JP2009127517A - 密閉型圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】シリンダに設けられた潤滑油供給通路を介したブッシュ穴への潤滑油の供給の最適化を図ることを可能とする構造を備えた、密閉型圧縮機を提供することにある。
【解決手段】シリンダ１２には、潤滑油供給通路１２ｘが設けら、一端はブッシュ穴１２ｅの壁面に吐出口を有し、他端は貯溜空間に連通している。ブッシュ２２の圧縮室側に配置される半円筒ブロック２２ｂには、一方の開口部が、潤滑油供給通路１２ｘと連通可能となり、他方の開口部がブレード２１に対向する第１給油路２２１が設けられている。また、半円筒ブロック２２ｂには、一方の開口部がブッシュ穴１２ｅの摺動面に対向し、他方の開口部がブレード２１に対向する第２給油路２２２が設けられている。ブレード２１には、半円筒ブロック２２ｂに設けられた第１給油路２２１と第２給油路２２２とを連通させる連通通路２１１が設けられている。
【選択図】図１

Description

この発明は、密閉型圧縮機に関し、より特定的には、密閉型圧縮機の構造の改良に関するものである。

＜密閉型圧縮機の全体構成＞
図１３および図１４を参照して、密閉型圧縮機の一例としてロータリー圧縮機の全体構成を説明する。なお、図１３は、ロータリー圧縮機の全体構成を示す縦断面図であり、図１４は、図１３中ＸＩＶ−ＸＩＶ線矢視断面図である。このロータリー圧縮機は、ケーシング１を有し、このケーシング１は、円筒形の中間筒体２の上端開口部が上蓋３により閉じられ、下端開口部が下蓋４により閉じられることで内部が密閉された密閉構造に構成されている。中間筒体２の下端側にはケーシング１内に冷媒である作動流体を導入する吸入管５が接続され、上蓋３にはケーシング１内で圧縮された高圧の作動流体を外部に吐出する吐出管６が接続されている。

ケーシング１の下端側には、気体を吸入圧縮する圧縮要素７が吸入管５に対応して配置されているとともに、その上方には圧縮要素７を作動させる駆動要素８が内部空間のほぼ全域を占めるように配置されている。ケーシング１の下端部分における下蓋４により規定される内部空間においては、潤滑油Ｏを貯溜する油溜め部９が形成され、その他の空間においては圧縮気体を貯溜する貯溜空間１０が形成されている。

＜圧縮要素７＞
圧縮要素７は、横断面形状が円形のシリンダ室１１を有するシリンダ１２を有し、このシリンダ１２の上下両面には、中央にボス状の軸受部１３ａを有するフロントヘッド１３と、同じく中央にボス状の軸受部１４ａを有するリアヘッド１４とが複数本のボルト１５で締結されることにより、シリンダ室１１を密閉状態としている。

シリンダ１２の周縁部はケーシング１の中間筒体２の内壁面に固定され、ケーシング１内に水平状態に支持されている。フロントヘッド１３の軸受部１３ａ周りには、マフラー部材１６との間において円環状の隙間を設けるようにして、マフラー部材１６がフロントヘッド１３に固定されている。

シリンダ１２には吸入管路１２ａが設けられ、この吸入管路１２ａに吸入管５が挿入されることで、吸入管５とシリンダ室１１とが連通することとなる。シリンダ１２の吸入管路１２ａの側方には吐出口１２ｂが開設され、吐出口１２ｂはその背面側に形成された凹部１２ｃに連通し、この凹部１２ｃは、フロントヘッド１３に形成された貫通孔（図示省略）によって貯溜空間１０に連通している。これにより、シリンダ室１１が貯溜空間１０に連通することとなる。

凹部１２ｃには、板ばね状の吐出弁１７が吐出口１２ｂを開閉可能にピン１８で支持されて配置され、貯溜空間１０に吐出された圧縮気体のシリンダ室１１への逆流を防止する。

シリンダ１２のシリンダ室１１には回転ピストン１９が配置されている。この回転ピストン１９は、円形の挿着孔２０ａを有する円環状のローラ２０と、このローラ２０の側壁に半径方向外方に一体に突設された矩形板状のブレード２１とを備えている。ローラ２０は、後述するクランク軸２６によってシリンダ室１１に偏心配置されている。

シリンダ１２の吸入管路１２ａと吐出口１２ｂとの間には、シリンダ半径方向外方に延びるブレード摺動溝１２ｄが設けられ、このブレード摺動溝１２ｄの中間部分には全体としては筒形状（その平面形状は略真円形状の上下端部が切り落とされた形状）からなり、ブレード摺動溝１２ｄの両側から外方に膨出するブッシュ穴１２ｅが形成されている。

このブッシュ穴１２ｅには、回動挟持体を構成する２つの略半円筒ブロック形状のブッシュ２２が回動中心Ｑ回りに回動可能に配置されている。上記回転ピストン１９のブレード２１は、ブレード摺動溝１２ｄに挿入された状態でブッシュ２２により両側からシリンダ半径方向に摺動可能に挟持されているとともに、ブッシュ２２の自転によりその回動中心Ｑ回りに揺動するようになっている。

