JP2003214369A

JP2003214369A - ロータリ圧縮機

Info

Publication number: JP2003214369A
Application number: JP2002014346A
Authority: JP
Inventors: Kazuhiro Kageyama; 和弘影山; Takahide Ito; 隆英伊藤; Toshiyuki Goto; 利行後藤
Original assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Current assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority date: 2002-01-23
Filing date: 2002-01-23
Publication date: 2003-07-30
Anticipated expiration: 2022-01-23
Also published as: JP3616056B2

Abstract

(57)【要約】【課題】漏れ損失を低減して効率を向上させることが
できるシリンダ室断面形状としたロータリ圧縮機の提供
を目的とする。【解決手段】回転シャフト２７の偏心部２７ａに固定
されたロータ２８がシリンダ室３４内を旋回して被搬送
流体の吸入及び圧縮を行うシングルブレードのロータリ
圧縮機２０において、複数の曲率よりなる非円形の断面
形状を備えているシリンダ室３４とする。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、空気調和装置及び
冷凍装置の冷媒圧縮等に使用されるロータリ圧縮機に係
り、特に、ロータリ圧縮機のシリンダ形状に関する。

【０００２】

【従来の技術】従来より、冷凍装置や空気調和装置など
においては、蒸発器で蒸発したガス冷媒を吸入し、凝縮
するために必要な圧力まで圧縮して冷媒回路中に高温高
圧のガス冷媒を送り出す圧縮機が使用されている。この
ような圧縮機の一つとして、ロータリ圧縮機が知られて
いる。このロータリ圧縮機は、円筒形状のハウジング
と、ハウジング内に配設されたモータと、このモータに
よって駆動されガス冷媒等の被搬送（圧縮）流体を圧縮
するロータリ圧縮機構とを備えて構成されている。

【０００３】ロータリ圧縮機構１０は、たとえば図７に
示すように、モータの駆動シャフトに接合された回転シ
ャフト（主軸）１と、回転シャフト１の偏心部（偏心シ
ャフト）１ａに回転自在に嵌合されて軸中心から偏心さ
れたロータ２と、ロータ２の外周面に１箇所で摺接する
断面円形の空間を有しこの空間にロータ２を配置した状
態でハウジング１１の内側に挿嵌されたシリンダ３と、
シリンダ３の１カ所に溝を設置し、その中を往復自在に
嵌合してロータ２と接触し、シリンダ３とロータ２で形
成される空間を２つにわけるブレードと、シリンダ３の
上端面に固定されてロータ２の上方で回転シャフト１を
回転自在に支持する上部軸受４と、シリンダ３の下端面
に固定されてロータ２の下方で回転シャフト１を回転自
在に支持する下部軸受６とを備えている。

【０００４】シリンダ３には、シリンダ室６内に形成さ
れる吸入室に向けてガスを吸入する吸入ポート７が開通
され、上部軸受４には、吸入室から転じて形成される圧
縮室からガスを吐出する吐出ポート８が開通されてお
り、ロータ２はシリンダ３が上部軸受４，下部軸受５に
上下から閉塞されることによって形成されるシリンダ室
６に収容されている。

【０００５】シリンダ室６は、ロータ２の外周面に向け
て図示しないブレードが押し出されることによって、ブ
レードの一側方に設けられて吸入ポート７に連通する吸
入室と、ブレードの他方側に設けられて吐出ポート８に
連通する圧縮室とに仕切られている。

【０００６】吸入ポート７はシリンダ室６の外周側壁面
に開口し、シリンダ３及びハウジング１１を貫通して設
けられている。この吸入ポート７には、吸入フィティン
グ１２を介して吸入管１３が接続されている。なお、図
中の符号１４はハウジング１１に溶接されたアウターパ
イプである。

【０００７】吐出ポート８は上部軸受４を貫通する平面
視円形の孔として形成されており、吐出ポート８の上面
には所定の大きさ以上の圧力を受けた場合に解放される
吐出弁９が設けられている。

