JP5743019B1 - 圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上できると共に、製造および管理コストを低減できる圧縮機を提供する。【解決手段】シリンダ室（２２）の真円の内周面の内径をφＤs、ローラ部（２６）の真円の外周面の外径をφＤr、偏心部（１２２）の主軸（１２１）に対する偏心量をεとしたとき、（φＤs−φＤr）／２＜εを満たす。フロント側軸受部の中心（５２ａ）およびリア側軸受部の中心（６２ａ）は、シリンダ室（２２）の中心（２２ａ）に対して偏心している。フロント側軸受部およびリア側軸受部は、滑り軸受である。【選択図】図２

Description

この発明は、圧縮機に関する。

従来、圧縮機としては、特開２００３−２１４３６９号公報（特許文献１）に記載されたものがある。この圧縮機は、シリンダ室を有するシリンダと、偏心部を有するシャフトと、ローラ部を有するローラピストンとを備え、偏心部は、シリンダ室に位置し、ローラ部は、偏心部に嵌合していた。そして、ローラ部が、シリンダ室内を旋回することで、シリンダ室の冷媒は、圧縮されていた。

上記シリンダ室の内周面は、複数の曲率よりなる非円形に、形成され、運転中のローラ部の外周面とシリンダ室の内周面との径方向の隙間（以下、ＣＰ隙間という）を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減し効率を向上させていた。

特開２００３−２１４３６９号公報

ところで、上記従来の圧縮機では、上記シリンダ室の内周面は、複数の曲率よりなる非円形に、形成されているので、シリンダ室の内周面の加工には、高度なＮＣ制御（数値制御）された加工機が必要であり、コストがかかっていた。また、ＣＰ隙間が、ローラ部の１回転において、微少でかつ均一であることを保証するために、加工されたシリンダの形状の管理が、煩雑でコストがかかっていた。

そこで、この発明の課題は、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上できると共に、製造および管理コストを低減できる圧縮機を提供することにある。

上記課題を解決するため、この発明の圧縮機は、
内周面が実質的に円筒面であるシリンダ室を有するシリンダと、
主軸と、この主軸に対して偏心した偏心部とを有するシャフトと、
上記偏心部の外周面に内周面が嵌合すると共に、外周面が実質的に円筒面であって、上記シリンダ室内に配置されて公転するローラ部と、
上記ローラ部と共に、上記シリンダ室内を低圧室と高圧室とに仕切るブレード部と、
上記シリンダに固定され、上記主軸を支持する円筒面を有する軸受部と
を備え、
上記シリンダ室の上記内周面の内径をφＤs、上記ローラ部の上記外周面の外径をφＤr、上記偏心部の中心軸の上記主軸の中心軸に対する偏心量をεとしたとき、（φＤs−φＤr）／２＜εを満たし、
上記軸受部の上記円筒面の中心軸は、上記シリンダ室の上記内周面の中心軸に対して偏心しており、
上記軸受部は、滑り軸受であることを特徴としている。

この発明の圧縮機によれば、（φＤs−φＤr）／２＜εであるので、一見、運転中に上記ローラ部の外周面が上記シリンダ室の内周面にぶつかってしまうように見えるが、上記軸受部の上記円筒面の中心軸が、上記シリンダ室の内周面の中心軸に対して偏心し、かつ、上記軸受部は、滑り軸受であるので、運転中に、上記シャフトの主軸は、その主軸の外周面と上記軸受部の円筒面との間のクリアランスの分だけ移動するから、上記ローラ部の外周面は、シリンダ室の内周面にぶつからず、しかも、上記ローラ部の外周面とシリンダ室の内周面との径方向の隙間（以下、ＣＰ隙間という）を小さくすることができる。

また、上記シリンダ室の内周面は、実質的に円筒面であり、かつ、上記ローラ部の外周面が、実質的に円筒面であるので、シリンダ室の内周面の形状やローラ部の外周面の形状を複数の曲率よりなる非円形とする場合に比べて、製造および管理コストを低減できる。

したがって、運転中のローラ部の外周面とシリンダ室の内周面との隙間を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上できると共に、シリンダおよびローラピストンの製造および管理コストを低減できる。

また、一実施形態の圧縮機では、
上記軸受部の上記円筒面と、上記主軸の外周面との間のクリアランスは、上記シリンダ室の内周面に上記ローラ部が衝突しないように、上記主軸を移動させるだけの大きさである。

上記実施形態によれば、上記（φＤs−φＤr）／２＜εを満たし、かつ、上記軸受部の上記円筒面の中心軸が、上記シリンダ室の上記円筒面の中心軸に対して偏心していても、上記軸受部の上記円筒面と、上記主軸の外周面との間のクリアランスは、上記シリンダ室の内周面に上記ローラ部が衝突しないように、上記主軸を移動させるだけの大きさであるから、上記主軸は、そのクリアランスの分だけ移動可能で、上記ローラ部の外周面は、シリンダ室の内周面にぶつからず、しかも、上記ローラ部の外周面とシリンダ室の内周面との径方向の隙間を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上することができる。

また、一実施形態の圧縮機では、
上記ローラ部と上記ブレード部とは一体であって、ローラピストンを形成し、
上記ブレード部の両側面は、揺動ブッシュに揺動可能に支持されている。

上記実施形態の圧縮機は、上記ローラ部と上記ブレード部とが一体であるいわゆる揺動ピストン型圧縮機であるが、上記ローラ部の外周面は、シリンダ室の内周面にぶつからず、しかも、上記ローラ部の外周面とシリンダ室の内周面との径方向の隙間を小さくすることができて、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上することができる。

また、一実施形態の圧縮機では、
上記ローラ部と上記ブレード部とは別体であり、
上記ブレード部は、上記シリンダ室内に進退可能に突出し、
上記ブレード部の先端は、上記ローラ部の外周面に摺接している。