＜駆動要素８＞
駆動要素８は、ステータ２４とロータ２５とで構成された電動モータを備え、ステータ２４はケーシング１の中間筒体２の内壁面に固定支持されている。ロータ２５はステータ２４の内側に周方向に所定の隙間をあけて同心円状に配置されている。ロータ２５の内側にはクランク軸２６の上半部分が軸心Ｐ回りに回転一体に装着され、クランク軸２６の下半部分はフロントヘッド１３およびリアヘッド１４の両軸受部１３ａ，１４ａに回転可能に嵌挿支持されている。

クランク軸２６には軸心方向に延びる油通路２６ａが形成され、クランク軸２６の下端には遠心式の油ポンプ２７が装着されている。油ポンプ２７は油溜め部９の潤滑油Ｏに常時浸漬され、クランク軸２６の回転に応じて潤滑油Ｏを油通路２６ａに吸い上げて圧縮要素７および駆動要素８の各摺動箇所に供給するようになっている。

上記クランク軸２６の下端寄りには偏心軸部２６ｂが設けられている。この偏心軸部２６ｂはシリンダ室１１に位置し、回転ピストン１９のローラ２０の挿着孔２０ａに回転一体に挿着されている。これにより、クランク軸２６の軸心Ｐ回りの回転により、回転ピストン１９がシリンダ室１１で偏心回転する。また、シリンダ室１１は、ブレード２１により、吸入室１１ａと圧縮室１１ｂとに区画されるようになっている。

吸入室１１ａおよび圧縮室１１ｂの容積は、回転ピストン１９の偏心回転運動により漸次相対変化するものであり、回転ピストン１９が吸入口１２ａおよび吐出口１２ｂを同時に閉塞する上死点の位置にある時は、シリンダ室１１全体が吸入室１１ａとなる。一方、それと１８０°反対の下死点の位置に回転ピストン１９がある時は、吸入室１１ａと圧縮室１１ｂとの容積がブレード２１を境に均等になるようになっている。

このように構成されたロータリー圧縮機は、たとえば、空気調和装置の冷媒回路において冷媒ガスを圧縮するために用いられる。この場合、冷媒ガスが蒸発器から吸入管５を経てシリンダ室１１の吸入室１１ａに吸入される。吸入された冷媒ガスは回転ピストン１９の偏心回転運動に伴い圧縮室１１ｂで圧縮される。高圧状態となった冷媒ガスは、吐出口１２ｂからフロントヘッド１３の軸受部１３ａとマフラー部材１６との間の隙間を経て貯溜空間１０に吐出され、さらに、吐出管６を経て凝縮器に吐出される。

この間、圧縮室１１ｂでは冷媒ガスは潤滑油Ｏが混入された混合ガスの状態で圧縮されるため、貯溜空間１０では潤滑油Ｏがミスト状態で飛散しており、このミスト状態の潤滑油Ｏは冷媒ガスから分離して油溜め部９に回収されることとなる。

次に、図１５を参照して、ブッシュ２２への潤滑油の供給について説明する。なお、図１５は、ブッシュ２２周りの部分拡大断面図である。ブッシュ穴１２ｅには、回動挟持体を構成する２つの略半円筒ブロック２２ａ,２２ｂが回動中心Ｑ回りに回動可能に配置されている。ブッシュ穴１２ｅと半円筒ブロック２２ａ,２２ｂとの摺動面には、シリンダ１２に設けられた潤滑油供給通路１２ｘより潤滑油が供給される。

この潤滑油供給通路１２ｘの一方端側は貯溜空間１０に連通し、他方端側はブッシュ穴１２ｅの圧縮室１１ｂ側に連通している。なお、ブッシュ穴１２ｅへの潤滑油の供給は、ブッシュ２２回りの圧力差を利用しているが、この点については後述する。

図１６を参照して、回転ピストン１９の偏心回転角度（横軸）と圧縮室内圧（縦軸）との関係を説明する。まず、回転ピストン１９の上死点タイミング（偏心回転角度、約０度）において圧縮室１１ｂの内圧が、吸入圧力まで急峻に低下する。その後、回転ピストン１９の偏心回転角度が大きくなるにつれて、圧縮室１１ｂの内圧が徐々に上昇する。回転ピストン１９の偏心回転角度が約２２０度に達した状態において、ケーシング１内の内圧と、圧縮室１１ｂの圧縮室内圧とが等しくなる。

その後、回転ピストン１９の偏心回転が進み、偏心回転角度が約２２０度から約３６０度の間においては、ケーシング１内の内圧よりも、圧縮室１１ｂの圧縮室内圧の方が高くなる。その後、偏心回転がさらに進み、上死点位置に達すると、圧縮室１１ｂの内圧が、吸入圧力まで急峻に低下する。

圧縮室１１ｂの内圧とケーシング１内の内圧との差（圧縮室１１ｂの内圧＜ケーシング１内の内圧）は、回転ピストン１９の偏心回転角度が上死点位置を通過した直後に最も大きくなり、その後、偏心回転角が進むにつれ差圧は小さくなる。偏心回転角度が約２２０度を超えると、圧縮室１１ｂの内圧とケーシング１内の内圧との関係が逆転する（圧縮室１１ｂの内圧＞ケーシング１内の内圧）。

