媒を吐出することになる。

【００２５】さて、吸入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き角が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。

【００２６】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の中心部の軸受にクランク部６ａが嵌合してディ
スプレーサ５を駆動する回転軸６、前記シリンダ４の両
端開口部を閉塞する端板と回転軸６を軸支する軸受を兼
ねた主軸受７と副軸受８、前記主軸受７の端板に形成さ
れた吸入口７ａ、前記副軸受８の端板に形成された吐出
口８ａ、この吐出口８ａを差圧で開閉する吐出弁９を有
する。但し吐出弁９は機械式等の強制弁でもよい。５ｂ
はディスプレーサ５に形成された貫通穴である。また、
１０は主軸受７に取り付けられた吸入カバ−、１１は副
軸受８に一体的に吐出室８ｂを形成するための吐出カバ
−である。

【００２７】電動要素２は、固定子２ａと回転子２ｂか
らなり、回転子２ｂは回転軸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、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。

【００２８】１２は密閉容器３の底部に溜められた潤滑
油で、この中に回転軸６の下端部が浸かっている。１３
は吸入パイプ、１４は吐出パイプ、１５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８ｂはＯリング等のシ−ル部材１６により密閉容器
３内の圧力と区画されている。

【００２９】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１３を通って密閉容器３に入った作動
ガスは、主軸受７に取り付けられた吸入カバ−１０内に
入り吸入ポ−ト７ａを通って容積形圧縮要素１に入り、
ここで回転軸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８の端板に形成され
た吐出ポ−ト８ａを通り吐出弁９を押し上げて吐出室８
ｂ内に入り、吐出パイプ１４を通って外部に流出する。
尚、吸入パイプ１３と吸入カバー１０との間に隙間が形
成されている理由は、作動ガスを電動機要素２内にも流
通させることによって電動機要素を冷却するためであ
る。

【００３０】内部に溜められた潤滑油１２は遠心ポンプ
作用等によって底部から回転軸６内部に設けられた穴を
通って、各軸受摺動部に送られ潤滑される。また、この
給油された潤滑油の一部は作動室内部にも供給される。

【００３１】図１乃至図３にて説明した本容積型流体機
械の効果を以下説明する。図４は、吸入終了時からの回
転軸の回転角θを横軸にとって本発明における作動室の
容積変化特性（吸入容積Ｖｓと作動室容積Ｖの比で表
す）を他形式の圧縮機と比較して示す。これより本実施
形態に係る容積形圧縮要素１の容積変化特性は、吐出開
始容積比０．３７の空調機の一種の条件（例えば作動ガ
スがフロンＨＣＦＣ２２の場合、吸入圧力Ｐｓ＝０．６
４ＭＰａ，吐出圧力Ｐｄ＝２．０７ＭＰａ）で比べて見
ると、圧縮過程はレシプロ式とほぼ同等で、短時間に圧
縮過程が終了するため作動ガスの漏れが低減され、圧縮
機の能力及び効率を向上することができる。一方、吐出
過程はロ−タリ式（ロ−リングピストン型）よりも約５
０％長くなり、吐出流速が遅くなるため圧力損失が低減
され、吐出過程の流体損失（過圧縮損失）を大幅に低減
して性能向上を図ることができる。

【００３２】図５は、本実施形態における軸１回転中の
仕事量の変化、すなわちガス圧縮トルクＴの変化を他形
式の圧縮機と比較して示す（ここに、Ｔｍは平均トルク
である）。これより本発明の容積形圧縮要素１のトルク
変動はロ−タリ式の約１／１０と非常に小さく、スクロ
−ル式と同等だが、スクロ−ル式のオルダムリングのよ
うな旋回スクロ−ル自転防止のために往復摺動する機構
をもたないため、回転軸系の慣性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。また、スクロ−
ル式のような長い渦巻き形状でないため、加工時間の短
縮、コスト低減が図れるとともに、渦巻き形状を保持す
るための端板（鏡板）が無いので工具を貫通させて加工
ができ、工具を貫通させて加工することができなかった
スクロール式に比べてロータリ式並の加工コストで製作
することができる。

【００３３】さらに、ガス圧によるスラスト荷重はディ
スプレーサに作用しないので、スクロール圧縮機に見ら
れるような圧縮機の性能に重要な影響をおよぼす軸方向
クリアランスの管理もしやすくなるため性能向上が図れ
る。さらに、計算の結果、同一行程容積、同一外径のス
クロール圧縮機と比較すると、圧縮要素の厚みを薄くす
ることができ、圧縮機の小型、軽量化にも寄与すること
ができる。