上記実施形態の圧縮機は、上記ローラ部と上記ブレード部とが別体であるいわゆる回転ピストン型圧縮機であるが、上記ローラ部の外周面は、シリンダ室の内周面にぶつからず、しかも、上記ローラ部の外周面とシリンダ室の内周面との径方向の隙間を小さくすることができて、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上することができる。

また、一実施形態の圧縮機では、
上記シリンダ室の上記内周面の中心軸に直交する断面において、
上記シリンダ室の上記中心軸を原点とし、
上記揺動ブッシュの揺動中心軸と上記シリンダ室の上記中心軸とを結ぶ直線、または、上記ローラ部とは別体の上記ブレード部の両側面の間の中心面と上記シリンダ室の上記中心軸とを結ぶ直線を、基準線とし、
上記原点から延びると共に、上記ローラ部の公転方向に旋回する動径の上記基準線に対する公転方向の角度を中心角度と定義して、
上記軸受部の上記円筒面の中心軸は、上記シリンダ室の上記内周面の中心軸に対して、上記中心角度が２７０°以上でかつ３６０°以下の角度範囲内に、偏心している。

この実施形態の圧縮機によれば、上記軸受部の上記円筒面の中心軸は、上記シリンダ室の上記内周面の中心軸に対して、上記中心角度が２７０°以上でかつ３６０°以下の角度範囲内に偏心している。

このように、上記軸受部の上記円筒面の中心軸は、上記シリンダ室の上記内周面の中心軸に対して、上記中心角度が２７０°以上でかつ３６０°以下の角度範囲内に偏心しているから、上記ローラ部の公転により、上記ローラ部が圧縮行程の最後に近くて最も高い冷媒の圧力を受ける上記中心角度が２７０°以上でかつ３６０°以下の角度範囲の公転角において、上記ローラ部は、上記シリンダ室の内周面の方向に偏心していることになって、上記シリンダ部の内周面と上記ローラ部の外周面との間のＣＰ隙間を低減できて、特に、高圧の冷媒の漏れ損失を有効に低減できる。

また、一実施形態の圧縮機では、
上記シリンダ室内に流入される冷媒は、Ｒ３２である。

この実施形態の圧縮機によれば、上記シリンダ室内に流入される冷媒は、Ｒ３２であるため、冷媒による環境負荷を少なくできる。

また、上記Ｒ３２は、圧縮により温度がより高くなりやすい性質を有するが、本実施形態では、この冷媒の漏れ、特に、高圧の冷媒の漏れを抑制できるから、高圧冷媒の吸い込み側への漏れに起因する冷媒の温度の上昇を低減できる。

また、この発明の圧縮機は、
シリンダ室を有するシリンダと、
主軸と、上記主軸に固定され上記シリンダ室に位置する偏心部とを有するシャフトと、
上記偏心部に嵌合するローラ部を有するローラピストンと、
上記シリンダに固定され、上記主軸を支持する軸受部と
を備え、
上記シリンダ室の真円の内周面の内径をφＤs、上記ローラ部の真円の外周面の外径をφＤr、上記偏心部の上記主軸に対する偏心量をεとしたとき、（φＤs−φＤr）／２＜εを満たし、
上記軸受部の中心は、上記シリンダ室の中心に対して偏心しており、
上記軸受部は、滑り軸受であることを特徴としている。

この発明の圧縮機によれば、（φＤs−φＤr）／２＜εであるので、一見、ローラ部がシリンダ室の内周面にぶつかってしまいそうに見えるが、軸受部の中心は、シリンダ室の中心に対して偏心しており、軸受部は、滑り軸受であるので、運転中に、シャフトは、軸受部とのクリアランスを移動する。これにより、ローラ部は、シリンダ室の内周面にぶつからず、しかも、ローラ部の外周面とシリンダ室の内周面との径方向の隙間（以下、ＣＰ隙間という）を小さくすることができる。また、シリンダ室の内周面は、真円であり、ローラ部の外周面は、真円であるので、シリンダ室の内周面の形状やローラ部の外周面の形状を複数の曲率よりなる非円形とする場合に比べて、製造および管理コストを低減できる。

したがって、運転中のローラ部の外周面とシリンダ室の内周面との隙間を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減し効率を向上できると共に、シリンダおよびローラピストンの製造および管理コストを低減できる。

また、一実施形態の圧縮機では、
上記主軸の中心方向からみて、上記シリンダ室の中心を原点とし、上記ローラピストンの上死点の中心角度を０°とし、上記ローラピストンの回転方向を正方向としたとき、
上記軸受部の中心は、上記シリンダ室の中心に対して、上記中心角度が２７０°以上でかつ３６０°以下の方向に、偏心している。

この実施形態の圧縮機によれば、上記軸受部の中心は、上記シリンダ室の中心に対して、上記中心角度が２７０°以上でかつ３６０°以下の方向に、偏心している。これにより、軸受部の中心を、圧縮される冷媒の圧力が高くなるローラピストンの回転角度の方向に、偏心させており、このローラピストンの回転角度におけるＣＰ隙間を低減でき、高圧の冷媒の漏れ損失を有効に低減できる。

また、一実施形態の圧縮機では、上記シリンダ室内に流入される冷媒は、Ｒ３２である。

この実施形態の圧縮機によれば、上記シリンダ室内に流入される冷媒は、Ｒ３２であるため、冷媒による環境負荷を少なくできる。Ｒ３２は、圧縮温度が高くなりやすい性質を有するが、本実施形態では、この冷媒の漏れを抑制できて、シリンダから吐出される冷媒の温度を低減できる。

この発明の圧縮機によれば、上記（φＤs−φＤr）／２ ＜ εを満たし、上記軸受部の円筒面の中心軸は、シリンダ室の円筒面である内周面の中心軸に対して偏心しており、かつ、上記軸受部は、滑り軸受であるので、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上できると共に、製造および管理コストを低減できる。

