JP3401051B2 - Fluid compressor - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】この発明は、例えば冷凍サイクル
の冷媒ガスを圧縮するのに適する螺旋方式の流体圧縮機
に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a spiral type fluid compressor suitable for compressing refrigerant gas in a refrigeration cycle, for example.

【０００２】[0002]

【従来の技術】従来より一般的な圧縮機として、レシプ
ロ方式、ロータリ方式等のものが知られており、その外
に、シリンダの吸込端側から作動室に流入した冷媒をシ
リンダの吐出端側の作動室へ順次移送させながら圧縮し
ていき外部へ吐出する螺旋方式の流体圧縮機が提供され
ている。2. Description of the Related Art Reciprocating type compressors, rotary type compressors, and the like have been known as general compressors. In addition, a refrigerant flowing from a suction end side of a cylinder into a working chamber is discharged from the cylinder. There is provided a spiral type fluid compressor in which the fluid is compressed while being sequentially transferred to the working chamber and discharged to the outside.

【０００３】螺旋方式の圧縮機の概要は、例えば、図２
７に示す如くステータ１０１及びロータ１０３から成る
駆動手段によって回転するシリンダ１０５と、シリンダ
１０５内にｅだけ偏心して配置されオルダム機構１０７
を介してシリンダ１０５に対し相対的に旋回可能な回転
体１０９とを備えている。回転体１０９の外周面には略
全長に亘って螺旋状の溝１１１が形成され、この溝１１
１に螺旋状のブレード１１３が出没自在に嵌合してい
る。ブレード１１３の外周面はシリンダ１０５の内周面
と密着し合い、ブレード１１３は回転体１０９と一体的
に旋回する。シリンダ１０５に対する回転体１０９はオ
ルダム機構１０７によって偏心して旋回するため回転体
１０９の外周面と、これに対向するシリンダ内周面との
間には、相対速度が生じ、この相対速度は一回転を一周
期として変化する。そのために、前記した如くブレード
１１３が螺旋状の溝１１１に対して出没することで回転
体１０９とシリンダ１０５との間の空間に複数の作動室
１１５が軸方向に沿って形成されるようになる。作動室
１１５の容積は、図２８に示す如くブレード１１３が嵌
合される螺旋状の溝１１１のピッチＰによって決定さ
れ、溝１１１のピッチＰは回転体１０９の一端から他端
に向かって徐々に小さくなっている。したがって、前記
ブレード１１３によって形成される作動室１１５の容積
は、吸込パイプ１１７側となる回転体１０９の吸込端側
から吐出パイプ１１９側となる吐出端側に向かって徐々
に小さくなるため、冷媒は吐出端側へ向けて順次移送さ
れる間に圧縮されて外に吐出される構造となっている。An outline of the spiral type compressor is shown in FIG.
As shown in FIG. 7, a cylinder 105 rotated by a driving unit composed of a stator 101 and a rotor 103, and an Oldham mechanism 107 eccentrically arranged in the cylinder 105 by e.
And a rotating body 109 that can rotate relative to the cylinder 105. A spiral groove 111 is formed on the outer peripheral surface of the rotating body 109 over substantially the entire length.
A spiral blade 113 is fitted in the shaft 1 so as to be retractable. The outer peripheral surface of the blade 113 is in close contact with the inner peripheral surface of the cylinder 105, and the blade 113 rotates integrally with the rotating body 109. Since the rotating body 109 with respect to the cylinder 105 is eccentrically rotated by the Oldham mechanism 107, a relative speed is generated between the outer peripheral surface of the rotating body 109 and the cylinder inner peripheral surface facing the rotating body 109, and the relative speed is one rotation. It changes as one cycle. Therefore, as described above, the blade 113 projects into and out of the spiral groove 111, whereby a plurality of working chambers 115 are formed in the space between the rotating body 109 and the cylinder 105 along the axial direction. . The volume of the working chamber 115 is determined by the pitch P of the spiral groove 111 into which the blade 113 is fitted as shown in FIG. 28, and the pitch P of the groove 111 gradually increases from one end to the other end of the rotor 109. It is getting smaller. Therefore, the volume of the working chamber 115 formed by the blade 113 gradually decreases from the suction end side of the rotating body 109, which is the suction pipe 117 side, toward the discharge end side, which is the discharge pipe 119 side. The structure is such that it is compressed and discharged to the outside while being sequentially transferred to the discharge end side.

【０００４】[0004]

【発明が解決しようとする課題】前記した如く螺旋状の
ブレード１１３によって冷媒を圧縮する作動室１１５が
作られる所から、ブレード１１３には、冷媒にさらされ
ても性質が劣化しない等といった冷媒圧縮に必要な種々
の性能が求められる。例えば、溝１１３に容易に嵌め込
めるよう弾性変形可能な剛性の低い性能が要求される。
そのために、ブレード１１３には、摩擦係数が小さく、
耐冷媒性、耐熱性、曲げ弾性率が低い等の性質をもつ合
成樹脂が最適であり、具体的には、四フッ化エチレン樹
脂（以下、ＰＴＦＥと称す）や四フッ化エチレンとパー
フルオロアルキルビニルエーテル共重合樹脂（以下、Ｐ
ＦＡと称す）が考えられている。また、ブレード１１３
の摺動特性や差圧による変形を改善する目的でガラス繊
維や炭素繊維などを充填した複合材料を使用することも
考えられているが、これら材料は、いずれも、熱膨張に
より寸法変化が大きい欠点を持つ。As described above, since the working chamber 115 for compressing the refrigerant is created by the spiral blade 113, the blade 113 does not deteriorate in its properties even when exposed to the refrigerant. Various performances required for the are required. For example, elastically deformable low rigidity performance is required so that the groove 113 can be easily fitted.
Therefore, the blade 113 has a small friction coefficient,
A synthetic resin having properties such as refrigerant resistance, heat resistance, and low flexural modulus is most suitable. Specifically, it is tetrafluoroethylene resin (hereinafter referred to as PTFE) or tetrafluoroethylene and perfluoroalkyl. Vinyl ether copolymer resin (hereinafter, P
FA) is considered. Also, the blade 113
It has been considered to use a composite material filled with glass fiber or carbon fiber for the purpose of improving the sliding characteristics of the above and the deformation due to the differential pressure, but all of these materials have a large dimensional change due to thermal expansion. Has drawbacks.

【０００５】一方、流体圧縮機の成績係数（冷凍能力／
負荷電力）は、ブレード１１３と螺旋状の溝１１１のク
リアランスが大きく影響する。On the other hand, the coefficient of performance of the fluid compressor (refrigerating capacity /
The load power) is greatly affected by the clearance between the blade 113 and the spiral groove 111.

【０００６】クリアランスは、図２９の溝１１１の幅方
向Ｐｔと深さ方向Ｐｈに対し、図３０に示す幅方向Ｂｔ
と深さ方向Ｂｈのブレード１１３を溝１１１に挿入した
際に隙間が形成され、この隙間がクリアランスとなって
いる。また、クリアランスの溝幅方向をＣｔ、溝深さ方
向をＣｈとすると、ＣｔとＣｈともに冷媒ガスをシール
する必要があり成績係数に影響を与える。よって、理想
的には潤滑油の油膜によって冷媒ガスをシールできる範
囲のクリアランスが、ブレード１１３断面のいずれの方
向にも均一に構成することが望ましいことがわかる。With respect to the clearance Pt and the depth Ph of the groove 111 in FIG. 29, the clearance is the width Bt shown in FIG.
A gap is formed when the blade 113 in the depth direction Bh is inserted into the groove 111, and this gap serves as a clearance. Further, when the clearance groove width direction is Ct and the groove depth direction is Ch, it is necessary to seal the refrigerant gas in both Ct and Ch, which affects the coefficient of performance. Therefore, it is ideally desirable that the clearance within the range in which the refrigerant gas can be sealed by the oil film of the lubricating oil be uniformly formed in any direction of the cross section of the blade 113.

