JP3616056B2 - ロータリ圧縮機 - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、空気調和装置及び冷凍装置の冷媒圧縮等に使用されるロータリ圧縮機に係り、特に、ロータリ圧縮機のシリンダ形状に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、冷凍装置や空気調和装置などにおいては、蒸発器で蒸発したガス冷媒を吸入し、凝縮するために必要な圧力まで圧縮して冷媒回路中に高温高圧のガス冷媒を送り出す圧縮機が使用されている。このような圧縮機の一つとして、ロータリ圧縮機が知られている。
このロータリ圧縮機は、円筒形状のハウジングと、ハウジング内に配設されたモータと、このモータによって駆動されガス冷媒等の被搬送（圧縮）流体を圧縮するロータリ圧縮機構とを備えて構成されている。
【０００３】
ロータリ圧縮機構１０は、たとえば図７に示すように、モータの駆動シャフトに接合された回転シャフト（主軸）１と、回転シャフト１の偏心部（偏心シャフト）１ａに回転自在に嵌合されて軸中心から偏心されたロータ２と、ロータ２の外周面に１箇所で摺接する断面円形の空間を有しこの空間にロータ２を配置した状態でハウジング１１の内側に挿嵌されたシリンダ３と、シリンダ３の１カ所に溝を設置し、その中を往復自在に嵌合してロータ２と接触し、シリンダ３とロータ２で形成される空間を２つにわけるブレードと、シリンダ３の上端面に固定されてロータ２の上方で回転シャフト１を回転自在に支持する上部軸受４と、シリンダ３の下端面に固定されてロータ２の下方で回転シャフト１を回転自在に支持する下部軸受６とを備えている。
【０００４】
シリンダ３には、シリンダ室６内に形成される吸入室に向けてガスを吸入する吸入ポート７が開通され、上部軸受４には、吸入室から転じて形成される圧縮室からガスを吐出する吐出ポート８が開通されており、ロータ２はシリンダ３が上部軸受４，下部軸受５に上下から閉塞されることによって形成されるシリンダ室６に収容されている。
【０００５】
シリンダ室６は、ロータ２の外周面に向けて図示しないブレードが押し出されることによって、ブレードの一側方に設けられて吸入ポート７に連通する吸入室と、ブレードの他方側に設けられて吐出ポート８に連通する圧縮室とに仕切られている。
【０００６】
吸入ポート７はシリンダ室６の外周側壁面に開口し、シリンダ３及びハウジング１１を貫通して設けられている。この吸入ポート７には、吸入フィティング１２を介して吸入管１３が接続されている。なお、図中の符号１４はハウジング１１に溶接されたアウターパイプである。
【０００７】
吐出ポート８は上部軸受４を貫通する平面視円形の孔として形成されており、吐出ポート８の上面には所定の大きさ以上の圧力を受けた場合に解放される吐出弁９が設けられている。
【０００８】
上述した構成のロータリ圧縮機においては、吸入室側ではロータ２の摺接部が吸入ポート７を通過して吸入室を徐々に拡大しながら離れていき、吸入ポート７から吸入室内にガスを吸入する。一方、圧縮室側ではロータ２の摺動部が吐出ポート８へ圧縮室を徐々に縮小しながら近づいていき、所定圧力以上に圧縮された時点で吐出弁９が開いて吐出ポート８からガスを流出させる。
【０００９】
ところで、上述した従来のロータリ圧縮機においては、シリンダ室６の断面形状が真円となるように設計されている。しかしながら、現実には旋盤加工等による加工誤差が避けられないため、正確な真円、すなわち数学的な真円から加工誤差（現状は数μｍオーダー）の範囲内でわずかにはずれた非円形となっている。また、ロータ２の回転シャフト１は、上部軸受４，下部軸受５及びピン部軸受２ｂなど複数の軸受によって支持されている。このため、軸受内で回転する回転シャフト６の軸芯軌跡は、軸受隙間の影響を受けてたとえば図３に示すような非円形となる。従って、回転シャフト６が一回転した時にロータ２の外径（外周面）が描く包絡軌跡についても、軸芯軌跡の影響を受けて概ね数１０μｍオーダーのずれをもつ非円形となる。
