JP2004190509A

JP2004190509A - 気体圧縮機

Info

Publication number: JP2004190509A
Application number: JP2002356519A
Authority: JP
Inventors: Takashi Tamura; 隆田村; Keiichi Morita; 圭一森田
Original assignee: Calsonic Compressor Manufacturing Inc
Current assignee: Marelli Corp
Priority date: 2002-12-09
Filing date: 2002-12-09
Publication date: 2004-07-08

Abstract

【課題】定常運転時における適正なベーン背圧を確保しつつ、圧縮機の起動直後から効率よく冷媒ガスの圧縮動作を行なうことのできる気体圧縮機を提供する。
【解決手段】オイル溜り２７とベーン溝１５の底部に連通するリア背圧空間２８とを背圧オイル供給路２９で連通させ、背圧オイル供給路２９の途中に圧力差が所定値以下のとき開、所定値を越えたときに閉となる背圧開閉弁３０を設けるとともに、圧縮機回転時に背圧オイル供給路２９内のオイルを流動させる渦巻きポンプ４０を設ける。これにより、圧縮機起動時に渦巻きポンプ４０がオイル溜り２７のオイルを背圧オイル供給路２９を介してベーン溝１５の底部に送出し、ベーン１６をベーン溝１５から飛び出させる。ベーン１６が飛び出すと圧縮機が冷媒ガスの圧縮を開始し、オイル溜り２７とリア背圧空間２８との圧力差が所定値を越えたときに背圧開閉弁３０が閉となり、適正なベーン背圧で定常運転される。
【選択図】図１

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明はカーエアコンシステム等に用いられるベーンロータリー型の気体圧縮機に関し、特に、定常運転時における適正なベーン背圧を確保しつつ、圧縮機の起動直後から効率よく冷媒ガスの圧縮動作を行なうことができるベーンロータリー型気体圧縮機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、この種のベーンロータリー型気体圧縮機においては、その定常運転時にベーン先端がシリンダ内面から離間することを防止するために、ベーンの底部空間、すなわち当該ベーンが摺動可能に装着されているロータのベーン溝底部に適正な圧力のオイルを背圧オイルとして供給している。この背圧オイルの適正な圧力は、ベーンが吸入行程から圧縮行程にある区間では、冷媒ガスの吸入圧力と圧縮し吐出される冷媒ガスの吐出圧力との中間圧であり、またベーンが吐出行程にある区間では、冷媒ガスの吐出圧力に相当する高圧である。これらの区間の圧力を総称してベーン背圧と呼ぶ。
【０００３】
ところで、圧縮機の定常運転時と起動時とでは必要とされるベーン背圧の適正値が異なる。ベーン背圧の適正値を定常運転時に合せて低めに設定すると、起動時のベーン背圧が不足し、ベーンの飛び出し性が悪くなり、圧縮行程から吐出行程の区間においてベーン先端が瞬間的にベーン溝内に沈んで飛び上がりシリンダ内周面に衝突する現象、いわゆる起動チャタリングの問題が生じることがある。
【０００４】
このような圧縮機の定常運転時と起動時に必要とされるベーン背圧の相違の問題を解決するために、従来は、起動時と定常運転時とでベーン溝底部に供給されるベーン背圧を変化させるものとしている。（例えば、特許文献１参照。）。
【０００５】
しかしながら、特許文献１に記載の従来の気体圧縮機によると、その定常運転時には問題がないものの、圧縮機の起動直後に以下のような問題を引き起こすことが考えられる。
【０００６】
すなわち、この従来の気体圧縮機にあっては、起動時にベーンが飛び出すためにはベーン溝底部に微弱ながらもベーン背圧が供給されることが前提となる。かかる微弱なベーン背圧は、ロータ軸と一体にロータが回転を開始した後に発生する遠心力によって、ベーンの先端がロータの外周面より僅かでも突出して冷媒ガスを圧縮し吐出するという動作が行なわれない限り、発生し得ない。このため、たとえば、圧縮機を車両のエアコンシステムに取り付けた直後のように、ロータのベーン溝内に全てのベーンが埋没した状態で圧縮機を起動した場合には、圧縮機内のオイルに冷媒がまだ溶け込んでおらずオイルの粘度が高いため、ベーンに作用する遠心力がベーンとベーン溝との間の油膜の抵抗になかなか打ち勝てない。従って、ベーンの先端がロータの外周面から僅かでも突出するまでに時間がかかり、ベーン背圧の発生にさらなる時間を要し、圧縮機の起動直後から効率よく冷媒ガスの圧縮動作を行なうことができず、冷房の立ち上がりが悪い場合がある。
【０００７】
また、従来の気体圧縮機によると、これを車両のエアコンシステムに取り付け後、繰り返し何度も運転を行なった後でも、取り付け直後と同様に、ベーン背圧の発生までに多大な時間を要し、圧縮機の起動直後から効率よく冷媒ガスの圧縮動作を行なうことができず、冷房の立ち上がりが悪い場合もある。この場合というのは、車両の放置状態によって圧縮機の吸入側の圧力が吐出側の圧力よりも高くなる場合である。例えば、車両のボンネット部には日射を受けているのに車室部分は日陰になって放置されているような状態で、ボンネット内にあるエアコンシステムのコンデンサが高温にさらされ、車室側にあるエバポレ−タがコンデンサよりも低温となる場合である。この場合は、圧縮機の取り付け直後と比べれば冷媒がオイルにある程度溶けているために、ベーンとベーン溝との間の油膜の抵抗は小さいが、ベーンの先端に加わる圧力に遠心力がなかなか打ち勝てず、ベーンの先端がロータの外周面より僅かでも突出するまでに時間がかかるのである。
【０００８】
【特許文献１】
特開２００１−２７１７７２号公報
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
本発明は上記問題点を解決するためになされたもので、その目的とするところは、定常運転時における適正なベーン背圧を確保しつつ、圧縮機の起動直後から効率よく冷媒ガスの圧縮動作を行なうことのできる気体圧縮機を提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明は、端面にサイドブロックを取り付けたシリンダと、上記シリンダの内側にロータ軸を介して回転可能に設置されたロータと、上記ロータの外周面に形成されたベーン溝に摺動可能に装着され、かつ、該ロータの外周面から上記シリンダの内周面に向かって出没するベーンと、上記シリンダ、サイドブロック、ロータおよびベーンにより仕切られたシリンダ内側の小室からなるとともに、上記ロータの回転により容積の大小変化を繰り返し、この容積変化により冷媒ガスを吸入し圧縮して吐出する圧縮室と、上記圧縮室から吐出される冷媒ガスの圧力が作用するオイル溜りと、上記ロータ軸のリア側端面を含む壁面で形成されるリア背圧空間と、上記リア背圧空間に連通し、かつ、上記ベーンが吸入行程から圧縮行程の区間で上記ベーン溝底部が連通するサライ溝と、上記オイル溜りに一端が開口し、他端が上記ベーン溝底部と上記サライ溝の連通を遮断された後の該ベーン溝底部に開口する高圧オイル供給路と、上記オイル溜りに入口が開口し、出口は上記リア背圧空間に開口する背圧オイル供給路と、上記背圧オイル供給路の途中に設けられ、上記オイル溜りの圧力と上記リア背圧空間の圧力との差が所定値以下のときに開となり、その差が所定値を超えたときに閉となる背圧開閉弁と、上記ロータ軸の回転により作動し上記背圧オイル供給路内のオイルを流動させる渦巻きポンプとを備えてなることを特徴とするものである。