【０００８】上述した構成のロータリ圧縮機において
は、吸入室側ではロータ２の摺接部が吸入ポート７を通
過して吸入室を徐々に拡大しながら離れていき、吸入ポ
ート７から吸入室内にガスを吸入する。一方、圧縮室側
ではロータ２の摺動部が吐出ポート８へ圧縮室を徐々に
縮小しながら近づいていき、所定圧力以上に圧縮された
時点で吐出弁９が開いて吐出ポート８からガスを流出さ
せる。

【０００９】ところで、上述した従来のロータリ圧縮機
においては、シリンダ室６の断面形状が真円となるよう
に設計されている。しかしながら、現実には旋盤加工等
による加工誤差が避けられないため、正確な真円、すな
わち数学的な真円から加工誤差（現状は数μｍオーダ
ー）の範囲内でわずかにはずれた非円形となっている。
また、ロータ２の回転シャフト１は、上部軸受４，下部
軸受５及びピン部軸受２ｂなど複数の軸受によって支持
されている。このため、軸受内で回転する回転シャフト
６の軸芯軌跡は、軸受隙間の影響を受けてたとえば図３
に示すような非円形となる。従って、回転シャフト６が
一回転した時にロータ２の外径（外周面）が描く包絡軌
跡についても、軸芯軌跡の影響を受けて概ね数１０μｍ
オーダーのずれをもつ非円形となる。

【００１０】一方、ロータリ圧縮機のようなローリング
ピストン型流体機械においては、ロータ２の外周面２ａ
とシリンダ室６の側壁面６ａとが接触することにより、
特にブレード先端において焼き付きや摩耗の問題が発生
するという懸念がある。このため、図８に示すように、
外周面２ａと側壁面６ａとの間には微小隙間Ｗが設けら
れており、この微小隙間Ｗとシリンダ室６の高さＨとに
より求められる漏れ面積Ｓの大小が圧縮機の効率に影響
を及ぼすこととなる。従って、ロータ２とシリンダ壁面
とが互いに接触しないよう両者間の微小隙間Ｗを大きく
すると、焼き付きや摩耗の問題は解消される反面、この
微小隙間Ｗを通って高圧の圧縮室側から低圧の吸入室側
へ流出する圧縮流体の量が増加するという問題が生じ
る。すなわち、せっかく圧縮した被搬送流体が微小隙間
Ｗから漏れることによって損失（以下、「漏れ損失」と
呼ぶ）が増すので、流体機械の効率を低下させるという
新たな問題が生じてくる。

【００１１】このため、上述した加工精度や回転シャ
フト６の軸芯軌跡を考慮し、ロータ２とシリンダ室６の
壁面とが互いに接触しないような最小の微小隙間Ｗを確
保できる部品が選択されている。あるいは、ロータ２が
シリンダ室６の側壁面６ａに最も接近したときに上述し
た微小隙間Ｗが最小となるように、軸芯軌跡に基づいて
予め軸受の位置をシリンダ室６の中心からずらして組み
立てる方法、いわゆる「偏心組立」と呼ばれる組立方法
も実用化されている。

【００１２】なお、内燃機関においては、運転による温
度上昇でシリンダに熱歪みが生じた時、すなわち定常運
転時のシリンダ形状が真円となるようにするため、常温
におけるシリンダの断面形状を意図的に非円形に加工す
ることが行われている。

【００１３】

【発明が解決しようとする課題】上述した従来構造のロ
ータリ圧縮機は、シリンダ室６の断面形状及びロータ２
の包絡線が共に意図しない非円形となるため、微小隙間
Ｗの設定にはこれらが考慮され、最悪の条件でも接触し
ないよう安全サイドに定められている。このため、微小
隙間Ｗは大きくなりがちであり、しかも、微小隙間Ｗは
ロータ２が１回転する間に回転角と共に変化する。従っ
て、たとえば偏心組立を採用してロータ２が側壁面６ａ
に最も接近した状態で接触しない微小隙間Ｗを設定して
も、それ以外の回転位置では微小隙間Ｗが必要以上に大
きくなるという問題がある。従って、ロータ２が一回転
する間に発生する漏れ量は、最小隙間Ｗの位置以外では
大きくなるため、全体としての漏れ損失も増大して圧縮
機の効率を低下させるという解決すべき課題がある。す
なわち、シリンダ室６の断面形状を円形断面に設計する
ロータリ圧縮機では、最も接近した位置が最小の微小隙
間Ｗとなって回転と共に大きくなるのは避けられないた
め、漏れ損失の低減には限界がある。

