JPH1137065A - 容積形流体機械 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 吐出過程の流体損失をスクロール式流体機械
並に小さくし、吸入流体損失が小さくディスプレーサ端
面のシール性の高い容積形流体機械を提供すること。 【解決手段】 断面形状が連続した曲線で構成される中
空シリンダ４内で旋回することにより複数の吐出ポート
８ａから作動流体を吐出する容積形流体機械１の吸入流
路７ａは端板７を貫通し、もしくはさらにシリンダ４に
も流路を形成した構成を備える。

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度と短く、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回転軸の回転角で３６０度であ
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と同様に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度
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度程度）ため吐出過程の圧力損失が小さく、か
つ、一般に複数の圧縮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回転
軸の回転角で３６０度以上と長く、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５−２
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ピストン
と、このピストン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、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特長を備えている。し
かしながら、吸入流路はケーシング内に構成された大き
な空間と、前記ケーシングと外側ランナの間に構成され
る広い空間が兼用され、さらには内側ランナのディスク
部で一時的に流路が絞られているため、圧縮機吸入ポー
トから圧縮室内に流入するまでに吸入気体が過熱された
り、吸入気体の流動に基づく吸入圧損が生じるため圧縮
機性能が低下するという問題があった。

【０００８】また、上記文献４においては潤滑油の存在
はもとより潤滑油経路などの記載に十分な配慮がなされ
ておらず、圧縮作動室内への潤滑油供給手段などが明記
されていないため、圧縮作動室内の潤滑やシール性能確
保と言う点で問題があった。また、ピストンを構成する
複数のベーンとシリンダとによって形成される個々の圧
縮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θｃで約１８０度（２１０度）と短い（ロータ
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、個々の圧縮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圧縮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
く、圧縮された作動流体からの反力としてピストンに、
ピストン自身を回転させようとする自転モーメントが過
大に作用し、ベー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】本発明の第１の目的は、吸入気体の流体損
失を小さくできる旋回揺動形の容積形流体機械を提供す
ることにある。本発明の第２の目的は、圧縮作動室の内
の吸入圧縮作動室内の潤滑を良好に保つとともに潤滑油
シール効果を高めてディスプレーサに働く自転モーメン
トに打ち勝って、摩擦・摩耗の問題を解決して信頼性が
高く、効率の良い容積形流体機械を提供することにあ
る。

【００１０】

【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、圧縮機吸入口と前
記複数の空間を端板に設けた連通孔と前記シリンダに設
けた吸入流路を介して連通状態に構成したり、端板間に
ディスプレーサとシリンダとを別体的に配置し、前記デ
ィスプレーサの中心部に回転軸を配設してボルトなどの
締結手段により一体化して複数の圧縮作動空間を構成し
た圧縮機構部を潤滑油と共に密閉容器内に収納し、該潤
滑油が前記ディスプレーサの中心部から該前記ディスプ
レーサ端面の隙間を通って吸入圧縮作動室内に流入でき
るようにすると共に、圧縮機吸入口と前記複数の空間を
端板に設けた連通孔を介して連通状態に構成したことに
より達成できる。

【００１１】上記第２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中心部に潤
滑などのための給油流路を設けた回転軸を配置し、該回
転軸に電動要素を設けて潤滑油と共に密閉容器内に収納
し、回転軸の回転に連動して運動する該ディスプレーサ
の端面に凹部を設け、圧縮機吸入口と前記複数の空間を
端板に設けた連通孔と前記シリンダ内に設けた吸入流路
を介して連通状態に構成したり、回転軸の軸方向に対し
て略直交する面に平行してに前記複数の空間と連通する
吸入流路を前記シリンダに設けることによって達成でき
る。

【００１２】さらには、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の中心部に潤滑などの
ための給油流路を設けた回転軸を配置し、回転軸の回転
に連動して運動する該ディスプレーサの端面と端板間に
少なくとも潤滑油が通る溝部を設けるとともに、圧縮機
吸入口と前記複数の空間を端板に設けた連通孔と前記シ
リンダに設けた吸入流路を介して連通状態に構成するこ
とにより達成できる。

【００１３】さらには、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、機械の運転中に生じる自転モーメントを前
記ディスプレーサと前記シリンダ壁面で受けるように構
成すると共に、圧縮機吸入口と前記複数の空間を端板に
設けた連通孔と前記シリンダに設けた吸入流路を介して
連通状態に構成したり、前記端板に設けた連通孔を回転
軸の軸心方向から透視してみたとき、端板に設けた連通
孔は前記シリンダ上に配設されると共に回転軸の回転に
伴って前記ディスプレーサ上に間欠的に配設されるよう
な位置に構成したことにより達成される。

【００１４】

【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型
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型圧縮機の縦断面図である。

【００１５】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（図３に示した
要素２）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)には同様の輪郭形状が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度（中心ｏ’）毎に同じような形
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）のベーン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）及びベーン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一定幅の隙間が形成される様に
構成されている。

【００１６】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はディスプレーサ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及びベーン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、ベーン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
る各円弧角の合計を示す巻き角がほぼ３６０度（設計思
想は３６０度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）も巻き角がほぼ３６０度の渦曲線である。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度）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。

【００１７】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度）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。