【００１０】
一方、ロータリ圧縮機のようなローリングピストン型流体機械においては、ロータ２の外周面２ａとシリンダ室６の側壁面６ａとが接触することにより、特にブレード先端において焼き付きや摩耗の問題が発生するという懸念がある。このため、図８に示すように、外周面２ａと側壁面６ａとの間には微小隙間Ｗが設けられており、この微小隙間Ｗとシリンダ室６の高さＨとにより求められる漏れ面積Ｓの大小が圧縮機の効率に影響を及ぼすこととなる。
従って、ロータ２とシリンダ壁面とが互いに接触しないよう両者間の微小隙間Ｗを大きくすると、焼き付きや摩耗の問題は解消される反面、この微小隙間Ｗを通って高圧の圧縮室側から低圧の吸入室側へ流出する圧縮流体の量が増加するという問題が生じる。すなわち、せっかく圧縮した被搬送流体が微小隙間Ｗから漏れることによって損失（以下、「漏れ損失」と呼ぶ）が増すので、流体機械の効率を低下させるという新たな問題が生じてくる。
【００１１】
このため、上述した加工精度や回転シャフト６の軸芯軌跡を考慮し、ロータ２とシリンダ室６の壁面とが互いに接触しないような最小の微小隙間Ｗを確保できる部品が選択されている。
あるいは、ロータ２がシリンダ室６の側壁面６ａに最も接近したときに上述した微小隙間Ｗが最小となるように、軸芯軌跡に基づいて予め軸受の位置をシリンダ室６の中心からずらして組み立てる方法、いわゆる「偏心組立」と呼ばれる組立方法も実用化されている。
【００１２】
なお、内燃機関においては、運転による温度上昇でシリンダに熱歪みが生じた時、すなわち定常運転時のシリンダ形状が真円となるようにするため、常温におけるシリンダの断面形状を意図的に非円形に加工することが行われている。
【００１３】
【発明が解決しようとする課題】
上述した従来構造のロータリ圧縮機は、シリンダ室６の断面形状及びロータ２の包絡線が共に意図しない非円形となるため、微小隙間Ｗの設定にはこれらが考慮され、最悪の条件でも接触しないよう安全サイドに定められている。
このため、微小隙間Ｗは大きくなりがちであり、しかも、微小隙間Ｗはロータ２が１回転する間に回転角と共に変化する。従って、たとえば偏心組立を採用してロータ２が側壁面６ａに最も接近した状態で接触しない微小隙間Ｗを設定しても、それ以外の回転位置では微小隙間Ｗが必要以上に大きくなるという問題がある。従って、ロータ２が一回転する間に発生する漏れ量は、最小隙間Ｗの位置以外では大きくなるため、全体としての漏れ損失も増大して圧縮機の効率を低下させるという解決すべき課題がある。すなわち、シリンダ室６の断面形状を円形断面に設計するロータリ圧縮機では、最も接近した位置が最小の微小隙間Ｗとなって回転と共に大きくなるのは避けられないため、漏れ損失の低減には限界がある。
【００１４】
しかしながら、近年においては圧縮機により冷媒を循環させる空気調和装置等のさらなる高効率化が望まれており、これを達成するためにも圧縮機のさらなる高効率化が重要になっている。
本発明は、上記の事情に鑑みてなされたもので、漏れ損失を低減して効率を向上させることができるシリンダ室断面形状としたロータリ圧縮機の提供を目的としている。
【００１５】
【課題を解決するための手段】
本発明は、上記課題を解決するため、以下の手段を採用した。
請求項１に記載のロータリ圧縮機は、シャフト偏心部に回転自在に嵌合されたロータがシリンダ室内を旋回し、シリンダに溝を設置しその中に往復が可能な隙間をもって嵌合されたブレードとにより密閉空間を形成することにより被搬送流体の吸入及び圧縮を行うシングルブレードのロータリ圧縮機において、前記シリンダ室が、前記ロータの外径の包絡軌跡に任意の設定隙間（δ）を加えた複数の曲率よりなる非円形の断面形状を備えていることを特徴とするものである。
【００１６】