【００３４】次に前述の巻き角と吸入終了から吐出終了
までの回転軸の回転角θｃとの関係について説明する。
前述の一実施形態では巻き角を３６０°として説明した
が、巻き角を変えることによって圧縮行程の回転軸の回
転角θｃを変えることが可能である。例えば、図２で
は、巻き角が３６０°であるので、吸入終了から吐出終
了までの回転軸の回転角θｃが３６０°で元の状態に戻
る。この巻き角を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回転軸の回転角θｃを小
さくする場合、吐出口と吸入口が連通する状態が生じ、
吐出口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。巻き角を３６０°よりも大
きくすると圧縮行程の回転軸の回転角θｃも３６０°よ
り大きくなり、吸入終了から吐出口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
る。これを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流時に不可逆的
な混合ロスが生じ、圧縮動力の増加になる。また、液体
ポンプとして用いようとしても、吐出口に連通しない作
動室が形成されることからポンプとしては適用しにくく
なる。このため、巻き角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。

【００３５】前述の特開昭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回転軸の回
転角θｃは、θｃ＝１８０゜であり、特開平５−２０２
８６９号公報（文献３）及び特開平６−２８０７５８号
公報（文献４）に記載の流体機械における圧縮行程の回
転軸の回転角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においては回転軸の回転角で
１８０゜、文献３及び文献４においては１５０゜であ
る。

【００３６】圧縮行程の回転軸の回転角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、I
II、IVで示す）の圧縮行程線図を図６（ａ）に示す。但
し、条数Ｎ＝４である。回転軸の回転角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。

【００３７】同様に条数Ｎ＝３であり圧縮行程の回転軸
の回転角θｃが２１０゜の場合を図７（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。

【００３８】このような状態では、作動室が回転軸の周
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、ディスプレーサに働く自転モーメントが過大にな
り、ディスプレーサ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。

【００３９】この問題を解決するため、本実施の形態で
は、圧縮行程の回転軸の回転角θｃが、◆ （（（Ｎ−１）／Ｎ）・３６０゜）＜θｃ≦３６０゜（数１）◆ を満たすように、ディスプレーサ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
述の巻き角が数式１の範囲になっている。図６（ｂ）を
参照すると、圧縮行程の回転軸の回転角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
７（ｂ）では、圧縮行程の回転軸の回転角θｃが、２４
０゜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。

【００４０】このように圧縮行程の回転軸の回転角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、作動室が回
転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、ディスプレーサに働く自転モ
ーメントが低減され、ディスプレーサとシリンダとの接
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。

【００４１】一方、圧縮行程の回転軸の回転角θｃの上
限は数式１によると３６０゜となっている。この圧縮行
程の回転軸の回転角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８を用いて説明する。

【００４２】圧縮行程の回転軸の回転角θｃで３７５゜
となる容積形流体機械を図８に示す。図８（ａ）は、図
中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。この状態から回転軸の回転角で１５゜回
転が進んだ状態を図８（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８（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が合流（連通）する際に、
図８（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、圧縮行程の回転軸の回転角θｃの上限は３
６０゜が望ましい状態である。

【００４３】図９は文献３若しくは文献４に記載された
容積形流体機械の圧縮要素であり、（ａ）が平面図
（ｂ）が側面図である。条数Ｎは３であり、圧縮行程の
回転軸の回転角θｃ（巻き角）は２１０゜である。この
図において、作動室数ｎは図７（ａ）に示したようにｎ
＝１あるいは２となる。この図は回転軸の回転角θが０
゜の状態を示しており、作動室数ｎは２である。本図か
ら明らかなように、ディスプレーサの外周輪郭形状とシ
リンダの内周輪郭形状とにより形成される空間の内、右
側の空間は作動室となってなく、吸入口７ａと吐出口８
ａが連通している。このため、吐出口８ａの隙間容積内
ガスの再膨張により一旦吸入口８ａからシリンダ４内に
流入したガスが逆流し、吸入効率が低下する問題があ
る。

【００４４】ところで、この図に示された容積形流体機
械の圧縮行程の回転軸の回転角θｃを、本実施の形態の
考え方を用いて拡大する場合を考える。圧縮行程の回転
軸の回転角θｃを拡大するためには２点鎖線で図示する
ようにシリンダ４の輪郭曲線の巻き角を大きくしなけれ
ばならないが、図示の如くベーン４ｂの厚さが極端に薄
くなり、作動室数ｎの最大値が条数Ｎ（Ｎ＝３）以上と
なるように圧縮行程の回転軸の回転角θｃを２４０゜よ
り大きくすることは困難である。