【００１８】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は吸入ポートすなわち、端板７ｂに設けた連通
孔であり、ほぼ円形に構成されている。８ａは吐出ポー
トであり、夫々３ヶ所対応する端板に設けられている。
（ｂ）図に示すように連通孔７ａの輪郭線は圧縮作動室
１５が最大容積を形成したとき（図中網掛けで示した面
積に相当する）、ディスプレーサ５の外壁面より外側に
はみ出さないように形成される。但し、圧縮動作の遅れ
若しくは進みを考慮して、ディスプレーサ５の外壁面よ
り外側にはみ出るように形成することもできる。さら
に、シリンダ４に設けたベーン４ｂの付け根付近では前
記吸入ポートすなわち、端板７ｂに設けた連通孔７ａの
輪郭線はシリンダの一部をを覆う様に構成することがで
きる。また、ディスプレーサ５と端板７ｂ、８ｂとの間
のシール性やディスプレーサ５の両端面に作用する圧力
バランスを考慮して、連通孔７ａの大きさを小さくする
こともできる。

【００１９】回転軸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周りに複数の圧縮作動
室が形成される。この複数の圧縮作動室は、シリンダ内
周輪郭（内壁）とディスプレーサ５の外周輪郭（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
間である。前述の巻角が３６０度の場合に限ると、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、吐出ポートを介して外部と連通し
ている空間をいう。なお、本実施例の形態では常時３個
の圧縮作動室が形成されている。

【００２０】接点ａと接点ｂで囲まれハッチングが施さ
れた１つの圧縮作動室１５に着目して説明する。この圧
縮作動室１５は、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つの圧縮作動
室はつながって１つになる空間である。図２（１）が吸
入ポート７ａからこの圧縮作動室への作動気体の吸入が
終了した状態である。この状態から９０度回転軸６が回
転した状態が図２（２）で、回転が進み最初から１８０
度回転した状態が図２（３）で、さらに回転が進み最初
から２７０度回転した状態が図２（４）である。図２
（４）から９０度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圧縮作動室１５は
その容積を縮少し、吐出ポート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、圧縮作動室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、圧縮された作動気体は吐出ポート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度で、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（連通孔）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、回転角が進んだ状態を示
す状況、例えば接点ｂとｅによって形成される空間と同
じような空間を形成した時の空間から補われる。

【００２１】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圧縮作動
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
うに接点ａとｄによって形成される空間のように広がっ
た後、図２（４）になるとディスプレーサ先端部の接点
ｄで分断されてる。従って、例えば図２（３）の接点ａ
とｄによって形成された空間の全ての流体が図２（１）
の接点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）に示されるように接点ｂによ
って分断されて、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。

【００２２】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、いずれの圧縮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、このように圧縮作動室
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。

【００２３】以上説明したように、連続的な圧縮動作と
なる圧縮作動室がディスプレーサ５の中心部に位置する
回転軸６のクランク部６ａの周りにほぼ等ピッチで分散
して配設され、各圧縮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度ではあるが、本実
施形態の場合３個の圧縮作動室が形成され、これらが１
２０度ずれた位相で吐出をするので、流体である気体を
圧縮する圧縮機として動作させた場合、回転軸の回転角
で３６０度間に３回圧縮気体を吐出することになる。

【００２４】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度の場合、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。

【００２５】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
ねた主軸受部材７と副軸受部材８、前記主軸受部材７の
端板７ｂに形成された吸入ポート７ａ（連通孔７ａ）、
前記副軸受部材８の端板８ｂに形成された吐出ポート８
ａ、この吐出ポート８ａを差圧で開閉する吐出弁９を有
する。但し吐出弁９はリード弁形式でもよい。一方、回
転軸６もしくはこれを回転可能に軸支する軸受部材の表
面は摺動による摩擦損失の低減を図って表面処理がなさ
れている。また、回転軸６と各軸受部材７、８との間に
はこれらと材質の異なる軸受部品を介在することもでき
る。さらに、回転軸６とディスプレーサ５との嵌合部も
前記と同じように構成している。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は主軸受部材
７に取り付けられた吸入カバー、１１は副軸受部材８と
一体的に吐出室８ｃを形成するための吐出カバーであ
る。

【００２６】なお、容積形圧縮要素１は、大きく分類し
て吸入ポート７ａ（連通孔７ａ）を備えた端板７ｂと吐
出ポート８ａを備えた端板８ｂとシリンダ４さらにディ
スプレーサ５と回転軸６により構成されるが、前記これ
らの部品は全て個々の部品として製作される。

【００２７】別体製作することにより端板７ｂと端板８
ｂとシリンダ４の端面さらにディスプレーサ５の端面等
が互いに当接する面は高い面精度で加工することができ
る。従って、圧縮機として運転する場合には接触面のシ
ール性を高く維持できるなどの効果がある。さらには、
シリンダ４やディスプレーサ５の曲壁面の加工精度も高
く維持できる。さらに他の効果は、両端板とシリンダ４
の外周部に一体化のための固定用貫通穴設けてあるので
各部品の組立時においては自由度の高い位置決め作業を
しながら組立ができるので、吸入流路や吐出流路と圧縮
作動室との位置関係を好適に保つことができ、気体の流
動抵抗を小さくすることができる。

【００２８】電動要素２は、固定子２ａと回転子２ｂか
らなり、回転子２ｂは焼き嵌め等で回転軸６に固定され
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、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。１２は密閉容
器３の内の底部に溜められた潤滑油で、この中に回転軸
６の下端部が浸かっている。１３は吸入パイプ、１３ａ
は吸入口、１４は吐出パイプ、１５はシリンダ４の内周
壁４ａ及びベーン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圧縮作動室である。また、吐
出室８ｂはＯリング等のシール部材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、その作動気体（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
気体は、主軸受部材７に取り付けられた吸入カバー１０
内の吸入口１３ａに入り吸入連通孔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が旋回運動を行い圧縮作動室の容積が縮少
することにより圧縮される。圧縮された作動気体は、副
軸受部材８の端板８ｂに形成された吐出ポート８ａを通
り吐出弁９を押し上げて吐出室８ｃ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、
密閉容器３内の圧力を低く保つためと作動気体を電動機
要素２内にも流通させることによって電動機要素２を冷
却するためである。従って、密閉容器３内の圧力は吸入
圧力にほぼ等しく保たれている。