ここで、潤滑油供給通路１２ｘを用いたブッシュ穴１２ｅへの潤滑油の供給は、この差圧を利用している。したがって、図１６において、偏心回転角度が約０から約２２０度の間の領域Ａ１における斜線領域の面積は、潤滑油供給通路１２ｘを介してブッシュ穴１２ｅへの潤滑油の供給量に比例する。

また、回転ピストン１９の偏心回転角度が約２２０度から約３６０度の間においては、圧縮室１１ｂの内圧の方がケーシング１内の内圧よりも高くなることから、潤滑油供給通路１２ｘを介してブッシュ穴１２ｅへの潤滑油の供給は期待できない。

このように、回転ピストン１９の偏心回転角度が約０度から約２２０度の間（図１６中のＡ１）においては、常時、潤滑油供給通路１２ｘを介してブッシュ穴１２ｅへ潤滑油が供給されている。しかし、ブッシュ穴１２ｅと圧縮室１１ｂとは連通していることから、圧縮室１１ｂに侵入した潤滑油は、圧縮室１１ｂの容積を低減させ、圧縮効率を低下させるおそれがある。

また、ブッシュ２２回りの圧力差においては、偏心回転角度が上死点位置において、圧縮室１１ｂの内圧が、吸入圧力まで急峻に低下する。これにより、半円筒ブロック２２ｂに加わる圧力の方向が、ケーシング１側に向かう方向から、圧縮室１１ｂに向かう方向に急激に変化し、半円筒ブロック２２ｂは、ブッシュ穴１２ｅに衝突する状態となる。

したがって、ブッシュ穴１２ｅにおける潤滑油は、振動、騒音の発生を防止し、潤滑性能を確保するためには、最も潤滑条件が悪いときである、半円筒ブロック２２ｂがブッシュ穴１２ｅに衝突する際に十分供給されている必要がある。また、その後の回転においては、この供給された潤滑油により十分潤滑されるものと考えられる。

上記のロータリー圧縮機においては、ケーシング１内の内圧と、圧縮室１１ｂの圧縮室内圧とが等しくなるピストン１９の偏心回転角度として約２２０度を挙げているが、この偏心回転角度は一例であって、ロータリー圧縮機の容量によっては、偏心回転角度が約１８０度あたりから、ケーシング１内の内圧と圧縮室１１ｂの圧縮室内圧とが等しくなる場合もある。

なお、上述するようなブッシュを備えるロータリー圧縮機としては、下記特許文献１に掲載されるものが挙げられる。
特開２００２−１４７３８１号公報

この発明が解決しようとする課題は、ブッシュ穴への潤滑油の供給において、回転ピストンの偏心回転角度の範囲が、上死点位置からケーシング内の内圧と圧縮室の圧縮室内圧とが等しくなるまでの間においては、常時、潤滑油供給通路を介してブッシュ穴へ潤滑油が供給されることから潤滑油の供給が過剰となる結果、圧縮室の容積を低減させ、圧縮効率を低下させる点にある。したがって、この発明は、上記課題を解決するためになされたものであり、シリンダに設けられた潤滑油供給通路を介したブッシュ穴への潤滑油の供給の最適化を図ることを可能とする構造を備えた、密閉型圧縮機を提供することにある。

この発明に基づいた密閉型圧縮機においては、密閉容器の内部に、圧縮要素と駆動要素とが収容され、クランク軸の偏心軸部に挿着された回転ピストンをシリンダに設けられたシリンダ室に配置し、上記回転ピストンに設けられた半径方向に延びるブレードを、上記シリンダに形成されたブレード摺動溝に挿入するとともに、上記ブレード摺動溝の一部を構成するように上記シリンダに設けられたブッシュ穴に配置されたブッシュにより上記ブレードを摺動及び揺動可能に挟持し、上記クランク軸を軸心回りに回転させて上記回転ピストンをシリンダ室で偏心回転させるとともに、上記ブレードを摺動させつつ揺動させることで、上記シリンダ室をブレードにより吸入室と圧縮室とに区画し、気体を吸入室に吸入する一方、圧縮室で圧縮する密閉型圧縮機であって、以下の構成を備えている。

上記シリンダと上記ブッシュとには、上記回転ピストンのシリンダ室で偏心回転角度に応じて、上記ブッシュ穴と上記ブッシュとの摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態とが選択される、間欠給油機構が設けられている。

この発明に基づいた密閉型圧縮機によれば、間欠給油機構が設けられることにより、回転ピストンのシリンダ室で偏心回転角度に応じてブッシュ穴とブッシュとの摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態とが選択することが可能となる。

その結果、ブッシュ穴でのブッシュの摺動において、最も摺動条件が悪い時に十分な潤滑油が存在するように、ブッシュ穴に潤滑油を供給し、その後の回転においては、この供給された潤滑油により十分潤滑される場合には、積極的に潤滑油の供給を遮断する状態にすることで、ブッシュ穴への不必要な潤滑油の供給を抑制することができる。