本発明の第１実施形態の圧縮機を示す縦断面図である。 圧縮要素の平面図である。 ローラピストンの回転角度とＣＰ隙間との関係を示すグラフである。 シリンダ部と軸受部との関係を示す断面図である。 ２シリンダ型の圧縮機のローラピストンの回転角度とＣＰ隙間との関係を示すグラフである。 この発明の第２実施形態の圧縮機の圧縮要素の平面図である。

以下、この発明を図示の実施形態により詳細に説明する。

（第１実施形態）
図１は、この発明の圧縮機の第１実施形態の縦断面図を示している。この圧縮機は、密閉容器１と、この密閉容器１内に配置された圧縮要素２と、上記密閉容器１内に配置され、上記圧縮要素２をシャフト１２を介して駆動するモータ３とを備えている。

この圧縮機は、いわゆる縦置きの高圧ドーム型の揺動ピストン型圧縮機であって、上記密閉容器１内に、上記圧縮要素２を下に、上記モータ３を上に、配置している。このモータ３のロータ６によって、上記シャフト１２を介して、上記圧縮要素２を駆動するようにしている。

上記圧縮要素２は、アキュームレータ１０から吸入管１１を通して冷媒ガスを吸入する。この冷媒ガスは、この圧縮機とともに、冷凍システムの一例としての空気調和機を構成する図示しない凝縮器、膨張機構、蒸発器を制御することによって得られる。冷媒としては、Ｒ３２を用いる。この場合、Ｒ３２からなる単一冷媒であってもよく、または、Ｒ３２を主成分とする混合冷媒であってもよい。

上記圧縮機では、上記圧縮要素２にて圧縮した高温高圧の冷媒ガスを、圧縮要素２から吐出して密閉容器１の内部に満たすと共に、モータ３のステータ５とロータ６との間の隙間を通して、モータ３を冷却した後、上記モータ３の上側に設けられた吐出管１３から外部に吐出するようにしている。

上記密閉容器１内の高圧領域の下部には、潤滑油が溜められた油溜まり部９が形成されている。この潤滑油は、油溜まり部９から、シャフト１２に設けられた油通路を通って、圧縮要素２やモータ３のベアリング等の摺動部に移動して、この摺動部を潤滑する。この潤滑油は、例えば、（ポリエチレングリコールやポリプロピレングリコール等の）ポリアルキレングリコール油や、エーテル油や、エステル油や、鉱油である。

上記モータ３は、ロータ６と、このロータ６の外周側を囲むように配置されたステータ５とを有する。

上記ロータ６は、円筒形状のロータコア６１０と、このロータコア６１０に埋設された複数の磁石６２０とを有する。ロータコア６１０は、例えば積層された電磁鋼板からなる。ロータコア６１０の中央の孔部には、上記シャフト１２が取り付けられている。磁石６２０は、平板状の永久磁石である。複数の磁石６２０は、ロータコア６１０の周方向に等間隔の中心角度で、配列されている。

上記ステータ５は、円筒形状のステータコア５１０と、このステータコア５１０に巻き付けられたコイル５２０とを有する。ステータコア５１０は、積層された複数の鋼板からなり、密閉容器１に、焼き嵌めなどによって、嵌め込まれている。コイル５２０は、ステータコア５１０の各ティース部にそれぞれ巻かれており、このコイル５２０は、いわゆる集中巻きである。

上記圧縮要素２は、上記シャフト１２を支持するフロント側軸受部５０およびリア側軸受部６０と、上記フロント側軸受部５０と上記リア側軸受部６０との間に配置されるシリンダ２１と、上記シリンダ２１内に配置されるローラピストン２５とを有する。

上記シリンダ２１は、密閉容器１の内周面に取り付けられている。シリンダ２１は、内周面２２ｂが実質的に円筒面であるシリンダ室２２を有する。上記フロント側軸受部５０は、リア側軸受部６０よりも、モータ３側（上側）に配置されている。フロント側軸受部５０は、シリンダ２１の上側の開口端に、固定され、リア側軸受部６０は、シリンダ２１の下側の開口端に、固定されている。

上記シャフト１２は、主軸１２１と、主軸１２１に固定されシリンダ室２２に位置する偏心部１２２とを有する。この偏心部１２２には、ローラピストン２５が、嵌合されている。ローラピストン２５は、シリンダ室２２に公転可能に配置され、シリンダ室２２を偏心回動して、シリンダ室２２の冷媒を圧縮する。

上記フロント側軸受部５０は、円板状の端板部５１と、この端板部５１の中央でシリンダ２１と反対側（上方）に設けられたボス部５２とを有し、上記主軸１２１を回転自在に支持する円筒面５０ｂを有する。上記ボス部５２は、シャフト１２の主軸１２１を支持している。フロント側軸受部５０は、滑り軸受であり、ボス部５２と主軸１２１との径方向の隙間に、潤滑油が介在している。

上記端板部５１には、上記シリンダ室２２に連通する吐出孔５１ａが設けられている。端板部５１に関してシリンダ２１と反対側に位置するように、端板部５１に吐出弁３１が取り付けられている。吐出弁３１は、例えば、リード弁であり、吐出孔５１ａを開閉する。

上記端板部５１には、シリンダ２１と反対側に、吐出弁３１を覆うように、カップ型のマフラカバー４０が取り付けられている。マフラカバー４０には、ボス部５２が貫通している。

上記マフラカバー４０の内部は、吐出孔５１ａを介して、シリンダ室２２に連通している。マフラカバー４０は、マフラカバー４０の内側と外側とを連通する孔部４３を有する。

上記リア側軸受部６０は、円板状の端板部６１と、この端板部６１の中央でシリンダ２１と反対側（下方）に設けられたボス部６２とを有し、上記主軸１２１を回転自在に支持する円筒面６０ｂを有する。ボス部６２は、シャフト１２の主軸１２１を支持している。リア側軸受部６０は、滑り軸受であり、ボス部６２と主軸１２１との径方向の隙間に、潤滑油が介在している。