このようなロータリ圧縮機によれば、シリンダ室の断面形状をロータ外径の包絡軌跡に任意の設定隙間（δ）を加えた複数の曲率よりなる非円形としたので、軸芯軌跡等の影響によってロータの包絡軌跡が非円形となっても、ロータが一回転する間の微小隙間Ｗを一定の設定隙間（δ）に保つことが可能になる。
【００１７】
請求項２記載のロータリ圧縮機は、シャフト偏心部に回転自在に嵌合されたロータがシリンダ室内を旋回し、シリンダに溝を設置しその中に往復が可能な隙間をもって嵌合されたブレードとにより密閉空間を形成することにより被搬送流体の吸入及び圧縮を行うシングルブレードのロータリ圧縮機において、前記シリンダ室が、前記ロータの外径の包絡軌跡に任意の設定隙間（δ）及び加工誤差（Δδ）を加えた非円形の断面形状であることを特徴とするものである。
【００２０】
このようなロータリ圧縮機によれば、シリンダ室の断面形状をロータ外径の包絡軌跡に任意の設定隙間（δ）及び加工誤差（Δδ）を加えた複数の曲率よりなる非円形としたので、軸芯軌跡等の影響によってロータの包絡軌跡が非円形となっても、ロータが一回転する間の微小隙間Ｗを一定の値（設定隙間δ＋加工誤差Δδ）に維持することができる。この場合、加工誤差（Δδ）が反映されているので、全周にわたって最小の微小隙間Ｗを維持することができる。
【００２３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明に係るロータリ圧縮機の一実施形態を図１ないし図６に基づいて説明する。
ロータリ圧縮機２０は、図１に示すように円筒形状のハウジング２１と、ハウジング２１内に配設されたモータ２２と、モータ２２によって駆動されて冷媒のガス（被搬送流体）を圧縮する全密閉型のロータリ圧縮機構２３とを備えて構成された単気筒の圧縮機である。
【００２４】
ハウジング２１は、筒状部２１ａの上下に底部２１ｂ及び蓋部２１ｃが溶接されて閉塞された中空円筒形状を有している。筒部２１ａには、ロータリ圧縮機構２３に吸入フィティング２４ａを介して接続された吸入管２４の一端が貫通状態に配設され、蓋部２１ｃには、図示しない冷却機構（冷凍サイクル）に接続された吐出管２５が貫通状態に配設されている。なお、図中の符号２１ｄは吸入フィティング２４ａを通すアウターパイプであり、筒部２１ａに溶接されている。
【００２５】
モータ２２は、固定子２２ａがハウジング２１に固定され、回転子２２ｂが固定された駆動シャフト２６の下端を下方に位置するロータリ圧縮機構２３に向けて延出させている。
ロータリ圧縮機構２３は、中空の駆動シャフト２６の下端に圧入された回転シャフト２７と、回転シャフト２７に対して偏心部（偏心シャフト）２７ａに固定されたロータ２８と、ロータ２８の外周面２８ａと１箇所で直線状に摺接する非円形断面形状の空間（後述するシリンダ室３４となる）を有しこの空間にロータ２８を配置した状態でハウジング２１に溶接されたシリンダ２９と、シリンダ２９の上端面に固定されてロータ２８の上方で回転シャフト２７を回転自在に支持する上部軸受３０と、シリンダ２９の下端面に固定されてロータ２８の下方で回転シャフト２７を回転自在に支持する下部軸受３１とを備えている。
なお、回転シャフト２７の偏心部２７ａと接しているロータ２８の内周面をピン部軸受２８ｂと呼ぶ。
【００２６】
回転シャフト２７は、下部軸受２３から下端を突出させた状態で支持されている。この回転シャフト２７の下端部には、中空の内部に潤滑油を供給する油ポンプ機構３２が設けられ、ハウジング２１の底部には潤滑油の油だまり３３が形成されている。
【００２７】
ロータ２８は、シリンダ２９に設けられた非円形断面の空間が上部軸受３０及び下部軸受３１に閉塞されることによって形成されるシリンダ室３４に収容されている。なお、シリンダ室３４の非円形断面形状については、後に詳細に説明する。