これにより、シリンダに設けられた潤滑油供給通路を介したブッシュ穴への潤滑油の供給の最適化が図られる結果、圧縮室の容積を不必要に低減させることが回避され、圧縮効率の低下を防止することが可能となる。

以下、本発明に基づいた密閉型圧縮機の各実施の形態について、図を参照しながら説明する。なお、本実施の形態における密閉型圧縮機の一例として、上記背景技術において示したロータリー圧縮機に本願発明を適用した場合について説明する。

なお、ロータリー圧縮機の基本的構成は、図１３および図１４を用いて説明したロータリー圧縮機の構造と同様に、密閉容器であるケーシング１の内部に、圧縮要素７と駆動要素８とが収容され、クランク軸２６の偏心軸部２６ｂに挿着された回転ピストン１９をシリンダ１２に設けられたシリンダ室１１に配置し、回転ピストン１９に設けられた半径方向に延びるブレード２１を、シリンダ１２に形成されたブレード摺動溝１２ｄに挿入するとともに、ブレード摺動溝１２ｄの一部を構成するようにシリンダ１２に設けられたブッシュ穴１２ｅに配置されたブッシュ２２によりブレード２１を摺動及び揺動可能に挟持し、クランク軸２６を軸心Ｐ回りに回転させて回転ピストン１９をシリンダ室１１で偏心回転させるとともに、ブレード２１を摺動させつつ揺動させることで、シリンダ室１１をブレード２１により吸入室１１ａと圧縮室１１ｂとに区画し、気体を吸入室１１ａに吸入する一方、圧縮室１１ｂで圧縮する構成を備えている。

したがって、以降の説明においては、図１３および図１４を用いて説明したロータリー圧縮機の構造と同一または相当部分については、同一の参照符号を付し、重複する説明は繰り返さないこととし、本発明の特徴的構成部分のみを詳細に説明することとする。また各実施の形態の説明には、発明の特徴をより明確に示す観点から、図１４に示したシリンダ１２の断面構造を簡略的に図示した模式図を用いることとする。

図１および図２を参照して、本実施の形態におけるロータリー圧縮機の特徴的部分について説明する。なお、図１は、本実施の形態におけるロータリー圧縮機に採用される間欠給油機構１００の構成を示す図であり、具体的には、ブッシュ周りの、シリンダ１２、ブッシュ２２、および、ブレード２１の構造を示す部分拡大図である。また、図２は、ブッシュ２２およびブレード２１の構造を示す分解斜視図である。

両図を参照して、本実施の形態におけるロータリー圧縮機に採用される間欠給油機構１００において、シリンダ１２には、潤滑油供給通路１２ｘが設けら、一端はブッシュ穴１２ｅの壁面に吐出口を有し、他端は貯溜空間１０に連通している。ブッシュ２２の圧縮室１１ｂ側に配置される半円筒ブロック２２ｂには、一方の開口部が、潤滑油供給通路１２ｘと連通可能となり、他方の開口部がブレード２１に対向する第１給油路２２１が設けられている。

また、半円筒ブロック２２ｂには、一方の開口部がブッシュ穴１２ｅの摺動面に対向し、他方の開口部がブレード２１に対向する第２給油路２２２が設けられている。本実施の形態においては、半円筒ブロック２２ｂの上面に第１給油路２２１が設けられ、半円筒ブロック２２ｂの下面に第２給油路２２２が設けられている。

ブレード２１には、半円筒ブロック２２ｂに設けられた第１給油路２２１と第２給油路２２２とを連通させる連通通路２１１が設けられている。本実施の形態においては、半円筒ブロック２２ｂの上面に第１給油路２２１が設けられ、半円筒ブロック２２ｂの下面に第２給油路２２２が設けられていることから、連通通路２１１は、ブレード２１の側面において傾斜するように設けられている。

図１に示す状態は、潤滑油供給通路１２ｘと第１給油路２２１とが連通し、連通通路２１１の上端と第１給油路２２１とが連通し、さらに、連通通路２１１の下端と第２給油路２２２とが連通した状態を示している。この状態は、潤滑油供給通路１２ｘを通過した潤滑油は、図中の矢印で示すように、第１給油路２２１、連通通路２１１、および、第２給油路２２２を通過して、ブッシュ穴１２ｅの摺動面に、潤滑油を供給することが可能な状態である。

図３および図４を参照して、上記構成からなる間欠給油機構１００における、回転ピストン１９のシリンダ室１１での偏心回転に応じて、ブッシュ穴１２ｅとブッシュ２２との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態とが選択される場合について説明する。なお、図３は、回転ピストン１９のシリンダ室１１での偏心回転角度が約０度（上死点位置）の状態を示し、図４は、回転ピストン１９のシリンダ室１１での偏心回転角度が約２７０度の状態を示している。