【００３０】内部に溜められた潤滑油１２は、差圧や遠
心ポンプ給油によって底部から回転軸６内部に設けられ
た給油穴を通って、各摺動部に送られ潤滑する。この一
部は圧縮作動室内部１５にもディスプレーサ５と端板７
ｂもしくは８ｂ間の隙間を通って供給される。

【００３１】ここで、本発明の容積形圧縮要素１を構成
する主要部品であるディスプレーサ５及びシリンダ４の
輪郭形状の構成方法の一例を図４乃至図６を用いて説明
する（３条ラップの場合を例にあげる）。図４（ａ）
（ｂ）は、一例として平面形状が円弧の組合せにより構
成されたディスプレーサの形状の一例で、（ａ）は平面
図、（ｂ）は側面図である。図５（ａ）（ｂ）は、図４
に示したディスプレーサの対となって噛み合うシリンダ
形状の一例で、（ａ）は平面図、（ｂ）は側面図であ
る。また、図６は、図４に示したディスプレーサの中心
ｏと図５示したシリンダの中心ｏ’とを重ねてディスプ
レーサとシリンダの壁面の一部分を描いた図である。

【００３２】図４（ａ）において、ディスプレーサの平
面形状は中心ｏ（正三角形ＩＪＫの図心）の周りに同一
の輪郭形状が３箇所連続して接続されている。その輪郭
形状は、半径Ｒ１から半径Ｒ７までの全部で７つの円弧
で形成されており、点ｐ，ｑ，ｒ，ｓ，ｔ，ｕ，ｖ，ｗ
は夫々異なる半径の円弧の接続点である。曲線ｐｑは、
正三角形の一辺ＩＫ上に中心を持つ半径Ｒ１の円弧、こ
こで、点ｐは頂点ＩよりＲ７の距離にある。曲線ｑｒは
接続点ｑと半径Ｒ１の中心を結ぶ直線の延長線上に中心
を持つ半径Ｒ２の円弧、曲線ｒｓは接続点ｒと半径Ｒ２
の中心を結ぶ直線上に中心を持つ半径Ｒ３の円弧、曲線
ｓｔは同様に接続点ｓと半径Ｒ３の中心を結ぶ直線の延
長線上に中心を持つ半径Ｒ４の円弧である。曲線ｔｕは
接続点ｔと半径Ｒ４の中心を結ぶ直線の延長線上に中心
を持つ半径Ｒ５の円弧、曲線ｕｖは接続点ｕと半径Ｒ５
の中心を結ぶ直線の延長線上の図心ｏを中心とする半径
Ｒ６の円弧、曲線ｖｗは接続点ｖと半径Ｒ６の中心（図
心ｏ）を結ぶ直線上の頂点Ｊを中心とする半径Ｒ７の円
弧である。尚、半径Ｒ１，Ｒ２，Ｒ３，Ｒ４，Ｒ５，Ｒ
６の夫々の円弧の角度は接続点において滑らかに接続す
る（接続点での接線の傾きが同一）という条件により決
められる。点ｐから点ｗに至る輪郭形状を図心ｏを中心
に反時計周りに１２０度回転させると点ｗに点ｐが重な
り、さらに１２０度回転させると全周の輪郭形状が完成
する。これによりディスプレーサの平面形状が得られ、
厚みｈを与えることによってディスプレーサが構成され
る。

【００３３】ディスプレーサの平面形状が決まると、こ
のディスプレーサが旋回半径εで旋回運動したときにこ
れに噛み合うシリンダの輪郭形状は、図６に示されるよ
うにディスプレーサの輪郭形状を構成する曲線の外側の
法線距離がεのオフセット曲線となる。

【００３４】図５によりシリンダの輪郭形状を説明す
る。三角形ＩＪＫは図４と同じ大きさの正三角形であ
る。輪郭形状は、ディスプレーサと同様に全部で７つの
円弧で形成されており、点ｐ’，ｑ’，ｒ’，ｓ’，
ｔ’，ｕ’，ｖ’，ｗ’は夫々異なる半径の円弧の接続
点である。曲線ｐ’ｑ’は、正三角形の一辺ＩＫ上に中
心を持つ半径（Ｒ１−ε）の円弧、ここで、点ｐ’は頂
点Ｉより（Ｒ７＋ε）の距離にある。曲線ｑ’ｒ’は接
続点ｑ’と半径（Ｒ１−ε）の中心を結ぶ直線の延長線
上に中心を持つ半径（Ｒ２−ε）の円弧、曲線ｒ’ｓ’
は接続点ｒ’と半径（Ｒ２−ε）の中心を結ぶ直線上に
中心を持つ半径（Ｒ３−ε）の円弧、曲線ｓ’ｔ’は同
様にｓ’と半径（Ｒ３−ε）の中心を結ぶ直線上に中心
を持つ半径（Ｒ４＋ε）の円弧である。曲線ｔ’ｕ’は
接続点ｔ’と半径（Ｒ４＋ε）の中心を結ぶ直線の延長
線上に中心を持つ半径（Ｒ５＋ε）の円弧、曲線ｕ’
ｖ’は接続点ｕ’と半径（Ｒ５＋ε）の中心を結ぶ直線
の延長線上の図心ｏ’を中心とする半径（Ｒ６＋ε）の
円弧、曲線ｖ’ｗ’は接続点ｖ’と半径（Ｒ６＋ε）の
中心（図心ｏ’）を結ぶ直線上の頂点Ｊを中心とする半
径（Ｒ７＋ε）の円弧である。