【００１１】
本発明では、圧縮機の停止時は、オイル溜りとリア背圧空間の圧力差が殆どないため、背圧オイル供給路の背圧開閉弁が開となり、背圧オイル供給路を介しオイル溜りとリア背圧空間が連通する。圧縮機の起動直後は、渦巻きポンプのポンプ作用により、オイル溜りのオイルがリア背圧空間に導かれ、リア背圧空間からサライ溝を経由して積極的にベーン溝底部にオイルが供給される。これにより、ベーンがベーン溝から飛び出し、冷媒ガスの正常な圧縮が開始される。そうすると、オイル溜りの圧力がリア背圧空間よりも高くなり、それまで開いていた背圧開閉弁が閉じる。その後の圧縮機の定常運転においては、サライ溝と背圧オイル供給路が非連通となり、過剰なベーン背圧がベーンに作用せず、ベーン背圧として適正な中間圧が保たれ、余分な動力を必要とすることはない。
【００１２】
本発明において、上記渦巻きポンプは、上記背圧オイル供給路の出口側に配置する構造を採用することができる。
【００１３】
本発明において、上記渦巻きポンプは、上記ロータ軸のリア側端面と、上記ロータ軸リア側端面と所定の隙間を隔てて対向する上記リア背圧空間の壁面の一部と、上記リア背圧空間の一部の壁面に形成された渦巻き、及び／または上記ロータ軸リア側端面に形成された渦巻きとからなる構造を採用することができる。
【００１４】
本発明においては、上記ロータ軸のリア側端面に渦巻きを設け、該渦巻きを正面から見たときに、その渦巻きは、渦巻きの内周から外周に延伸するに連れ上記ロータ軸の回転方向とは逆方向に傾斜する構造を採用することができる。
【００１５】
本発明においては、上記ロータ軸のリア側端面と対向する上記背圧空間の一部の壁面に渦巻きを設け、該渦巻きを正面から見たときに、その渦巻きは、渦巻きの内周から外周に延伸するに連れ上記ロータ軸の回転方向と同方向に傾斜する構造を採用するものである。
【００１６】
本発明において、上記渦巻きポンプの渦巻きは、上記ロータ軸リア側端面の直径と同じ直径とすることができる。
【００１７】
本発明において、上記渦巻きポンプの上記所定の隙間は、その渦巻きの外周側が内周側よりも狭く設定されるものとしてもよい。
【００１８】
本発明においては、上記圧縮室で圧縮された冷媒ガスを吐出するシリンダ吐出孔と、該シリンダ吐出孔を圧縮機の運転時に開閉する吐出弁が設けられ、上記吐出弁は圧縮機の停止時に上記シリンダ吐出孔を開とする構成を採用することができる。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明に係る気体圧縮機の実施形態について図１ないし図１７を基に詳細に説明する。
【００２０】
図１に示した本実施形態の気体圧縮機は、一端開口型コンプレッサケース１内に圧縮機構部２を収納し、かつ、該コンプレッサケース１の開口端にフロントヘッド３を取り付けてなる、いわゆるシェル構造を採用している。
【００２１】
圧縮機構部２は内周略楕円状のシリンダ４を有し、シリンダ４の両端面にはサイドブロック５、６が取り付けられ、また、シリンダ４の内側にはロータ軸７を介して断面円形のロータ８が回転可能に設置されている。
【００２２】
ロータ軸７はロータ８の軸心に一体に設けられ、かつ、フロント側およびリア側サイドブロック５、６の軸受９、１０を介して支持されている。この両サイドブロック５、６の軸受９、１０はそれぞれのサイドブロック５、６の表裏面を貫通する孔形状となっている。
【００２３】
ロータ軸７のフロント側端部７Ｆは、フロント側サイドブロック５の軸受９からフロントヘッド３のボス部１１を貫通して外部へ突出している。また、フロントヘッド３のボス部１１外周にはベアリング１２を介してプーリ１３が回転可能に取り付けられており、このプーリ１３の端面側に電磁式のクラッチ１４が設けられている。このクラッチ１４のオン動作によりプーリ１３とロータ軸９が連結され、該プーリ１３と一体にロータ軸９が回転する。プーリ１３は図示しないベルト等を介してエンジン側プーリに連結され、かつ、エンジンの動力により回転する。
【００２４】
図２に示したように、ロータ８の外周面にはスリット状のベーン溝１５が５つ切り込み形成され、これらのベーン溝１５にはそれぞれ１枚ずつベーン１６が摺動可能に装着されている。この５枚のベーン１６はロータ８の外周面からシリンダ４の内周面に向かって半径方向に出没可能に設けられている。
【００２５】
シリンダ４の内側はシリンダ４内壁、サイドブロック５、６内面、ロータ８外周面およびベーン１６先端側の両側面により複数の小室に仕切られており、この仕切り形成された各小室が圧縮室１７である。この圧縮室１７は、ロータ８が図中矢印Ｒの方向へ回転することにより容積の大小変化を繰り返し、この容積変化により冷媒ガスの吸入・圧縮・吐出を行なう構造となっている。
【００２６】
すなわち、圧縮室１７の容積変化が生じると、その容積増加時に、吸入室１８内の低圧冷媒ガスが、フロント側サイドブロック５の吸入口５ａやシリンダ４の吸入通路１９と連通するようにリア側サイドブロック６の端面に掘られた吸入口（図示省略）を介して圧縮室１７へ吸入される。そして、圧縮室１７の容積が減少し始めると、その容積減少効果により圧縮室１７内の冷媒ガスが圧縮され始める。その後、圧縮された冷媒ガスの圧力がシリンダ４外部空間の吐出チャンバ２３側の圧力よりも高くなると、シリンダ４楕円短径部付近に位置するシリンダ吐出孔２１の吐出弁２２が開く。
【００２７】
上記のように吐出弁２２が開くと、圧縮室１７内の高圧冷媒ガスがシリンダ吐出孔２１からシリンダ４外部空間の吐出チャンバ２３側へ流出する。ベーン１６が吐出孔２１を通過すると同時に、吐出弁２２を挟んだ次の圧縮室１７と吐出チャンバ２３との圧力差が逆転し吐出弁２２が閉じる。
【００２８】
吐出チャンバ２３側へ流出した高圧冷媒ガスは、図１に示したように、リア側サイドブロック６に取り付けられている油分離器２４を経て吐出室２５へ吐出される。また、吐出チャンバ２３内に吐出した高圧冷媒ガス中には、圧縮機本体摺動部の潤滑や隙間部のシールのためのオイルがミストの状態で含まれている。この高圧冷媒ガス中のオイル成分は油分離器２４の分離フィルタ２６で分離捕獲され、かつ、吐出室２５底部のオイル溜り２７に滴下し貯留される。
【００２９】
吐出室２５底部のオイル溜り２７には吐出室２５の高圧、すなわち圧縮室１７から吐出室２５内に吐出した高圧冷媒ガスの圧力Ｐｄ（以下、吐出圧力という。）が作用している。
【００３０】
油分離器２４とリア側サイドブロック６との間には、リア背圧空間２８が圧縮機構部２の回転軸中心部に設けられ、また、油分離器２４には背圧オイル供給路２９と背圧開閉弁３０が設けられている。
【００３１】
リア背圧空間２８は、油分離器２４およびリア側サイドブロック６の一部とロータ軸７のリア側端面（一端面）７Ｒを含む壁面で形成されている。
【００３２】