図２は、上記圧縮要素２の平面図を示す。図２に示すように、上記ローラピストン２５は、ローラ部２６と、ローラ部２６の外周面に固定されたブレード部２７とを有する。

上記ブレード部２７でシリンダ室２２内を仕切っている。シリンダ室２２には、吐出孔５１ａと、吸入管１１が連通する吸入孔２１ａとが、開口する。

上記ブレード部２７は、シリンダ室２２を、吸入孔２１ａに通じる低圧室（吸入室）２２１と吐出孔５１ａに通じる高圧室（吐出室）２２２とに、区画する。すなわち、ブレード部２７の右側の室は、低圧室２２１を形成し、ブレード部２７の左側の室は、高圧室２２２を形成している。

上記ブレード部２７の両面には、半円柱状の揺動ブッシュ２８，２８が密着して、シールを行っている。ブレード部２７と揺動ブッシュ２８，２８との間は、潤滑油で潤滑を行っている。

上記揺動ブッシュ２８，２８は、シリンダ室２２に臨んで形成されたブッシュ嵌合穴２１ｂ内に回動自在に嵌合され、ブレード部２７を両側から挟んで揺動自在にかつ進退自在に支持する。

上記ローラ部２６は、偏心部１２２に嵌合する。偏心部１２２が、偏心回転することで、ローラ部２６は、このローラ部２６の外周面をシリンダ室２２の内周面に接して、公転する。

上記ローラ部２６は、シリンダ室２２内で公転するに伴って、ブレード部２７は、このブレード部２７の両側面を揺動ブッシュ２８，２８によって保持されて進退動する。すると、吸入管１１から低圧の冷媒ガスを低圧室２２１に吸入して、高圧室２２２で圧縮して高圧にした後、吐出孔５１ａから高圧の冷媒ガスを吐出する。この吐出孔５１ａから吐出された冷媒ガスは、マフラカバー４０の外側に排出される。

上記シリンダ室２２の内周面は、真円であり、上記ローラ部２６の外周面は、真円である。ここで、シリンダ室２２の内周面の内径をφＤsとし、ローラ部２６の外周面の外径をφＤrとし、偏心部１２２の中心１２２ａの主軸１２１の中心１２１ａに対する偏心量をεとしたとき、（φＤs−φＤr）／２＜εを満たす。

上記フロント側軸受部５０（ボス部５２）の中心５２ａおよび上記リア側軸受部６０（ボス部６２）の中心６２ａは、上記シリンダ室２２の中心２２ａに対して偏心している。なお、図２では、主軸１２１の中心１２１ａは、フロント側軸受部５０の中心５２ａおよびリア側軸受部６０の中心６２ａに一致しているが、厳密には、運転中、主軸１２１の中心１２１ａは、フロント側軸受部５０の中心５２ａおよびリア側軸受部６０の中心６２ａに対してずれた位置にある。

上記主軸１２１の中心１２１ａ方向からみて、上記シリンダ室２２の中心２２ａを原点とし、上記ローラピストン２５の上死点の中心角度を０°とし、上記ローラピストン２５の回転方向を正方向としたとき、フロント側軸受部５０の中心５２ａおよびリア側軸受部６０の中心６２ａは、シリンダ室２２の中心２２ａに対して、中心角度が２７０°以上でかつ３６０°以下の方向に、偏心している。ローラピストン２５の上死点とは、ブレード部２７がブッシュ嵌合穴２１ｂに最も進入した位置にあるときをいう。

上記吐出孔５１ａは、中心角度が２７０°〜３６０°の範囲で、３６０°に近い位置に、開口している。上記吸入孔２１ａは、中心角度が０°〜９０°の範囲で、０°に近い位置に、開口している。

上記圧縮機の構成を再度かいつまんで説明すると、図１および２に示すように、上記シリンダ２１のシリンダ室２２の内周面２２ｂは、実質的に円筒面であり、このシリンダ室２２内に、ローラピストン２５のローラ部２６を配置している。このローラピストン２５のローラ部２６とブレード部２７とは一体に形成されていて、この圧縮機はいわゆるスイング型の圧縮機である。上記ローラ部２６の外周面２６ｃは、実質的に円筒面である。上記ブレード部２７は、両側面を揺動ブッシュ２８，２８に挟まれながら、スイング（揺動）しつつ、シリンダ室２２内に向けて進退して、ローラ部２６をシリンダ室２２の内周面２２ｂに沿って公転可能にしている。

これにより、上記シリンダ室２２内は、ローラ部２６とブレード部２７とによって、低圧室２２１と高圧室２２２とに仕切られて、ローラ部２６の公転によって、圧縮作用が行われる。

一方、上記シャフト１２は、主軸１２１と、この主軸１２１に対して偏心した偏心部１２２とを有する。この偏心部１２２の外周面１２２ｂに、ローラ部２６の内周面２６ｂを回転可能に嵌合している。上記偏心部１２２の外周面１２２ｂと、ローラ部２６の内周面２６ｂとは、共に、円筒面である。

上記シリンダ２１の両端面に、フロント側とリア側の軸受部５０，６０を固定している。上記軸受部５０，６０は、夫々、シャフト１２の主軸１２１を回転自在に支持する円筒面５０ｂ，６０ｂを有する滑り軸受である。

上記シリンダ室２２の内周面２２ｂの内径をφＤs、上記ローラ部２６の外周面２６ｃの外径をφＤr、上記偏心部１２２の中心軸１２２ａの上記主軸１２１の中心軸１２１ａに対する偏心量をεとしたとき、（φＤs−φＤr）／２＜εを満たしている。