【００１４】しかしながら、近年においては圧縮機によ
り冷媒を循環させる空気調和装置等のさらなる高効率化
が望まれており、これを達成するためにも圧縮機のさら
なる高効率化が重要になっている。本発明は、上記の事
情に鑑みてなされたもので、漏れ損失を低減して効率を
向上させることができるシリンダ室断面形状としたロー
タリ圧縮機の提供を目的としている。

【００１５】

【課題を解決するための手段】本発明は、上記課題を解
決するため、以下の手段を採用した。請求項１記載のロ
ータリ圧縮機は、シャフト偏心部に回転自在に嵌合され
たロータがシリンダ室内を旋回し、シリンダに溝を設置
しその中に往復が可能な隙間をもって嵌合されたブレー
ドとにより密閉空間を形成することにより被搬送流体の
吸入及び圧縮を行うシングルブレードのロータリ圧縮機
において、前記シリンダ室が、複数の曲率よりなる非円
形の断面形状を備えていることを特徴とするものであ
る。

【００１６】このようなロータリ圧縮機によれば、シリ
ンダ室の断面形状を複数の曲率よりなる非円形としたの
で、軸芯軌跡等の影響によってロータの包絡軌跡が非円
形となっても、一回転する間の微小隙間Ｗを一定に保つ
ことが可能になる。

【００１７】請求項２記載のロータリ圧縮機は、請求項
１における非円形シリンダの断面形状が、ロータ外径の
包絡軌跡に任意の設定隙間（δ）を加えた形状であるこ
とを特徴とするものである。

【００１８】このようなロータリ圧縮機によれば、非円
形の断面形状をロータ外径の包絡軌跡に任意の設定隙間
（δ）を加えた形状としたので、ロータが一回転する間
の微小隙間Ｗを一定の設定隙間（δ）に維持することが
できる。

【００１９】請求項３記載のロータリ圧縮機は、請求項
１における非円形シリンダの断面形状が、ロータ外径の
包絡軌跡に任意の設定隙間（δ）及び加工誤差（Δδ）
を加えた形状であることを特徴とするものである。

【００２０】このようなロータリ圧縮機によれば、非円
形の断面形状をロータ外径の包絡軌跡に任意の設定隙間
（δ）及び加工誤差（Δδ）を加えた形状としたので、
ロータが一回転する間の微小隙間Ｗを一定の値（設定隙
間δ＋加工誤差Δδ）に維持することができる。この場
合、加工誤差（Δδ）が反映されているので、全周にわ
たって最小の微小隙間Ｗを維持することができる。

【００２１】請求項４記載のロータリ圧縮機は、請求項
１から３のいずれかに記載のロータリ圧縮機において、
前記シリンダ室が形成されているシリンダ部材の適所
に、基準位置加工部を設けたことを特徴とするものであ
る。

【００２２】このようなロータリ圧縮機によれば、シリ
ンダ部材の適所に基準位置加工部を設けたので、シリン
ダ室を非円形の断面形状としたロータリ圧縮機の組立時
に、基準位置加工部を基準として所定位置に軸受を容易
に組み込むことができる。

【００２３】

【発明の実施の形態】以下、本発明に係るロータリ圧縮
機の一実施形態を図１ないし図６に基づいて説明する。
ロータリ圧縮機２０は、図１に示すように円筒形状のハ
ウジング２１と、ハウジング２１内に配設されたモータ
２２と、モータ２２によって駆動されて冷媒のガス（被
搬送流体）を圧縮する全密閉型のロータリ圧縮機構２３
とを備えて構成された単気筒の圧縮機である。