背圧オイル供給路２９の直径は２〜３ｍｍであり、背圧オイル供給路２９の入口はオイル溜り２７に開口し、背圧オイル供給路２９の出口はロータ軸７のリア側端面７Ｒの中心位置と対向する位置に開口している。
【００３３】
背圧開閉弁３０は、背圧オイル供給路２９の入口直後に設置され、内面円筒状の弁室３１−１と、内面円錐状のシール面３１−２と、弁体として機能する鋼球３２と、圧縮バネ３３を具備する構造となっている。
【００３４】
弁室３１−１は、背圧オイル供給路２９の入口に設けられ、該背圧供給路２９の内径を拡大して形成されている。
【００３５】
シール面３１−２は、弁室３１−１の奥に続けて設けられ、弁室３１−１側が大径の９０°テーパ状に形成されている。
【００３６】
鋼球３２は、弁室３１−１の内径よりも僅かに小さい直径で弁室３１−１内を自在に移動可能であり、シール面３１−２に密着することが可能なように設けられている。この鋼球３２がシール面３１−２に密着していると、背圧開閉弁３０は閉となり、背圧オイル供給路２９は閉鎖される。この鋼球３２がシール面３１−２から離れると、背圧開閉弁３０は開となり、背圧オイル供給路２９は開放される。また、この鋼球３２には、背圧オイル供給路２９の入口側からオイル溜り２７の圧力、すなわち吐出圧力Ｐｄが作用すると同時に、シール面３１−２の底側からリア背圧空間２８の圧力が作用する。
【００３７】
圧縮バネ３３は、その一端がシール面３１−２の底から鋼球３２に当接し、かつ該鋼球３２を常時シール面３１−２から引き離す方向に付勢するように設けられている。
【００３８】
オイル溜り２７の圧力（吐出圧力Ｐｄ）がリア背圧空間２８の圧力より高くても、その差が所定値以下である場合には、圧縮バネ３３のバネ力で鋼球３２はシール面３１−２から引き離される。これにより、背圧開閉弁３０は開となり、背圧オイル供給路２９は開放状態に設定される。オイル溜り２７の圧力（吐出圧力Ｐｄ）がリア背圧空間２８の圧力より高く、かつ、その差が所定値を超える場合には、その差圧力により鋼球３２は圧縮バネ３３のバネ力に抗してシール面３１−２側に移動し、該シール面３１−２に鋼球３２が密着する。これにより、背圧開閉弁３０は閉となり、背圧オイル供給路２９は閉鎖状態に設定される。
【００３９】
特に、本実施形態の気体圧縮機では、定常運転時における適正なベーン背圧が吐出圧力Ｐｄの約５５〜７０％であるため、オイル溜り２７の圧力（吐出圧力Ｐｄ）がリア背圧空間２８の圧力よりも０．３〜０．５ＭＰａ以上高くなると、鋼球３２がシール面３１−２に密着して背圧オイル供給路２９を閉とするように、圧縮バネ３３のバネ力が設定されている。このバネ力設定は冷媒ガスとしてＲ１３４ａを用いた場合の例であるが、使用する冷媒ガスの種類により上記圧縮バネ３３のバネ力設定は異なる。たとえば、冷媒ガスとしてＲ２２、Ｒ４０７Ｃを用いる場合は、定常運転時の吐出圧力ＰｄがＲ１３４ａ使用時に比べ３０〜５０％高い。従って、オイル溜り２７の圧力（吐出圧力Ｐｄ）がリア背圧空間２８の圧力よりも０．５〜０．９ＭＰａ以上高くなると、鋼球３２がシール面３１−２に密着して背圧オイル供給路２９を閉とするように、圧縮バネ３３のバネ力が設定される。
【００４０】
尚、本実施形態の背圧開閉弁３０を所望の圧力差で開閉させるための手段としては、バネ力の設定のみならず、弁室３１−１の内径と鋼球３２の外径との間で形成される隙間を適宜選択することでも可能である。仮に、バネ力を一定として弁室３１−１の内径と鋼球３２の外径との隙間を広げると、開閉動作に要する圧力差が大きくなって背圧開閉弁３０は閉じにくくなり、隙間を狭めると開閉動作に要する圧力差は小さくなって閉じ易くなる。
【００４１】
リア側サイドブロック６のシリンダ対向面には軸受１０の周囲にサライ溝３４が形成されている。このサライ溝３４（以下、リア側サライ溝という。）は、冷媒ガスの吸入行程から圧縮行程の時期にベーン溝１５底部がその側面から対向し連通するように形成されている。
【００４２】
さらに、このリア側サライ溝３４は、リア側サイドブロック６の連通孔３５を介してリア背圧空間２８にも連通するように構成されている。
【００４３】
したがって、背圧開閉弁３０が開いて背圧オイル供給路２９が開放状態に設定されている場合は、背圧オイル供給路２９、リア背圧空間２８および連通孔３５を介してオイル溜り２７とリア側サライ溝３４が連通する。
【００４４】
本実施形態の気体圧縮機は、内面楕円形状のシリンダ４の中心に真円のロータ８を配置し、三日月型のシリンダ室を１８０°対向する位置に２つ形成しているため、双方のシリンダ室で冷媒ガスの吸入・圧縮・吐出という一連の動作を行なうことが可能となっている。この構造との関係から、リア側サライ溝３４はロータ軸７を介して１８０°対向する位置にそれぞれ１つずつ合計２つ設けている。これと同様に、図２に示した通り、前述した吸入通路１９、吸入口２０、シリンダ吐出孔２１、吐出弁２２、吐出チャンバ２３等もそれぞれ２つずつ設けられている。
【００４５】
さらに、本実施形態の気体圧縮機は、ロータ８にベーン１６を５枚配設しているため、ロータ８が１回転する間に一方の三日月型シリンダ室内でベーンに仕切られた圧縮室が５回形成される。従って、ロータ８が１回転する間に、一方の三日月型シリンダ室で冷媒ガスの吸入・圧縮・吐出という一連の動作が５回行われ、双方のシリンダ室で都合１０回行われる。そして、ベーンの枚数の５枚というのは奇数であるため、双方のシリンダ室における吸入・圧縮・吐出の動作は位相が反対で交互に行われる。
【００４６】
リア側サライ溝３４とオイル溜り２７は、さらにリア側サイドブロック６のオイル供給孔３６と軸受１０のクリアランスを介して連通している。この連通ルートではオイル溜り２７のオイルが軸受１０のクリアランス通過時に減圧され、この減圧オイルがリア側サライ溝３４に供給される。この減圧オイルの圧力は冷媒ガスの吸入圧力と吐出圧力の中間圧である。
【００４７】
フロント側サイドブロック５のシリンダ対向面にもサライ溝３７が形成されている。このフロント側サライ溝３７は、リア側サライ溝３４と同様、冷媒ガスの吸入行程から圧縮行程の時期にベーン溝１５底部がその側面から対向し連通するように形成される。
【００４８】
また、このフロント側サライ溝３７は、フロント側サイドブロック５の軸受９のクリアランスと、フロント側サイドブロック５、シリンダ４およびリア側サイドブロック６のオイル供給孔３６、３６、３６を通じてオイル溜り２７に連通している。この連通ルートでも、オイル溜り２７のオイルが軸受９のクリアランス通過時に減圧され、この減圧オイルがフロント側サライ溝３７に供給される。なお、フロント側サライ溝３７もリア側サライ溝３４と同様の理由から２つ形成されている。また、この減圧オイルの圧力も冷媒ガスの吸入圧力と吐出圧力の中間圧である。
【００４９】
リア側サイドブロック６には高圧オイル供給路３８が設けられている。高圧オイル供給路３８の一端は、リア側サイドブロック６の軸受１０内面を一部刳り貫いてなる環状溝３９を介して同リア側サイドブロック６のオイル供給孔３６に連通し、かつ、該オイル供給孔３６を介してオイル溜り２７側に開口する構造となっている。また、この高圧オイル供給路３８の他端は、ベーン溝１５底部とサライ溝３４、３７との連通を遮断された後の該ベーン溝１５底部に開口する構造となっている。
【００５０】