また、上記軸受部５０，６０の円筒面５０ｂ，６０ｂの中心軸５２ａ，６２ａは、上記シリンダ室２２の内周面２２ｂの中心軸２２ａに対して偏心している。

より詳しくは、図２に示すように、上記シリンダ室２２の内周面２２ｂの中心軸２２ａに直交する断面（図２の平面図と位置関係は同じ）において、上記シリンダ室２２の中心軸２２ａを原点とし、上記揺動ブッシュ２８，２８の揺動中心軸２８ａとシリンダ室２２の中心軸２２ａとを結ぶ直線を、基準線Ｌとし、上記原点２２ａから延びると共に、上記ローラ部２６の公転方向に旋回する図示しない動径の上記基準線Ｌに対する公転方向の角度を中心角度と定義して、上記軸受部５０，６０の円筒面５０ａ，６０ａの中心軸５２ａ，６２ａは、上記シリンダ室２２の上記内周面２２ｂの中心軸２２ａに対して、上記中心角度が２７０°以上でかつ３６０°以下の角度範囲内に、偏心している。

さらに、上記軸受部５０，６０の円筒面５０ｂ，６０ｂと、上記主軸１２１の外周面１２１ｂとの間のクリアランスは、上記シリンダ室２２の内周面２２ｂにローラ部２６が衝突しないように、上記主軸１２１を移動させるだけの大きさを有する。

上記構成の圧縮機によれば、（φＤs−φＤr）／２＜εであるので、一見、運転中に上記ローラ部２６の外周面２６ｃが上記シリンダ室２２の内周面２２ｂにぶつかってしまうように見えるが、上記軸受部５０，６０の上記円筒面５０ｂ，６０ｂの中心軸５２ａ，６２ａが、図４に示すように、上記シリンダ室２２の円筒面２２ｂの中心軸２２ａに対して偏心し、かつ、上記軸受部５０，６０は、滑り軸受であるので、運転中に、上記シャフト１２の主軸１２１は、その主軸１２１の円筒面１２１ｂと上記軸受部５０，６０の円筒面５０ｂ，６０ｂとの間のクリアランスの分だけ移動するから、上記ローラ部２６の外周面２６ｃは、シリンダ室２２の内周面２２ｂにぶつからず、しかも、上記ローラ部２６の外周面２６ｃとシリンダ室２２の内周面２２ｂとの径方向の隙間（ＣＰ隙間）を小さくすることができる。

また、上記シリンダ室２２の内周面２２ｂは、円筒面であり、かつ、上記ローラ部２６の外周面２６ｃが、円筒面であるので、シリンダ室２２の内周面２２ｂの形状やローラ部２６の外周面２６ｃの形状を複数の曲率よりなる非円形とする場合に比べて、製造および管理コストを低減できる。

したがって、運転中のローラ部２６の外周面２６ｃとシリンダ室２２の内周面２２ｃとの隙間を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上できると共に、シリンダ２１およびローラピストン２５の製造および管理コストを低減できる。

また、上記実施形態によれば、上記（φＤs−φＤr）／２＜εを満たし、かつ、上記軸受部５０，６０の上記円筒面５０ｂ，６０ｂの中心軸５２ａ，６２ａは、上記シリンダ室２２の上記円筒面２２ｂの中心軸２２ａに対して偏心していても、上記軸受部５０，６０の上記円筒面５０ｂ，６０ｂと、上記主軸１２１の外周面１２１ｂとの間のクリアランスは、上記シリンダ室２２の内周面２２ｂに上記ローラ部２６が衝突しないように、上記主軸１２１を移動させるだけの大きさであるから、上記主軸１２１が、そのクリアランスの分だけ移動して、上記ローラ部２６の外周面２６ｃは、シリンダ室２２の内周面２２ｂにぶつからず、しかも、上記ローラ部２６の外周面２６ｃとシリンダ室２２の内周面２２ｂとの径方向の隙間を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上することができる。

特に、上記圧縮機は、上記ローラ部２６とブレード部２７とが一体であるいわゆる揺動ピストン型圧縮機であるが、上記ローラ部２６の外周面２６ｃは、シリンダ室２２の内周面２２ｂにぶつからず、しかも、上記ローラ部２６の外周面２６ｃとシリンダ室２２の内周面２２ｂとの径方向の隙間を小さくすることができて、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上することができる。

また、図２に示すように、上記シリンダ室２２の内周面２２ｂの中心軸２２ａに直交する断面において、上記シリンダ室２２の中心軸２２ａを原点とし、上記揺動ブッシュ２８，２８の揺動中心軸２８ａとシリンダ室２２の中心軸２２ａとを結ぶ直線を基準線Ｌとし、上記原点２２ａから延びると共に、上記ローラ部２６の公転方向に旋回する図示しない動径の上記基準線Ｌに対する公転方向の角度を中心角度と定義して、上記軸受部５０，６０の円筒面５０ａ，６０ａの中心軸５２ａ，６２ａは、上記シリンダ室２２の上記内周面２２ｂの中心軸２２ａに対して、上記中心角度が２７０°以上でかつ３６０°以下の角度範囲内に、偏心しているから、上記ローラ部２６の公転により、上記ローラ部２６が圧縮行程の最後に近くて最も高い冷媒の圧力を受ける上記中心角度が２７０°以上でかつ３６０°以下の角度範囲の公転角において、上記ローラ部２６は、上記シリンダ部２１の円筒面２２ｂにより近づく方向に偏心していることになって、上記シリンダ室２２の内周面２２ｂと上記ローラ部２６の外周面２６ｃとの間のＣＰ隙間を低減できて、特に、高圧の冷媒の漏れ損失を有効に低減できる。

また、この実施形態の圧縮機によれば、上記シリンダ室２２内に流入される冷媒は、Ｒ３２であるため、冷媒による環境負荷を少なくできる。このＲ３２は、圧縮により温度がより高くなりやすい性質を有するが、前述の如く、この冷媒の漏れ、特に、高圧の冷媒の漏れを抑制できるから、高圧冷媒の吸い込み側への漏れに起因する冷媒の温度の上昇を低減できる。