【００２４】ハウジング２１は、筒状部２１ａの上下に
底部２１ｂ及び蓋部２１ｃが溶接されて閉塞された中空
円筒形状を有している。筒部２１ａには、ロータリ圧縮
機構２３に吸入フィティング２４ａを介して接続された
吸入管２４の一端が貫通状態に配設され、蓋部２１ｃに
は、図示しない冷却機構（冷凍サイクル）に接続された
吐出管２５が貫通状態に配設されている。なお、図中の
符号２１ｄは吸入フィティング２４ａを通すアウターパ
イプであり、筒部２１ａに溶接されている。

【００２５】モータ２２は、固定子２２ａがハウジング
２１に固定され、回転子２２ｂが固定された駆動シャフ
ト２６の下端を下方に位置するロータリ圧縮機構２３に
向けて延出させている。ロータリ圧縮機構２３は、中空
の駆動シャフト２６の下端に圧入された回転シャフト２
７と、回転シャフト２７に対して偏心部（偏心シャフ
ト）２７ａに固定されたロータ２８と、ロータ２８の外
周面２８ａと１箇所で直線状に摺接する非円形断面形状
の空間（後述するシリンダ室３４となる）を有しこの空
間にロータ２８を配置した状態でハウジング２１に溶接
されたシリンダ２９と、シリンダ２９の上端面に固定さ
れてロータ２８の上方で回転シャフト２７を回転自在に
支持する上部軸受３０と、シリンダ２９の下端面に固定
されてロータ２８の下方で回転シャフト２７を回転自在
に支持する下部軸受３１とを備えている。なお、回転シ
ャフト２７の偏心部２７ａと接しているロータ２８の内
周面をピン部軸受２８ｂと呼ぶ。

【００２６】回転シャフト２７は、下部軸受２３から下
端を突出させた状態で支持されている。この回転シャフ
ト２７の下端部には、中空の内部に潤滑油を供給する油
ポンプ機構３２が設けられ、ハウジング２１の底部には
潤滑油の油だまり３３が形成されている。

【００２７】ロータ２８は、シリンダ２９に設けられた
非円形断面の空間が上部軸受３０及び下部軸受３１に閉
塞されることによって形成されるシリンダ室３４に収容
されている。なお、シリンダ室３４の非円形断面形状に
ついては、後に詳細に説明する。シリンダ室３４を形成
するシリンダ２９の内側面には、図２に示すようにスロ
ット孔２９ａが形成され、このスロット孔２９ａにはロ
ータ２８の厚みとほぼ同じ長さの一辺を有するブレード
３５がこの一辺をシリンダ室３４に対して出没自在とな
るように嵌挿され、ブレード３５の背後にはブレード３
５をシリンダ室３４に向けて押し出すばね体３６が配設
されている。ブレード３５はロータ２８の厚み方向の長
さとほぼ同じ長さの一辺を有する板状部材であり、ばね
体３６に付勢されることでその一辺（先端部）をロータ
２８の外周面に向けて押しつけるようになっている。

【００２８】さらに、シリンダ室３４を形成するシリン
ダ２９には、ブレード３５からロータ２８の回転方向前
方に位置して吸入管２４に連通する吸入ポート３７が開
通され、上部軸受３０には、ブレード３５からロータ２
８の回転方向後方に位置して吐出管２５に通じる吐出ポ
ート３８が開通されている。シリンダ室３４は、ロータ
２８の外周面にブレード３５の先端部が押しつけられる
ことによって、ブレード３５の一側方に設けられて吸入
ポート３７に連通する吸入室と、ブレード３５の他側方
に設けられて吐出ポート３８に連通する圧縮室とに仕切
られている。

【００２９】吐出ポート３８は上部軸受３０を貫通する
平面視円形の孔として形成されており、上部軸受３０の
上面を覆うカバー３９によって形成された上部マフラ室
４０に連通している。そして、上部マフラ室４０側に開
口する吐出ポート３８には、所定の大きさ以上の圧力を
受けた場合に解放される吐出弁４１が設けられている。

【００３０】また、このロータリ圧縮機２０には、冷却
機構を流通してきたガスから、このガス中に微量に含ま
れる潤滑油を分離する目的で、アキュムレータ５０が設
けられている。このアキュムレータ５０は、ガスを流通
する配管に接続された筒状容器５１を有している。吸入
管２４の他端は、筒状容器５１の内部上方で上向きに開
口している。なお、図中の符号５２は、アキュムレータ
５０の内部にガスを導入する配管の接続部である。