つまり、本実施形態の気体圧縮機においては、ベーン溝１５底部とサライ溝３４、３７との連通が遮断された後に、高圧オイル供給路３８の他端にベーン溝１５底部がその側面方向から連通し、かつ、オイル溜り２７に存在する吐出圧力Ｐｄ相当の高圧オイルが、リア側サイドブロック６のオイル供給孔３６、環状溝３９および高圧オイル供給路３８を介しベーン背圧としてベーン溝１５底部に直接圧送される。すなわち、本実施形態の気体圧縮機においては、定常運転状態での吸入・圧縮行程にあるベーン１６のベーン溝１５底部には、吐出圧力と吸入圧力との中間圧力がベーン背圧として作用し、吐出行程にあるベーン１６のベーン溝１５底部には、吐出圧力がベーン背圧として作用するようになっている。ベーン溝１５底部とサライ溝３４、３７との連通が遮断される前に、高圧オイル供給路３８の他端がベーン溝１５底部と連通してしまうと、吸入・圧縮行程にあるベーン１６のベーン背圧が、高圧オイル供給路３８からの吐出圧力の影響により高くなってしまう。そのため、ベーン１６の先端部がシリンダ４の楕円内周面に押し付けられる荷重が大きくなり、摺動抵抗が増加して動力が増大し、車両の燃費に悪影響してしまう。
【００５１】
ロータ８の５つのベーン溝１５底部空間と、両サイドブロック５、６にそれぞれ２つずつ設けた合計４つのサライ溝３４、３７と、リア側サイドブロック６のリア背圧空間２８とはリア側サイドブロック６の連通孔３５により一つの空間として互いに連通する構造となる。この互いに連通する一つの空間全体を単に背圧空間と称する。この背圧空間の合計容積は、５枚のベーン１６が全てシリンダ４の楕円内周面に当接した状態のときに形成される、５つのベーン溝１５底部空間容積の合計値の約２倍となっている。背圧空間の合計容積をこのようにした理由は、圧縮機定常運転中のベーン１６の出入りに伴うベーン溝１５底部のオイル、すなわち背圧オイルの脈動の周囲への伝達を緩和させるために大きくしたいことと、オイル溜り２７のオイル量が少なくなり過ぎないように小さくしたいこととの、程よいバランスを考慮したためである。
【００５２】
本実施形態の気体圧縮機には、背圧オイル供給路２９の出口側開口部に渦巻きポンプ４０が設けられている。この渦巻きポンプ４０は非接触タイプのポンプであり、渦巻きポンプ４０の外周部空間は、油分離器２４とリア側サイドブロック６とにより形成される前記リア背圧空間２８である。
【００５３】
上記のような渦巻きポンプ４０の渦巻きは、（１）ロータ軸７のリア側端面７Ｒに形成するか、または、（２）ロータ軸リア側端面７ａと対向する面に形成することができる。
【００５４】
＜上記（１）渦巻きポンプの構造説明＞
図１には、渦巻きポンプ４０の渦巻き４０−１をロータ軸７のリア側端面７Ｒに形成したタイプが示されている。
【００５５】
このタイプの場合には、ロータ軸７の回転により渦巻き４０−１自体が回転する。渦巻き４０−１の外径は、ロータ軸リア側端面７Ｒの直径と同じ大きさに形成されているが、それより小さく形成してもよく、また、別部材をロータ軸リア側端面７Ｒに取り付けてロータ軸リア側端面７Ｒの直径よりも大きな渦巻きを形成してもよい。
【００５６】
図３ないし図６は、いずれも渦巻きを正面から見た図である。本実施形態の気体圧縮機では、ロータ軸７をクラッチ１４側正面からみた場合には、運転時に時計回りに回転する。したがって、ロータ軸７のリア側端面７Ｒに渦巻き４０−１が設けられているこのタイプでは、図３ないし図６においてロータ軸７の回転方向は反時計回りである。
【００５７】
図３ないし図６に示されるように、渦巻き４０−１は、渦の内周から外周に向かって延伸するにつれ、右へ右へと時計回りの方向に傾斜するように形成されている。すなわち、渦巻き４０−１は、渦の内周から外周に向かって延伸するにつれ、ロータ軸７の回転方向とは逆方向に傾斜するように形成されている。
【００５８】
また、渦巻き４０−１の渦形状は、図３と図４に示した直線状でもよいし、図５と図６に示したように渦半径が大きくなるにつれ傾斜が大きくなるような曲線状としてもよい。
【００５９】
図４に示される直線状の渦は、渦の最内径部が中心円の接線となるように形成されている。この中心円は、これに向かいあって位置する背圧オイル供給路２９の出口の開口円に相当する円である。この開口円相当円に外接するように渦を形成させることにより、オイルの粘性摩擦抵抗による回転動力の上昇を抑えつつ、オイルを流動させることができる。
【００６０】
図５に示される渦は、図４で示した渦の直線部を曲線状にしたものである。この渦によれば、渦の最内径部を開口円相当円に外接するようにして回転動力の上昇を抑えることに加え、渦の半径が大きくなるに従い傾斜が緩くなるため、径の大きい部分でもオイルの粘性摩擦抵抗が低減される。よって、回転動力の上昇を一層抑えて、オイルを流動させることができる。
【００６１】
図６に示される渦は、図５で示した渦の曲線の傾斜をより大きくし、最外径部でロータ軸リア側端面７Ｒの外径円に内接するように形成したものである。この渦によれば、最も回転動力に影響を与え易い最外径部でのオイルの粘性摩擦抵抗が殆どないため、回転動力の上昇を最低限に抑えられる。よって、回転動力の上昇が殆どないまま、オイルを流動させることができる。
【００６２】
＜上記（２）渦巻きポンプの構造説明＞
図７には、渦巻きポンプ４０の渦巻き４０−１をロータ軸リア側端面７Ｒと対向する部位側、すなわちリア背圧空間２８の壁面を構成する油分離器２４側に形成したタイプが示されている。
【００６３】
このタイプの場合は、ロータ軸９が回転しても渦巻き４０−１自体は回転しない。この渦巻き４０−１の外径は、渦巻き４０−１と対向するロータ軸リア側端面９Ｆの直径と同じ大きさに形成したが、それより大きく形成しても小さく形成してもよい。また、この渦巻き４０−１の中心には背圧オイル供給路２９の出口が開口している。
【００６４】
この渦巻き４０−１を油分離器２４側に形成したタイプでも、渦巻きを正面から見た図は、図３ないし図６に示されるものとほぼ同様である。しかしながらこのタイプでは、図３ないし図６におけるロータ軸７の回転方向は時計回りとなる。従って、渦巻き４０−１は、渦の内周から外周に向かって延伸するにつれ、ロータ軸７の回転方向と同方向に傾斜するように形成されていることになる。また、図３ないし図６における渦巻き４０−１の中心円は、背圧オイル供給路２９の出口開口部そのものである。
【００６５】
このタイプの渦巻き４０−１は回転しないが、図３ないし図６に示される渦巻きの個々の構成・作用及びそれらの違いについては、（１）渦巻きポンプの構造説明のところで説明した内容と同様である。
【００６６】
＜上記（１）と（２）の渦巻きポンプに共通の構造説明＞
図１と図７に示した渦巻きポンプ４０の渦巻き４０−１は、これを円周方向の断面としてみると、図８のような凹凸の形状である。
【００６７】
▲１▼ 渦巻き４０−１の凹凸の数は１つでも複数でもよい。但し、凹凸の数が複数の場合は、渦巻き４０−１の最内径部で、凹凸の１ピッチ（図８に示すＰ）が１．０ｍｍ以上となるように形成するのが好ましい。
【００６８】
例えば、渦巻き４０−１の最内径部の直径が３ｍｍの場合は、その最内径部での円周長さが約９ｍｍとなるため、凹凸の数は多くても９個以下とする。その理由は要するに、細かな凹凸を形成するには高い加工精度を要するためコストアップとなる等、製造上の問題もあるが、あまりに凹凸が細かすぎると、ベーンロータリー型気体圧縮機に使用される高粘度（動粘度が４０℃で９０ｃＳｔ以上、１００℃で１８ｃＳｔ以上）のオイルが凹部に入り込み難くなり、渦巻きポンプ４０としてのオイル送出機能が低くなるためである。