図３に示す状態においては、図１に示す状態が実現されている。その結果、潤滑油供給通路１２ｘ、第１給油路２２１、連通通路２１１、および、第２給油路２２２がすべて連通する状態となる。その結果、圧縮室１１ｂの内圧とケーシング１内の内圧との差が、「圧縮室１１ｂの内圧」＜「ケーシング１内の内圧」の状態の場合には、ブッシュ穴１２ｅの摺動面に、潤滑油を供給することが可能となる。

図４に示す状態においては、ブレード２１の摺動及び揺動に伴い、ブレード２１の位置がずれるとともに、ブッシュ２２も回転していることから、第１給油路２２１、連通通路２１１、および、第２給油路２２２のすべてが連通しない状態となっている。したがって、この状態の場合には、ブッシュ穴１２ｅの摺動面への潤滑油の供給が積極的に遮断される。

この構成からなる間欠給油機構１００によれば、回転ピストン１９のシリンダ室１１で偏心回転角度に応じて、ブッシュ穴１２ｅとブッシュ２２との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態とを選択することができる。

次に、ブッシュ穴１２ｅとブッシュ２２との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態との選択について説明する。回転ピストン１９のシリンダ室１１での偏心回転タイミングが上死点位置（０度）を通過する過程において、シリンダ室１１の圧縮ガスがケーシング１内に吐出される状態から、吸入圧力まで急峻に低下する。その結果、半円筒ブロック２２ｂに加わる圧力の方向が、ケーシング１側に向かう方向から、圧縮室１１ｂに向かう方向に急激に変化し、半円筒ブロック２２ｂは、ブッシュ穴１２ｅに衝突する状態となることから、半円筒ブロック２２ｂがブッシュ穴１２ｅに衝突する際には、潤滑油が十分供給されている必要がある。したがって、少なくとも回転ピストン１９のシリンダ室１１での偏心回転タイミングが上死点位置（０度）を通過する過程においては、ブッシュ穴１２ｅとブッシュ２２との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態が選択されていることが好ましい。一方、その後の回転においては、この供給された潤滑油により十分潤滑されるものと考えられる。

以下、ブッシュ穴１２ｅとブッシュ２２との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態との具体的な偏心回転角度の範囲の実施例について説明する。

図５から図８を参照して、潤滑油をブッシュ穴１２ｅの摺動面への供給する場合の、ブレード２１、ブッシュ２２、および、シリンダ１２の相対位置関係について説明する。なお、図５は、ブレード回転角（θ１）、ブッシュ変位（ｈ１）、および、ブレード変位（ｈ２）の関係を示す拡大図であり、図６は、回転ピストンの偏心回転角度(deg)とブレード回転角（deg)との関係を示す図であり、図７は、回転ピストンの偏心回転角度（deg)とブッシュ変位（ｈ１）の関係、および、回転ピストンの偏心回転角度（deg)とブレード変位（ｈ２）との関係を示す図である。また、図８は、図７中のＸで囲まれる領域の部分拡大図である。

また、各図においては、回転ピストンの偏心回転角度（deg)が０度の場合を基準とし、ブレード回転角（θ１）は、回動中心Ｑを中心として、反時計回転方向への移動量を正、時計回転方向への移動量を負とする。また、ブッシュ変位（ｈ１）においては、潤滑油供給通路１２ｘからのずれ量を基準として、反時計回転方向へのずれ量を正とし、時計回転方向へのずれ量を負とする。さらに、ブレード変位（ｈ２）は、ブレード２１のシリンダ室１１への突出量とする。

図５から図８を参照して、回転ピストンの偏心回転角度（deg)が０度の場合には、図１および図３に示す状態が選択され、ブレード回転角（deg)、ブッシュ変位（ｈ１）、および、ブレード変位（ｈ２）がいずれも「０」であり、潤滑油供給通路１２ｘ、第１給油路２２１、連通通路２１１、および、第２給油路２２２がすべて連通する状態が選択される。また、回転ピストンの偏心回転角度（deg)が１８０度の場合には、ブッシュ変位（ｈ１）が「０ｍｍ」であることから、潤滑油供給通路１２ｘと第１給油路２２１とが連通状態になるものの、ブレード変位（ｈ２）は、最大値（約７．５ｍｍ）となるために、第１給油路２２１、連通通路２１１、および、第２給油路２２２は連通しない状態となり、潤滑油の供給は遮断された状態である。

次に、潤滑油の供給が遮断される状態は、潤滑油供給通路１２ｘと第１給油路２２１との間、または、第１給油路２２１と連通通路２１１との間の少なくともいずれか一方の間の連通が切り離された場合に生じることとなる。一例としては、潤滑油供給通路１２ｘと第１給油路２２１の溝幅が同じ場合に、ブッシュ変位（ｈ１）がこの溝幅よりも大きくなると、通路が切り離されることとなる。同様に、第１給油路２２１と連通通路２１１の溝幅が同じ場合に、ブレード変位（ｈ２）がこの溝幅よりも大きくなると、通路が切り離されることとなる。

図７に示すように、回転ピストンの偏心回転角度（deg)が０度から約２５度の間においては、ブッシュ変位（ｈ１）の方がブレード変位（ｈ２）よりも大きいが、回転ピストンの偏心回転角度（deg)が約２５度を超えると、ブレード変位（ｈ２）の方がブッシュ変位（ｈ１）よりも大きくなる。