【００３１】さて、本発明のロータリ圧縮機２０では、
上述したシリンダ室３４の断面形状を意図的に複数の曲
率よりなる非円形断面に設計する。以下では、シリンダ
室３４の非円形断面形状について具体的に説明する。図
３（ａ）〜（ｃ）には、上部軸受３０及びピン部軸受２
８ｂの軸芯軌跡について、荷重条件の異なる３種類（荷
重Ａ＜荷重Ｂ＜荷重Ｃ）が例示されている。この図で
は、（ａ）に上部軸受３０の軸芯軌跡が示され、（ｂ）
にピン部軸受２８ｂの軸芯軌跡が示され、（ｃ）には原
点０及びロータリ圧縮機の回転方向（回転角度θ）の説
明図が示されている。

【００３２】図３（ａ），（ｂ）の軸芯軌跡は、図３
（ｃ）に示すように、上部軸受３０及び下部軸受３１の
中心が原点０とされ、ロータ２８の回転角度θはブレー
ド３５の位置を基準（回転角度θ＝０）としている。な
お、回転角度θはロータ２８が反時計方向へ回転する場
合を回転角正とし、ｘ軸の正方向はブレード３５の方向
（回転角度θ＝０の方向）とし、ｙ軸の正方向は回転角
度θ＝２７０°の方向とする。

【００３３】ここで、上部軸受３０の軸芯軌跡をＳｕ
（ｘ（θ），ｙ（θ））とする。ｘ（θ）：回転角度θでのｘ座標ｙ（θ）：回転角度θでのｙ座標この軸芯軌跡Ｓｕは、図３（ａ）に示す例では、荷重が
大きい条件になればなるほど、原点０からブレード３５
とは反対側へずれた位置において非円形の旋回軌跡を描
いている。なお、図３（ａ）における円Ｒ１は上部軸受
３０の軸受隙間円（軸が上部軸受に接触して回転した場
合の最大軌跡円）を示している。

【００３４】続いて、ピン部軸受２８ｂの軸芯軌跡をＳ
ｐ（ｘ（θ），ｙ（θ））とする。この軸芯軌跡は上部
軸受３０の軸芯軌跡Ｓｕを含んでいないピン部軸受２８
ｂ単独の軌跡である。ｘ（θ）：回転角度θでのｘ座標ｙ（θ）：回転角度θでのｙ座標この軸芯軌跡Ｓｐは、図３（ｂ）に示す例では、上述し
た軸芯軌跡Ｓｕと同様に、荷重が大きい条件になればな
るほど、原点０からブレード３５とは反対側へ最大でδ
ｐ程度ずれた位置において非円形の旋回軌跡を描いてい
る。なお、図３（ｂ）における円Ｒ２はピン部軸受隙間
円を示している。

【００３５】図４に示す図は、上述した上部軸受３０の
軸芯軌跡Ｓｕとピン部軸受２８ｂの軸芯軌跡Ｓｐとを荷
重条件別に合計したものであり、両軸芯軌跡の偏心量が
各回転角度θ毎に加算されている。なお、図４における
円Ｒ３は上部軸受隙間とピン部軸受隙間を足した円を示
している。そして、回転シャフト（主軸）２７の偏心量
をε、ロータ２８のロータ半径をｒ₀ とすれば、ロータ
２８の中心が旋回によって描く軌跡線Ｓ_ro（ｘ（θ），
ｙ（θ））は、下記の式で与えられる。Ｓ_ro＝Ｓｕ＋ε＋Ｓｐ

【００３６】上記の数式は全てベクトル形式で表記した
ものであり、軌跡線Ｓ_roについて、下記〔数１〕のよう
に表すことができる。

【数１】

【００３７】ロータ２８の外径による包絡線Ｓｅ（ｘ
（θ），ｙ（θ））は、下記〔数２〕の式で与えられ
る。

【数２】ここで、φはピン部中心に対するロータ中心の移動方向
角を示している。

【００３８】本発明では、〔数２〕で与えられる複数曲
率よりなる非円形（複合円）の包絡線Ｓｅの形状に設定
隙間δを加えた形状、すなわち、包絡線Ｓｅよりも設定
隙間δだけシリンダ室３４の内径（断面形状）を大きく
設計するのが好ましい。このようにすれば、加工誤差が
全くない場合には全ての回転角度θにおいて隙間が設定
隙間δとなる。なお、設定隙間δは、０以上（δ≧０）
の正の値とする。