【００６９】
▲２▼ 渦巻き４０−１の凹凸の高低差は高いほどオイルの送出量が増えて好ましい。しかし、凹凸成形の困難性の観点から、凹凸の高低差は、渦巻き４０−１の最内径部側では凹凸のピッチの値と同程度か、それより小さめの値とする。渦巻き４０−１の外径部側における凹凸の高低差については後述の▲４▼で詳述する。
【００７０】
▲３▼ 渦巻き４０−１の凹凸の円周方向断面形状は矩形がよい。これにより、オイルが渦巻き４０−１の内周から外周へ効率よく送出される。渦巻き４０−１の凹凸の円周方向断面に斜面が形成されていると、オイルにロータ軸７方向の余分な力が発生し、ロータ軸７にスラスト荷重（アキシャル荷重）が作用し、動力増加の原因となる可能性がある。
【００７１】
▲４▼ 渦巻き４０−１の凸部上面とこれに対向する平面との間には、円周状に開口する隙間Ｇ１が設けられる。この隙間Ｇ１は渦巻き４０−１の最外径部で０．１〜１．０ｍｍ程度とし、この値を当該隙間Ｇ１の最小値とする。この隙間Ｇ１の最小部における円周状の開口面積と、背圧オイル供給路２９出口の開口円の面積とが等しくなるように、上記隙間Ｇ１および渦巻き４０−１の凹凸の高低差と円周方向長さが、渦巻き４０−１の直径の変化に応じて決定されるものとする。このように構成した場合は、ベーン背圧用のオイルが背圧オイル供給路２９出口から渦巻きポンプ４０を通ってリア背圧空間２８に達するまでの通路断面積が一定となり、オイル流路内でのオイルの圧力変化が最小限に抑制され、効率よく渦巻きポンプ４０を作用させることができる。
【００７２】
尚、渦巻き４０−１を互いに対向する双方の面に形成した場合には、外径が小さい方の渦巻き４０−１の最外径部での双方の凸部上面間の隙間Ｇ１を０．１〜１．０ｍｍ程度とすれば良い。
【００７３】
▲５▼ 渦巻きポンプの渦巻き形状とその寸法の一例を下記に示す。なお、下記例は、背圧オイル供給路２９出口の開口円の面積を７．０７ｍｍ^２（開口円の直径は３ｍｍ）とし、渦巻き４０−１の外径（＝ロータ軸リア側端面７Ｒの直径）を１５ｍｍとし、渦巻き４０−１の最外周部の凸部上面とこれに対向する平面との隙間Ｇ１を０．１ｍｍとした場合の例である。
【００７４】
Ａ．渦巻きの最外周部
渦巻き４０−１の最外周部では、凹凸がなければ、隙間Ｇ１の最小部における円周状の開口面積は約４．７１ｍｍ^２（＝１５×π×０．１）となり、背圧オイル供給路２９出口の開口円の面積よりも２．３６ｍｍ^２（＝７．０７−４．７１）小さい。よって、この２．３６ｍｍ^２分だけ渦巻き４０−１の最外周部に溝（渦巻きの凹部）を設けることができる。その溝の深さを０．１ｍｍとすれば、円周方向長さの合計が２３．６ｍｍに相当する溝を掘れることになる。この２３．６ｍｍは全外周長さ４７．１２ｍｍ（＝１５×π）の約５０％に相当するため、渦巻きの山（凸部）と溝（凹部）の円周方向長さが略等しくなる。
【００７５】
Ｂ．渦巻きの直径１２ｍｍ（半径６ｍｍ）の部分
渦巻き４０−１の直径１２ｍｍの部分では、仮に渦巻き４０−１の凸部上面とこれに対向する平面との隙間Ｇ１が０．１ｍｍのままであるとすると、その部分における円周状の開口面積は約３．７７ｍｍ^２（＝１２×π×０．１）となり、背圧オイル供給路２９出口の開口円の面積よりも３．３０ｍｍ^２（＝７．０７−３．７７）小さい。よって、この３．３０ｍｍ^２分だけ渦巻き４０−１の直径１２ｍｍの部分に溝（渦巻きの凹部）を設けることができる。その溝の深さを０．１ｍｍとすれば、円周方向長さの合計が３３．０ｍｍに相当する溝を掘れることになる。しかし、この渦巻き４０−１の直径１２ｍｍの部分では、その全周が３７．７ｍｍ（＝１２×π）であり、そこに円周方向長さ３３．０ｍｍの溝を掘ってしまうと、渦巻き４０−１の凸部が非常に狭くなってしまう。このため、溝の深さを変えるか、渦巻きの凸部上面とこれに対向する平面との隙間Ｇ１を変える必要がある。
【００７６】
上記のような溝の深さや、渦巻きの凸部上面とこれに対向する平面との隙間Ｇ１を変更する場合には、渦巻きの凹凸の長さの比率を渦巻きの最外周部に合せて行なう（ここでは５０％の比率とする）。仮に溝の深さだけを深くした場合には、その溝の深さは約０．１８ｍｍ（＝３．３０÷（３７．７×０．５））となる。
【００７７】
Ｃ．渦巻きの直径７ｍｍ（半径３．５ｍｍ）の部分
渦巻き４０−１の直径７ｍｍの部分では、仮に渦巻きの凸部上面とこれに対向する平面との隙間Ｇ１が０．１ｍｍのままであるとすると、その部分における円周状の開口面積は約２．２０ｍｍ^２（＝７×π×０．１）となり、背圧オイル供給路２９出口の開口円の面積よりも４．８７ｍｍ^２（＝７．０７−２．２０）小さい。よって、この４．８７ｍｍ^２分だけ渦巻きの直径７ｍｍの部分に溝（渦巻きの凹部）を設けることができる。仮に溝の深さだけを深くした場合には、渦巻きの凹凸の長さの比率が５０％であるときの溝の深さは、約０．４４ｍｍ（＝４．８７÷（（７×π）×０．５））となる。
【００７８】
Ｄ．渦巻きポンプの課題と好適な形態
以上のＡ、Ｂ、Ｃでの計算結果が示すように、渦巻き４０−１の外周と内周において凸部上面とこれに対向する平面との隙間Ｇ１を一定とし、かつ、渦巻き４０−１のどの直径部分でも凹凸の長さの比率を一定にしようとすると、次のような問題がある。すなわち、渦巻きポンプ４０内のオイル流路の開口断面積を、背圧オイル供給路２９出口の開口円の面積としてそのまま維持するためには、溝の深さは２次曲線的にラッパ状に変化させなければならない。
【００７９】
図９は、ロータ軸７のリア側端面７Ｒに渦巻き４０−１を形成した場合における、上記状態を示した断面図であり、破線で示した溝底部が２次曲線的にラッパ状となっている。図９に示した形態でも渦巻きポンプとしての流体移送という機能上の問題はないが、部品製造上、表面に露出しない溝底部の２次曲線的な形状・寸法を管理するのは困難である。そのため、溝底部は直線状のテーパ面とするか又は平面とし、それによるオイル流路の開口断面積の不足分を、渦巻きの凸部上面とこれに対向する平面との隙間Ｇ１を広げていくことで補うことが好ましい。
【００８０】
渦巻き４０−１の凸部上面とこれに対向する平面との隙間Ｇ１を広げる手段については、たとえば、渦巻き４０−１の凸部上面を２次曲線的なラッパ状の斜面としてもよいし、また渦巻き４０−１と対向する面側をラッパ状の斜面としてもよい。このように構成すると、図１０ないし図１５に示したように、当該隙間Ｇ１は渦巻き４０−１の内周側で広く、かつ、同渦巻き４０−１の外周側で狭くなるように設定される。
【００８１】
図１０ないし図１３には、図１のようにロータ軸リア側端面７Ｒに渦巻き４０−１が形成されるタイプにおいて、破線で示す溝底部が直線状のテーパ面か平面かのいずれかとなっている好適な形態が示されている。図１０ないし図１３に示す形態では、さらにその渦巻き４０−１の凸部上面を前述の２次曲線的なラッパ状の斜面や直線状のテーパ面等とすることにより、流路断面積が一定となるようにしている。よって、渦巻き４０−１の凸部上面とこれに対向する平面との隙間Ｇ１が渦巻き４０−１の内周側で広く、かつ外周側で狭くなっている。