ここで、図８を参照して、通路が切り離される状態の一例について説明する。回転ピストンの偏心回転角度（deg)が１０度の場合には、ブッシュ変位（ｈ１）は約０．１８ｍｍ、ブレード変位（ｈ２）は約０．０５ｍｍとなる。したがって、潤滑油供給通路１２ｘ、第１給油路２２１、連通通路２１１、および、第２給油路２２２の溝幅が、約０．１８ｍｍの場合であれば、回転ピストンの偏心回転角度（deg)が約１０度を超えた場合に、潤滑油供給通路１２ｘと第１給油路２２１との間の通路の切り離され、潤滑油の供給を遮断することが可能となる。

このように、溝幅が約０．１８ｍｍの場合には、回転ピストンの偏心回転角度（deg)が０度から約１０度の間においてのみ、潤滑油供給通路１２ｘ、第１給油路２２１、連通通路２１１、および、第２給油路２２２がすべて連通する状態が選択され、ブッシュ穴１２ｅとブッシュ２２との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態が選択される。また、回転ピストンの偏心回転角度（deg)が約１０度から約３６０の間においては、第１給油路２２１と連通通路２１１との通路が切り離される結果、潤滑油の供給を遮断する状態が選択されることとなる。

次に、図９を参照して、通路が切り離される状態の他の例として、潤滑油供給通路１２ｘ、第１給油路２２１、連通通路２１１、および、第２給油路２２２の溝幅が２ｍｍである場合について説明する。なお、図９は、図７と同じ、回転ピストンの偏心回転角度（deg)とブッシュ変位（ｈ１）の関係、および、回転ピストンの偏心回転角度（deg)とブレード変位（ｈ２）との関係を示す図である。

図９に示すように、溝幅が２ｍｍの場合には、ブッシュ変位（ｈ１）は、±２ｍｍ以下であるから、回転ピストンの偏心回転角度（deg)のすべての範囲において、潤滑油供給通路１２ｘと第１給油路２２１との間は連通状態が維持されることとなる。一方、ブレード変位（ｈ２）は、回転ピストンの偏心回転角度（deg)が、約５９度から約３６０度の間において２ｍｍを超えることから、この回転ピストンの偏心回転角度（deg)においては、第１給油路２２１と連通通路２１１との間の通路が切り離されることとなる。

また、背景技術の図１６を用いて説明したように、回転ピストン１９の偏心回転角度（deg)が約２２０度から約３６０度の間においては、圧縮室１１ｂの内圧の方がケーシング１内の内圧よりも高くなることから、潤滑油供給通路１２ｘを介してブッシュ穴１２ｅへの潤滑油の供給は行なわれない。

したがって、溝幅が２ｍｍの場合には、回転ピストンの偏心回転角度（deg)が０度から約５９度の間においてのみ、潤滑油供給通路１２ｘ、第１給油路２２１、連通通路２１１、および、第２給油路２２２がすべて連通する状態が選択され、ブッシュ穴１２ｅとブッシュ２２との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態が選択される。

また、回転ピストンの偏心回転角度（deg)が約５９度から約３６０度の間においては、第１給油路２２１と連通通路２１１との間の通路が切り離されることと、ブッシュ２２周りの圧力差の関係とから、潤滑油の供給が遮断される状態が選択されることとなる。また、図１０に示すように、偏心回転角度が約０から約２２０度の間の領域Ａ１における斜線領域の面積のうち、５９度から２２０度の間の領域Ａ３に示す面積に相当する潤滑油の供給を遮断し、０度から約５９度の間においてのみ、ブッシュ穴１２ｅとブッシュ２２との摺動面に対して潤滑油が供給されることになる。

以上のように、間欠給油機構１００を採用した、ロータリー圧縮機によれば、回転ピストン１９のシリンダ室１１で偏心回転角度に応じてブッシュ穴１２ｅとブッシュ２２との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態とが選択することが可能となる。

その結果、ブッシュ穴１２ｅでのブッシュ２２の摺動において、最も摺動条件が悪い時に十分な潤滑油が存在するように、ブッシュ穴１２ｅに潤滑油を供給し、その後の回転においては、この供給された潤滑油により十分潤滑される場合には、積極的に潤滑油の供給を遮断する状態にすることで、ブッシュ穴１２ｅへの不必要な潤滑油の供給を抑制することができる。

これにより、シリンダ１２に設けられた潤滑油供給通路１２ｄを介したブッシュ穴１２ｅへの潤滑油の供給の最適化が図られ、圧縮室１２ｂの容積を不必要に低減させことを回避し、圧縮効率の低下を防止することが可能となる。

なお、上記実施の形態における間欠給油機構１００においては、具体的なブッシュ２２周りの圧力差に関係なく、回転ピストン１９のシリンダ室１１での偏心回転角度に応じて、ブッシュ穴１２ｅとブッシュ２２との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態とが選択される構成が採用されている。しかし、ロータリー圧縮機の運転開始直後等においては、ケーシング１内の圧力が十分に上昇していないため、半円筒ブロック２２ｂのブッシュ穴１２ｅへの衝突は、発生しないと考えられる。このような場合には、ブッシュ穴１２ｅへの潤滑油の供給は不要である。