【０００７】しかし、実際の問題として流体圧縮機の使
用温度範囲（温度上昇）は、流体圧縮機の構成（圧縮比
や冷凍能力、稼働回転速度、冷媒ガスの種類など）によ
って変化する。また、当然のことではあるが停止時と稼
働時、季節による周辺温度によっても異なる。このため
ブレード１１３の熱膨張による寸法変化量が異なる問題
がある。However, as a practical problem, the operating temperature range (temperature rise) of the fluid compressor changes depending on the configuration of the fluid compressor (compression ratio, refrigerating capacity, operating rotation speed, type of refrigerant gas, etc.). Also, as a matter of course, it varies depending on the ambient temperature depending on the season when the machine is stopped and when the machine is operating. Therefore, there is a problem that the amount of dimensional change due to thermal expansion of the blade 113 is different.

【０００８】また、ブレード１１３の断面寸法を図３
１，３２に示すように、溝巾方向より溝深さ方向が大き
く形成され、しかも、単一の線膨張係数のブレード１１
３を構成した場合、熱膨張によるブレード１１３の寸法
変化量Ｄｔ，Ｄｈに差が生じ、クリアランスＣｔ，Ｃｈ
が異なる問題が起きる。The cross-sectional dimension of the blade 113 is shown in FIG.
As shown in Nos. 1 and 32, the blade 11 is formed so that the groove depth direction is larger than the groove width direction and that the blade 11 has a single linear expansion coefficient.
In the case of configuring No. 3, a difference occurs in the dimensional change amounts Dt and Dh of the blade 113 due to thermal expansion, and the clearances Ct and Ch
But different problems occur.

【０００９】さらに、流体圧縮機を構成する寸法によっ
て、適切なクリアランスの範囲からずれを生じる場合も
ある。例えば、十分な大きさを有するブレード１１３と
小さいブレード１１３では熱膨張による寸法変化量（Ｄ
ｔ，Ｄｈ）が異なる。このためクリアランス大の場合
は、シール性の低下や差圧によるブレード１１３の倒れ
が生じる恐れがあり、またクリアランス小では、ブレー
ド１１３が溝１１１を出入りする際の抵抗が増加するこ
とで流体圧縮機の負荷電力の上昇となって成績係数の低
下を招く。さらに、線膨張係数の大きい材料でブレード
１１３を構成した場合、適切なクリアランスを確保する
ためには小さい寸法のブレードとなり、所定の冷凍能力
が得られない問題もある。Further, the size of the fluid compressor may cause deviation from an appropriate clearance range. For example, for the blade 113 having a sufficient size and the small blade 113, the amount of dimensional change (D
t, Dh) are different. Therefore, when the clearance is large, the sealing performance may be deteriorated or the blade 113 may fall due to the differential pressure. Further, when the clearance is small, the resistance when the blade 113 moves in and out of the groove 111 is increased, so that the fluid compressor is increased. The load power increases and the coefficient of performance decreases. Further, when the blade 113 is made of a material having a large linear expansion coefficient, the blade has a small size in order to secure an appropriate clearance, and there is a problem that a predetermined refrigerating capacity cannot be obtained.

【００１０】つまり、熱膨張によるブレード１１３の寸
法変化上、流体圧縮機を構成する寸法比によって適切な
クリアランスの範囲を逸脱する問題があった。In other words, there is a problem that the dimension of the blade 113 changes due to thermal expansion and that the clearance range deviates from an appropriate range depending on the dimension ratio of the fluid compressor.

【００１１】そこで、この発明は、熱膨張による影響を
受けることなくシール性に優れ、成績係数の高い流体圧
縮機を提供することを目的としている。Therefore, an object of the present invention is to provide a fluid compressor which is not affected by thermal expansion and is excellent in sealability and has a high coefficient of performance.

【００１２】[0012]

【課題を解決するための手段】前記目的を達成するため
に、この発明は、シリンダと、前記シリンダの軸方向に
沿って偏心して配置され、その一部が前記シリンダの内
周面に接触した状態で前記シリンダと相対的に旋回可能
な円柱状の回転体と、回転体の外周に設けられ前記シリ
ンダの吸込端側から吐出端側へ徐々に小さくなるピッチ
で形成された螺旋状の溝と、この溝に出没自在に嵌挿さ
れると共に前記シリンダの内周面に密着する外周面を有
し前記シリンダと回転体との間を複数の作動室に区画す
る螺旋状のブレードとを有し、前記回転体の旋回時に、
吸込端側から流入した冷媒を吐出端側の作動室へ順次移
送させる流体圧縮機において、前記ブレードは、螺旋状
の溝の溝巾方向と、溝深さ方向の断面寸法比率に対し
て、寸法比率の小さい側は大きい線膨張係数を有し、寸
法比率の大きい側は小さい線膨張係数を有し、かつ、ブ
レード断面の寸法比率と線膨張係数の比率の積が少なく
とも１±０．２の範囲とする。To SUMMARY OF THE INVENTION To achieve the above object, the present invention is disposed eccentrically along the sheet cylinder and the axial direction of the cylinder, contacting a portion of the inner peripheral surface of the cylinder the rotating body of the cylinder relatively pivotable cylindrical state, rotating body outer circumference provided spiral formed by gradually becomes smaller pitch in the discharge end from the suction end of the cylinder A groove and a spiral blade that is inserted into and retracted from the groove and has an outer peripheral surface that is in close contact with the inner peripheral surface of the cylinder and that divides the cylinder and the rotating body into a plurality of working chambers. However, at the time of turning of the rotating body,
In the fluid compressor that sequentially transfers the refrigerant flowing from the suction end side to the working chamber on the discharge end side, the blade has a dimension relative to the cross-sectional dimension ratio in the groove width direction of the spiral groove and the groove depth direction. The side with a small ratio has a large linear expansion coefficient, the side with a large dimensional ratio has a small linear expansion coefficient, and the product of the dimensional ratio of the blade cross section and the ratio of the linear expansion coefficient is at least 1 ± 0.2 . Range.

【００１３】また、ブレード断面の螺旋状の溝の溝巾方
向と溝深さ方向の寸法は、寸法の小さい側の線膨張係数
が２０×１０^-5／℃（３０〜１５０℃範囲の値）以下の
四フッ化エチレン樹脂又は四フッ化エチレンとパーフル
オロアルキルビニルエーテル共重合樹脂の複合材料で構
成する。The dimensions of the spiral groove of the blade cross section in the groove width direction and the groove depth direction are such that the coefficient of linear expansion on the smaller side is 20 × 10 ⁻⁵ / ° C. (value in the range of 30 to 150 ° C.). It is composed of the following tetrafluoroethylene resin or a composite material of ethylene tetrafluoride and a perfluoroalkyl vinyl ether copolymer resin.

【００１４】[0014]

【作用】かかる流体圧縮機によれば、ブレードは螺旋状
の溝の溝幅方向と溝深さ方向の断面寸法比率に対して、
寸法比率の小さい側は大きい線膨張係数を有し、寸法比
率の大きい側は小さい線膨張係数を有し、かつ、ブレー
ド断面の寸法比率と線膨張係数の比率の積が１±０．２
の範囲としたことで、ブレードの螺旋状の溝の溝幅方向
と溝深さ方向の寸法構成に関係なく熱膨張による寸法変
化量が均一となり、ほぼ一定のクリアランスが得られ
る。また、ブレード断面の溝幅方向と溝深さ方向の寸法
において、寸法の小さい方向の線膨張係数が２０×１０
^-5／℃（３０〜１５０℃範囲の値）以下の四フッ化エチ
レン樹脂または四フッ化エチレンとパーフルオロアルキ
ルビニルエーテル共重合樹脂の複合材料で構成すること
で、ブレードの種々の特性を損なわずに最適なクリアラ
ンスを得ることができるようになり、長期間に亘り安定
したシール性能が確保されるようになる。According to such a fluid compressor, the blade has a cross-sectional dimension ratio in the groove width direction and the groove depth direction of the spiral groove,
The side with a small dimensional ratio has a large linear expansion coefficient, the side with a large dimensional ratio has a small linear expansion coefficient, and the product of the dimensional ratio of the blade cross section and the linear expansion coefficient is 1 ± 0.2.
By setting the above range, the amount of dimensional change due to thermal expansion becomes uniform regardless of the size configuration of the spiral groove of the blade in the groove width direction and the groove depth direction, and a substantially constant clearance can be obtained. Further, in the dimension of the blade cross section in the groove width direction and the groove depth direction, the linear expansion coefficient in the direction with the smaller dimension is 20 × 10.
^-5 / ° C. (value in the range of 30 to 150 ° C.) or less, and by being composed of a tetrafluoroethylene resin or a composite material of tetrafluoroethylene and a perfluoroalkyl vinyl ether copolymer resin, various characteristics of the blade are not impaired. Therefore, the optimum clearance can be obtained, and stable sealing performance can be secured for a long period of time.