【００４５】図１０に図９に示された容積形流体機械と
同一行程容積（吸入容積）、同一外径寸法、同一旋回半
径の容積形流体機械の圧縮要素の実施形態の一例を示
す。この図１０に示された圧縮要素の圧縮行程の回転軸
の回転角θｃは２４０゜より大きい３６０゜を実現して
いる。これは、図９に示された圧縮要素では、作動室を
形成するシール点間が一様な曲線によって構成されてい
るため、例え、本実施の形態の考え方に基づいて圧縮行
程の回転軸の回転角θｃを拡大しようとしても最大で２
４０゜が限界であるが、図１０に示された本実施の形態
による圧縮要素では、シール点間（ａ−ｃ）が一様な曲
線ではなく、接点ｂ付近の形状がディスプレーサから見
て突出するように形成され、ディスプレーサの各条が中
心部から先端部に向かう途中にくびれ部が存在してい
る。これらは図１に示した実施の形態についても云える
ことである。これらの形状により、図１０の接点ａから
接点ｂまでの巻き角を２４０゜より大きい３６０゜とす
ることができ、接点ｂから接点ｃまでの巻き角を２４０
゜より大きい３６０゜とすることができる。この結果、
圧縮行程の回転軸の回転角θｃを２４０゜より大きな３
６０゜とすることができ、作動室数ｎの最大値を条数Ｎ
以上とすることができる。このため、作動室が分散配置
され自転モーメントを小さくすることができる。

【００４６】さらに、このように有効に機能しうる作動
室数が増加したことで、図９に記載の圧縮要素のシリン
ダ高さ（厚み）をＨとしたとき、図１０に記載の圧縮要
素のシリンダ高さは０．７Ｈとなり、３０％低くなるの
で、圧縮要素の小型化を図ることができる。

【００４７】図１１は、本実施形態におけるディスプレ
ーサ５に作用する荷重及びモ−メントの説明図である。
記号θは回転軸６の回転角、εは旋回半径である。作動
ガスの圧縮に伴い、各作動室１５の内圧によってディス
プレーサ５には、図に示すように偏心方向に直角な接線
方向力Ｆｔと偏心方向にあたる半径方向力Ｆｒが作用す
る。ＦｔとＦｒの合力がＦである。この合力Ｆのディス
プレーサ５の中心ｏからのずれ（腕の長さｌ）によって
ディスプレーサを回転させようとする自転モ−メントＭ
（＝Ｆ・ｌ）が働く。この自転モ−メントＭを支えるの
がディスプレーサ５とシリンダ４の接点ｅと接点ｂにお
ける反力Ｒ１と反力Ｒ２である。

【００４８】本実施例における容積型流体機械では常
時、吸入口７ａに近い２ないし３箇所の接点でモ−メン
トを受け、その他の接点には反力が作用しない輪郭形状
となっている（詳細は後述）。本実施例におけるの容積
形圧縮要素１は、ディスプレーサ５の中心部に嵌合され
た回転軸６のクランク部６ａの周りにほぼ等ピッチで吸
入終了から吐出終了までの回転軸の回転角がほぼ３６０
°となる作動室を分散して配設しているため、合力Ｆの
作用点をディスプレーサ５の中心ｏに近付けることがで
き、モ−メントの腕の長さｌを縮少して自転モ−メント
Ｍを低減することができる。したがって、反力Ｒ１と反
力Ｒ２が軽減される。また、接点ｅと接点ｂの位置から
わかるように、自転モ−メントＭをうけるディスプレー
サ５とシリンダ４の摺動部位を、温度が低く油粘度の高
い作動ガスの吸入口７ａ付近になるようにしているため
摺動部の油膜が確保され、摩擦・摩耗の問題を解決した
信頼性の高い容積形圧縮機を提供することが出来る。

【００４９】図１２は作動流体の内圧によってディスプ
レーサに働く軸１回転中の自転モーメントＭを図９に示
された圧縮要素及び図１３に示された圧縮要素で比較し
たものである。計算条件は作動流体ＨＦＣ１３４ａの冷
凍条件（吸入圧力Ｐｓ＝０．０９５Ｍｐａ、吐出圧力Ｐ
ｄ＝１．０４３Ｍｐａ）である。これにより作動室数ｎ
の最大値が条数以上となる本実施の形態による圧縮要素
では、吸入終了から吐出終了までの圧縮行程にある作動
室が回転軸の周りにほぼ等ピッチで分散して配置される
ため力学的なバランスがよくなり、圧縮による荷重ベク
トルがほぼ中心を向くように構成できる。このためディ
スプレーサに働く自転モーメントＭを低減することがで
きる。この結果、ディスプレーサとシリンダの接触荷重
も軽減され機械効率を向上することができると共に圧縮
機としての信頼性を向上することができる。