【００３５】尚、半径（Ｒ１−ε），（Ｒ２−ε），
（Ｒ３−ε），（Ｒ４＋ε），（Ｒ５＋ε），（Ｒ６＋
ε）の夫々の円弧の角度はディスプレーサ同様、夫々の
接続点において滑らかに接続する（接続点での接線の傾
きが同一）という条件により決められる。点ｐ’から点
ｗ’に至る輪郭形状を図心ｏ’を中心反時計周りに１２
０度回転させると点ｗ’に点ｐ’が一致し、さらに１２
０度回転させると全周の輪郭形状が完成する。これによ
りシリンダの平面形状が得られる。シリンダの厚みＨ
は、ディスプレーサの厚みｈよりわずかに厚くなってい
る。

【００３６】図６はディスプレーサの中心ｏとシリンダ
の中心ｏ’を重ねその一部を表した図である。ディスプ
レーサとシリンダとの間に形成される隙間は旋回半径に
等しいεとなるようにしている。尚、この隙間は、全周
においてεであることが望ましいが、ディスプレーサの
外周輪郭とシリンダの内周輪郭とにより形成される圧縮
作動室が正常な動作をする範囲において、何らかの理由
によって、この関係が崩れる箇所があっても差し支えな
い。

【００３７】尚、ここではディスプレーサ外壁及びシリ
ンダ内壁の輪郭形状の構成方法として複数円弧の組合せ
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（ｎ次式で表される曲線等）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。

【００３８】図１乃至図６にて説明した一実施形態の作
用効果を以下に説明する。図７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圧縮作動
室の容積変化特性（吸入容積Ｖｓと圧縮作動室容積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の空調機の一種の運転条件（例
えば作動気体がフロンＨＣＦＣ２２の場合、吸入圧力Ｐ
ｓ＝０．６４ＭＰａ、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気体の漏れが低減
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、吐出過程はロータリ式（ローリングピストン型）
よりも約５０％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。

【００３９】図８は、本実施形態における回転軸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
ルク変動はロータリ式の約１／１０と非常に小さく、ス
クロール式と同等だが、スクロール式のオルダムリング
のような旋回スクロー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た
圧縮機の振動・騒音を低減することができる。

【００４０】また、図４に示すように輪郭線はスクロー
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、スクロール式のよう
な渦巻き形状を保持するための端板（鏡板）が無いの
で、冶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で製作することが
できる。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、同一容積、同一外径のスクロール
圧縮機と比較すると、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。

【００４１】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１実施形態では巻き角を３６０度として説明した
が、巻き角を変えることによって回転軸の回転角θｃを
変えることも可能である。例えば、図２では、巻き角が
３６０度であるので、吸入終了から吐出終了までの回転
軸の回転角θｃが３６０度で元の状態に戻る。この巻き
角を３６０度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、吐出ポートと吸入ポート（連通孔）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。巻き角を３６
０度よりも大きくすると回転軸の回転角も３６０度より
大きくなり、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つの圧縮作動室が形
成される。これを圧縮機として用いたとき、これら２つ
の圧縮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、吐出ポート
に連通しない圧縮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度が望ましいといえ
る。

【００４２】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度であり、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度である。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θ
ｃで１８０度、文献３及び文献４においては１５０度で
ある。

【００４３】圧縮行程の回転軸の回転角θｃが２１０度
の場合における軸の１回転中の各圧縮作動室（符号Ｉ、
II、III、IVで示す）の圧縮行程線図を図９（ａ）に示
す。但し、条数Ｎ＝４である。回転軸の回転角θｃが３
６０度内には４個の圧縮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圧縮作動室数ｎは、ｎ＝２
あるいは３となっている。同時に形成される圧縮作動室
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であり圧縮行程の回転軸
の回転角θｃが２１０度の場合を図１０（ａ）に示す。
この場合も同時に形成される圧縮作動室数ｎは、ｎ＝１
あるいは２であり、同時に形成される圧縮作動室数の最
大値は条数よりも少ない２である。このような状態で
は、圧縮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。
この問題を解決するため、本実施の形態では、吸入終了
から吐出終了までの（圧縮行程という場合有り）回転軸
の回転角θｃが、 （（（Ｎ−１）／Ｎ）・３６０）＜θｃ≦３６０（度）（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。

【００４５】図９（ｂ）を参照すると、圧縮行程の回転
軸の回転角θｃが、２７０度より大きくなっており、同
時に形成される圧縮作動室数ｎは、ｎ＝３あるいは４と
なり、圧縮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１０（ｂ）では、圧
縮行程の回転軸の回転角θｃが、２４０度より大きくな
っており、同時に形成される圧縮作動室数ｎは、ｎ＝２
あるいは３となり、圧縮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。

【００４６】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、圧縮作動室数の最大値が条数Ｎ以上となり、圧縮作
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。

【００４７】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度となっている。この圧縮行
程の回転軸の回転角θｃの上限は３６０度である。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度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度の場合に起こる２つの圧縮
作動室の圧力上昇が異なるために両者合流時に発生する
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１１を用いて説明する。

