WO2013179677A1 - ロータリ圧縮機 - Google Patents

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WO2013179677A1
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piston
rotary compressor
peripheral surface
gap
crankshaft
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大輔 船越
裕文 吉田
雄司 尾形
優 塩谷
啓晶 中井
健 苅野
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パナソニック株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/30—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C18/34—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C18/356—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member
    • F04C18/3562—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member the inner and outer member being in contact along one line or continuous surfaces substantially parallel to the axis of rotation
    • F04C18/3564—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member the inner and outer member being in contact along one line or continuous surfaces substantially parallel to the axis of rotation the surfaces of the inner and outer member, forming the working space, being surfaces of revolution
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/008—Hermetic pumps

Definitions

  • the present invention relates to a rotary compressor used for an air conditioner, a refrigerator, a blower, a water heater, and the like.
  • a compressor that sucks gas refrigerant evaporated in an evaporator, compresses it to the pressure necessary for condensation, and discharges high-temperature and high-pressure refrigerant into the refrigerant circuit has been used.
  • a rotary compressor is known as one of such compressors.
  • FIG. 18 is a cross-sectional view of a main part of a conventional rotary compressor.
  • the rotary compressor has an electric motor (not shown) and a compression mechanism unit 3 connected by a crankshaft 31 and accommodated in the sealed container 1.
  • the compression mechanism unit 3 includes a compression chamber 39, a piston 32, and a vane (not shown).
  • the compression chamber 39 is formed by a cylinder 30 and an upper bearing 34 and a lower bearing 35 that close both end surfaces of the cylinder 30.
  • the piston 32 is in the compression chamber 39 and is fitted to the eccentric portion 31 a of the crankshaft 31 supported by the upper bearing 34 and the lower bearing 35.
  • the vane contacts the piston outer peripheral surface 32a of the piston 32, reciprocates following the eccentric rotation of the piston 32, and partitions the inside of the compression chamber 39 into a low pressure portion and a high pressure portion.
  • the cylinder 30 is opened with a suction port 40 for sucking gas toward the low pressure portion in the compression chamber 39.
  • the upper bearing 34 is opened with a discharge port 38 that discharges gas from a high-pressure portion formed by turning from a low-pressure portion in the compression chamber 39.
  • the piston 32 is accommodated in a compression chamber 39 formed by an upper bearing 34 and a lower bearing 35 and a cylinder 30 that is closed by these.
  • the discharge port 38 is formed as a circular hole passing through the upper bearing 34 in plan view.
  • a discharge valve 36 is provided on the upper surface of the discharge port 38 that is released when a pressure of a predetermined magnitude or more is applied.
  • a cup muffler 37 is provided above the upper bearing 34 to mute the discharged gas.
  • the piston outer peripheral surface 32a and the cylinder inner peripheral surface 30a are in strong contact with each other, causing problems such as seizure and wear, and increasing the input to lower the efficiency of the compressor. There is concern to do. For this reason, as shown in FIG. 16, a minimum gap W during operation is provided between the piston outer peripheral surface 32a and the cylinder inner peripheral surface 30a.
  • the size of the leakage area S determined by the minimum gap W during operation and the height H of the compression chamber 39 affects the efficiency of the compressor.
  • the minimum gap W during operation is set large, the amount of the compressed fluid flowing out from the high pressure portion to the low pressure portion through the minimum gap W during operation increases. For this reason, the compressed refrigerant gas leaks from the minimum gap W during operation and increases the loss (hereinafter referred to as “leakage loss”), thereby reducing the efficiency of the compressor.
  • the minimum clearance W during operation is set large so that the piston outer peripheral surface and the cylinder inner peripheral surface do not come into strong contact with each other, so that problems of seizure and wear are eliminated and sliding loss is reduced.
  • FIG. 17 is a schematic diagram showing a cylinder shape of a non-circular (composite circle) cross section in a conventional rotary compressor described in Patent Document 1.
  • the compression chamber has a non-circular cross-sectional shape composed of a plurality of curvatures.
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, without deteriorating the reliability, thoroughly reducing the leakage loss from the minimum gap W during operation, and without increasing the sliding loss.
  • the purpose is to further increase the efficiency of the compressor.
  • the invention relating to the rotary compressor according to claim 1 comprises an electric motor and a compression mechanism in a sealed container, and the compression mechanism connected to the electric motor by a crankshaft includes a cylinder and both end faces of the cylinder.
  • Upper and lower bearings closed from above and below to form a compression chamber, a piston fitted in an eccentric part of the crankshaft provided in the cylinder, and provided in the cylinder following the eccentric rotation of the piston
  • Rotary compression comprising a vane that reciprocates in the slot to partition the compression chamber into a low pressure part and a high pressure part, a suction port that communicates with the low pressure part, and a discharge port that communicates with the high pressure part
  • the eccentric portion is disposed at a predetermined crank angle position from the vane position, and the piston is at the most eccentric position of the eccentric portion.
  • the minimum value ⁇ min of the gap ⁇ is set at a crank angle substantially opposite to the maximum load direction of the crankshaft during operation of the rotary compressor.