上記構成の圧縮機によれば、（φＤs−φＤr）／２＜εであるので、一見、運転中にローラ部２６がシリンダ室２２の内周面にぶつかってしまうようにも思えるが、フロント側軸受部５０の中心５２ａおよびリア側軸受部６０の中心６２ａは、シリンダ室２２の中心２２ａに対して偏心しており、かつ、フロント側軸受部５０およびリア側軸受部６０は、滑り軸受であるので、運転中に、シャフト１２は、フロント側軸受部５０およびリア側軸受部６０とのクリアランスを移動する。これにより、ローラ部２６は、シリンダ室２２の内周面にぶつからず、しかも、ローラ部２６の外周面とシリンダ室２２の内周面との径方向の隙間（ＣＰ隙間）を小さくすることができる。

図２に示す平面図において、上記フロント側軸受部５０の円筒面５０ｂの中心（中心軸）５２ａおよびリア側軸受部６０の円筒面５０ｂの中心（中心軸）６２ａは、上記シリンダ室２２の内周面２２ｂの中心（中心軸）２２ａに対して、上記中心角度が２７０°以上でかつ３６０°以下の方向に、偏心している。これにより、フロント側軸受部５０の中心５２ａおよびリア側軸受部６０の中心６２ａを、圧縮される冷媒の圧力が高くなるローラピストン２５の回転角度の方向に、偏心させており、このローラピストン２５の回転角度におけるＣＰ隙間を低減でき、高圧の冷媒の漏れ損失を有効に低減できる。以下、具体的に説明する。

図３は、ローラピストン２５の回転角度とＣＰ隙間との関係を示すグラフである。実線は、実施例１を示し、点線は、実施例２を示し、仮想線は、比較例１を示す。

実施例１では、（φＤs−φＤr）／２＜εであり、フロント側軸受部５０の中心５２ａおよびリア側軸受部６０の中心６２ａが、シリンダ室２２の中心２２ａに対して、中心角度が２８０°の方向に、偏心している。実施例１によれば、運転中のＣＰ隙間の変化を抑えることができて、漏れ損失を低減できる。

実施例２では、（φＤs−φＤr）／２＜εであり、フロント側軸受部５０の中心５２ａおよびリア側軸受部６０の中心６２ａが、シリンダ室２２の中心２２ａに対して、中心角度が３００°の方向に、偏心している。実施例２によれば、運転中のＣＰ隙間の変化を抑えることができて、漏れ損失を低減できる。

比較例１では、（φＤs−φＤr）／２＞εであり、フロント側軸受部の中心およびリア側軸受部の中心が、シリンダ室の中心に対して、中心角度が２７０°の方向に、偏心している。比較例によれば、運転中のＣＰ隙間の変化が大きくなって、漏れ損失が大きくなる。 ここで、比較例において、（φＤs−φＤr）／２＞εとしているのは、従前では、加工精度がよくなく、シリンダ室の内径やローラ部の外径のばらつきが、大きかったためである。要するに、（φＤs−φＤr）／２＞εとしないと、ＣＰ隙間にて、この製品毎のばらつきを吸収できず、ローラ部がシリンダ室の内周面にぶつかるおそれがある。

これに対して、実施例１、２において、（φＤs−φＤr）／２＜εとしているのは、現在では、加工精度がよくなり、シリンダ室２２の内径やローラ部２６の外径のばらつきが、小さくなったためである。要するに、（φＤs−φＤr）／２＜εとしても、ＣＰ隙間にて、この製品毎のばらつきを吸収でき、ローラ部２６がシリンダ室２２の内周面にぶつかるおそれがない。

図５は、図示しない２シリンダ圧縮機のローラピストンの回転角度とＣＰ隙間との関係を示すグラフである。実線は、実施例３を示し、点線は、実施例４を示し、仮想線は、比較例２を示す。この２シリンダ圧縮機は、中間板の両側に２つのシリンダを設けて、シャフトが２つの偏心部を有する点が、図１の構成と異なるが、他の構成は、図１の構成と同様である。

また、実施例３および４、比較例２は、上記実施例１および２、比較例１に対応している。すなわち、実施例３および４、比較例２は、実施例１および２、比較例１の１シリンダ圧縮機を、２シリンダ圧縮機にしたものである。

図５から分かるように、実施例３および４も、実施例１および２が比較例１に比べてＣＰ隙間が大幅に減少しているのと同様に、比較例２に比べてＣＰ隙間が大幅に減少している。

また、上記構成の圧縮機によれば、図２に示すように、シリンダ室２２の内周面２２ｂは、真円であり、ローラ部２６の外周面２６ｃは、真円であるので、シリンダ室２２の内周面の形状やローラ部２６の外周面の形状を複数の曲率よりなる非円形とする場合に比べて、製造および管理コストを低減できる。要するに、シリンダ室２２の内周面の加工には、高度なＮＣ制御された加工機が必要でない。また、加工されたシリンダ２１の形状を管理しなくても、ＣＰ隙間を微少でかつ均一とできる。

したがって、上記構成の圧縮機によれば、運転中のローラ部２６の外周面２６ｃとシリンダ室２２の内周面２２ｂとの隙間を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減し効率を向上できると共に、シリンダ２１およびローラピストン２５の製造および管理コストを低減できる。

上記構成の圧縮機によれば、上記シリンダ室２２内に流入される冷媒は、Ｒ３２であるため、冷媒による環境負荷を少なくできる。Ｒ３２は、圧縮温度が高くなりやすい性質を有するが、本実施形態では、この冷媒の漏れを抑制できて、シリンダ２１から吐出される冷媒の温度を低減できる。

これに対して、冷媒が漏れ出ると、シリンダ２１から吐出される冷媒の温度が高くなる。この結果、圧縮機を構成する部材に対して、熱劣化や、熱膨張が発生して、品質が低下する。