【００４８】圧縮行程が回転軸の回転角θｃで３７５度
となる容積形流体機械を図１１に示す。図１１（ａ）
は、図中２つの圧縮作動室１５ａと１５ｂの吸入が終了
した状態である。このとき２つの圧縮作動室１５ａと１
５ｂの圧力は吸入圧力Ｐｓで両者等しくなっている。吐
出口８ａは圧縮作動室１５ａと１５ｂの間に位置してお
り、両圧縮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θｃで１５度回転が進んだ状態を図１１
（ｂ）に示す。吐出口８ａと両圧縮作動室１５ａと１５
ｂが連通する直前の状態である。このとき圧縮作動室１
５ａの容積は図１１（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、圧縮作動室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
圧縮作動室１５ａと１５ｂが合体（連通）する際に、図
１１（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度が望ましい状態である。

【００４９】図１２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は２１０度である。この図におい
て、圧縮作動室数ｎは図１０（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度
の状態を示しており、圧縮作動室数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
側の空間は圧縮作動室となってなく、吸入ポート（連通
孔）７ａと吐出口８ａ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、吸入ポー
ト（連通孔）７ａからシリンダ４の圧縮作動室内に流入
したガスが逆流し、吸入効率が低下する問題がある。

【００５０】ところで、図１２に示した容積形流体機械
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、圧縮作動室数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度よ
り大きくすることは困難である。

【００５１】図１３に図１２に示された容積形流体機械
と同じ行程容積（吸入容積）、同じ外径寸法、そして同
じ旋回半径を有する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１３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度より大きい３６０
度を実現している。これは、図１２に示された圧縮要素
では、圧縮作動室を形成するシール点間が滑らかな曲線
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２４０度が限界であるが、図１３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）が滑らかではなく（一様の曲線ではなく）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、接点ａから接点ｂまでの巻き角を２４
０度より大きい３６０度とすることができ、接点ｂから
接点ｃまでの巻き角を２４０度より大きい３６０度とす
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度より大きな３６０度とすることができ、
圧縮作動室数ｎの最大値を条数Ｎ以上とすることができ
る。このため、圧縮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。

【００５２】さらに、このように有効に機能しうる圧縮
作動室数が増加したことで、図１２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１３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。

【００５３】図１４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
気体の圧縮に伴い、各圧縮作動室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。本発明では常時、
吸入ポ−ト（連通孔）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。

【００５４】本発明の容積形圧縮要素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度となる圧縮作動室を分散し
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ｇ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気体の吸入ポート
（連通孔）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
高い容積形流体機械を提供することが出来る。

【００５５】図１５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１２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をＨＦＣ１３４ａ
としたときの冷凍条件（吸入圧力Ｐｓ＝０．０９５ＭＰ
ａ、吐出圧力Ｐｄ＝１．０４３ＭＰａ）である。これに
より圧縮作動室数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。

【００５６】ここで、吸入孔（連通孔）７ａと吐出口８
ａとが連通する期間と圧縮行程回転軸の回転角との関係
について説明する。吸入孔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Δθは、圧縮行程の回転軸の回転角θｃとして、
Δθ＝３６０度−θｃで表される。Δθ≦０度の場合
は、吸入孔（連通孔）７ａ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。Δθ＞０度の場合には吸入孔
（連通孔）７ａ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。

【００５７】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孔及
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度にした場
合には、圧縮行程の回転軸の回転角θｃは３６０度にで
きると共に吸入孔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度にもすることができる。し
かし、θｃ＞３６０度にはすることはできない。

【００５８】例えば、前述の図１１に示した圧縮要素の
圧縮行程の回転軸の回転角θｃ＝３７５度を吐出口の位
置や大きさを変えることによりθｃ＝３６０度に変更す
ることができる。これは、図１１における吸入終了状態
の直後に圧縮作動室１５ａと圧縮作動室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＝３７
５度の時に発生していた２つの圧縮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。

【００５９】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型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気体による電動要素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中に溶解する作動気体の
割合が少なくなり、軸受等での油の発泡現象が起こりに
くいので軸受などの摺動部の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、密閉容器３の薄肉
・軽量化が図ることができる。

【００６０】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
６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型圧縮機の要部拡大
断面図である。図１６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、１３ｂは吸入カバー１０によって主軸
受部材７に一体的に形成された吸入室で、シール部材１
６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８ｃ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。

【００６１】作動気体の流れは図中に矢印で示すよう
に、吸入パイプ１３を通って吸入口１３ａに入った作動
気体は、主軸受部材７に形成された吸入ポート（連通
孔）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
圧縮作動室１５の容積が縮少することにより圧縮され
る。圧縮された作動気体は、副軸受部材８の端板に形成
された吐出ポート８ａを通り吐出弁９を押し上げて吐出
室８ｃ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。

【００６２】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、圧縮作動室１５のシー
ル性及び摺動部の潤滑性を向上できる点にある。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。

【００６３】次に本発明の実施例に係る吸入流路の構成
について説明する。図１７は吸入流路の一実施例を示す
説明図であり、図１７(１)は図１の(ｂ)と同じ切り口で
示した１実施例を示している。また、図１７(２)は(１)
のＡ−Ａ断面であり、(１)は(２)のＢ−Ｂ矢視図でもあ
る。以下、図２１までは吸入流路の他の一実施例を示す
ものであるが図面の種類は図１７と同じものである。以
下、順を追ってその構成と作用について説明する。

【００６４】図１７(１)で５ｃはディスプレーサ５の端
面に中央の軸受部５ａから連続的に設けた溝である。５
ｂは溝５ｃが連続されるように設けた凹部である。但
し、この５ｂは図１に示した貫通孔と同じように反対側
端面に連通する空間であっても良い。ディスプレーサ５
の端面に設けた溝は更に先端面に設けた凹部５ｄに連続
している。