【００１５】[0015]

【実施例】以下、図１乃至図１４の図面を参照しながら
この発明の一実施例を詳細に説明する。図１において、
１は冷凍サイクルに使用される密閉型の流体圧縮機３の
密閉ケースを示しており、密閉ケース１の一方には冷凍
サイクルの吸込パイプ５が、他方には吐出パイプ７がそ
れぞれ設けられている。密閉ケース１内には駆動手段と
しての電動要素９および圧縮手段としての圧縮要素１１
がそれぞれ配置されている。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS An embodiment of the present invention will be described below in detail with reference to the drawings of FIGS. In FIG.
Reference numeral 1 denotes a closed case of a closed type fluid compressor 3 used in a refrigeration cycle. One side of the closed case 1 is provided with a suction pipe 5 of the refrigeration cycle and the other side is provided with a discharge pipe 7. . In the closed case 1, an electric element 9 as a driving means and a compression element 11 as a compression means.
Are arranged respectively.

【００１６】電動要素９は、密閉ケース１の内面に固定
されたステータ１３と、その内側に設けられた回転可能
なロータ１５とを有している。The electric element 9 has a stator 13 fixed to the inner surface of the closed case 1, and a rotatable rotor 15 provided inside the stator 13.

【００１７】圧縮要素１１は両端が開放されたシリンダ
１７を有しており、シリンダ１７は密閉ケース１の内面
に固定された左右の主軸受１９、副軸受２０により回転
自在に両端支持されている。各軸受１９，２０はシリン
ダ１７の端部が回転自在に嵌合したボス部１９ａ，２０
ａと、これらボス部１９ａ，２０ａよりも大径で前記密
閉ケース１の内面に固定された基部１９ｂ，２０ｂとか
らなり、シリンダ１７の両端は気密的に閉塞されてい
る。The compression element 11 has a cylinder 17 whose both ends are open, and the cylinder 17 is rotatably supported at both ends by left and right main bearings 19 and sub bearings 20 fixed to the inner surface of the hermetic case 1. . The bearings 19 and 20 are boss portions 19a and 20 in which the ends of the cylinder 17 are rotatably fitted.
The cylinder 17 includes a and bases 19b and 20b having a diameter larger than those of the bosses 19a and 20a and fixed to the inner surface of the closed case 1. Both ends of the cylinder 17 are hermetically closed.

【００１８】シリンダ１７の内部には、シリンダ１７の
内径よりも小さい円筒状の回転体２１がシリンダ１７の
軸方向に沿って配設されている。回転体２１はその中心
軸線Ａがシリンダ１７の中心軸線Ｂに対して距離ｅだけ
図２において下方に偏心して配設され一部が内周面と線
接触している。Inside the cylinder 17, a cylindrical rotating body 21 smaller than the inner diameter of the cylinder 17 is arranged along the axial direction of the cylinder 17. The rotating body 21 is arranged such that its central axis A is eccentric downward in FIG. 2 with respect to the central axis B of the cylinder 17 by a distance e, and a part thereof is in line contact with the inner peripheral surface.

【００１９】回転体２１の両端部にはそれぞれ径の細い
支軸部２１ａ，２１ｂが設けられ、これら支軸部２１
ａ，２１ｂはそれぞれ前記主軸受１９、副軸受２０のボ
ス部１９ａ，２０ａに形成された軸受穴１９ｃ，２０ｃ
に回転自在に挿入支持されている。Spindles 21a and 21b each having a small diameter are provided at both ends of the rotary body 21.
a and 21b are bearing holes 19c and 20c formed in the boss portions 19a and 20a of the main bearing 19 and the sub bearing 20, respectively.
It is rotatably inserted into and supported by.

【００２０】回転体２１の右側の支軸部２１ａには、オ
ルダム機構２３を介してシリンダ１７側からの回転動力
が伝達される動力伝達面として機能する断面正方形状の
角柱部２５が形成されている。On the right supporting shaft portion 21a of the rotating body 21, there is formed a square column portion 25 having a square cross section which functions as a power transmitting surface for transmitting the rotary power from the cylinder 17 side via the Oldham mechanism 23. There is.

【００２１】オルダム機構２３は、リング状のオルダム
リング２４と伝達ピン２７とから成り、オルダムリング
２４に形成された矩形状の長孔２６内は、前記回転体２
１の角柱部２５に対して遊びを有して嵌合し、長孔２６
の範囲内において面接触しながら中心軸線Ａと直交し合
う方向にオルダムリング２４の摺動が可能となってい
る。The Oldham mechanism 23 is composed of a ring-shaped Oldham ring 24 and a transmission pin 27, and the inside of the rectangular elongated hole 26 formed in the Oldham ring 24 has the rotating body 2 therein.
1 has a play with respect to the prismatic portion 25, and has a long hole 26
Within the range, the Oldham ring 24 can be slid in a direction orthogonal to the central axis A while making surface contact.

【００２２】また、オルダムリング２４の外周面には、
前記長孔２６の長手方向と直交する径方向に前記伝達ピ
ン２７，２７の一端部がそれぞれスライド自在に嵌挿
し、伝達ピン２７，２７の他端部は前記シリンダ１７の
周壁に穿設された嵌合孔２９に嵌合固定されている。こ
れにより、前記回転体２１はシリンダ１７に対して偏心
した位置で無理なく結合状態が確保されると共に、シリ
ンダ１７の回転力はオルダム機構２３を介して回転体２
１に伝達されるようになっている。On the outer peripheral surface of the Oldham ring 24,
One ends of the transmission pins 27, 27 are slidably fitted and inserted in a radial direction orthogonal to the longitudinal direction of the elongated hole 26, and the other ends of the transmission pins 27, 27 are bored in the peripheral wall of the cylinder 17. It is fitted and fixed in the fitting hole 29. As a result, the rotating body 21 is secured in the coupled state at a position eccentric to the cylinder 17, and the rotating force of the cylinder 17 is transmitted through the Oldham mechanism 23.
1 is transmitted.

【００２３】従って、電動要素９の作動によりシリンダ
１７がロータ１５と一体的に回転することで、シリンダ
１７に対して回転体２１はオルダム機構２３を介して偏
心して回転運動する。この時、回転体２１の外周面と、
それに対向するシリンダ１７の内周面との間には相対速
度が生じ、この相対速度は一回転を一周期として変化し
ながらシリンダ１７内で内転し、シリンダ１７に対して
自転を伴なうことなく旋回運動が与えられる。Therefore, when the electric element 9 is actuated, the cylinder 17 rotates integrally with the rotor 15, so that the rotating body 21 eccentrically rotates with respect to the cylinder 17 via the Oldham mechanism 23. At this time, the outer peripheral surface of the rotating body 21,
A relative speed is generated between the inner peripheral surface of the cylinder 17 and the inner peripheral surface of the cylinder 17, and the relative speed changes in a cycle of one rotation so as to rotate in the cylinder 17 and rotate with respect to the cylinder 17. The turning motion is given without any.

【００２４】一方、前記回転体２１の外周面には螺旋状
の溝３１が設けられており、この螺旋状の溝３１は、吸
込端側（図２右側）のピッチＰが一番大きく、以下、吐
出端側（図面左側）へ向けてピッチが順次小さくなるよ
う設定されている。On the other hand, a spiral groove 31 is provided on the outer peripheral surface of the rotating body 21, and the spiral groove 31 has the largest pitch P on the suction end side (right side in FIG. 2). , The pitch is set to decrease gradually toward the discharge end side (left side in the drawing).