（第２実施形態）
図６は、第２実施形態のいわゆる回転ピストン型圧縮機の要部である圧縮要素２００の平面図である。この第２実施形態の圧縮機は、図１，２および４に示す第１実施形態の圧縮機とは、圧縮要素２００の構成のみが、第１実施形態と異なり、他の構成部分は同じであるので、それらについては、図１および４を援用する。

図６に示す第２実施形態の圧縮要素２００について、図２に示す第１実施形態の圧縮要素２の構成部分と同じ構成部分については、図２に示す構成部分と同一参照番号を付して、詳しい説明を省略する。

図６に示すように、ローラ部２６１とブレード部２７１とは別体であり、上記ブレード部２７１は、バネ２７３および空気の圧力によって付勢されて、シリンダ２１０のシリンダ室２２０内に進退可能に突出し、上記ブレード部２７１の先端は、上記ローラ部２６１の円筒面である外周面２６１ｃに摺接している。

上記シリンダ室２２０の実質的に円筒面である内周面２２０ｂの内径をφＤs、上記ローラ部２６１の外周面２６１ｃの外径をφＤr、偏心部１２２の中心軸１２２ａの主軸１２１の中心軸１２１ａに対する偏心量をεとしたとき、（φＤs−φＤr）／２＜εを満たしている。

また、滑り軸受である軸受部５０，６０の円筒面５０ｂ，６０ｂの中心軸５２ａ，６２ａは、上記シリンダ室２２０の内周面２２０ｂの中心軸２２０ａに対して偏心している。

より詳しくは、図６に示すように、上記シリンダ室２２０の内周面２２０ｂの中心軸２２０ａに直交する断面（図６の平面図と位置関係は同じ）において、上記シリンダ室２２０の中心軸２２０ａを原点とし、上記ブレード部２７１の両側面の間の中心面と上記シリンダ室２２０の中心軸２２０ａとを結ぶ直線を、基準線Ｌとし、上記原点２２０ａから延びると共に、上記ローラ部２６０の公転方向に旋回する図示しない動径の上記基準線Ｌに対する公転方向の角度を中心角度と定義して、上記軸受部５０，６０の円筒面５０ａ，６０ａの中心軸５２ａ，６２ａは、上記シリンダ室２２０の上記内周面２２０ｂの中心軸２２０ａに対して、上記中心角度が２７０°以上でかつ３６０°以下の角度範囲内に、偏心している。

さらに、上記軸受部５０，６０の円筒面５０ｂ，６０ｂと、上記主軸１２１の外周面１２１ｂとの間のクリアランスは、上記シリンダ室２２０の内周面２２０ｂにローラ部２６が衝突しないように、上記主軸１２１を移動させるだけの大きさを有する。

上記構成の圧縮機によれば、（φＤs−φＤr）／２＜εであるので、一見、運転中に上記ローラ部２６０の外周面２６０ｃが上記シリンダ室２２０の内周面２２０ｂにぶつかってしまうように見えるが、上記軸受部５０，６０の上記円筒面５０ｂ，６０ｂの中心軸５２ａ，６２ａが、図６に示すように、上記シリンダ室２２０の内周面２２０ｂの中心軸２２０ａに対して偏心し、かつ、上記軸受部５０，６０は、滑り軸受であるので、運転中に、上記シャフト１２の主軸１２１は、その主軸１２１の円筒面１２１ｂと上記軸受部５０，６０の円筒面５０ｂ，６０ｂとの間のクリアランスの分だけ移動するから、上記ローラ部２６０の外周面２６０ｃは、シリンダ室２２０の内周面２２０ｂにぶつからず、しかも、上記ローラ部２６０の外周面２６０ｃとシリンダ室２２０の内周面２２０ｂとの径方向の隙間（ＣＰ隙間）を小さくすることができる。

また、上記シリンダ室２２０の内周面２２０ｂは、実質的に円筒面であり、かつ、上記ローラ部２６０の外周面２６０ｃが、実質的に円筒面であるので、シリンダ室２２０の内周面２２０ｂの形状やローラ部２６０の外周面２６０ｃの形状を複数の曲率よりなる非円形とする場合に比べて、製造および管理コストを低減できる。

したがって、運転中のローラ部２６０の外周面２６０ｃとシリンダ室２２０の内周面２２０ｂとの隙間を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上できると共に、シリンダ２１０およびローラ部２６０の製造および管理コストを低減できる。

また、上記（φＤs−φＤr）／２＜εを満たし、かつ、上記軸受部５０，６０の上記円筒面５０ｂ，６０ｂの中心軸５２ａ，６２ａは、上記シリンダ室２２０の上記内周面２２０ｂの中心軸２２０ａに対して偏心していても、上記軸受部５０，６０の上記円筒面５０ｂ，６０ｂと、上記主軸１２１の外周面１２１ｂとの間のクリアランスは、上記シリンダ室２２０の内周面２２０ｂに上記ローラ部２６０が衝突しないように、上記主軸１２１を移動させるだけの大きさであるから、上記主軸１２１が、そのクリアランスの分だけ移動して、上記ローラ部２６１の外周面２６１ｃは、シリンダ室２２０の内周面２２０ｂにぶつからず、しかも、上記ローラ部２６１の外周面２６１ｃとシリンダ室２２０の内周面２２０ｂとの径方向の隙間を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上することができる。

なお、この発明は上述の実施形態に限定されず、本発明の要旨を逸脱しない範囲で設計変更可能である。

上記実施形態では、フロント側軸受部およびリア側軸受部の中心を、シリンダ室の中心に対して、中心角度が２７０°以上でかつ３６０°以下の方向に、偏心させたが、中心角度が１８０°以上でかつ２７０°以下の方向に、偏心させてもよい。