シリンダ室３４を形成するシリンダ２９の内側面には、図２に示すようにスロット孔２９ａが形成され、このスロット孔２９ａにはロータ２８の厚みとほぼ同じ長さの一辺を有するブレード３５がこの一辺をシリンダ室３４に対して出没自在となるように嵌挿され、ブレード３５の背後にはブレード３５をシリンダ室３４に向けて押し出すばね体３６が配設されている。ブレード３５はロータ２８の厚み方向の長さとほぼ同じ長さの一辺を有する板状部材であり、ばね体３６に付勢されることでその一辺（先端部）をロータ２８の外周面に向けて押しつけるようになっている。
【００２８】
さらに、シリンダ室３４を形成するシリンダ２９には、ブレード３５からロータ２８の回転方向前方に位置して吸入管２４に連通する吸入ポート３７が開通され、上部軸受３０には、ブレード３５からロータ２８の回転方向後方に位置して吐出管２５に通じる吐出ポート３８が開通されている。シリンダ室３４は、ロータ２８の外周面にブレード３５の先端部が押しつけられることによって、ブレード３５の一側方に設けられて吸入ポート３７に連通する吸入室と、ブレード３５の他側方に設けられて吐出ポート３８に連通する圧縮室とに仕切られている。
【００２９】
吐出ポート３８は上部軸受３０を貫通する平面視円形の孔として形成されており、上部軸受３０の上面を覆うカバー３９によって形成された上部マフラ室４０に連通している。
そして、上部マフラ室４０側に開口する吐出ポート３８には、所定の大きさ以上の圧力を受けた場合に解放される吐出弁４１が設けられている。
【００３０】
また、このロータリ圧縮機２０には、冷却機構を流通してきたガスから、このガス中に微量に含まれる潤滑油を分離する目的で、アキュムレータ５０が設けられている。
このアキュムレータ５０は、ガスを流通する配管に接続された筒状容器５１を有している。吸入管２４の他端は、筒状容器５１の内部上方で上向きに開口している。なお、図中の符号５２は、アキュムレータ５０の内部にガスを導入する配管の接続部である。
【００３１】
さて、本発明のロータリ圧縮機２０では、上述したシリンダ室３４の断面形状を意図的に複数の曲率よりなる非円形断面に設計する。以下では、シリンダ室３４の非円形断面形状について具体的に説明する。
図３（ａ）〜（ｃ）には、上部軸受３０及びピン部軸受２８ｂの軸芯軌跡について、荷重条件の異なる３種類（荷重Ａ＜荷重Ｂ＜荷重Ｃ）が例示されている。この図では、（ａ）に上部軸受３０の軸芯軌跡が示され、（ｂ）にピン部軸受２８ｂの軸芯軌跡が示され、（ｃ）には原点０及びロータリ圧縮機の回転方向（回転角度θ）の説明図が示されている。
【００３２】
図３（ａ），（ｂ）の軸芯軌跡は、図３（ｃ）に示すように、上部軸受３０及び下部軸受３１の中心が原点０とされ、ロータ２８の回転角度θはブレード３５の位置を基準（回転角度θ＝０）としている。なお、回転角度θはロータ２８が反時計方向へ回転する場合を回転角正とし、ｘ軸の正方向はブレード３５の方向（回転角度θ＝０の方向）とし、ｙ軸の正方向は回転角度θ＝２７０°の方向とする。
【００３３】
ここで、上部軸受３０の軸芯軌跡をＳｕ（ｘ（θ），ｙ（θ））とする。
ｘ（θ）：回転角度θでのｘ座標
ｙ（θ）：回転角度θでのｙ座標
この軸芯軌跡Ｓｕは、図３（ａ）に示す例では、荷重が大きい条件になればなるほど、原点０からブレード３５とは反対側へずれた位置において非円形の旋回軌跡を描いている。
なお、図３（ａ）における円Ｒ１は上部軸受３０の軸受隙間円（軸が上部軸受に接触して回転した場合の最大軌跡円）を示している。
【００３４】
続いて、ピン部軸受２８ｂの軸芯軌跡をＳｐ（ｘ（θ），ｙ（θ））とする。この軸芯軌跡は上部軸受３０の軸芯軌跡Ｓｕを含んでいないピン部軸受２８ｂ単独の軌跡である。
ｘ（θ）：回転角度θでのｘ座標
ｙ（θ）：回転角度θでのｙ座標
この軸芯軌跡Ｓｐは、図３（ｂ）に示す例では、上述した軸芯軌跡Ｓｕと同様に、荷重が大きい条件になればなるほど、原点０からブレード３５とは反対側へ最大でδｐ程度ずれた位置において非円形の旋回軌跡を描いている。
なお、図３（ｂ）における円Ｒ２はピン部軸受隙間円を示している。
【００３５】