【００２５】螺旋状の溝３１には、螺旋状のブレード３
３が弾性力を利用して出没自在に嵌め込まれている。こ
れにより、各作動室３５が形成されると共に吸込端側と
なる作動室３５の容積が一番大きくなっている。以下、
吐出端側へ向けて各作動室３５の容積が順次小さくなる
よう設定され、吐出側となる最終の作動室３５は、副軸
受２０に形成され密閉ケース１内に開放された吐出孔３
７と接続連通している。また、各作動室３５は図１に示
す如くブレード３３に沿って回転体２１とシリンダ１７
の内周面との接触部から次の接触部までのびたほぼ三日
月状の領域となっている。吸込端側の第１番目の作動室
３５は、回転体２１の軸端部に設けられたメイン通路３
９と、主軸受１９に設けられた吸込通路４１とを介して
前記冷凍サイクルの吸込パイプ５と接続連通し、吸込パ
イプ５からシリンダ１７内に吸引される冷媒は第１番目
の作動室３５に途切れることなく確実に導入されるよう
になっている。In the spiral groove 31, the spiral blade 3
3 is fitted so that it can appear and disappear freely by utilizing the elastic force. As a result, each working chamber 35 is formed and the working chamber 35 on the suction end side has the largest volume. Less than,
The volume of each working chamber 35 is set to decrease gradually toward the discharge end side, and the final working chamber 35 on the discharge side is formed in the auxiliary bearing 20 and the discharge hole 3 opened in the closed case 1 is formed.
It is connected and communicates with 7. In addition, each working chamber 35 is arranged along the blade 33 as shown in FIG.
It is an almost crescent-shaped region that extends from the contact part with the inner peripheral surface to the next contact part. The first working chamber 35 on the suction end side is provided with the main passage 3 provided at the shaft end of the rotating body 21.
9 and the suction passage 41 provided in the main bearing 19 so as to connect and communicate with the suction pipe 5 of the refrigeration cycle, and the refrigerant sucked from the suction pipe 5 into the cylinder 17 enters the first working chamber 35. It is being introduced without fail without interruption.

【００２６】ブレード３３は、螺旋状の溝３１の溝巾方
向Ｐｔと溝深さ方向Ｐｈの断面寸法比率に対して、寸法
比率の小さい側は大きい線膨張係数を有し、寸法比率の
大きい側は小さい線膨張係数を有し、かつ、ブレード３
３断面の寸法比率と線膨張係数の比率の積が１±０．２
の範囲に設定してある。The blade 33 has a large linear expansion coefficient on the side having a smaller dimensional ratio and a side having a larger dimensional ratio with respect to the sectional size ratio of the spiral groove 31 in the groove width direction Pt and the groove depth direction Ph. Has a small linear expansion coefficient, and the blade 3
The product of the dimensional ratio of the three cross sections and the ratio of the linear expansion coefficient is 1 ± 0.2
It is set to the range of.

【００２７】また、ブレード断面の螺旋状の溝３１の溝
巾Ｐｔと溝深さＰｈの寸法は、寸法の小さい側の線膨張
係数が２０×１０^-5／℃（３０〜１５０℃範囲の値）以
下の四フッ化エチレン樹脂又は四フッ化エチレンパーフ
ルオロアルキルビニルエーテル共重合樹脂の複合材料で
構成したものである。The dimensions of the groove width Pt and the groove depth Ph of the spiral groove 31 of the blade cross section are such that the coefficient of linear expansion on the smaller side is 20 × 10 ⁻⁵ / ° C. (value in the range of 30 to 150 ° C.). ) A composite material of the following tetrafluoroethylene resin or tetrafluoroethylene perfluoroalkyl vinyl ether copolymer resin.

【００２８】なお、図１において、４３は回転体２１に
設けられた油導入路を示しており、この油導入路４３の
一端は前記螺旋状の溝３１と連通し、他端は吸込端側の
主軸受１９に穿設された連通孔４５を介して前記密閉ケ
ース１の底部に吸込口４７が臨む導入管４９と接続連通
している。したがって、密閉ケース１内の圧力が上昇す
れば、密閉ケース１の底部に蓄えられた潤滑オイルが導
入管４９、連通孔４５および油導入路４３を通って前記
溝３１内に送り込まれることでブレード３３の出入時の
潤滑が確保されるようになっている。In FIG. 1 , reference numeral 43 denotes an oil introducing passage provided in the rotating body 21, one end of the oil introducing passage 43 communicates with the spiral groove 31, and the other end thereof is on the suction end side. The main bearing 19 is connected through a communication hole 45 formed in the main bearing 19 to an introduction pipe 49 having a suction port 47 facing the bottom of the closed case 1. Therefore, when the pressure in the closed case 1 rises, the lubricating oil stored in the bottom of the closed case 1 is sent into the groove 31 through the introduction pipe 49, the communication hole 45 and the oil introduction passage 43, so that the blade 31 Lubrication at the time of entry and exit of 33 is ensured.

【００２９】次に、このように構成された流体圧縮機の
動作について説明する。Next, the operation of the fluid compressor thus constructed will be described.

【００３０】まず、電動要素９に通電するとロータ１５
が回転し、このロータ１５と一体にシリンダ１７も回転
する。シリンダ１７が回転すれば、オルダム機構２３を
介して回転体２１も回転する。シリンダ１７に対する回
転体２１は、偏心して旋回するため回転体２１の外周面
とそれに対向するシリンダ１７の内周面との間には相対
速度が生じ、さらに、その相対速度は一回転を一周期と
して変化しながらシリンダ１７内で内転し、シリンダ１
７に対して回転体２１は自転の伴わない旋回運動をする
ようになる。この結果、吸込端側の作動室３５に取り込
まれた冷媒等の流体は閉じ込められた状態で吐出端側の
作動室３５へ向けて順次送られながら圧縮され、吐出パ
イプ７から外へ吐出されるようになる。First, when the electric element 9 is energized, the rotor 15
Rotates, and the cylinder 17 also rotates integrally with the rotor 15. When the cylinder 17 rotates, the rotating body 21 also rotates via the Oldham mechanism 23. Since the rotating body 21 with respect to the cylinder 17 is eccentrically rotated, a relative speed is generated between the outer peripheral surface of the rotating body 21 and the inner peripheral surface of the cylinder 17 facing the rotating body 21, and the relative speed is one cycle of one rotation. The internal rotation of the cylinder 1
On the other hand, the rotating body 21 makes a turning motion without rotation with respect to 7. As a result, the fluid such as the refrigerant taken into the working chamber 35 on the suction end side is compressed while being sent to the working chamber 35 on the discharge end side in a confined state, and discharged from the discharge pipe 7. Like

【００３１】この運転時において、螺旋状の溝３１の溝
巾方向Ｐｔと溝深さ方向Ｐｈはほぼ同一のクリアランス
Ｃｔ＝Ｃｈで、しかも、最適なクリアランス値が確保さ
れ、安定したシール性能と良好な成績係数が得られた。In this operation, the spiral groove 31 has almost the same clearance Ct = Ch in the groove width direction Pt and the groove depth direction Ph, and moreover, the optimum clearance value is secured, and the stable sealing performance is good. A good coefficient of performance was obtained.

【００３２】図５から図１４は第１の実験結果を示した
ものである。この実験は、実施例１〜３と比較例１〜３
となるブレード３３を、密度２．１５ｇ／ｃｍ³ のＰＴ
ＦＥ樹脂にφ１３μｍのガラス繊維を複合したものを用
いている。5 to 14 show the results of the first experiment. This experiment is conducted in Examples 1 to 3 and Comparative Examples 1 to 3.
The blade 33 to be a PT with a density of 2.15 g / cm ³ .
A composite of FE resin and φ13 μm glass fiber is used.