【００３９】また、実際には加工誤差Δδが発生するた
め、〔数２〕で与えられる複数曲率よりなる非円形の包
絡線Ｓｅの形状に対し、設定隙間δ及び加工誤差Δδを
共に加算した形状とするのがより好ましい。この結果、
シリンダ室３４の内径（断面形状）は包絡線Ｓｅより設
定隙間δ及び加工誤差Δδ分だけ大きく設計され、これ
により、加工誤差を考慮してロータ２８がシリンダ室３
４と干渉することのない最適な最小の隙間を全ての回転
角度に与えることができる。なお、設定隙間δ及び加工
誤差Δδの和は、全ての回転角度で０以上（δ＋Δδ≧
０）の正の値となるように設定する。

【００４０】図５は、上述した本発明の包絡線Ｓｅに基
づく複合円シリンダ形状を異なる３つの荷重条件Ａ，
Ｂ，Ｃ毎に算出して示したものであり、基準となる真円
シリンダに対する非円形の程度が一目で分かるように例
示されている。図示の例では、９０°方向の切削量を真
円シリンダよりも意識的に１８μｍ程度多くしてシリン
ダ室３４を広げてあり、換言すれば、９０°方向の曲率
半径を真円より大きくしたシリンダ形状としてある。ま
た、２７０°方向については、反対に切削量を真円シリ
ンダよりも意識的に４〜１６μｍ程度少なくしてシリン
ダ室３４を狭めてあり、換言すれば、２７０°方向の曲
率半径を真円より小さくしたシリンダ形状としてある。
なお、他の回転角度方向においても、ロータ２８の外径
（外周面）による包絡線Ｓｅに基づいて、切削量（曲率
半径）を適宜変化させてシリンダ室３４の形状を定めて
いる。

【００４１】従って、上述した包絡線Ｓｅに基づく複合
円シリンダ形状は、少なくとも二つの曲率半径よりなる
複数曲率の複合円形状となっている。このような複合円
形状は、たとえばエンドミル等の工具を用いて加工する
ことができる。なお、図３及び図４に例示した軸芯軌跡
の偏心方向や偏心量、図５に示した真円に対する切削量
などの数値はあくまでも一例にすぎず、使用する軸受や
運転圧力等の諸条件によって逐次変化するものである。

【００４２】上述した複合円シリンダ形状とすれば、上
部軸受３０等の軸芯軌跡の影響を受けてロータ２８が実
際に旋回運動する包絡線Ｓｅに合わせたシリンダ室３４
の断面形状となるため、図６に示すように、回転角度θ
に対応する複合円シリンダの隙間Ｗａは常に一定とな
る。この結果、漏れ面積Ｓを全周にわたって最小に維持
することができるので、ロータリ圧縮機２０の漏れ損失
を低減して効率を向上させることができる。

【００４３】この場合、包絡線Ｓｅに設定隙間δを加算
した断面形状を採用すれば、隙間（Ｗａ）＝設定隙間
（δ）≧０となり、加工誤差がなければ全周にわたって
この隙間Ｗａが維持される。また、包絡線Ｓｅに設定隙
間δ及び加工誤差Δδを共に加算した断面形状を採用す
ると、隙間（Ｗａ）＝設定隙間（δ）＋加工誤差（Δ
δ）≧０となり、最も厳しい条件の加工誤差Δδを考慮
した場合でも最低限隙間Ｗａを確保してロータ２８の干
渉を防止することができる。

【００４４】また、この図６によれば、従来の真円シリ
ンダでは回転角度θが１８０°を過ぎたあたりで最も隙
間が小さくなり、前後の回転角度θでは隙間が大きくな
っているので、従来の問題点として説明したように、漏
れ損失の面で不利になっていることが分かる。