そこで、ケーシング１の内圧と吸入室１１ａに導入される作動流体の圧力との圧力差が、所定の圧力を超えた場合に、上述した潤滑油供給通路１２ｘを閉状態から開状態にする開閉弁をさらに備える構成を採用することも可能である。具体的な構成を、図１１および図１２に示す。図１１は、図３と同様に、回転ピストン１９のシリンダ室１１での偏心回転角度が約０度の状態を示す断面図であり、図１２は、潤滑油供給通路１２ｘの途中領域に設けられる開閉弁１２ｇの構成を示す拡大断面模式図である。

両図を参照して、シリンダ１２には、一端が吸入管路１２ａに向けて開口し、他端が開閉弁１２ｇに連結される補助通路１２ｆが設けられている。開閉弁１２ｇは、潤滑油供給通路１２ｘの途中領域に設けられる弁体１２１と、この弁体１２１により潤滑油供給通路１２ｘを閉状態とする位置と、開状態とする位置との間を移動可能なように、弁体１２１を収容する弁体収容領域１２３と、弁体１２１に対して潤滑油供給通路１２ｘを閉じる方向に付勢する力を与える弾性部材１２２とを有している。さらに、弁体収容領域１２３には、補助通路１２ｆの他端が連結される。

開閉弁１２ｇにおいては、潤滑油供給通路１２ｘに到達するケーシング１の内圧が低い状態においては、弾性部材１２２による付勢力により、弁体１２１が潤滑油供給通路１２ｘを閉ざす状態となる。一方、ケーシング１の内圧が高圧となり、吸入管路１２ａに導入される作動流体の圧力との圧力差が一定以上になる場合には、弁体１２１は、弾性部材１２２による付勢力に対抗して移動し、潤滑油供給通路１２ｘを開放する状態となる。

このように、ケーシング１の内圧と吸入管路１２ａに導入される作動流体の圧力差が、所定の圧力を超えた場合に、潤滑油供給通路１２ｘを閉状態から開状態にする開閉弁１２ｇを潤滑油供給通路１２ｘの途中領域に設けることで、ブッシュ２２に対して潤滑油が必要とされるときにのみ、潤滑油をブッシュ穴１２ｅに供給することが可能となる。

なお、上記各実施の形態にける構成は、特に、近年注目を浴びている作動冷媒として、ＣＯ_２冷媒を用いる場合に有利である。ＣＯ_２冷媒は、従来の作動流体に比べてより高圧状態になりやすいことから、本実施の形態に示すような、間欠給油機構１００を設けることで、ブッシュ穴１２ｅへの不必要な潤滑油の供給をより効果的に抑制することができるからである。

また、上記各実施の形態においては、ロータリー圧縮機に本発明を適用した場合について説明しているが、本発明に基づく構造は、ロータリー圧縮機だけでなく、その他の同様の圧縮要素構造を有する密閉型圧縮機に広く採用することが可能である。

したがって、今回開示した上記実施の形態はすべての点で例示であって、制限的なものではない。本発明の技術的範囲は特許請求の範囲によって画定され、また特許請求の範囲の記載と均等の意味および範囲内でのすべての変更を含むものである。

この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機に採用される間欠給油機構の構成を示す図である。 この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機に採用される間欠給油機構の、ブッシュおよびブレードの構造を示す分解斜視図である。 この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機の回転ピストンのシリンダ室での偏心回転角度が約０度の状態を示す断面模式図である。 この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機の回転ピストンのシリンダ室での偏心回転角度が約２７０度の状態を示す断面模式図である。 この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機のブレード回転角、ブッシュ変位、および、ブレード変位の関係を示す拡大図である。 この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機の、回転ピストンの偏心回転角度とブレード回転角との関係を示す図である。 この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機の、回転ピストンの偏心回転角度とブッシュ変位の関係、および、回転ピストンの偏心回転角度とブレード変位との関係を示す第１図である。 図７中のＸで囲まれる領域の部分拡大図である。 この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機の、回転ピストンの偏心回転角度とブッシュ変位の関係、および、回転ピストンの偏心回転角度とブレード変位との関係を示す第２図である。 この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機における回転ピストンの偏心回転角度（横軸）と圧縮室内圧（縦軸）との関係を示す図である。 この発明に基づいた他の実施の形態におけるロータリー圧縮機における、回転ピストンのシリンダ室での偏心回転角度が約０度の状態を示す断面図である。 この発明に基づいた他の実施の形態におけるロータリー圧縮機における、潤滑油供給通路の途中領域に設けられる開閉弁の構成を示す拡大断面模式図である。 背景技術におけるロータリー圧縮機の全体構成を示す縦断面図である。 図１３中ＸＩＶ−ＸＩＶ線矢視断面図である。 背景技術におけるロータリー圧縮機のブッシュ周りの部分拡大断面図である。 背景技術における回転ピストンの偏心回転角度（横軸）と圧縮室内圧（縦軸）との関係を示す図である。