【００３３】具体的には、実施例１と比較例１に繊維長
２０μｍ、実施例２と比較例２に繊維長３０μｍ、実施
例３と比較例３に繊維長４０μｍのガラス繊維が１５重
量％複合され、加工手順は、４００〜６００ｋｇ／ｃｍ
² の圧力の加圧成形およびその後の３８０℃の焼成によ
り、１００ｍｍ角の角材５１（母材）を作成する。この
角材５１から丸棒材５３を切削加工してさらに、螺旋状
のブレード３３に機械加工したものである。このとき図
６ないし図７に示されるように加圧成形の加圧面Ｆに対
し、丸棒材５３を作成する方向によってブレード３３を
作成した際のガラス繊維の配向が変化する。即ち、ガラ
ス繊維は加圧方向に対して横並びとなり繊維の方向によ
って線膨張係数が変わる。つまり、図６の加圧面Ｆに対
して垂直に丸棒材５３を作成しブレード３３を構成した
場合、溝深さ方向Ｂｈに繊維が配向して溝巾方向Ｄｔ及
び溝深さ方向Ｄｈの寸法変化量はＤｔ＞Ｄｈの関係にな
る。また、図７の加圧面Ｆに対して水平方向に丸棒材５
３を作成しブレード３３を構成した場合、溝幅方向Ｂｔ
に繊維が配向し寸法変化量はＤｔ＜Ｄｈの関係になる。
さらに、繊維の配向度（配向の強さ）は成形圧力と繊維
長でコントロールされ、成形圧力が高いほど、繊維長が
長いほど配向度が強くなる。よって、線膨張係数は繊維
の配向度が強い方向に補強され小さくなるところから、
この関係を利用し図５に示すように、ブレード３３の溝
幅方向寸法（Ｂｔ）を統一し溝深さ方向の寸法（Ｂｈ）
を変え、このブレード断面寸法の比率と逆数の関係、即
ち、比率小の時、線膨張係数大、比率大の時、線膨張係
数小となる線膨張係数（溝巾方向Ｄｔ、溝深さ方向Ｄ
ｈ）とした条件としてある。また、図８から図１３に示
すように設定のクリアランスＣｔ，Ｃｈと偏心量αを統
一している。この目的とするところは、偏心量αとブレ
ード３３の溝幅方向寸法によって作動室３５の容積が変
わり冷凍能力が異なることから、本発明の線膨張係数の
影響が明確にならないためである。この構成で異なるの
はブレード３３の溝深さ方向の寸法Ｐｈで、ａ１〜ａ３
の掛りしろと称されるブレード３３が飛び出しても溝３
１に残る寸法である。この掛りしろは、差圧によるブレ
ード３３の倒れを防いでいる。Specifically, the fiber length of Example 1 and Comparative Example 1 was 20 μm, the fiber length of Example 2 and Comparative Example 30 was 30 μm, and the fiber length of Example 3 and Comparative Example 3 was 40 μm. Combined, processing procedure is 400-600kg / cm
A square member 51 (base material) of 100 mm square is prepared by pressure molding at a pressure of ² and subsequent firing at 380 ° C. A round bar member 53 is cut from the square member 51 and further machined into a spiral blade 33. At this time, as shown in FIG. 6 to FIG. 7, the orientation of the glass fiber when the blade 33 is formed changes depending on the direction of forming the round bar 53 with respect to the pressure surface F of the pressure molding. That is, the glass fibers are arranged side by side with respect to the pressing direction, and the linear expansion coefficient changes depending on the fiber direction. That is, when the round bar 53 is formed perpendicularly to the pressing surface F of FIG. 6 and the blade 33 is configured, the fibers are oriented in the groove depth direction Bh and the dimension in the groove width direction Dt and the groove depth direction Dh. The change amount has a relationship of Dt> Dh. In addition, the round bar 5 is placed horizontally with respect to the pressing surface F in FIG.
3 is created and the blade 33 is configured, the groove width direction Bt
Since the fibers are oriented in the direction, the dimensional change has a relationship of Dt <Dh.
Furthermore, the degree of orientation (strength of orientation) of the fibers is controlled by the molding pressure and the fiber length. The higher the molding pressure and the longer the fiber length, the stronger the degree of orientation. Therefore, the coefficient of linear expansion is reinforced in the direction in which the degree of orientation of the fiber is strong and becomes smaller,
Utilizing this relationship, as shown in FIG. 5, the dimension (Bt) in the groove width direction of the blade 33 is unified and the dimension (Bh) in the groove depth direction is unified.
The relationship between the ratio of the blade cross-sectional dimension and the reciprocal is different, that is, when the ratio is small, the linear expansion coefficient is large, and when the ratio is large, the linear expansion coefficient is small (groove width direction Dt, groove depth direction D
h). Further, as shown in FIGS. 8 to 13, the set clearances Ct, Ch and the eccentricity α are unified. The purpose of this is because the volume of the working chamber 35 changes depending on the eccentricity α and the dimension of the blade 33 in the groove width direction and the refrigerating capacity is different, so that the influence of the linear expansion coefficient of the present invention is not clear. This configuration is different in the dimension Ph of the blade 33 in the groove depth direction from a1 to a3.
Even if the blade 33, which is called the hanging margin, pops out, the groove 3
It is a dimension that remains 1. This hanging margin prevents the blade 33 from collapsing due to the differential pressure.

【００３４】また、ブレード断面の寸法比率と線膨張係
数の比率の積を１±０．２の範囲とした実施例１〜３
と、ブレード断面の寸法比率と線膨張係数の比率の積を
０．７以下ないし１．３以上とした比較例１〜３のブレ
ード３３を図１に示す螺旋方式の流体圧縮機に適用し
た。Further, Examples 1 to 3 in which the product of the dimensional ratio of the blade cross section and the ratio of the coefficient of linear expansion is set in the range of 1 ± 0.2
The blades 33 of Comparative Examples 1 to 3 in which the product of the dimensional ratio of the blade cross section and the ratio of the linear expansion coefficient were 0.7 or less to 1.3 or more were applied to the spiral type fluid compressor shown in FIG.

【００３５】流体圧縮機には、冷媒ガスに「フレオン１
２」を使用し、シリンダ１７に「３，０００ｒｐｍ」の
速度で回転を与える。また、コンプレッサ温度は８０℃
とした。そのときの負荷電力、冷凍能力を測定し、成績
係数ＣＯＰ（冷凍能力／負荷電力）を求めた。In the fluid compressor, "Freon 1" is added to the refrigerant gas.
2 "is used to impart rotation to cylinder 17 at a speed of" 3,000 rpm ". Also, the compressor temperature is 80 ° C.
And The load power and the refrigerating capacity at that time were measured to obtain a coefficient of performance COP (refrigerating capacity / load power).

【００３６】図１４に測定した流体圧縮機の性能が示さ
れている。図１４は成績係数ＣＯＰとＢｔ／Ｂｈ×Ｄｔ
／Ｄｈの結果が対比して示されている。The measured performance of the fluid compressor is shown in FIG. Figure 14 shows the coefficient of performance COP and Bt / Bh x Dt
The / Dh results are shown in contrast.

【００３７】すなわち、比較例１の「Ｂｔ／Ｂｈ×Ｄｔ
／Ｄｈが０．７以下ないし１．３以上」で得れるＣＯＰ
をみると、実施例１の「Ｂｔ／Ｂｈ×Ｄｔ／Ｄｈが１±
０．２の範囲」に対して低下が認められる。また比較例
２の「Ｂｔ／Ｂｈ×Ｄｔ／Ｄｈが０．７以下ないし１．
３以上」で得れるＣＯＰをみると、実施例２の「Ｂｔ／
Ｂｈ×Ｄｔ／Ｄｈが１±０．２の範囲」に対して低下が
認められる。さらに比較例３の「Ｂｔ／Ｂｈ×Ｄｔ／Ｄ
ｈが０．７以下ないし１．３以上」と、実施例３の「Ｂ
ｔ／Ｂｈ×Ｄｔ／Ｄｈが１±０．２の範囲」もまた同様
な結果であった。つまり比較例１〜３の「Ｂｔ／Ｂｈ×
Ｄｔ／Ｄｈが０．７以下」では、寸法変化量Ｄｔ＜Ｄｈ
関係であることから溝深さ方向のクリアランスＣｈが小
さくなり、シリンダ１７と溝３１の底にブレード３３の
溝高さ方向Ｂｈが接触して流体圧縮機の負荷電力が増加
し、結果としてＣＯＰが低下したものと思われる。また
比較例１〜３の「Ｂｔ／Ｂｈ×Ｄｔ／Ｄｈが１．３以
上」では寸法変化量Ｄｔ＞Ｄｈ関係であることから、溝
幅方向のクリアランスＣｔが小さくなり、ブレード３３
が溝３１を出入りする抵抗が増加するに従って流体圧縮
機の負荷電力が増加し、結果としてＣＯＰが低下したも
のと思われる。That is, "Bt / Bh × Dt of Comparative Example 1"
/ Dh of 0.7 or less to 1.3 or more "
As seen, “Bt / Bh × Dt / Dh of Example 1 is 1 ±
A decrease is recognized for the "range of 0.2". Further, in Comparative Example 2, “Bt / Bh × Dt / Dh is 0.7 or less to 1.
Looking at the COP obtained with “3 or more”, “Bt /
Bh × Dt / Dh is in the range of 1 ± 0.2 ”. Furthermore, “Bt / Bh × Dt / D” of Comparative Example 3
"h is 0.7 or less to 1.3 or more", and "B of Example 3"
"T / Bh x Dt / Dh in a range of 1 ± 0.2" also had similar results. That is, “Bt / Bh ×” in Comparative Examples 1 to 3
When Dt / Dh is 0.7 or less ", the amount of dimensional change Dt <Dh
Because of this relationship, the clearance Ch in the groove depth direction becomes smaller, the groove height direction Bh of the blade 33 contacts the bottoms of the cylinder 17 and the groove 31, and the load power of the fluid compressor increases, resulting in COP It seems to have decreased. Further, in “Bt / Bh × Dt / Dh is 1.3 or more” of Comparative Examples 1 to 3, the dimensional change amount Dt> Dh is satisfied, so
The clearance Ct in the width direction becomes small, and the blade 33
It is considered that the load power of the fluid compressor increased as the resistance to move in and out of the groove 31 increased, resulting in a decrease in COP.