上記実施形態では、冷媒として、Ｒ３２を用いたが、二酸化炭素や、ＨＣや、Ｒ４１０Ａ等のＨＦＣや、Ｒ２２等のＨＣＦＣ等の冷媒を用いてもよい。

上記実施形態では、シリンダの数量を１つまたは２つとしたが、シリンダの数量を２つ以上としてもよい。

上記実施形態では、ローラピストンにおいて、ブレード部をローラ部に一体に固定したが、ブレード部をローラ部と別体としてもよい。

上記実施形態では、シャフトの偏心部に関して、ローラピストンのローラ部を支持する軸受としての作用を説明していないが、偏心部をすべり軸受とすると、運転中に、ローラ部は、偏心部とのクリアランスを移動することになって、ローラ部は、益々、シリンダ室の内面にぶつからなくなる。

１ 密閉容器
２，２００ 圧縮要素
３ モータ
１２ シャフト
１２１ 主軸
１２１ａ 中心
１２２ 偏心部
１２２ａ 中心
２１，２１０ シリンダ
２２，２２０ シリンダ室
２２ａ，２２０ａ 中心
２５ ローラピストン
２６，２６１ ローラ部
２７，２７１ ブレード部
５０ フロント側軸受部
５１ 端板部
５２ ボス部
５２ａ 中心
６０ リア側軸受部
６１ 端板部
６２ ボス部
６２ａ 中心

Claims (6)

1. 内周面（２２ｂ，２２０ｂ）が実質的に円筒面であるシリンダ室（２２，２２０）を有するシリンダ（２１，２１０）と、
   主軸（１２１）と、この主軸（１２１）に対して偏心した偏心部（１２２）とを有するシャフト（１２）と、
   上記偏心部（１２２）の外周面（１２２ｂ）に内周面（２６ｂ，２６１ｂ）が嵌合すると共に、外周面（２６ｃ，２６１ｃ）が実質的に円筒面であって、上記シリンダ室（２２，２２０）内に配置されて公転するローラ部（２６，２６１）と、
   上記ローラ部（２６，２６１）と共に、上記シリンダ室（２２，２２０）内を低圧室（２２１）と高圧室（２２２）とに仕切るブレード部（２７，２７１）と、
   上記シリンダ（２１，２１０）に固定され、上記主軸（１２１）を支持する円筒面（５０ｂ，６０ｂ）を有する軸受部（５０，６０）と
   を備え、
   上記シリンダ室（２２，２２０）の上記内周面（２２ｂ，２２０ｂ）の内径をφＤs、上記ローラ部（２６，２６１）の上記外周面（２６ｃ，２６１ｃ）の外径をφＤr、上記偏心部（１２２）の中心軸（１２２ａ）の上記主軸（１２１）の中心軸（１２１ａ）に対する偏心量をεとしたとき、（φＤs−φＤr）／２＜εを満たし、
   上記軸受部（５０，６０）の上記円筒面（５０ｂ，６０ｂ）の中心軸（５２ａ，６２ａ）は、上記シリンダ室（２２，２２０）の上記内周面（２２ｂ，２２０ｂ）の中心軸（２２ａ，２２０ａ）に対して偏心しており、
   上記軸受部（５０，６０）は、滑り軸受であることを特徴とする圧縮機。
2. 請求項１に記載の圧縮機において、
   上記軸受部（５０，６０）の上記円筒面（５０ｂ，６０ｂ）と、上記主軸（１２１）の外周面（１２１ｂ）との間のクリアランスは、上記シリンダ室（２２，２２０）の内周面（２２ｂ，２２０ｂ）に上記ローラ部（２６，２６１）が衝突しないように、上記主軸（１２１）を移動させるだけの大きさであることを特徴とする圧縮機。
3. 請求項１または２に記載の圧縮機において、
   上記ローラ部（２６）と上記ブレード部（２７）とは一体であって、ローラピストン（２５）を形成し、
   上記ブレード部（２７）の両側面は、揺動ブッシュ（２８，２８）に揺動可能に支持されていることを特徴とする圧縮機。
4. 請求項１または２に記載の圧縮機において、
   上記ローラ部（２６１）と上記ブレード部（２７１）とは別体であり、
   上記ブレード部（２７１）は、上記シリンダ室（２２０）内に進退可能に突出し、
   上記ブレード部（２７１）の先端は、上記ローラ部（２６１）の外周面（２６１ｃ）に摺接していることを特徴とする圧縮機。
5. 請求項３または４に記載の圧縮機において、
   上記シリンダ室（２２，２２０）の上記内周面（２２ｂ，２２０ｂ）の中心軸（２２ａ，２２０ａ）に直交する断面において、
   上記シリンダ室（２２，２２０）の上記中心軸（２２ａ，２２０ａ）を原点とし、
   上記揺動ブッシュ（２８，２８）の揺動中心軸（２８ａ）と上記シリンダ室（２２）の上記中心軸（２２ａ）とを結ぶ直線、または、上記ローラ部（２６１）とは別体の上記ブレード部（２７１）の両側面の間の中心面と上記シリンダ室（２２０）の上記中心軸（２２０ａ）とを結ぶ直線を、基準線（Ｌ）とし、
   上記原点（２２ａ，２２０ａ）から延びると共に、上記ローラ部（２６，２６１）の公転方向に旋回する動径の上記基準線（Ｌ）に対する公転方向の角度を中心角度と定義して、
   上記軸受部（５０，６０）の上記円筒面（５０ａ，６０ａ）の中心軸（５２ａ，６２ａ）は、上記シリンダ室（２２，２２０）の上記内周面（２２ｂ，２２０ｂ）の中心軸（２２ａ，２２０ａ）に対して、上記中心角度が２７０°以上でかつ３６０°以下の角度範囲内に、偏心していることを特徴とする圧縮機。
6. 請求項１から５のいずれか１つに記載の圧縮機において、
   上記シリンダ室（２２，２２０）内に流入される冷媒は、Ｒ３２であることを特徴とする圧縮機。

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