【００４５】以下、上記のように構成されたロータリ圧
縮機２０を作動させ、ガスを圧縮、搬送する過程につい
て説明する。まず、モータ２２を作動させると、駆動シ
ャフト２６に連結された回転シャフト２７が回転してロ
ータ２８も回転を開始する。ロータ２８はシリンダ室３
４内で偏心回転運動を行い、これに伴って吸入管２４か
ら吸入室にガスが吸入されると同時に圧縮室内に既に吸
入されたガスが除々に圧縮される。この時、ロータ２８
の包絡線Ｓｅに合わせた断面形状のシリンダ室３４とな
っているので、回転角度θが０〜３６０°の全周にわた
って漏れ面積Ｓが小さくなっており、結果として漏れ損
失が抑制される。

【００４６】圧縮室内で圧縮されたガスは、吐出ポート
３８から吐出弁４１を押し上げて上部マフラ室４０に流
入し、その脈動成分が除去される。上部マフラ室４０に
流入したガスはカバー３９に穿設された図示しない透孔
を通過し、モータ２２の下方に流入して膨張することに
よってその脈動成分がさらに除去される。モータ２２の
下方に流入したガスは、固定子２２ａと回転子２２ｂと
のエアギャップおよび固定子２２ａとハウジング２１と
の間に形成されたガス通路を通過し、モータ２２の上方
に流入して膨張することによってその脈動成分がさらに
除去される。こうしてモータ２２の上方に流入したガス
は吐出管２５に流入し、図示しない冷却機構に向けて搬
送される。

【００４７】一方、冷却機構を流通してきたガスはアキ
ュムレータ５０に流入し、微細な油滴（ミスト状）とな
ってガス中に散在している潤滑油が分離される。また、
油だまり３３に溜まった潤滑油は、油ポンプ機構３２の
回転運動によって生じるポンプ作用に促されて回転シャ
フト２７の内部を上方に向けて移動し、図示しない供給
路からシリンダ室３４内のロータ２８とシリンダ２９と
の摺動箇所に供給されるとともに回転シャフト２７の上
端から噴出してロータリ圧縮機構２３を冷却する。

【００４８】ところで、上述した複数の曲率よりなる非
円形断面のロータリ圧縮機２０は、特にシリンダ室３４
の断面形状が非円形であるため、その加工及び組立を正
確に実施するための基準が必要となる。図２に示す例で
は、シリンダ２９の上面に、シリンダ室３４を挟んだ対
角位置にドリル加工した２箇所の基準位置加工部６０を
設けてある。このような基準位置加工部６０を設けるこ
とにより、たとえば図示省略の位置決めピンを基準位置
加工部６０に挿入してシリンダ２９に対する上部軸受３
０等の位置決めをするなど、加工基準や組立基準として
利用することができる。

【００４９】上述した基準位置加工部６０は、上述した
例に限定されることはなく、たとえば基準位置加工部６
０として矩形状の溝部または突起部を設けることも可能
である。この場合、正方形を除く矩形状は２方向の位置
決めが可能なため、適当な１箇所に設けた基準位置加工
部６０とすることができる。なお、基準位置加工部６０
の設置位置、形状及び数については、特に限定されるも
のではない。

【００５０】以上説明したように、本発明のロータリ圧
縮機２０は、特に回転シャフト２７を支持する軸受の軸
芯軌跡が真円を描かないことに起因し、ロータ２８の包
絡線が非円形となって漏れ損失を大きくしているという
課題の解決を主目的として複数の曲率よりなる非円形断
面を採用するものである。また、上述したロータリ圧縮
機２０においては、軸芯軌跡の影響に比べるとかなり小
さな値となるものの、高温となる高圧側（圧縮室側）と
温度の低い低圧側（吸入室側）との温度差による熱歪み
や、シリンダ２９をハウジング２１に溶接して固定する
際の溶接歪みの影響もあるため、これらを含めてシリン
ダ室３４に最適な非円形断面形状を決めることも可能で
ある。