【００３８】一方、実施例１〜３の「Ｂｔ／Ｂｈ×Ｄｔ
／Ｄｈが１±０．２の範囲」で構成されたブレード３３
はクリアランスＣｔとＣｈが適切な範囲に維持されるこ
とで良好なシール性が確保され、いずれも高いＣＯＰが
得られることがわかる。ここで、実施例２に対して実施
例１のＣＯＰが低いのは、ａ１の掛りしろが小さく差圧
によりブレード３３の倒れがあり、冷媒ガスのリークに
よるものである。また、実施例３は逆にａ３の掛りしろ
が大きく、ブレード３３が弾性変形されながら溝３１に
押込められる際の抵抗が大きいために流体圧縮機の負荷
電力が増加してＣＯＰが低くなった。さらに、比較例１
〜３の比較においてＣＯＰの落ち方が比較例１＜比較例
２＜比較例３の順であることがわかる。これは、ブレー
ド３３の溝巾方向Ｂｔに対して溝深さ方向Ｂｈが大きく
なることによってＢｈ側の熱膨張による寸法変化量（Ｄ
ｈ）の絶対値が大きく、結果としてクリアランスへの影
響度の違いが前記結果として現われたものと思われる。On the other hand, "Bt / Bh × Dt" in Examples 1 to 3
/ Dh is in the range of 1 ± 0.2 "blade 33
It can be seen that, since the clearances Ct and Ch are maintained in an appropriate range, good sealability is secured, and high COP is obtained in both cases. Here, the COP of Example 1 is lower than that of Example 2 because the margin of a1 is small and the blade 33 is tilted due to the pressure difference, and the refrigerant gas leaks. On the contrary, in Example 3, the margin of a3 is large, and the resistance when the blade 33 is pushed into the groove 31 while being elastically deformed is large. Therefore, the load power of the fluid compressor is increased and the COP is lowered. . Furthermore, Comparative Example 1
It can be seen from the comparison of ~ 3 that the COP falls in the order of Comparative Example 1 <Comparative Example 2 <Comparative Example 3. This is because the groove depth direction Bh of the blade 33 becomes larger than the groove depth direction Bt, so that the dimensional change amount (D
It is considered that the absolute value of h) is large, and as a result, the difference in the degree of influence on clearance appears as the result.

【００３９】図１５から図２６は第２の実験結果を示し
たものである。15 to 26 show the results of the second experiment.

【００４０】この実験は、実施例４〜５、比較例４〜５
となるブレード３３を、密度２．１２ｇ／ｃｍ³ のＰＦ
Ａ樹脂に径１５μｍ、長さ１００μｍのピッチ系炭素繊
維を複合したものを用いている。具体的には、実施例４
に１５重量％、実施例５に５重量％、比較例４に２重量
％、比較例５に１重量％が複合され、図１６に示すよう
に螺旋状の溝がある入れ子５５を有する金型５７を射出
成形装置５９の固定金型６１に装着し、成形温度３８０
℃、金型温度２００℃の条件により射出成形でブレード
３３を作成したものである。このとき図１７に示される
ようにＰＦＡ樹脂の流れに沿ってピッチ系炭素繊維は配
向する。一般に、射出成形で形成した場合、いずれもピ
ッチ系炭素繊維の配向に差は無いが、ピッチ系炭素繊維
の充填量によって線膨張係数が変わるところから、この
関係を利用して図１５に示すようにブレード３３の溝幅
方向寸法（Ｂｔ）と溝深さ方向寸法（Ｂｈ）の比率をＢ
ｔ／Ｂｈ＝１／１に統一し、溝幅方向Ｂｔ、溝深さ方向
Ｂｈに対応する線膨張係数もＤｔ／Ｄｈ＝１／１として
いる。ここで、図１８ないし図２１に示すような設定の
クリアランスＣｔ，Ｃｈを確保するためには、ブレード
３３の線膨張係数に応じた大きさにする必要がある。ま
た、他の条件を合わせるため、偏心量（α１〜α４）お
よび掛りしろはブレード３３の大きさの相似形とした条
件としてある。This experiment was conducted in Examples 4-5 and Comparative Examples 4-5.
The blade 33 to be a PF with a density of 2.12 g / cm ³
The resin A is a composite of pitch-based carbon fibers having a diameter of 15 μm and a length of 100 μm. Specifically, Example 4
15% by weight, 5% by weight in Example 5, 2% by weight in Comparative Example 4 and 1% by weight in Comparative Example 5, and a mold having a nest 55 having spiral grooves as shown in FIG. 57 is mounted on the fixed mold 61 of the injection molding device 59, and the molding temperature is set to 380.
The blade 33 is produced by injection molding under the conditions of ℃ and mold temperature of 200 ℃. At this time, the pitch-based carbon fibers are oriented along the flow of the PFA resin as shown in FIG. Generally, when formed by injection molding, there is no difference in the orientation of the pitch-based carbon fibers, but since the linear expansion coefficient changes depending on the filling amount of the pitch-based carbon fibers, using this relationship, as shown in FIG. Let B be the ratio of the groove width dimension (Bt) of the blade 33 to the groove depth dimension (Bh).
It is unified to t / Bh = 1/1, and the linear expansion coefficient corresponding to the groove width direction Bt and the groove depth direction Bh is also set to Dt / Dh = 1/1. Here, in order to secure the clearances Ct and Ch set as shown in FIGS. 18 to 21, it is necessary to make the size according to the linear expansion coefficient of the blade 33. Further, in order to match other conditions, the eccentricity amount (α1 to α4) and the margin are set to be similar to each other in the size of the blade 33.

【００４１】また、ブレード断面の溝３１の幅方向と溝
３１の深さ方向において、寸法の小さい方向（本実施例
では同一寸法）の線膨張係数が２０×１０^-5／℃以下と
した実施例４〜５と線膨張係数が２０×１０^-5／℃を越
える比較例４〜５のブレード２１を図１に示す螺旋方式
の流体圧縮機に適用した。Further, in the width direction of the groove 31 and the depth direction of the groove 31 of the blade cross section, the coefficient of linear expansion in the direction of smaller dimension (the same dimension in this embodiment) is set to 20 × 10 ⁻⁵ / ° C. or less. The blades 21 of Examples 4 to 5 and Comparative Examples 4 to ^{5 having a} coefficient of linear expansion exceeding 20 × 10 ⁻⁵ / ° C. were applied to the spiral type fluid compressor shown in FIG.

【００４２】流体圧縮機には、冷媒ガスに「フレオン１
２」を使用し、シリンダ１７に「３，０００ｒｐｍ」の
速度で回転を与える。また、コンプレッサ温度は８０℃
とした。そのときの負荷電力、冷凍能力を測定し、成績
係数ＣＯＰ（冷凍能力／負荷電力）を求めた。In the fluid compressor, "Freon 1" is added to the refrigerant gas.
2 "is used to impart rotation to cylinder 17 at a speed of" 3,000 rpm ". Also, the compressor temperature is 80 ° C.
And The load power and the refrigerating capacity at that time were measured to obtain a coefficient of performance COP (refrigerating capacity / load power).

【００４３】図２６に測定した流体圧縮機の性能が示さ
れている。The measured performance of the fluid compressor is shown in FIG.