【００８２】
図１０の渦巻き４０−１は、渦巻きの凸部上面をラッパ状の斜面とし、渦巻きの凹部底面を傾斜したフラットな面とするとともに、渦巻きの内周から外周に亘って全体的に渦巻きの凸部上面と凹部底面とに高低差が設けられる形状となっている。すなわち、図１０に示す例は、渦巻きの溝が比較的深く形成されており、凸部の円周方向幅が凹部の円周方向幅よりも大きい場合に多い形状である。
【００８３】
図１１の渦巻き４０−１は、渦巻きの凸部上面をラッパ状の斜面とし、渦巻きの凹部底面は傾斜のないフラットな面とするとともに、渦巻きの内周側では渦巻きの凸部上面と凹部底面に高低差がなく、渦巻きの外周へ向かうのに従い連続的にその高低差が大きくなる形状となっている。この図１１に示す例が、図１０ないし図１３に示される４つの例の中で、唯一溝底部が傾斜のない平面であるため製造上最も好都合である。
【００８４】
図１２の渦巻き４０−１は、渦巻きの凸部上面を２次曲線的なラッパ状の斜面とし、渦巻きの凹部底面は傾斜したフラットな面とするとともに、渦巻きの外周側では渦巻きの凸部上面と凹部底面に高低差がなく、渦巻きの内周へ向かうのに従い連続的にその高低差が大きくなる形状となっている。この図１２の例は、先の図９で示した例と同様に、渦巻きの山と溝との円周方向幅の比率が、渦巻きの半径が変化しても一定の場合に得られる形状である。しかし、図９の例と比較すれば溝底部が直線的であるため、製造面では好都合である。
【００８５】
図１３の渦巻き４０−１は、渦巻きの凸部上面と凹部底面を双方とも一律に同じ高低差のある傾斜したフラットな面とした形状となっている。この図１３の例では、山も溝もテーパ状の面（すなわち円錐面）であるため、一見製造し易いように感じられるが、流路断面積を一定とするためには、溝の側壁面である渦巻きそのものの曲率を渦巻きの直径に応じて変化させる必要があるため、それほど容易ではない。
【００８６】
図１４と図１５に示す例は、共に図７のようにロータ軸リア側端面７Ｒと対向する部位側（リア背圧空間２８の壁面を構成する油分離器２４側）に渦巻き４０−１が形成されるタイプであり、両者共、渦巻き４０−１の最内周側が背圧オイル供給路２９の出口側開口円と一致し、最外周側が対向するロータ軸７のリア側端面７Ｒの直径と一致している。さらに、両者共、渦巻き４０−１の凸部上面とこれに対向する面（ロータ軸リア側端面７Ｒ）との隙間Ｇ１が渦巻き４０−１の内周側で広く、かつ外周側で狭くなるように形成している。
【００８７】
図１４の渦巻き４０−１は、渦巻きの凸部上面を傾斜したフラットな面とするとともに、渦巻きの凹部底面をラッパ状の斜面とした形状となっている。よって、機能的には問題ないが、製造面ではそれほど好ましい形状ではない。
【００８８】
図１５の渦巻き４０−１は、先の図１０で示した形状と同様のものをリア背圧空間２８の壁面を構成する油分離器２４側に形成させた例であるが、渦巻きの凸部上面のラッパ状の斜面と凹部底面の傾斜したフラットな面それぞれの勾配を、より大きくした形状となっている。渦巻きの外径に比べ内径の割合が比較的大きい場合には、このように勾配が大きくなる。
【００８９】
以上のように、渦巻き４０−１の断面形状はいろいろ考えられる。渦巻き４０−１をロータ軸リア側端面７Ｒに設けようと、これと対向する油分離器２４側に設けようと機能的な差は殆どない。但し、製造面では、通常ロータ軸７は硬い焼き入れ鋼を用いるため、端面に細かな溝を形成させるには時間をかけて機械加工しなければならない。これに対して油分離器２４は、通常アルミ合金ダイカストが用いられるため金型にて溝形成しておけば、あとで１つ１つ機械加工する必要がなく、同じ形状の渦巻き４０−１をもった油分離器が多量に安価に製作できる。従って、製造面からの判断では、回転しない油分離器側に渦巻き４０−１を形成させることが好ましい。
【００９０】
尚、上記の例では、渦巻き４０−１をロータ軸リア側端面７Ｒ側とこれと対向する油分離器２４側のいずれか一方に設けるという方法であったが、双方同時に渦巻き４０−１を設けても良い。又、渦巻き４０−１の凸部上面と凹部底面を両者共フラットな平面で形成し、流路断面積を一定にするためのラッパ状の２次曲線的斜面または円錐状のテーパ面等を、当該渦巻き４０−１と対向する面側に設けるという方法でも良い。
【００９１】
＜上記（１）渦巻きポンプ（渦巻きが回転するタイプ）の動作説明＞
圧縮機の起動によりロータ軸７が回転を開始すると、渦巻きポンプ４０内に介在するオイルに、ロータ軸７の回転方向と同じ回転方向の粘性流が生じる。この回転するオイルの粘性流は、遠心力の作用で渦巻き４０−１の内周から外周へ向かう方向に流れるが、渦巻き４０−１とこれに対向し回転しない面との間の粘性摩擦抵抗により、ロータ軸７の回転速度よりも遅く回転する。このようにオイルの回転が渦巻き４０−１の回転よりも遅いため、オイルは渦巻き４０−１の凹部（溝）の側壁で押され、さらに遠心力が加わり渦巻きの外周側へ送られ、リア背圧空間２８側に送出される。
【００９２】
上記のようにしてオイルの流れ方向が背圧空間２８側に向かうため、渦巻きポンプ４０の上流側の背圧オイル供給路２９から渦巻きポンプ４０の内周側にオイルが吸い込まれ、この渦巻きポンプ４０からその下流側のリア背圧空間２８側にオイルが続々と連続的に送出される。このため、オイルはさらにリア背圧空間２８から連通孔３５を介してサライ溝３４に供給される。
【００９３】
上記のようにして、サライ溝３４にも続々とオイルが供給されるため、オイルはサライ溝３４からベーン溝１５底部に入ろうとする。そして、オイルがベーン溝１５底部に入ると同時にベーン１６がベーン溝１５から飛び出し、冷媒ガスの吸入・圧縮・吐出が開始される。
【００９４】
上記のように動作説明すると、ロータ軸７が回転してからベーン１６が飛び出すまでにかなりの時間がかかるように感じられるが、ロータ軸７の回転開始からベーン１６の飛び出し動作までは瞬時に行なわれる。これは、リア背圧空間２８やサライ溝３４およびベーン溝１５底部には、ロータ軸７の回転開始前から既にオイルが存在している。オイルは非圧縮性流体であるため、渦巻きポンプ４０からオイルの送出が開始されると同時に、この送出されたオイルが下流側のベーン溝１５底部のオイルを押し出すように作用するためである。
【００９５】
上記の如く冷媒ガスの吸入・圧縮・吐出が開始されると、その吐出圧力によりオイル溜り２７の上部空間の吐出室２５が徐々に高圧となる。この高圧がオイル溜り２７のオイルに作用し、オイル溜り２７から背圧オイル供給路２９へさらにオイルが送出されるとともに、オイル溜り２７からリア側サイドブロック６のオイル供給孔３６を介してリア側サイドブロックの軸受１０へのオイル供給が開始される。また、リア側サイドブロック６、シリンダ４およびフロント側サイドブロック５のオイル供給孔３６を通じてオイル溜り２７からフロント側サイドブロックの軸受９へのオイル供給も開始される。
【００９６】
冷媒ガスの吸入・圧縮・吐出が何度か繰り返されると、吐出室２５がさらに高圧となり、オイル溜り２７のオイルにもその高圧が作用する。そして、オイル溜り２７のオイルの圧力がリア背圧空間２８の圧力よりも０．３〜０．５ＭＰａ以上高くなると、背圧オイル供給路２９の背圧開閉弁３０が作動する。つまり、圧縮バネ３３が収縮し、鋼球３２がシール面３１−２に密着する。これにより、背圧開閉弁３０が閉となり、背圧オイル供給路２９が閉鎖される。そうすると、ベーン溝１５底部にはフロントおよびリア側サイドブロック５、６の軸受９、１０のクリアランスを介して減圧された中間圧のオイルが供給され、この気体圧縮機は定常状態の運転に入る。