【００５０】ここで、吸入口７ａと吐出口８ａとが連通
する期間と圧縮行程の回転軸の回転角との関係について
説明する。吸入口と吐出口が連通する期間、すなわち作
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）までの間の回転軸の回転角で表すタイムラグΔ
θは、圧縮行程の回転軸の回転角θｃとして、Δθ＝３
６０゜−θｃで表される。

【００５１】Δθ≦０゜の場合は、吸入口と吐出口が連
通する期間が存在しないため、吐出口の隙間容積内ガス
の再膨張による吸入効率の低下はない。

【００５２】Δθ＞０゜の場合には吸入口と吐出口が連
通する期間が存在するため、吐出口の隙間容積内ガスの
再膨張に起因する吸入効率の低下が起こり、圧縮機の
（冷凍）能力が低下することになる。また、吸入効率
（体積効率）の低下は圧縮機のエネルギ効率である断熱
効率あるいは成績係数の低下にもつながる。

【００５３】圧縮行程の回転軸の回転角θｃはディスプ
レーサあるいはシリンダの輪郭曲線の巻き角と吸入口及
び吐出口の位置によって決定される。ディスプレーサあ
るいはシリンダの輪郭曲線の巻き角を３６０゜にした場
合には、圧縮行程の回転軸の回転角θｃは３６０゜にで
きると共に吸入口あるいは吐出口のシール点を移動する
ことによってθｃ＜３６０゜にもすることができる。し
かし、θｃ＞３６０゜にはすることはできない。例え
ば、前述の図８に示した圧縮要素の圧縮行程の回転軸の
回転角θｃ＝３７５゜を吐出口の位置や大きさを変える
ことによりθｃ＝３６０゜に変更することができる。こ
れは、図８における吸入終了状態の直後に作動室１５ａ
と作動室１５ｂとが連通するように吐出口を大きくする
ことにより実現することができる。このような変更を行
うことによりθｃ＝３７５゜の時に発生していた２つの
作動室の圧力上昇が異なるために起こる不可逆的な混合
ロスを低減することができる。従って、輪郭曲線の巻き
角は、圧縮行程の回転軸の回転角θｃを決定する必要条
件ではあるが十分条件ではないと云うことができる。

【００５４】さて、上記説明した本実施形態では、密閉
容器３内の圧力が低圧（吸入圧力）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。

【００５５】（１）圧縮された高温の作動ガスによる電
動要素２の加熱が少ないため、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を図る
ことができる。

【００５６】（２）フロン等の潤滑油１２と相溶性のあ
る作動流体では、圧力が低いため潤滑油１２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
象が起こりにくく、信頼性を向上することができる。

【００５７】（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。

【００５８】次に、密閉容器３内の圧力が高圧（吐出圧
力）タイプのものについて説明する。図１３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１３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、７ｂは吸入カバ−１０によって主軸受７に一体的
に形成された吸入室で、シ−ル部材１６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。１７は
吐出室８ｂ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。

【００５９】作動ガスの流れは図中に矢印で示すよう
に、吸入パイプ１３を通って吸入室７ｂに入った作動ガ
スは、主軸受７に形成された吸入口７ａを通って容積形
圧縮要素１に入り、ここで回転軸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１５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８の端板に形成された吐出口８ａを通り吐出弁９を
押し上げて吐出室８ｂ内に入り、吐出通路１７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。

【００６０】このような高圧タイプの利点は、潤滑油１
２が高圧になっているため、回転軸６の回転による遠心
ポンプ作用あるいは差圧等によって各軸受摺動部に給油
された潤滑油１２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１
５のシ−ル性及び摺動部の潤滑性を向上できる点にあ
る。

【００６１】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。

【００６２】ところで、ディスプレーサに働く自転モー
メントが、文献１乃至４に記載された容積型流体機械に
比較して、作動室を分散して配置する輪郭形状とするこ
とによって軽減されていることを前記した。しかしなが
ら、単に作動室を分散配置するだけではまだ自転モーメ
ントが大きく、自転モーメントを受ける接点における摩
耗が大きいという問題があることが判明した。この問題
を解決する実施例を図１４を用いて説明する。図１４に
おいて、前述の図１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。圧縮機が運転される種々の圧
力条件、特に吐出圧力Ｐｄと吸入圧力Ｐｓの比で表され
る圧力比が高いといった過酷な条件下でも、作動ガスの
圧縮反力としてディスプレーサ５に働く自転モーメント
を効果的に軽減できる圧縮要素形状を示している。図に
おいて、１５ａ，１５ｂ，１５ｃの３つの作動室が形成
されており、条数Ｎ＝３である３条ラップで前述した数
式１の基本関係を満足している。