【００４４】すなわち、比較例４の「線膨張係数Ｄｔが
２５×１０^-5／℃」と、比較例５の「線膨張係数Ｄｔが
３０×１０^-5／℃」は成績係数ＣＯＰが小さかった。こ
れは、設定クリアランスを確保するためにブレード３３
の断面形状を小さくしたことで、作動室３５の容積が必
然的に小さくなり、冷凍能力が低くなったものと思われ
る。また、比較例５の急激な成績係数ＣＯＰの低下は、
ブレード３３の断面形状に対して設定クリアランスが大
きいために、差圧によってブレード３３の倒れが生じ、
冷媒ガスのシール性が低下した結果である。つまり、線
膨張係数Ｄｔが大きいと適切なクリアランスを確保する
ためにブレード３３の形状寸法が小さくなり、冷凍能力
の低下を招来する。また、ブレード３３の形状寸法が小
さくなることで適切なクリアランスの範囲も異なってく
ることが判る。That is, the coefficient of performance COP was small for the "linear expansion coefficient Dt of 25 x 10 ^-5 / ° C" of Comparative Example 4 and the "linear expansion coefficient Dt of 30 x 10 ^-5 / ° C" of Comparative Example 5. . This is the blade 33 to ensure a set clearance.
It is considered that the volume of the working chamber 35 is inevitably reduced by reducing the cross-sectional shape of, and the refrigerating capacity is reduced. In addition, the sharp decrease in the coefficient of performance COP in Comparative Example 5 is
Since the set clearance is large with respect to the cross-sectional shape of the blade 33, the differential pressure causes the blade 33 to collapse,
This is the result of the deterioration of the sealing ability of the refrigerant gas. That is, if the linear expansion coefficient Dt is large, the shape and size of the blade 33 are reduced in order to secure an appropriate clearance, and the refrigerating capacity is deteriorated. Further, it can be seen that the appropriate clearance range also changes as the shape size of the blade 33 becomes smaller.

【００４５】一方、実施例４の「線膨張係数Ｄｔが１０
×１０^-5／℃」と、実施例５の「線膨張係数Ｄｔが２０
×１０^-5／℃」は成績係数ＣＯＰが大きく、良好なコン
プレッサ性能が得られた。しかし、実施例４は、実施例
５に対して冷凍能力が大きいにも係わらずＣＯＰで大き
な差は無かった。これは、ブレード３３の断面形状が大
きくなることでブレード３３が弾性変形されながら溝３
１に押込められる際の抵抗が大きくなり、結果としてコ
ンプレッサの負荷電力が増加してＣＯＰ向上の度合いが
小さくなったものと思われる。本実験では、ブレード３
３の線膨張係数とクリアランスの関係のみを示してお
り、ＣＯＰにはブレード３３の出没損失や差圧による倒
れなども影響することを考慮しなければならない。On the other hand, in Example 4, the coefficient of linear expansion Dt was 10
× 10 ⁻⁵ / ° C. ”and“ the linear expansion coefficient Dt of Example 5 was 20.
“× 10 ⁻⁵ / ° C.” has a large coefficient of performance COP, and good compressor performance was obtained. However, in Example 4, although the refrigerating capacity was larger than that in Example 5, there was no great difference in COP. This is because the blade 33 is elastically deformed by increasing the cross-sectional shape of the blade 33 and the groove 3
It is considered that the resistance at the time of being pushed into No. 1 became large, and as a result, the load power of the compressor increased and the degree of COP improvement decreased. In this experiment, blade 3
Only the relationship between the linear expansion coefficient and the clearance of No. 3 is shown, and it must be taken into consideration that the COP is also affected by the appearing loss of the blade 33 and the collapse due to the differential pressure.

【００４６】よって、線膨張係数Ｄｔを２０×１０^-5／
℃以下とすることで適切なクリアランスを維持しながら
大きな冷凍能力が得られ、高い成績係数ＣＯＰが得られ
る。また、本実験はＤｔ＝Ｄｈの構成で実施したが、断
面寸法の小さい方向に対して線膨張係数を２０×１０^-5
／℃以下に設定すれば、実験１で実証済みの断面比率に
対して線膨張係数が逆数の関係であることを前提に断面
寸法の大きい方向の線膨張係数はそれ以下となる。つま
り、断面寸法の小さい方向のみ線膨張係数を規定するこ
とで上記効果が得られることは言うまでもない。Therefore, the linear expansion coefficient Dt is 20 × 10 ^-5 /
By setting the temperature to not higher than 0 ° C, a large refrigerating capacity can be obtained while maintaining an appropriate clearance, and a high coefficient of performance COP can be obtained. In addition, although this experiment was performed with a configuration of Dt = Dh, the linear expansion coefficient was 20 × 10 ^{−5 in the} direction of the smaller cross-sectional dimension.
If the temperature is set to / ° C or lower, the linear expansion coefficient in the direction of the larger cross-sectional dimension becomes less than that, assuming that the linear expansion coefficient is inversely related to the cross-sectional ratio verified in Experiment 1. That is, it goes without saying that the above effect can be obtained by defining the linear expansion coefficient only in the direction in which the cross-sectional dimension is small.

【００４７】また、コンプレッサの温度が本実験よりも
高い場合も温度上昇に応じた線膨張係数（小）のブレー
ド３３で構成することで同様な効果が得られる。さら
に、本実験でＰＦＡ樹脂を用いたがＰＴＦＥ樹脂におい
ても同様な効果が得られ、ブレード３３の種々の特性を
損なわずに適切なクリアランスを維持しながら大きな冷
凍能力が得られ、高い成績係数ＣＯＰが得られるように
なる。なお、充填材としては、ガラス繊維や炭素繊維な
どの無機繊維、セラミック粉やセラミックウィスカーな
どの金属酸化物、潤滑性を付与するブロンズ、モリブデ
ン、グラファイト、二硫化モリブデンなどの固体潤滑
剤、全および一部芳香族ポリアミド系樹脂、全および一
部芳香ポリエステル系樹脂、全および一部芳香族ポリイ
ミド系樹脂、ポリエーテル系樹脂、ポリサルフォン樹脂
などの有機充填材などがあり、充填量や充填材の形状お
よび配向の方向など線膨張係数に応じて使い分けること
が望ましい。Even when the temperature of the compressor is higher than that in the present experiment, the same effect can be obtained by using the blade 33 having a linear expansion coefficient (small) corresponding to the temperature rise. Further, although the PFA resin was used in this experiment, the same effect was obtained also with the PTFE resin, a large refrigerating capacity was obtained while maintaining an appropriate clearance without impairing various characteristics of the blade 33, and a high coefficient of performance COP was obtained. Will be obtained. As the filler, inorganic fibers such as glass fibers and carbon fibers, metal oxides such as ceramic powder and ceramic whiskers, solid lubricants such as bronze, molybdenum, graphite and molybdenum disulfide that impart lubricity, all and There are organic fillers such as partially aromatic polyamide resins, wholly and partially aromatic polyester resins, wholly and partially aromatic polyimide resins, polyether resins, polysulfone resins, etc. It is desirable to use them properly according to the linear expansion coefficient such as the orientation direction.

【００４８】また、シングルタイプのブレード３３につ
いて説明したが、左右に一対あるツインタイプに適用す
ることも可能である。Further, although the single type blade 33 has been described, it is also possible to apply to a twin type having a pair of left and right.

【００４９】[0049]

【発明の効果】以上説明したようにこの発明によれば、
ブレードの溝巾方向及び溝深さ方向のクリアランスをほ
ぼ同一に確保することができると共に最適なクリアラン
スを得ることができるため、ブレードのシール性、成績
係数を大巾に向上させることができる。したがって、初
期の性能を長期に渡って安定して維持でき、しかも、組
付性の面でも大変好ましいものとなる。As described above, according to the present invention,
Since the clearances in the groove width direction and the groove depth direction of the blade can be ensured to be almost the same and the optimum clearance can be obtained, the sealability and the coefficient of performance of the blade can be greatly improved. Therefore, the initial performance can be stably maintained over a long period of time, and it is very preferable in terms of assembling.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

【図１】この発明を実施した流体圧縮機の切断面図。FIG. 1 is a sectional view of a fluid compressor embodying the present invention.

【図２】回転体の斜視図。FIG. 2 is a perspective view of a rotating body.