【００９７】
＜上記（２）渦巻きポンプ（渦巻きが回転しないタイプ）の動作説明＞
圧縮機の起動によりロータ軸７が回転を開始すると、渦巻きポンプ４０内に介在しロータ軸リア側端面７Ｒに接触しているオイルも粘性摩擦により回転しようとする。しかし、オイルの回転速度は、ロータ軸リア側端面７Ｒと対向し回転しない渦巻き４０−１に接触しているオイルの粘性摩擦抵抗により、ロータ軸７の回転速度よりも遅くなる。このようにオイルの回転速度は遅いが、オイルには回転による遠心力も作用する。回転するオイルが渦巻き４０−１の凹部（溝）内にあるオイルにも粘性摩擦により回転を与え、この凹部内の回転するオイルが遠心力を伴い溝の側壁に沿って渦巻き４０−１の外周側へ流動する。これによりオイルの流れ方向がリア背圧空間２８側に向かうので、渦巻きポンプ４０の上流側の背圧オイル供給路２９から渦巻きポンプ４０内にオイルが吸い込まれ、この渦巻きポンプ４０からその下流側のリア背圧空間２８側にオイルが送出される。この後の動作は上記（１）渦巻きポンプと同様である。
【００９８】
＜リア背圧空間の形状とその容積についての詳細説明＞
リア背圧空間２８は、渦巻きポンプ４０の外周にこれに沿って円周状に形成される。つまり、本実施形態の場合、渦巻きポンプ４０の上側と下側に一連の連通するリア背圧空間２８が形成される。この渦巻きポンプ４０の下側に形成される下部リア背圧空間２８−１の容積は、同渦巻きポンプ４０の上側に形成される上部リア背圧空間２８−２の容積よりも小さくした方がよい。これは、圧縮機起動時における渦巻きポンプ４０の空回りを防止し、圧縮機起動直後から迅速かつスムーズに、渦巻きポンプ４０からベーン溝１５底部側へオイルが送出されるようにするためである。
【００９９】
すなわち、通常、圧縮機の定常運転がなされると、オイル中に冷媒ガスが溶け込み、圧縮機停止後にその溶けた冷媒ガスは気体に戻る。このため、圧縮機再起動時に渦巻きポンプ４０内に介在する液体（冷媒ガス含有オイル）の量が減少するということが考えられる。渦巻きポンプ４０内の液体の貯留量が減少し少量であると、圧縮機再起動の際に渦巻きポンプ４０が空回りする可能性があり、これが渦巻きポンプ４０からベーン溝１５底部へのオイルの送出遅れ原因になるものと考えられる。
【０１００】
したがって、渦巻きポンプ４０内の液体の貯留量が少なくても確実にポンプ作用を有効に発揮させるためには、前述の通り、渦巻きポンプ４０の下側に形成される下部リア背圧空間２８−１の容積はできるだけ小さい方がよい。
【０１０１】
上記のような下部リア背圧空間２８−１の小容積化を実現するための具体的な手段としては、たとえば、図１６に示したように、上部リア背圧空間２８−２の深さ（ロータ軸７の軸線方向に沿って測った長さ）を下部リア背圧空間２８−１よりも深くする方法がある。この場合、下部リア背圧空間２８−１と上部リア背圧空間２８−２の径を同一とすることができる。また、これに代えて、図１７に示したように、上部リア背圧空間２８−２の径を下部リア背圧空間２８−１の径よりも拡大する方法を採用してもよい。この場合、下部リア背圧空間２８−１と上部リア背圧空間２８−２の深さを同一とすることができる。図１６及び図１７に示した２種類のリア背圧空間２８は、いずれも渦巻き４０−１に対して同心状に設けたものである。しかし、例えば、円筒状の背圧空間２８の中心位置を渦巻き４０−１の中心位置よりも高い位置に偏心させて配置することによっても、渦巻き４０−１の下方の下部リア背圧空間２８−１の容積を上部リア背圧空間２８−２の容積より小さくすることができる。ただし、いずれの場合においても、図１６及び図１７に示すように、リア側サライ溝３４への連通孔３５を塞いでしまうことがないように形成する。
【０１０２】
＜圧縮機起動直後からさらに効率よく渦巻きポンプを動作させる構造の説明＞
圧縮機起動時に渦巻きポンプ４０のポンプ作用を効率よく引き出すには、オイル溜り２７にオイルをできるだけ多く貯留させておいた方がよい。圧縮機をエアコンシステムに取り付けた直後は、圧縮機出荷時にオイル溜りにオイルが封入されているため、渦巻きポンプ４０は効率よく作用する。しかし、圧縮機の運転が繰り返し行なわれた後は、圧縮機停止後に、オイル溜り２７のオイルが軸受９、１０へのオイル供給孔３６を通じて低圧の吸入室１８側へ移行するため、オイル溜り２７にオイルが貯留されない状態が起こり得る。
【０１０３】
ところで、従来、オイルが吸入室１８側へ送出されている状態で圧縮機を再起動したときのオイル圧縮による起動トルクの増大や、それに伴う起動騒音の増大を抑制することが技術的課題とされ、その対策として次のような手段が提案、実施されている。例えば、▲１▼吸入室１８に連通するフロントヘッド３の吸入ポート４１に逆止弁を設ける、または、▲２▼軸受９、１０へのオイル供給孔３６の入口に開閉弁を設けるなどである。これらの手段により、圧縮機停止後にもオイルが吸入室１８側へ送出されないようにし、オイル溜り２７に十分に貯留されるようにしている。
【０１０４】
本発明における気体圧縮機において、渦巻きポンプ４０を効率よく作用させるために、オイル溜り２７にオイルを貯留させておく手段として、上記▲１▼または▲２▼の手段を併用することも有効ではある。しかし、より好ましい手段としては、図２に示した通り、圧縮機停止時に吐出弁２２がシリンダ吐出孔２１を完全に塞がないように、そのシリンダ吐出孔２１の吐出弁側開口端と吐出弁２２との間に微小な隙間Ｇ２を設ける方法がある。この場合、吐出弁２２が板厚０．１５〜０．３ｍｍのリードバルブであるときは、この微小な隙間Ｇ２は０．１〜０．５ｍｍ程度とし、圧縮機運転時のシリンダ吐出孔２１を開閉可能な構成とする。
【０１０５】
上記のような構成を採用すると、圧縮機停止直後は、リードバルブタイプの吐出弁２２の弾性力でシリンダ吐出孔２１が開となり、これによりシリンダ吐出孔２１から高圧冷媒ガスが吸入室１８側へ移行するため、吐出室２５底部のオイル溜り２７に高圧が作用しなくなる。したがって、前述の▲１▼や▲２▼の手段のように逆止弁や開閉弁等の機構を設けることなく、圧縮機停止後にもオイル溜り２７にオイルを十分貯留させておくことができるため、次回の圧縮機起動直後から渦巻きポンプ４０を効率よく作用させることができる。また、圧縮機停止時にシリンダ吐出孔２１との間に隙間を有するリードバルブは、運転時におけるシリンダ吐出孔２１を閉じようとするときに衝突する速度が、圧縮機停止時にシリンダ吐出孔２１との間に隙間をもたないリードバルブよりも遅いため、騒音低減を図ることもできる。
【０１０６】
前述した（１）と（２）の渦巻きポンプ４０内でオイルが流動する共通の理由は、以下の通りである。すなわち、渦巻きポンプ４０内のオイルが回転側と固定側とに分けられ、互いの接触部分で粘性摩擦抵抗が働き、オイル自身はロータ軸７の回転速度よりも遅く回転し、さらに遠心力を伴い渦巻き４０−１の凹部（溝）の側壁に沿って流動するというものである。
【０１０７】