【００６５】これらの溝５ｃや凹部はディスプレーサ５
の反対側すなわち端板８の端面に設けている。従って、
圧縮機として運転すると回転軸を介して給油される潤滑
油は、ディスプレーサ５の内面５ａから各溝部５ｃや凹
部５ｂ、５ｄに供給される。この結果、ディスプレーサ
５と端板７、８間の隙間には油膜が存在し易くなり、デ
ィスプレーサ５の運動によって発生する摺動損失を小さ
く保つと共に、圧縮作動室１５内の流体のシール効果を
向上することができる。さらには、ディスプレーサ５の
両端面に働く流体の圧力によって回転軸方向のスラスト
力をキャンセルすることができる。

【００６６】端板７に設けた連通孔７ａはシリンダ４に
設けた吸入流路４ｆに連通していて、この流路に直交す
るように溝部４ｇ、７ｇ、８ｇが設けられている。従っ
て、吸入気体は圧縮作動室に対して円周方向から流入す
ることになる。この結果、圧縮作動室が吸入工程から圧
縮行程に入るまでに吸入気体の慣性力によって流入す
る。

【００６７】また、図１に示した吸入ポートの位置をデ
ィスプレーサ５に重ならないように配置したため、ディ
スプレーサ５の先端部まで潤滑油を保持できシール性能
を高くできる効果がある。従って、圧縮機の体積効率を
向上することができる。さらに、ディスプレーサ５に自
転モーメントが作用してこのモーメントをディスプレー
サ５とシリンダ４の円弧部分で受ける構成になっていて
も、吸入流路４ｆをシリンダ４の円弧部の外周側に設け
てあるので、壁面部でのディスプレーサ５の接触面積が
小さくなるがモーメントを受ける位置が他のベーンの方
に移動するため、接触荷重が小さくなるので旋回運動の
好適な状態が損なわれることはない。次に、さらに他の
一実施例を図１８によって説明する。図の基本的な構成
は図１７と似ているが異なる点について以下に記載す
る。この一実施例は吸入流路をシリンダ４内でディスプ
レーサ５に向けて曲げて構成している。本実施例では、
吸入気体がディスプレーサ５の側面に衝突するようにし
てあるので、両端面の隙間部分に直接的に吸入気体が入
り込むのが阻止できるので、端面部でのシール効果を高
く保つことができる。また、吸入気体によって、ディス
プレーサ５の先端部すなわちモーメント荷重を受ける部
分が好適に冷却されるので、端面部の隙間から漏れ出た
潤滑油の粘度が高まるので接触部での信頼性が高まると
共に、作動気体のシール効果を高く維持することができ
る。

【００６８】次に、さらに他の一実施例を図１９によっ
て説明する。図の基本的な構成は図１７と似ているが異
なる点について以下に記載する。この一実施例は吸入流
路４ｆの一部を圧縮作動室側に重なるように配置したこ
とにある。また、この流路４ｈはディスプレーサ５の厚
さより長く設けてあり、端板８のところは凹部８ｇにな
っている。図１７も同じように端板に凹部を設けてある
が、凹部８ｇは吸入気体と共に流入した異物などが圧縮
作動室１５へ入らないようにするダスト回収溝の効果も
奏でるものである。さらに、本実施例によれば、吸入流
路４ｈが圧縮作動室１５と干渉するような配置にしたた
め、吸入圧損を小さく押さえることができ、かつ吸入気
体の十分な量の確保ができる。

【００６９】図２０は、さらに他の一実施例を示してい
る。本実施例では、吸入流路４ｈはディスプレーサ５の
途中まで構成されている。この場合では、加工するのが
簡単で圧損が少なくかつディスプレーサ５の両端面の油
ポケット５ｄや油溝５ｃ内での潤滑油の保持ができる。
また、図１７で示した流路と同じようにディスプレーサ
５とシリンダ４の壁面部の接触面積を少なからず維持で
きるので、自転モーメントを受けることができ、このた
め、吸入流路４ｈもしくは４ｆの位置をより中心側に設
けることができ、圧縮作動室１５ｂの方にもより十分な
量の気体を供給できる。

【００７０】図２１は、さらに他の一実施例を示してお
り、ディスプレーサ５やシリンダ４を４条に構成した場
合の配置例を示したものである。吸入流路４ｈは図２０
と同じように構成させているが、図１７から図１９に示
した流路構成のいずれでも採用できる。その時の作用効
果もほぼ同様である。

【００７１】次に、本発明に係る他の実施例を図２２に
よって説明する。。図２２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６
ａ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７１と７２を備えた主軸受部材７と同じく
回転軸６を軸支する軸受８１を備えた副軸受部材８、前
記主軸受部材７の端板７ｂに形成された吸入ポート７ａ
（連通孔７ａ）、前記副軸受部材８の端板８ｂに形成さ
れた吐出ポート８ａ、この吐出ポート８ａを差圧で開閉
する吐出弁９を有する。但し吐出弁９はリード弁形式で
もよい。さらに、回転軸６とディスプレーサ５との嵌合
部も前記と同じように軸受５ａを備えて構成している。
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は主軸受部材７に取り付けられた吸入カバー、
１１は副軸受部材８と一体的に吐出室８ｃを形成するた
めの吐出カバーである。これによれば、軸受の材料を種
々選択できるので各種運転条件に対しても軸受などの駆
動機構の信頼性を高く維持することができる。

【００７２】図２３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
ヒー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３０、室外熱交換器３１とそのファン３
１ａ、膨張弁３２、室内熱交換器３３とそのファン３３
ａ、４方弁３４から構成されている。一点鎖線３５は室
外ユニット、３６は室内ユニットである。容積形圧縮機
３０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Ｒ４０７
Ｃ、Ｒ４１０Ａ等）の圧縮作用が行われる。