  • a first bearing gap is formed between the piston and the eccentric portion, and the upper bearing and the A second bearing gap is formed between the main shaft portion of the crankshaft, the crankshaft is moved by the first bearing gap in the load direction during operation at each crank angle, and the piston is operated.
  • the minimum clearance formed between the outer periphery of the piston and the imaginary line of the cylinder is ⁇
  • the crank angle is around 45 degrees and around 225 degrees.
  • the direction of the minimum value ⁇ min is set so that the minimum gap ⁇ is substantially equal.
  • the invention according to claim 3 is the rotary compressor according to claim 1 or 2, wherein the rotary compressor has two compression chambers.
  • the ⁇ min is about 5 ⁇ m to 10 ⁇ m.
  • the minimum gap W during operation increases at a crank angle opposite to the maximum load direction.
  • the minimum clearance ⁇ min is set in advance at the crank angle opposite to the maximum load direction, so that leakage can be reduced and high efficiency can be achieved. . Therefore, since the leakage gap can be reduced by reducing the minimum gap W during operation without increasing the sliding loss, the efficiency of the compressor can be further increased.
  • movement of a rotary compressor Cross-sectional view showing each gap during operation of the rotary compressor
  • size and direction of the load of a crankshaft in a 1 piston rotary compressor The figure which showed the locus
  • size and direction of the load of a crankshaft in a 2-piston rotary compressor The figure which showed the locus
  • the eccentric part of the crankshaft is arranged at a position of a predetermined crank angle from the position of the vane, and the piston is arranged at the eccentric part of the crankshaft.
  • the minimum value ⁇ min of the gap ⁇ is set at a crank angle substantially opposite to the maximum load direction of the crankshaft.
  • the crankshaft moves in the maximum load direction, so the minimum gap W during operation increases at a crank angle opposite to the maximum load direction.
  • the minimum clearance ⁇ min is set in advance at the crank angle opposite to the maximum load direction, the operating minimum clearance W is reduced. Therefore, leakage can be reduced and high efficiency can be achieved.
  • a first bearing gap is formed between the piston and the eccentric portion of the crankshaft during assembly, and the upper bearing and the crank
  • a second bearing gap is formed between the main shaft portion of the shaft, and at each crank angle, only the first bearing gap in the load direction during operation of the crankshaft and the second in the load direction during operation of the piston are provided.
  • the minimum gap W during operation near the crank angle of 45 degrees and 225 degrees is substantially equal, and the gap is balanced with the imaginary line in the load direction of the crankshaft being symmetrical. There is no sliding loss. Therefore, leakage from the minimum gap W during operation can be reduced and efficiency can be improved while suppressing a decrease in reliability such as wear and seizure.
  • the third embodiment of the present invention is a two-piston rotary compressor having two compression chambers in the rotary compressor according to the first or second embodiment.
  • the load direction of the two-piston rotary is substantially constant and the load is larger than that of the one-piston rotary. Therefore, leakage from the minimum gap W during operation can be reduced and efficiency can be improved while further suppressing deterioration in reliability such as wear and seizure.
  • ⁇ min is about 5 ⁇ m to 10 ⁇ m.
  • the gap is balanced with the imaginary line in the load direction of the crankshaft being symmetrical. Therefore, even if the minimum gap ⁇ min is excessively reduced, a large sliding loss does not occur at a crank angle of around 45 degrees and around 225 degrees during operation. Therefore, leakage from the minimum gap W during operation can be reduced and efficiency can be improved while suppressing a decrease in reliability such as wear and seizure.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a rotary compressor in one embodiment of the present invention
  • FIG. 6 is a plan view of a main part showing a compression chamber of the rotary compressor during operation.
  • the rotary compressor of the present embodiment houses the electric motor 2 and the compression mechanism 3 in the hermetic container 1.
  • the electric motor 2 and the compression mechanism unit 3 are connected by a crankshaft 31.
  • the electric motor 2 includes a stator 22 and a rotor 24.
  • the compression mechanism unit 3 includes a cylinder 30, a piston 32, a vane 33, an upper bearing 34 and a lower bearing 35.
  • the compression chamber 39 is formed by a cylinder 30 and an upper bearing 34 and a lower bearing 35 that close both end faces of the cylinder 30.
  • the piston 32 is accommodated in the compression chamber 39 and is fitted to an eccentric portion 31 a of the crankshaft 31 supported by the upper bearing 34 and the lower bearing 35.
  • the vane 33 reciprocates in the slot 33a provided in the cylinder 30 and always contacts the piston outer peripheral surface 32a, thereby partitioning the compression chamber 39 into a low pressure portion 39a and a high pressure portion 39b.
  • two spaces are formed by the vane 33 and the minimum gap W during operation.
  • the space connected to the suction port 40 becomes the low pressure part 39a, and the space connected to the discharge port 38 becomes the high pressure part 39b.
  • the minimum gap W during operation is a gap during operation that occurs at a position where the piston 32 is closest to the cylinder 30.
  • the suction port 40 is opened in the cylinder 30, and the suction port 40 sucks (supplies) the refrigerant gas into the low pressure part 39 a in the compression chamber 39.