背圧開閉弁３０に関する他の構成としては、鋼球３２に代えて、たとえばシール面３１−２が９０度のテーパ面となっている円柱状の弁体を用いてもよい。またシール面３１−２はテーパ面であれば９０度以外のものも適用することができる。
【０１０８】
背圧オイル供給路２９と背圧開閉弁３０は、油分離器２４でなく、リア側サイドブロック６に組み込み形成することもできる。
【０１０９】
上記実施形態では、油分離器２４とロータ軸７を利用して渦巻きポンプ４０を構成したが、渦巻きポンプは、油分離器２４の代わりにリア側サイドブロック６を用い、リア側サイドブロック６とロータ軸７を利用して構成してもよい。
【０１１０】
【発明の効果】
本発明に係る気体圧縮機によると、ロータ軸の回転により作動し背圧オイル供給路内のオイルを流動させる渦巻きポンプを備える構成を採用したため、定常運転時のベーン背圧を適正に維持しつつ、以下の効果を有する。
【０１１１】
（１）圧縮機の起動によるロータ軸の回転開始と同時に、渦巻きポンプのポンプ作用によりベーン溝底部にオイルが供給されてベーンが飛び出すため、圧縮機起動直後から直ぐに正常な冷媒ガスの圧縮動作を開始することが可能となる。正常な圧縮動作が開始されると、直ちに背圧開閉弁が閉じて渦巻きポンプによるベーン溝底部へのオイル供給が停止するため、圧縮機の定常運転時に過剰なベーン背圧が生ぜず、動力の上昇を防止することができる。したがって、車両の低燃費を維持したまま冷房の立ち上がりが早くなる。
【０１１２】
（２）上記のような渦巻きポンプのポンプ作用によりベーン溝底部にオイルが供給されることで、圧縮機の定常運転時とは別個独立に、圧縮機起動時のベーン背圧を十分に確保することが可能となり、圧縮機起動時のチャタリングの発生を防止することができ、車室内に伝わる騒音が低減される。
【０１１３】
（３）圧縮機起動の際に冷媒ガスをリア背圧空間に供給しないので、潤滑に対する悪影響がなくなり、圧縮機の耐久性が向上する。
【０１１４】
（４）圧縮機起動時のベーン飛び出しの際に、ベーンに加わる遠心力を必要としないため、ベーンのさらなる軽量化が図れ、ベーン溝のオフセット量の設計自由度が広がる。
【０１１５】
（５）圧縮機起動時のベーン飛び出しの際に、ベーン溝内のオイルの粘性抵抗の影響を殆ど受けなくなるため、より一層高粘度のオイルを使用することが可能となり、油膜によるシール部分の漏れ（内部リーク）を低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態である気体圧縮機の断面図。
【図２】図１のＩＩ‐ＩＩ線断面図。
【図３】渦巻きの渦が直線状である一実施形態の正面図。
【図４】渦巻きの渦が直線状である他の実施形態の正面図。
【図５】渦巻きの渦が曲線状である一実施形態の正面図。
【図６】渦巻きの渦が曲線状である他の実施形態の正面図。
【図７】本発明の他の実施形態である気体圧縮機の断面図。
【図８】渦巻きの円周方向断面図。
【図９】渦巻きの一実施形態の断面図。
【図１０】渦巻きの他の実施形態の断面図。
【図１１】渦巻きの他の実施形態の断面図。
【図１２】渦巻きの他の実施形態の断面図。
【図１３】渦巻きの他の実施形態の断面図。
【図１４】渦巻きの他の実施形態の断面図。
【図１５】渦巻きの他の実施形態の断面図。
【図１６】リア背圧空間の一実施形態の正面図。
【図１７】リア背圧空間の他の実施形態の正面図。
【符号の説明】
１コンプレッサケース
２圧縮機構部
３フロントヘッド
４シリンダ
５フロント側サイドブロック
５ａ吸入口
６リア側サイドブロック
７ロータ軸
７Ｆロータ軸フロント側端部
７Ｒロータ軸リア側端面
８ロータ
９、１０軸受
１１ボス部
１２ベアリング
１３プーリ
１４クラッチ
１５ベーン溝
１６ベーン
１７圧縮室
１８吸入室
１９吸入通路
２０吸入口
２１シリンダ吐出孔
２２吐出弁
２３吐出チャンバ
２４油分離器
２５吐出室
２６分離フィルタ
２７オイル溜り
２８リア背圧空間
２８−１下部リア背圧空間
２８−２上部リア背圧空間
２９背圧オイル供給路
３０背圧開閉弁
３１−１弁室
３１−２シール面
３２鋼球
３３圧縮バネ
３４リア側サライ溝
３５連通孔
３６オイル供給孔
３７フロント側サライ溝
３８高圧オイル供給路
３９環状溝
４０渦巻きポンプ
４０−１渦巻き
４１吸入ポート
Ｇ１渦巻きの凸部上面とこれに対向する平面との隙間
Ｇ２シリンダ吐出孔の吐出弁側開口端と吐出弁との間の隙間

Claims

端面にサイドブロックを取り付けたシリンダと、
上記シリンダの内側にロータ軸を介して回転可能に設置されたロータと、
上記ロータの外周面に形成されたベーン溝に摺動可能に装着され、かつ、該ロータの外周面から上記シリンダの内周面に向かって出没するベーンと、
上記シリンダ、サイドブロック、ロータおよびベーンにより仕切られたシリンダ内側の小室からなるとともに、上記ロータの回転により容積の大小変化を繰り返し、この容積変化により冷媒ガスを吸入し圧縮して吐出する圧縮室と、
上記圧縮室から吐出される冷媒ガスの圧力が作用するオイル溜りと、
上記ロータ軸のリア側端面を含む壁面で形成されるリア背圧空間と、
上記リア背圧空間に連通し、かつ、上記ベーンが吸入行程から圧縮行程の区間で上記ベーン溝底部が連通するサライ溝と、
上記オイル溜りに一端が開口し、他端が上記ベーン溝底部と上記サライ溝の連通を遮断された後の該ベーン溝底部に開口する高圧オイル供給路と、
上記オイル溜りに入口が開口し、出口は上記リア背圧空間に開口する背圧オイル供給路と、
上記背圧オイル供給路の途中に設けられ、上記オイル溜りの圧力と上記リア背圧空間の圧力との差が所定値以下のときに開となり、その差が所定値を超えたときに閉となる背圧開閉弁と、
上記ロータ軸の回転により作動し上記背圧オイル供給路内のオイルを流動させる渦巻きポンプとを備えてなること
を特徴とする気体圧縮機。
上記背圧オイル供給路の出口側に、上記渦巻きポンプを配置したことを特徴とする請求項１に記載の気体圧縮機。
上記渦巻きポンプは、
上記ロータ軸のリア側端面と、
上記ロータ軸リア側端面と所定の隙間を隔てて対向する上記リア背圧空間の壁面の一部と、
上記リア背圧空間の一部の壁面に形成された渦巻き、及び／または上記ロータ軸リア側端面に形成された渦巻きと、
からなることを特徴とする請求項１に記載の気体圧縮機。
上記ロータ軸のリア側端面に渦巻きを設け、該渦巻きを正面から見たときに、その渦巻きは、渦巻きの内周から外周に延伸するに連れ上記ロータ軸の回転方向とは逆方向に傾斜することを特徴とする請求項３に記載の気体圧縮機。
上記ロータ軸のリア側端面と対向する上記背圧空間の一部の壁面に渦巻きを設け、該渦巻きを正面から見たときに、その渦巻きは、渦巻きの内周から外周に延伸するに連れ上記ロータ軸の回転方向と同方向に傾斜することを特徴とする請求項３に記載の気体圧縮機。
上記渦巻きポンプの渦巻きは、上記ロータ軸リア側端面の直径と同じ直径であることを特徴とする請求項３〜５のいずれか１つに記載の気体圧縮機。
上記渦巻きポンプの上記所定の隙間は、その渦巻きの外周側が内周側よりも狭く設定されていることを特徴とする請求項３に記載の気体圧縮機。
上記圧縮室で圧縮された冷媒ガスを吐出するシリンダ吐出孔と、該シリンダ吐出孔を圧縮機の運転時に開閉する吐出弁が設けられ、
上記吐出弁は圧縮機の停止時に上記シリンダ吐出孔を開とすることを特徴とする請求項１に記載の気体圧縮機。