【００６３】圧縮要素形状として、図１に示したラップ
形状（輪郭形状）に比べて、吐出口８ａ近傍のシリンダ
４の内壁及びディスプレーサ５の外壁の輪郭形状を変更
している。すなわち、吐出口８ａ近傍のシリンダ４の内
壁輪郭先端部を図１に示したシリンダ４よりも外方（軸
中心から離れる方向）に向け、これに呼応するディスプ
レーサ５の外壁輪郭先端部を図１に示したディスプレー
サ５よりも内方（軸中心に近づく方向）に向け、太くな
るように変更している。これによりディスプレーサ５に
働く自転モーメントに抗する逆向き（負）のモーメント
を発生させてトータルの自転モーメントが軽減される。
以下この作用を説明する。

【００６４】作動室１５ａの内圧による荷重Ｆ１は作動
室１５ａを構成する２つの接点ａ，ｂを結ぶ線分長さと
ディスプレーサ５の高さを乗じた面積に作動室１５ａ内
の圧力と吸入圧力Ｐｓとの差圧を乗じて計算され、その
作用位置は接点ａ，ｂを結ぶ線分の垂直２等分線上に代
表して表される。同様に作動室１５ｂの内圧による荷重
Ｆ２及び作動室１５ｃの内圧による荷重Ｆ３も求めら
れ、これらの３つの荷重の合力がＦとなり、合力Ｆの作
用位置を図１及び図１０で示した輪郭形状の圧縮部より
もディスプレーサ５の中心ｏに近づけられることから自
転モーメントＭを軽減することができる。図１５は作動
流体ＨＦＣ１３４ａの冷凍条件（吸入圧力Ｐｓ＝０．０
９５ＭＰａ、吐出圧力Ｐｄ＝１．０４３ＭＰａ）におけ
る軸１回転中の自転モーメントＭとこの自転モーメント
Ｍを構成する各作動室の内圧による荷重Ｆ１，Ｆ２，Ｆ
３によるモーメントＭ１，Ｍ２，Ｍ３を分解して図示し
たものである。

【００６５】これより、１つの作動室、細い実線で図示
した作動室１５ａの内圧によるモーメントＭ１の変化を
みると、軸回転角θの後半にモーメントが負になり自転
モーメントＭと逆方向のモーメントが発生しているのが
分かる。他の２つの作動室もモーメントＭ１を１２０°
位相をずらした形（それぞれ破線、一点鎖線で図示）で
表されることから、ある軸回転角θにおける自転モーメ
ントの和は、この逆方向のモーメントの作用により自転
モーメントＭが小さくなる。この自転モーメントＭを支
えるシリンダ４との接点（図１４の接点ａ，ｂ，ｇ）に
おける反力（接触荷重）が軽減され、接触部の信頼性を
向上できるとともに、機械摩擦損失も低減して容積形流
体機械の高効率化を図ることができる。また、シリンダ
４とディスプレーサ５の接触荷重が低減されることか
ら、ディスプレーサ５中心に位置する軸受５ａの軸受荷
重の大きさ及び荷重変動が低減され、回転軸６のガス圧
縮トルクの変動もより少なくできることから振動・騒音
の低減にも寄与できる。

【００６６】図１６は本発明の別の実施形態に係わる容
積形流体機械の圧縮要素である。図１６の実施形態は、
図１４に示した圧縮要素よりもさらに吐出口８ａ近傍の
シリンダ４の内壁及びディスプレーサ５の外壁を拡大し
て、自転モーメントＭの低減を図ったものである。圧縮
行程後半に当たる作動室１５ｃの内圧による荷重Ｆ３に
よるモーメントが自転モーメントＭと逆方向となってお
り、合力Ｆの作用位置がディスプレーサ５のほぼ中心ｏ
を向いていることからも自転モーメントが低減されてこ
とが分かる。

【００６７】ここで、図１４に示した輪郭形状と図１６
に示した輪郭形状について詳説する。両図にのディスプ
レーサ位置は、軸回転角で図１に示したディスプレーサ
位置より数度進んでいる。接点ａ及び接点ｂにより囲ま
れた作動室は、吸入行程が終了した直後であるので、内
圧荷重Ｆ１は小さく、またベクトルの向きは旋回方向と
反対の反時計回りである。接点ｃ及び接点ｄにより囲ま
れた作動室は、吐出行程に入っているので、内圧荷重Ｆ
２の大きさは比較的大きく向きは自転方向である。