符号の説明

１ ケーシング、２ 中間筒体、３ 上蓋、４ 下蓋、５ 吸入管、６ 吐出管、７ 圧縮要素、８ 駆動要素、９ 油溜め部、１０ 貯溜空間、１１ シリンダ室、１１ａ 吸入室、１１ｂ 圧縮室、１２ シリンダ、１２ａ 吸入管路、１２ｂ 吐出口、１２ｃ 凹部、１２ｄ ブレード摺動溝、１２ｅ ブッシュ穴、１２ｆ 補助通路、１２ｇ 開閉弁、１２ｘ 潤滑油供給通路、１３ フロントヘッド、１３ａ,１４ａ 軸受部、１４ リアヘッド、１５ ボルト、１６ マフラー部材、１７ 吐出弁、１８ ピン、１９ 回転ピストン、２０ ローラ、２０ａ 挿着孔、２１ ブレード、２２ ブッシュ、２２ａ,２２ｂ 半円筒ブロック、２４ ステータ、２５ ロータ、２６ クランク軸、２６ａ 油通路、２６ｂ 偏心軸部、２７ 油ポンプ、１２１ 弁体、１２２ 弾性部材、１２３ 弁体収容領域、２１１ 連通通路、２２１ 第１給油路、２２２ 第２給油路、Ｏ 潤滑油、Ｐ 軸心、Ｑ 回動中心。

Claims (7)

1. 密閉容器(1)の内部に、圧縮要素(7)と駆動要素(8)とが収容され、クランク軸(26)の偏心軸部(26b)に挿着された回転ピストン(19)をシリンダ(12)に設けられたシリンダ室(11)に配置し、前記回転ピストン(19)に設けられた半径方向に延びるブレード(21)を、前記シリンダ(12)に形成されたブレード摺動溝(12d)に挿入するとともに、前記ブレード摺動溝(12d)の一部を構成するように前記シリンダ(12)に設けられたブッシュ穴(12e)に配置されたブッシュ(22)により前記ブレード(21)を摺動及び揺動可能に挟持し、前記クランク軸(26)を軸心(P)回りに回転させて前記回転ピストン(19)をシリンダ室(11)で偏心回転させるとともに、前記ブレード(21)を摺動させつつ揺動させることで、前記シリンダ室(11)をブレード(21)により吸入室(11ａ)と圧縮室(11b)とに区画し、気体を吸入室(11ａ)に吸入する一方、圧縮室(11b)で圧縮する密閉型圧縮機であって、
   前記シリンダ(12)と前記ブッシュ(22)とには、前記回転ピストン(19)のシリンダ室(11)での偏心回転角度に応じて、前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態とが選択される、間欠給油機構(100)が設けられる、密閉型圧縮機。
2. 前記間欠給油機構(100)は、
   前記回転ピストン(19)のシリンダ室(11)での偏心回転角度が、上死点位置から所定角度回転位置までの間、前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給が可能な状態が選択される、請求項１に記載の密閉型圧縮機。
3. 前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給が可能な状態は、前記回転ピストン(19)のシリンダ室(11)での偏心回転角度が、約０度〜約５９度の間である、請求項２に記載の密閉型圧縮機。
4. 前記間欠給油機構(100)は、
   前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給が可能な状態が選択された状態において、前記密閉容器(1)の内圧と前記圧縮室(11b)の内圧との圧力差が、所定の圧力を超えた場合に、前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする、請求項２または３のいずれかに記載の密閉型圧縮機。
5. 前記間欠給油機構(100)は、
   前記シリンダ(12)に設けられ、前記ブッシュ穴(12e)の壁面に吐出口を有する潤滑油供給通路(12x)と、
   前記ブッシュ(22)に設けられ、前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給が可能な状態において、一方の開口部が、前記潤滑油供給通路(12x)と連通可能となり、他方の開口部が前記ブレード(21)に対向する第１給油路(221)と、
   前記ブッシュ(22)に設けられ、一方の開口部が前記ブッシュ穴(12e)の摺動面に対向し、他方の開口部が前記ブレード(21)に対向する第２給油路(222)と、
   前記ブレード(21)に設けられ、前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給が可能な状態において、前記第１給油路(221)と前記第２給油路(222)とを連通させる連通通路(211)と、
   を有する、請求項１に記載の密閉型圧縮機。
6. 前記第１給油路(221)、前記第２給油路(222)、および、前記連通通路(211)は、前記回転ピストン(19)のシリンダ室(11)での偏心回転角度が、上死点位置において、前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給が可能となり、前記回転ピストン(19)のシリンダ室(11)での偏心回転角度が所定角度回転した後に、前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給を遮断する位置にそれぞれ設けられる、請求項５に記載の密閉型圧縮機。
7. 前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態において、
   前記間欠給油機構(100)は、
   前記密閉容器(1)の内圧と前記吸入室(11ａ)に導入される作動流体の圧力との圧力差が、所定の圧力を超えた場合に、前記潤滑油供給通路(12x)を閉状態から開状態にする開閉弁(12g)を備える、請求項６に記載の密閉型圧縮機。

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