【００５１】以上の説明では、単気筒のロータリ圧縮機
２０について説明したが、本発明は単気筒に限定される
ことはなく、２気筒以上の複数気筒を有するロータリ圧
縮機への適用も可能なことはいうまでもない。また、本
発明の構成は上述した実施形態に限定されるものではな
く、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において適宜変更
することができる。

【００５２】

【発明の効果】上述した本発明のロータリ圧縮機によれ
ば、ロータリ室の断面形状を複数の曲率よりなる非円形
としたので、全周にわたって隙間を最小とし、漏れ面積
Ｓ及び漏れ損失を低減することができる。このようにし
て漏れ損失が低減されると、定格及び中間性能条件にお
ける運転効率が数％向上し、特に、漏れ損失の比率が大
きくなる高圧力差条件では、より一層の運転効率向上が
期待できる。

【００５３】また、ロータ外径の包絡軌跡に任意の設定
隙間δを加えた断面形状とすれば、全周にわたって所望
の隙間δを維持することができるので、良好な運転効率
を得ることができる。そして、設定隙間δに加工誤差Δ
δをさらに加えた断面形状とすれば、加工誤差を反映し
てロータと干渉することがなく、しかも、漏れ損失の小
さい最適な断面形状となってより一層良好な運転効率を
得ることができる。

【００５４】そして、基準位置加工部を設けたことによ
り、非円形断面としたシリンダ室の加工、そして、上部
軸受等を所定位置に組み込む作業を容易かつ正確に行う
ことができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明に係るロータリ圧縮機の一実施形態を
示す側方断面図である。

【図２】ロータリ圧縮機構の構成例を示す横断面図で
ある。

【図３】軸芯軌跡の一例を示す図で、（ａ）は上部軸
受の軸芯軌跡を示す図、（ｂ）はピン部軸受の軸芯軌跡
を示す図、（ｃ）は軸受の原点及びロータの回転角度θ
に関する説明図である。

【図４】図３（ａ）及び（ｂ）に示した上部軸受及び
ピン部軸受の軸芯軌跡を合計して示した図である。

【図５】本発明による非円形（複合円）断面のシリン
ダ形状例を示す図である。

【図６】図５に示した複合円シリンダ及び従来の真円
シリンダについて、ロータの回転角度θと隙間との関係
を示す図である。

【図７】ロータリ圧縮機構の従来例を示す要部断面図
である。

【図８】漏れ面積Ｓを示す説明図である。

【符号の説明】

２０ロータリ圧縮機２１ハウジング２２モータ２３ロータリ圧縮機構２４吸入管２５吐出管２７回転シャフト２７ａ偏心部（偏心シャフト）２８ロータ２８ａ外周面２８ｂピン部軸受２９シリンダ３０上部軸受３１下部軸受３４シリンダ室３５ブレード３７吸入ポート３８吐出ポート６０基準位置加工部Ｓ漏れ面積Ｈシリンダ高さ

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者後藤利行愛知県名古屋市中村区岩塚町字高道１番地三菱重工業株式会社名古屋研究所内Ｆターム(参考） 3H029 AA04 AA13 AB03 BB16 BB31 BB33 BB43 CC03

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】シャフト偏心部に回転自在に嵌合され
たロータがシリンダ室内を旋回し、シリンダに溝を設置
しその中に往復が可能な隙間をもって嵌合されたブレー
ドとにより密閉空間を形成することにより被搬送流体の
吸入及び圧縮を行うシングルブレードのロータリ圧縮機
において、前記シリンダ室が、複数の曲率よりなる非円形の断面形
状を備えていることを特徴とするロータリ圧縮機。
【請求項２】請求項１における非円形シリンダの断
面形状が、ロータ外径の包絡軌跡に任意の設定隙間
（δ）を加えた形状であることを特徴とするロータリ圧
縮機。
【請求項３】請求項１における非円形シリンダの断
面形状が、ロータ外径の包絡軌跡に任意の設定隙間
（δ）及び加工誤差（Δδ）を加えた形状であることを
特徴とするロータリ圧縮機。
【請求項４】前記シリンダ室が形成されているシリ
ンダ部材の適所に、基準位置加工部を設けたことを特徴
とする請求項１から３のいづれかに記載のロータリ圧縮
機。