【００６８】一方、接点ｅ及び接点ｆにより囲まれた作
動室は吐出行程であるので、内圧荷重Ｆ３はこの図に示
された軸回転角度では、最も大きな値である。この内圧
荷重Ｆ３のベクトルの向きは、図１４の軸回転角位置で
は、ほぼ中心方向を向いているが、この状態から旋回が
進むと、接点ｅと接点ｆとを結ぶ直線の法線の方向は軸
中心よりも図上で右寄りになり、この内圧ベクトルによ
って負（時計回り）の自転モーメントが発生する。これ
に対して、図１６に示した輪郭形状の圧縮機では、図１
４に示した軸回転角であるにも拘わらず接点ｅ及び接点
ｆにより囲まれる作動室の内圧荷重Ｆ３の方向は、既に
負の自転モーメントとなっている。これは、前述した如
く、吐出口８ａ近傍のディスプレーサ先端形状及びシリ
ンダ先端形状を、ベーン先端を外方に、ディスプレーサ
先端を内方に向かうよう形成したことによる。尚、この
部分の形状を種々変えることで合力Ｆによる自転モーメ
ントＭの大きさを設計的に変化させることができる。

【００６９】図１７は、前掲のＨＦＣ１３４ａの冷凍条
件で、本発明の一実施形態である図１０、図１４、図１
６に示された圧縮要素のディスプレーサに働く軸１回転
中の自転モーメントを比較したものである。自転モーメ
ントの大きさは図１０の圧縮要素、図１４の圧縮要素、
図１６の圧縮要素の順となり、図１６に示された圧縮要
素では軸１回転中に自転モーメントが正負に振れる交番
のモーメントになっている。

【００７０】図１８はさらにこれら３つの圧縮要素の圧
力比変化時（作動流体ＨＦＣ１３４ａ、吸入圧力Ｐｓ＝
０．０９５ＭＰａ一定）の自転モーメントの変化を計算
したものである。尚、ここで自転モーメントは軸１回転
中の平均値で比較している。これより、図１４に示され
た圧縮要素は圧力比の高い条件で図１０に示された圧縮
要素よりも自転モーメントが低減されることから、特に
高圧力比（１０以上）となる冷蔵庫などの冷凍システム
に好適な容積形圧縮機の圧縮要素といえる。一方、図１
６に示された圧縮要素は高圧力比になると自転モーメン
トは負になるが、通常の空調システムの圧力条件である
圧力比１０以下（ルームエアコン、パッケージエアコン
ともに３〜５）の範囲では最も自転モーメントが小さく
なり、空調システムに好適な容積形圧縮機の圧縮要素と
いえる。尚、ここでは吸入圧力Ｐｓの低い条件しか示し
ていないが吸入圧力の高い空調条件でも図１８と同様の
傾向となることを確認している。

【００７１】以上述べた本発明の一実施形態によれば、
運転圧力条件等のシステム側の要求仕様に適合するよう
に圧縮要素形状を任意に選定するすることが可能とな
り、設計の自由度が広く、各システムに最適な容積形圧
縮機を提供できるため、システム性能をより向上するこ
とができる。

【００７２】図１９は、前述の図１０及び図１６に示さ
れた圧縮要素をそれぞれ電動要素と一体化し密閉形圧縮
機に組み立てて、作動流体ＨＦＣ１３４ａの冷凍条件
（吸入圧力Ｐｓ＝０．０９５ＭＰａ、吐出圧力Ｐｄ＝
１．０４３ＭＰａ）で圧縮機単体の騒音を比較した実験
結果を示す。横軸に圧縮機回転数をとって両者の音圧レ
ベルを比較した結果、図１０に示された圧縮要素（実
線）は図１６に示された圧縮要素（一点鎖線）に比べ、
約７〜１３ｄＢ（デシベル）騒音低減できることが分か
った。また、この騒音の違いはディスプレーサに働く自
転モーメントの差に起因していることが確認された。す
なわち、図１７をみると、図１０に示された圧縮要素は
自転モーメントが常に正となり、ディスプレーサに一定
方向のモーメントが働いているのに対し、図１６に示さ
れた圧縮要素では、軸１回転中に３回正負に切り替わる
交番の自転モーメントとなっている。このため、図１０
に示された圧縮要素ではシリンダとディスプレーサの接
触部である自転防止区間でのみ両者の接触は保たれ、そ
れ以外では接触しないのに対し、図１６に示された圧縮
要素では交番の自転モーメントにより自転防止区間の途
中でシリンダとディスプレーサの接触が断たれ、これま
での自転モーメントの方向とは反対側の部位で接触し、
この接触の衝撃により加振される歯面分離振動を起こし
ていることが実験後の摺動部の観察からも確認された。
従って、作動流体の内圧によってディスプレーサに働く
モーメントを一定方向に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容積形流体
機械の騒音低減を図ることができる。すなわち、この種
の圧縮機の自転防止機構としては、常に一方向に自転モ
ーメントを働かせ、かつ複数の作動室のうち少なくとも
一つの作動室の内圧荷重に起因した自転モーメントを他
の作動室の内圧荷重による自転モーメントと反対の自転
モーメントとなるようにラップの輪郭形状を形成するこ
とで、オルダム継手などの別部材の自転防止機構を用い
ずに、自転防止機構を構築することができる。尚、ここ
では自転防止機構をディスプレーサに働く自転モーメン
トをシリンダとの接触で受ける場合について説明した
が、本発明はこれに限定されるものではなく、オルダム
継手等の自転防止機構を別に設けた場合にも、この自転
防止機構の振動が低減されて同様の騒音低減効果を奏す
る。