【００７３】冷房運転の場合、圧縮された高温・高圧の
作動気体は破線矢印で示すように吐出パイプ１４から４
方弁３４をとおり室外熱交換器３１に流入して、ファン
３１ａの送風作用で放熱、液化し、膨張弁３２で絞ら
れ、断熱膨張して低温・低圧となり、室内熱交換器３３
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。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・高圧の作動気体は吐出パイプ１４
から４方弁３４を通り室内熱交換器３３に流入して、フ
ァン３３ａの送風作用で室内に放熱して、液化し、膨張
弁３２で絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、室外
熱交換器３３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。

【００７４】図２４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、３７は凝縮器、３７
ａは凝縮器ファン、３８は膨張弁、３９は蒸発器、３９
ａは蒸発器ファンである。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・高圧の作動気体
は実線矢印で示すように吐出パイプ１４から凝縮器３７
に流入して、ファン３７ａの送風作用で放熱、液化し、
膨張弁３８で絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、
蒸発器３９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、図２３、図
２４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。

【００７５】次に本発明のもう一つ別の実施例について
説明する。図２５は、本発明の別の実施形態に係る容積
形流体機械をポンプとして用いた要部縦断面図（図２６
のＣ−Ｃ断面相当）、図２６は、図２５のＢ−Ｂ矢視図
である。なお、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。

【００７６】図において、４０は固定側部材で固定渦巻
体４０ａ、端板部４０ｂ、主軸受部４０ｃからなり各部
は一体で構成されている。４１は旋回側部材で旋回渦巻
体４１ａ、この旋回渦巻体４１ａを渦巻体の軸方向中央
付近の外周部で連結する補強板４１ｂ、旋回渦巻体４１
ａの中心部に配設された軸受４１ｃからなる。４２は固
定側渦巻体４０ａの外周を取り囲むリング部で、内部に
吸入室４２ａを形成し吸入ポート４２ｂにより外部と連
通する。４３は逆止弁、４４は軸封装置である。また４
５は固定渦巻体４０ａと旋回渦巻体４１ａの噛み合いに
よって形成される圧縮作動室である。記号Ｏｍはデイス
プレーサである旋回側部材４１の中心、記号Ｏｆは固定
側部材４（あるいは回転軸６）０の中心である。ここで
固定側部材４０は、巻き角がほぼ３６０度の固定渦巻体
４０ａを端板部４０ｂ上に３箇所（少なくとも２箇所以
上）、中心Ｏｆ周りにほぼ等ピッチに配設している。旋
回側部材４１の旋回渦巻体４１ａの形状は、前記固定渦
巻体４０ａとの噛み合い関係を満足するように決められ
る。

【００７７】作動流体（この例では非圧縮性の液体）の
流れは、図２５に矢印で図示するようにリング部４２に
形成された吸入ポート４２ｂを通って吸入室４２ａに入
った作動流体は、電動要素（図示せず）により回転軸６
が回転し、旋回側部材４１が旋回運動を行うことによっ
て圧縮作動室４５に吸い込まれ、圧縮作動室４５の容積
が縮少することにより移動して副軸受部材８の端板に形
成された吐出ポート８ａを通って吐出室８ｂ内に入り、
逆止弁４３、吐出パイプ１４を通って外部に搬送され
る。本実施例においてもその基本的な作動原理は前述の
図２で説明した容積形圧縮要素１と同様である。両者の
違いは、作動流体が非圧縮性の液体のため、吸入終了と
同時に次に吐出行程が始まることである。また、圧縮作
動室４５の容積変化特性及びガスを圧縮した場合の軸１
回転中のガス圧縮トルクＴの変化も、図７及び図８と同
様になる。したがって、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とと
もに、振動・騒音を低減することができるといった前述
の実施形態と同様の効果を上げることができる。

【００７８】以上、固定側部材４０の端板部４０ｂ上に
巻き角が実質的にほぼ３６０度の固定渦巻体４０ａを３
箇所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、前述した実施例と
同様に、固定渦巻体４０ａの数が２個以上Ｎ個（多条）
の容積形流体機械に拡張できる（Ｎの値も前述した実施
例と同様、実用上は８〜１０以下となる）。

【００７９】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及びポンプを例に挙げて説明した
が、本発明はこれ以外に膨張機や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。

【００８０】

【発明の効果】以上詳細に説明したように、本発明によ
れば、回転軸の周りに２箇所以上の複数の圧縮作動室を
配設し、個々の圧縮作動室の吸入終了から吐出終了まで
の回転軸の回転角をほぼ３６０度になるように構成する
ことにより、吐出過程の過圧縮損失を大幅に低減し、か
つディスプレーサに働く自転モー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信頼性の高い容積形流体機械が
得られる。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
た密閉型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
の輪郭構成法を示す図。

【図５】本発明に係る容積形流体機械のシリンダの輪郭
構成法を示す図。

【図６】図４及び図５に示されるディスプレーサとシリ
ンダを重ねあわせた図。

【図７】本発明における圧縮作動室の容積変化特性図。

【図８】本発明におけるガス圧縮トルク変化図。

【図９】４条ラップにおける回転軸の回転角と圧縮作動
室との関係を示す図。

【図１０】３条ラップにおける回転軸の回転角と圧縮作
動室との関係を示す図。

【図１１】圧縮要素の巻き角が３６０度より大きい場合
の動作説明図。

【図１２】圧縮要素の巻き角の拡大を説明する図。

【図１３】図１に示した容積形流体機械の変形例。

【図１４】本発明のディスプレーサに作用する荷重及び
モーメント説明図。

【図１５】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１６】本発明の他の実施形態に係る密閉型圧縮機の
要部縦断面図。