図４に示す図は、上述した上部軸受３０の軸芯軌跡Ｓｕとピン部軸受２８ｂの軸芯軌跡Ｓｐとを荷重条件別に合計したものであり、両軸芯軌跡の偏心量が各回転角度θ毎に加算されている。なお、図４における円Ｒ３は上部軸受隙間とピン部軸受隙間を足した円を示している。
そして、回転シャフト（主軸）２７の偏心量をε、ロータ２８のロータ半径をｒ_０ とすれば、ロータ２８の中心が旋回によって描く軌跡線Ｓ_ｒｏ（ｘ（θ），ｙ（θ））は、下記の式で与えられる。
Ｓ_ｒｏ＝Ｓｕ＋ε＋Ｓｐ
【００３６】
上記の数式は全てベクトル形式で表記したものであり、軌跡線Ｓ_ｒｏについて、下記〔数１〕のように表すことができる。
【数１】

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

ここで、φはピン部中心に対するロータ中心の移動方向角を示している。
【００３８】
本発明では、〔数２〕で与えられる複数曲率よりなる非円形（複合円）の包絡線Ｓｅの形状に設定隙間δを加えた形状、すなわち、包絡線Ｓｅよりも設定隙間δだけシリンダ室３４の内径（断面形状）を大きく設計するのが好ましい。このようにすれば、加工誤差が全くない場合には全ての回転角度θにおいて隙間が設定隙間δとなる。なお、設定隙間δは、０以上（δ≧０）の正の値とする。
【００３９】
また、実際には加工誤差Δδが発生するため、〔数２〕で与えられる複数曲率よりなる非円形の包絡線Ｓｅの形状に対し、設定隙間δ及び加工誤差Δδを共に加算した形状とするのがより好ましい。この結果、シリンダ室３４の内径（断面形状）は包絡線Ｓｅより設定隙間δ及び加工誤差Δδ分だけ大きく設計され、これにより、加工誤差を考慮してロータ２８がシリンダ室３４と干渉することのない最適な最小の隙間を全ての回転角度に与えることができる。なお、設定隙間δ及び加工誤差Δδの和は、全ての回転角度で０以上（δ＋Δδ≧０）の正の値となるように設定する。
【００４０】
図５は、上述した本発明の包絡線Ｓｅに基づく複合円シリンダ形状を異なる３つの荷重条件Ａ，Ｂ，Ｃ毎に算出して示したものであり、基準となる真円シリンダに対する非円形の程度が一目で分かるように例示されている。
図示の例では、９０°方向の切削量を真円シリンダよりも意識的に１８μｍ程度多くしてシリンダ室３４を広げてあり、換言すれば、９０°方向の曲率半径を真円より大きくしたシリンダ形状としてある。また、２７０°方向については、反対に切削量を真円シリンダよりも意識的に４〜１６μｍ程度少なくしてシリンダ室３４を狭めてあり、換言すれば、２７０°方向の曲率半径を真円より小さくしたシリンダ形状としてある。
なお、他の回転角度方向においても、ロータ２８の外径（外周面）による包絡線Ｓｅに基づいて、切削量（曲率半径）を適宜変化させてシリンダ室３４の形状を定めている。
【００４１】
従って、上述した包絡線Ｓｅに基づく複合円シリンダ形状は、少なくとも二つの曲率半径よりなる複数曲率の複合円形状となっている。このような複合円形状は、たとえばエンドミル等の工具を用いて加工することができる。
なお、図３及び図４に例示した軸芯軌跡の偏心方向や偏心量、図５に示した真円に対する切削量などの数値はあくまでも一例にすぎず、使用する軸受や運転圧力等の諸条件によって逐次変化するものである。
【００４２】
上述した複合円シリンダ形状とすれば、上部軸受３０等の軸芯軌跡の影響を受けてロータ２８が実際に旋回運動する包絡線Ｓｅに合わせたシリンダ室３４の断面形状となるため、図６に示すように、回転角度θに対応する複合円シリンダの隙間Ｗａは常に一定となる。この結果、漏れ面積Ｓを全周にわたって最小に維持することができるので、ロータリ圧縮機２０の漏れ損失を低減して効率を向上させることができる。
【００４３】
この場合、包絡線Ｓｅに設定隙間δを加算した断面形状を採用すれば、
隙間（Ｗａ）＝設定隙間（δ）≧０となり、加工誤差がなければ全周にわたってこの隙間Ｗａが維持される。
また、包絡線Ｓｅに設定隙間δ及び加工誤差Δδを共に加算した断面形状を採用すると、隙間（Ｗａ）＝設定隙間（δ）＋加工誤差（Δδ）≧０となり、最も厳しい条件の加工誤差Δδを考慮した場合でも最低限隙間Ｗａを確保してロータ２８の干渉を防止することができる。