【００７３】図１９には、さらに、図１０に示された圧
縮要素のシリンダの内壁面に表面処理を施した場合の騒
音実験結果も破線で併記している。これより、シリンダ
内壁のディスプレーサとの接触摺動部に表面処理層を形
成することにより、特に高速回転側でさらに１０ｄＢ
（デシベル）以上の騒音低減が図れることが分かった。
図２０はこの時のシリンダ内壁面に形成した表面処理層
の模式図である。図において、１８はシリンダ４の内壁
面に形成された表面処理層であり、母材（実験では、シ
リンダ及びディスプレーサの材料は鋳鉄あるいは鉄系金
属である）よりも軟質でなじみ性があり、潤滑油の保持
性が高い皮膜でたとえばリン酸マンガン皮膜等である。
このような表面処理層をシリンダとディスプレーサの接
触部間に形成することにより、表面処理皮膜のなじみ性
の効果で摺動面が平滑化されるとともに、摺動部の潤滑
性も向上して金属接触が低減され、油膜のダンピング作
用等が働いてシリンダとディスプレーサの噛み合いに伴
う摺動騒音が大幅に低減されることが確認された。他に
同様の効果を発揮する表面処理法としては、母材が鋳
鉄、鋼関係では浸硫、窒化処理、アルミニウム合金では
陽極酸化にフッ素樹脂含浸処理等が挙げられる。尚、表
面処理層はシリンダ内壁でなくディスプレーサ外壁に形
成してもよく、また、摺動部に限らず表面の全面に形成
してもよい。

【００７４】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される（Ｎの値
は実用上は８〜１０以下となる）。このとき、負の自転
モーメントを発生させる作動室数は少なくとも一つあれ
ば自転モーメントを低減することができるが、不足の場
合負の自転モーメントを発生させる作動室数を増加させ
ても良い。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。

【００７５】（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Ｖｓ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。

【００７６】以上説明した容積型流体機械は、冷暖房が
可能なヒ−トポンプサイクルの空調システムに適用でき
る。前述の図３で説明した容積形圧縮機３０、室外熱交
換器とその室外ファン、膨張弁、室内熱交換器とその室
内ファン、４方弁から構成されている。容積形圧縮機３
０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。

【００７７】冷房運転の場合、圧縮された高温・高圧の
作動ガスは吐出パイプ１４から４方弁を通り室外熱交換
器に流入して、室外ファンの送風作用で放熱、液化し、
膨張弁で絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、室内
熱交換器で室内の熱を吸熱してガス化された後、吸入パ
イプ１３を経て容積形圧縮機３０に吸入される。

【００７８】一方、暖房運転の場合は、４方弁を切り換
えることにより冷媒は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１４から４方弁を
通り室内熱交換器に流入して、室内ファンの送風作用で
室内に放熱して、液化し、膨張弁で絞られ、断熱膨張し
て低温・低圧となり、室外熱交換器で外気から熱を吸熱
してガス化された後、吸入パイプ１３を経て容積形圧縮
機３０に吸入される。

【００７９】また、この容積形圧縮機は冷蔵庫などの冷
凍（冷房）専用サイクルにも適用可能である。

【００８０】容積形圧縮機３０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・高圧の作動ガスは吐出パイプ
１４から凝縮器に流入して、ファンの送風作用で放熱、
液化し、膨張弁で絞られ、断熱膨張して低温・低圧とな
り、蒸発器で吸熱ガス化された後、吸入パイプ１３を経
て容積形圧縮機３０に吸入される。ここに、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３０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。

【００８１】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、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）がほぼ
一定の旋回半径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。

【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、ディスプレーサに働く自転モ−メントを軽減して
ディスプレーサとシリンダ間の摩擦損失を低減すること
により、性能向上が図れかつ低騒音で信頼性の高い容積
形流体機械が得られる効果を有する。