【図３】オルダム機構の切断面図。FIG. 3 is a sectional view of the Oldham mechanism.

【図４】圧縮要素を示した分解図。FIG. 4 is an exploded view showing a compression element.

【図５】実施例１〜３と比較例１〜３の第１の実験条件
を示した説明図。FIG. 5 is an explanatory diagram showing first experimental conditions of Examples 1 to 3 and Comparative Examples 1 to 3.

【図６】ブレードの第１の成形方法を示した説明図。FIG. 6 is an explanatory view showing a first molding method of a blade.

【図７】ブレードの第２の成形方法を示した説明図。FIG. 7 is an explanatory view showing a second molding method of the blade.

【図８】螺旋状の溝内にブレードが入った状態の切断面
図。FIG. 8 is a sectional view showing a state in which a blade is inserted in a spiral groove.

【図９】同上の溝からブレードが突出し掛り代が小さい
状態を示した切断面図。FIG. 9 is a cross-sectional view showing a state in which the blade protrudes from the groove in the same as above and the margin for engagement is small.

【図１０】溝深さ方向の大きいブレードが溝内に入った
状態の切断面図。FIG. 10 is a cross-sectional view showing a state where a blade having a large groove depth direction enters the groove.

【図１１】同上のブレードが溝から突出し掛り代が比較
的大きい状態を示した切断面図。FIG. 11 is a cross-sectional view showing a state in which the blade of the same as above protrudes from the groove and has a relatively large allowance.

【図１２】溝深さ方向の大きいブレードが溝内に入った
状態の切断面図。FIG. 12 is a cross-sectional view of a state where a blade having a large groove depth direction enters the groove.

【図１３】同上のブレードが溝から突出し掛り代が大き
い状態を示した切断面図。FIG. 13 is a cross-sectional view showing a state in which the blade of the same as above protrudes from the groove and has a large margin of engagement.

【図１４】流体圧縮機の性能実験結果を示した特性図。FIG. 14 is a characteristic diagram showing the results of performance experiments of the fluid compressor.

【図１５】実施例４〜５と比較例４〜５の第２の実験条
件を示した説明図。FIG. 15 is an explanatory diagram showing second experimental conditions of Examples 4 to 5 and Comparative examples 4 to 5.

【図１６】ブレードを成形する射出成形装置の概要説明
図。FIG. 16 is a schematic explanatory view of an injection molding device that molds a blade.

【図１７】射出成形によって成形された一部分のブレー
ドの切断斜視図。FIG. 17 is a cutaway perspective view of a portion of a blade formed by injection molding.

【図１８】ブレードの大きさが最大で、溝内に入った状
態の切断面図。FIG. 18 is a cross-sectional view showing a state in which the blade has the maximum size and has entered the groove.

【図１９】同上のブレードが溝から突出した状態の切断
面図。FIG. 19 is a cross-sectional view of the above blade in a state of protruding from the groove.

【図２０】ブレードの大きさが第２位で、溝内に入った
状態の切断面図。FIG. 20 is a sectional view showing a state in which the blade has the second largest size and is in the groove.

【図２１】同上のブレードが溝から突出した状態の切断
面図。FIG. 21 is a cross-sectional view of the above blade in a state of protruding from the groove.

【図２２】ブレードの大きさが第３位で、溝内に入った
状態の切断面図。FIG. 22 is a cross-sectional view of a state in which the blade has the third size and is in the groove.

【図２３】同上のブレードが溝から突出した状態の切断
面図。FIG. 23 is a cross-sectional view of the same blade as above, protruding from the groove.

【図２４】ブレードが最小で、溝内に入った状態の切断
面図。FIG. 24 is a cross-sectional view showing a state in which the blade is the smallest and has entered the groove.

【図２５】同上のブレードが溝から突出した状態の切断
面図。FIG. 25 is a cross-sectional view showing a state in which the blade of the above is protruding from the groove.

【図２６】第２の実験結果を示した特性図。FIG. 26 is a characteristic diagram showing a second experimental result.

【図２７】従来例を示した図１と同様の切断面図。FIG. 27 is a sectional view similar to FIG. 1 showing a conventional example.

【図２８】回転体の斜視図。FIG. 28 is a perspective view of a rotating body.

【図２９】螺旋状の溝の切断面図。FIG. 29 is a sectional view of a spiral groove.

【図３０】ブレードの切断面図。FIG. 30 is a sectional view of the blade.

【図３１】ブレードのクリアランスを示した切断面図。FIG. 31 is a sectional view showing a clearance of a blade.

【図３２】ブレードの寸法変化量を示した説明図。FIG. 32 is an explanatory view showing the amount of dimensional change of the blade.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

９ 駆動要素（駆動手段） １７ シリンダ ２１ 回転体 ２３ オルダム機構 ３１ 螺旋状の溝 ３３ ブレード ３５ 作動室 Ｐｔ 溝巾方向 Ｐｈ 溝深さ方向 9 Drive element (drive means) 17 cylinders 21 rotating body 23 Oldham Organization 31 spiral groove 33 blade 35 working chamber Pt groove width direction Ph Groove depth direction

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) F04C 18/344 311 F04C 18/107 F04C 18/22 ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (58) Fields surveyed (Int.Cl. ⁷ , DB name) F04C 18/344 311 F04C 18/107 F04C 18/22

Claims (2)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】 シリンダと、前記シリンダの軸方向に沿
って偏心して配置され、その一部が前記シリンダの内周
面に接触した状態で前記シリンダと相対的に旋回可能な
円柱状の回転体と、回転体の外周に設けられ前記シリン
ダの吸込端側から吐出端側へ徐々に小さくなるピッチで
形成された螺旋状の溝と、この溝に出没自在に嵌挿され
ると共に前記シリンダの内周面に密着する外周面を有し
前記シリンダと回転体との間を複数の作動室に区画する
螺旋状のブレードとを有し、前記回転体の旋回時に、吸
込端側から流入した冷媒を吐出端側の作動室へ順次移送
させる流体圧縮機において、前記ブレードは、螺旋状の
溝の溝巾方向と、溝深さ方向の断面寸法比率に対して、
寸法比率の小さい側は大きい線膨張係数を有し、寸法比
率の大きい側は小さい線膨張係数を有し、かつ、ブレー
ド断面の寸法比率と線膨張係数の比率の積が少なくとも
１±０．２の範囲であることを特徴とする流体圧縮機。1. A and shea cylinder is arranged eccentrically in the axial direction of the cylinder, the rotation of the cylinder relatively pivotable cylindrical with its part in contact with the inner peripheral surface of the cylinder body and an outer circumferential said gradually becomes smaller spiral formed at a pitch grooves to the discharge end from the suction end of the cylinder is provided on the rotating body, of the cylinder with the inserted freely fitted retractable into the groove A spiral blade having an outer peripheral surface that is in close contact with the inner peripheral surface and partitioning the space between the cylinder and the rotating body into a plurality of working chambers, and at the time of turning of the rotating body, the refrigerant that has flowed in from the suction end side. In the fluid compressor that sequentially transfers the fluid to the working chamber on the discharge end side, the blade has a groove width direction of the spiral groove and a cross-sectional dimension ratio in the groove depth direction,
The side with a small dimensional ratio has a large linear expansion coefficient, the side with a large dimensional ratio has a small linear expansion coefficient, and the product of the dimensional ratio of the blade cross section and the linear expansion coefficient is at least 1 ± 0.2. A fluid compressor characterized in that 【請求項２】 ブレード断面の螺旋状の溝の溝巾方向と
溝深さ方向の寸法は、寸法の小さい側の線膨張係数が２
０×１０^-5／℃（３０〜１５０℃範囲の値）以下の四フ
ッ化エチレン樹脂又は四フッ化エチレンとパーフルオロ
アルキルビニルエーテル共重合樹脂の複合材料で構成し
たことを特徴とする請求項１記載の流体圧縮機。2. The dimensions of the spiral groove of the blade cross section in the groove width direction and the groove depth direction are such that the coefficient of linear expansion on the smaller side is 2
It is composed of a tetrafluoroethylene resin or a composite material of ethylene tetrafluoride and a perfluoroalkyl vinyl ether copolymer resin having a concentration of 0 × 10 ⁻⁵ / ° C. (value in the range of 30 to 150 ° C.) or less. The described fluid compressor.