【００４４】
また、この図６によれば、従来の真円シリンダでは回転角度θが１８０°を過ぎたあたりで最も隙間が小さくなり、前後の回転角度θでは隙間が大きくなっているので、従来の問題点として説明したように、漏れ損失の面で不利になっていることが分かる。
【００４５】
以下、上記のように構成されたロータリ圧縮機２０を作動させ、ガスを圧縮、搬送する過程について説明する。
まず、モータ２２を作動させると、駆動シャフト２６に連結された回転シャフト２７が回転してロータ２８も回転を開始する。ロータ２８はシリンダ室３４内で偏心回転運動を行い、これに伴って吸入管２４から吸入室にガスが吸入されると同時に圧縮室内に既に吸入されたガスが除々に圧縮される。この時、ロータ２８の包絡線Ｓｅに合わせた断面形状のシリンダ室３４となっているので、回転角度θが０〜３６０°の全周にわたって漏れ面積Ｓが小さくなっており、結果として漏れ損失が抑制される。
【００４６】
圧縮室内で圧縮されたガスは、吐出ポート３８から吐出弁４１を押し上げて上部マフラ室４０に流入し、その脈動成分が除去される。上部マフラ室４０に流入したガスはカバー３９に穿設された図示しない透孔を通過し、モータ２２の下方に流入して膨張することによってその脈動成分がさらに除去される。モータ２２の下方に流入したガスは、固定子２２ａと回転子２２ｂとのエアギャップおよび固定子２２ａとハウジング２１との間に形成されたガス通路を通過し、モータ２２の上方に流入して膨張することによってその脈動成分がさらに除去される。
こうしてモータ２２の上方に流入したガスは吐出管２５に流入し、図示しない冷却機構に向けて搬送される。
【００４７】
一方、冷却機構を流通してきたガスはアキュムレータ５０に流入し、微細な油滴（ミスト状）となってガス中に散在している潤滑油が分離される。
また、油だまり３３に溜まった潤滑油は、油ポンプ機構３２の回転運動によって生じるポンプ作用に促されて回転シャフト２７の内部を上方に向けて移動し、図示しない供給路からシリンダ室３４内のロータ２８とシリンダ２９との摺動箇所に供給されるとともに回転シャフト２７の上端から噴出してロータリ圧縮機構２３を冷却する。
【００４８】
ところで、上述した複数の曲率よりなる非円形断面のロータリ圧縮機２０は、特にシリンダ室３４の断面形状が非円形であるため、その加工及び組立を正確に実施するための基準が必要となる。図２に示す例では、シリンダ２９の上面に、シリンダ室３４を挟んだ対角位置にドリル加工した２箇所の基準位置加工部６０を設けてある。
このような基準位置加工部６０を設けることにより、たとえば図示省略の位置決めピンを基準位置加工部６０に挿入してシリンダ２９に対する上部軸受３０等の位置決めをするなど、加工基準や組立基準として利用することができる。
【００４９】
上述した基準位置加工部６０は、上述した例に限定されることはなく、たとえば基準位置加工部６０として矩形状の溝部または突起部を設けることも可能である。この場合、正方形を除く矩形状は２方向の位置決めが可能なため、適当な１箇所に設けた基準位置加工部６０とすることができる。
なお、基準位置加工部６０の設置位置、形状及び数については、特に限定されるものではない。
【００５０】
以上説明したように、本発明のロータリ圧縮機２０は、特に回転シャフト２７を支持する軸受の軸芯軌跡が真円を描かないことに起因し、ロータ２８の包絡線が非円形となって漏れ損失を大きくしているという課題の解決を主目的として複数の曲率よりなる非円形断面を採用するものである。
また、上述したロータリ圧縮機２０においては、軸芯軌跡の影響に比べるとかなり小さな値となるものの、高温となる高圧側（圧縮室側）と温度の低い低圧側（吸入室側）との温度差による熱歪みや、シリンダ２９をハウジング２１に溶接して固定する際の溶接歪みの影響もあるため、これらを含めてシリンダ室３４に最適な非円形断面形状を決めることも可能である。