【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】本発明における作動室の容積変化特性図。

【図５】本発明におけるガス圧縮トルク変化図。

【図６】４条ラップにおける回転軸の回転角と作動室と
の関係を示す図。

【図７】３条ラップにおける回転軸の回転角と作動室と
の関係を示す図。

【図８】圧縮要素の巻き角が３６０゜より大きい場合の
動作説明図。

【図９】圧縮要素の巻き角の拡大を説明する図。

【図１０】図１に示した容積形流体機械の変形例。

【図１１】本発明のディスプレーサに作用する荷重及び
モ−メント説明図。

【図１２】圧縮要素の回転軸の回転角と自転モーメント
比との関係を示す図。

【図１３】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１４】本発明の他の実施形態に係る容積形流体機械
の圧縮要素図。

【図１５】図１４に示した容積形流体機械のディスプレ
ーサに働く軸１回転中の自転モーメント図。

【図１６】本発明の別の実施形態に係る容積形流体機械
の圧縮要素図。

【図１７】図１０と図１４と図１６に示した圧縮要素の
軸１回転中の自転モーメントの比較図。

【図１８】図１０と図１４と図１６に示した圧縮要素の
圧力比変化時の自転モーメント比較図。

【図１９】図１０と図１６に示した圧縮要素の回転数に
対する音圧レベルの比較図。

【図２０】シリンダ内壁面に形成した表面処理層の模式
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、５ｂ…貫通穴、６…回転軸、６
ａ…クランク部、７…主軸受、７ａ…吸入口、８…副軸
受、８ａ…吐出口、８ｂ…吐出室、９…吐出弁、１０…
吸入カバ−、１１…吐出カバ−、１２…潤滑油、１３…
吸入パイプ、１４…吐出パイプ、１５…作動室、１６…
シ−ル部材、１７…吐出通路、１８…表面処理層、３０
…容積形圧縮機、ｏ…ディスプレーサ中心、ｏ’…シリ
ンダ中心。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者高尾邦彦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)発明者関上和夫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)発明者大島健一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番地株式会社日立製作所空調システム事業部内

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】端板間に設けられ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、回転軸の
回転によって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作動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、前記回転軸の回転
方向をモーメントの負としたとき、前記作動空間はそれ
ぞれ回転軸１回転中に前記ディスプレーサに前記作動空
間内の作動流体の内圧によって負の自転モーメントが作
用し、かつ全ての作動空間による自転モーメントの総和
が回転軸の１回転中において正となるように前記シリン
ダ内壁曲線及び前記ディスプレーサ外壁曲線を形成した
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
きは複数の作動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を旋回運動させる回転軸の回転
方向をモーメントの負としたとき、前記作動空間はそれ
ぞれ回転軸１回転中に前記ディスプレーサに前記作動空
間内の作動流体の内圧によって負の自転モーメントが作
用し、かつ全ての作動空間による自転モーメントの総和
が回転軸の１回転中において正となるように前記シリン
ダ内壁曲線及び前記ディスプレーサ外壁曲線を形成した
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、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
きは複数の作動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に複数箇所の自転防止区間を備
え、この自転防止区間でのみ前記シリンダと前記ディス
プレーサが接触摺動する容積形流体機械。
【請求項４】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
きは複数の作動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を旋回運動させる回転軸のある
回転角で、前記複数の作動空間のうち少なくとも一つの
作動空間の内圧荷重による前記ディスプレーサへの回転
モーメントが他の作動空間の回転モーメントと反対の回
転モーメントとなるように前記シリンダ内壁形状及び前
記ディスプレーサ外壁形状とした容積形流体機械。
【請求項５】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、前記シリンダに対する前記
ディスプレーサ自身の相対的な回転運動を阻止する自転
防止機構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、圧
縮反力によって前記ディスプレーサに働くモーメントが
一定方向になるように前記シリンダの内壁面及び前記デ
ィスプレーサの外壁面を形成して前記自転防止機構とし
た容積形流体機械。
【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作動空間を
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、作動流体の内圧等によって前記ディスプレーサに
働くモーメントが一定方向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曲線を形成し、冷蔵庫用
圧縮機とした容積形流体機械。
【請求項７】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作動空間を
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、作動流体の内圧等によって前記ディスプレーサに
働くモーメントの方向が変化す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曲線を形成し、冷蔵庫用
圧縮機とした容積形流体機械。
【請求項８】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、少なくとも前記シリンダの内壁あるいは前記ディス
プレーサの外壁のいずれか一方の表面に表面処理層を設
けた容積形流体機械。
【請求項９】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
抗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、少なくとも前記シリンダの内壁あるいは前記ディス
プレーサの外壁のいずれか一方の表面に母材よりも軟質
の皮膜を形成した容積形流体機械。