【図１７】本発明の一実施例に係る吸入流路の配置を示
す平面図と断面図。

【図１８】本発明の他の一実施例に係る吸入流路の配置
を示す平面図と断面図。

【図１９】本発明の他の一実施例に係る吸入流路の配置
を示す平面図と断面図。

【図２０】本発明の他の一実施例に係る吸入流路の配置
を示す平面図と断面図。

【図２１】本発明の他の一実施例に係る吸入流路の配置
を示す平面図と断面図。

【図２２】本発明の他の実施形態に係る密閉型圧縮機の
要部縦断面図。

【図２３】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２４】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２５】本発明の別の実施形態に係る容積形流体機械
をポンプとして用いた要部縦断面図。

【図２６】図２５のＢ−Ｂ横断面図。

【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 ベーン ５ ディスプレーサ ５ａ 軸受 ５ｂ 貫通穴 ６ 回転軸 ６ａ クランク部 ７ 主軸受支持部材 ７ａ 吸入ポート（連通孔） ７ｂ 端板 ８ 副軸受支持部材 ８ａ 吐出ポート ８ｂ 端板 ８ｃ 吐出室 ９ 吐出弁 １０ 吸入カバー １１ 吐出カバー １２ 潤滑油 １３ 吸入パイプ １３ａ 吸入口 １４ 吐出パイプ １５ 圧縮作動室 １６ シール部材 １７ 吐出通路 ３０ 容積形圧縮機 ３１ 室外熱交換器 ３２ 膨張弁 ３３ 室内熱交換器 ３４ ４方弁 ３７ 凝縮器 ３８ 膨張弁 ３９ 蒸発器 ４０ 固定側部材 ４０ａ 固定渦巻体 ４０ｂ 端板部 ４０ｃ 主軸受部 ４１ 旋回側部材 ４１ａ 旋回渦巻体 ４１ｂ 補強板 ４１ｃ 軸受 ４２ リング部 ４２ａ 吸入室 ４２ｂ 吸入ポート ４３ 逆止弁 ４４ 軸封装置 ４５ 圧縮作動室 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 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 製作所空調システム事業部内

Claims (9)

【特許請求の範囲】
1. 【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、圧縮機吸入口と前記複数の空間を端板に設けた連通
   孔と前記シリンダに設けた吸入流路を介して連通状態に
   構成したことを特徴とする容積形流体機械。
2. 【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、吸入流路を有する端板と吐出流路を有する端板と、
   両端板の間に配設される扁平状のディスプレーサを内包
   するシリンダを備え、前記シリンダの略中央部にクラン
   ク部を有する回転軸を配設して、前記両端板とシリンダ
   を締結手段により一体的に構成させたことを特徴とする
   容積形流体機械。
3. 【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中心部に回転軸を配設すると
   共に、前記複数の空間などで構成された圧縮機構部を潤
   滑油と共に密閉容器内に収納し、該潤滑油が前記ディス
   プレーサの中心部から該前記ディスプレーサ端面の隙間
   を通って吸入圧縮作動室内に流入する通路を備えるとと
   もに、圧縮機吸入口と前記複数の空間を端板に設けた連
   通孔を介して連通状態に構成したことを特徴とする容積
   形流体機械。
4. 【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中心部に潤滑などのための給
   油流路を設けた回転軸を配置し、該回転軸に電動要素を
   設けて潤滑油と共に密閉容器内に収納し、回転軸の回転
   に連動して運動する該ディスプレーサの端面に凹部を設
   け、圧縮機吸入口と前記複数の空間を端板に設けた連通
   孔と前記シリンダ内に設けた吸入流路を介して連通状態
   に構成したことを特徴とする容積形流体機械。
5. 【請求項５】 請求項１または請求項３記載の容積形流
   体機械において、前記シリンダに回転軸の軸方向に対し
   て略直交する面に平行して前記複数の空間と連通する吸
   入流路を設けたことを特徴とする容積形流体機械。
6. 【請求項６】 請求項１または請求項３記載の容積形流
   体機械において、吸入流路の位置を、シリンダ側のベー
   ンの付け根の曲率を有する部分でディスプレーサの自転
   モーメントを受ける部分よりも外側にしたことを特徴と
   する容積形流体機械。
7. 【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中心部に潤滑などのための給
   油流路を設けた回転軸を配置し、回転軸の回転に連動し
   て運動する該ディスプレーサの端面と端板間に少なくと
   も潤滑油が通る溝部を設けるとともに、圧縮機吸入口と
   前記複数の空間を端板に設けた連通孔と前記シリンダに
   設けた吸入流路を介して連通状態に構成したことを特徴
   とする容積形流体機械。
8. 【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、機械の運転中に生じる自転モーメントを前記ディス
   プレーサと前記シリンダ壁面で受けるように構成すると
   共に、圧縮機吸入口と前記複数の空間を端板に設けた連
   通孔と前記シリンダに設けた吸入流路を介して連通状態
   に構成したことを特徴とする容積形流体機械。
9. 【請求項９】 前記請求項１または請求項２記載の容積
   形流体機械において、前記端板に設けた連通孔を回転軸
   の軸心方向からみたとき、端板に設けた連通孔は前記シ
   リンダ上に配設されると共に回転軸の回転に伴って前記
   ディスプレーサ上に間欠的に配設されるように構成した
   ことを特徴とする容積形流体機械。