【００５１】
以上の説明では、単気筒のロータリ圧縮機２０について説明したが、本発明は単気筒に限定されることはなく、２気筒以上の複数気筒を有するロータリ圧縮機への適用も可能なことはいうまでもない。
また、本発明の構成は上述した実施形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において適宜変更することができる。
【００５２】
【発明の効果】
上述した本発明のロータリ圧縮機によれば、ロータリ室の断面形状を複数の曲率よりなる非円形としたので、全周にわたって隙間を最小とし、漏れ面積Ｓ及び漏れ損失を低減することができる。このようにして漏れ損失が低減されると、定格及び中間性能条件における運転効率が数％向上し、特に、漏れ損失の比率が大きくなる高圧力差条件では、より一層の運転効率向上が期待できる。
【００５３】
また、ロータ外径の包絡軌跡に任意の設定隙間δを加えた断面形状とすれば、全周にわたって所望の隙間δを維持することができるので、良好な運転効率を得ることができる。そして、設定隙間δに加工誤差Δδをさらに加えた断面形状とすれば、加工誤差を反映してロータと干渉することがなく、しかも、漏れ損失の小さい最適な断面形状となってより一層良好な運転効率を得ることができる。
【００５４】
そして、基準位置加工部を設けたことにより、非円形断面としたシリンダ室の加工、そして、上部軸受等を所定位置に組み込む作業を容易かつ正確に行うことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係るロータリ圧縮機の一実施形態を示す側方断面図である。
【図２】ロータリ圧縮機構の構成例を示す横断面図である。
【図３】軸芯軌跡の一例を示す図で、（ａ）は上部軸受の軸芯軌跡を示す図、（ｂ）はピン部軸受の軸芯軌跡を示す図、（ｃ）は軸受の原点及びロータの回転角度θに関する説明図である。
【図４】図３（ａ）及び（ｂ）に示した上部軸受及びピン部軸受の軸芯軌跡を合計して示した図である。
【図５】本発明による非円形（複合円）断面のシリンダ形状例を示す図である。
【図６】図５に示した複合円シリンダ及び従来の真円シリンダについて、ロータの回転角度θと隙間との関係を示す図である。
【図７】ロータリ圧縮機構の従来例を示す要部断面図である。
【図８】漏れ面積Ｓを示す説明図である。
【符号の説明】
２０ ロータリ圧縮機
２１ ハウジング
２２ モータ
２３ ロータリ圧縮機構
２４ 吸入管
２５ 吐出管
２７ 回転シャフト
２７ａ 偏心部（偏心シャフト）
２８ ロータ
２８ａ 外周面
２８ｂ ピン部軸受
２９ シリンダ
３０ 上部軸受
３１ 下部軸受
３４ シリンダ室
３５ ブレード
３７ 吸入ポート
３８ 吐出ポート
６０ 基準位置加工部
Ｓ 漏れ面積
Ｈ シリンダ高さ

Claims (2)

1. シャフト偏心部に回転自在に嵌合されたロータがシリンダ室内を旋回し、シリンダに溝を設置しその中に往復が可能な隙間をもって嵌合されたブレードとにより密閉空間を形成することにより被搬送流体の吸入及び圧縮を行うシングルブレードのロータリ圧縮機において、
   前記シリンダ室が、前記ロータ外径の包絡軌跡に任意の設定隙間（δ）を加えた複数の曲率よりなる非円形の断面形状を備えていることを特徴とするロータリ圧縮機。
2. シャフト偏心部に回転自在に嵌合されたロータがシリンダ室内を旋回し、シリンダに溝を設置しその中に往復が可能な隙間をもって嵌合されたブレードとにより密閉空間を形成することにより被搬送流体の吸入及び圧縮を行うシングルブレードのロータリ圧縮機において、
   前記シリンダ室が、前記ロータ外径の包絡軌跡に任意の設定隙間（δ）及び加工誤差（Δδ）を加えた非円形の断面形状を備えていることを特徴とするロータリ圧縮機。

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