  • a discharge port 38 is opened in the upper bearing 34, and the discharge port 38 discharges gas from the high-pressure portion 39b.
  • the discharge port 38 is formed as a circular hole that penetrates the upper bearing 34.
  • a discharge valve 36 is provided on the upper surface of the discharge port 38, and the discharge valve 36 is opened when receiving a pressure of a predetermined magnitude or more.
  • the discharge valve 36 is covered with a cup muffler 37.
  • the low-pressure part 39a of the compression mechanism part 3 gradually expands its capacity as the minimum gap W during operation increases from the suction port 40. Then, the refrigerant gas flows from the suction port 40 due to the expansion of the volume.
  • the low pressure part 39a moves while changing the volume due to the eccentric rotation of the piston 32, and becomes a high pressure part 39b when the volume starts to decrease.
  • the high-pressure portion 39b gradually reduces the volume, and the pressure increases due to the volume reduction.
  • the discharge valve 36 is opened, and the high pressure refrigerant gas flows out from the discharge port 38.
  • the refrigerant gas is discharged from the cup muffler 37 into the sealed container 1. Then, it passes through the notch 28 formed by the stator 22 and the inner periphery of the sealed container 1 and the air gap 26 of the electric motor 2 and is sent out into the upper shell 4 at the upper part of the electric motor 2. Then, the refrigerant is discharged from the refrigerant discharge pipe 5 to the outside of the sealed container 1.
  • the arrows in FIG. 1 indicate the flow of the refrigerant.
  • the height of the cylinder 30 must be set slightly larger than the height of the piston 32 so that the piston 32 can slide inside.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the main part showing the relationship between the piston and the crankshaft gap of the rotary compressor of this embodiment during assembly
  • FIG. 3 is a plan view of the main part showing the compression chamber of the rotary compressor during assembly
  • FIG. 4 is a main part plan view showing the arrangement of the upper bearing in FIG. 3
  • FIG. 5 is a sectional view taken along the line VV in FIG.
  • a gap between the piston inner peripheral surface 32b of the piston 32 and the eccentric portion outer peripheral surface 31b of the eccentric portion 31a of the crankshaft 31 is provided as the first bearing.
  • the clearance is c1.
  • the crankshaft 31 is arranged so that the eccentric portion 31 a is at an angle ⁇ from the vane 33.
  • the angle ⁇ is an angle substantially opposite to the maximum load direction of the crankshaft 31.
  • a minimum gap ⁇ min which will be described later, is disposed so as to be closer to the discharge port 38 than an imaginary line connecting the vane 33 and the center of the crankshaft 31.
  • the piston 32 is brought into contact with the most eccentric position of the eccentric portion 31a in a state where the eccentric portion 31a is arranged at the position of the angle ⁇ .
  • a minimum gap ⁇ min is formed between the piston outer peripheral surface 32a and the cylinder inner peripheral surface 30a at the position of the angle ⁇ .
  • a first bearing gap c1 is formed between the piston inner peripheral surface 32b and the eccentric portion outer peripheral surface 31b.
  • the upper bearing 34 is brought into contact with the main shaft portion 31c of the crankshaft 31 in the direction of the angle ⁇ with the vane 33 (the most eccentric position of the eccentric portion 31a), so that the inner peripheral surface 34a of the upper bearing 34 and the crank A second bearing gap c ⁇ b> 2 is formed between the main shaft portion 31 c of the shaft 31.
  • the minimum gap ⁇ min, the first bearing gap c1, and the second bearing gap c2 are arranged on the phantom line with the vane 33 and the angle ⁇ .
  • FIG. 5 shows an arrangement state of the minimum gap ⁇ min, the first bearing gap c1, and the second bearing gap c2.
  • a minimum gap W during operation is provided between the piston outer peripheral surface 32a and the cylinder inner peripheral surface 30a.
  • the size of the leakage area S determined by the minimum gap W during operation and the height H of the compression chamber 39 affects the efficiency of the compressor.
  • the minimum gap W during operation is set large, the amount of compressed fluid flowing out from the high pressure portion to the low pressure portion through the minimum gap W during operation increases. For this reason, the compressed refrigerant gas leaks from the minimum gap W during operation, and leakage loss increases, thereby reducing the efficiency of the compressor.
  • a minimum gap ⁇ min is formed between the piston outer peripheral surface 32a and the cylinder inner peripheral surface 30a.
  • a differential pressure X is applied to the piston 32 as shown by the arrow in FIG.
  • the differential pressure X acts from the high pressure portion 39b side toward the low pressure portion 39a side because the compression chamber 39 forms a low pressure portion 39a and a high pressure portion 39b.
  • the piston 32 is pressed and displaced to the low-pressure part 39a side. Therefore, during operation, the position of the minimum clearance ⁇ min set at the time of assembly does not become the minimum clearance W during operation, and the position of the angle ( ⁇ + ⁇ ) is during operation where the piston outer peripheral surface 32a and the cylinder inner peripheral surface 30a are closest to each other.
  • the minimum gap W is obtained.
  • the minimum gap W during operation is a gap narrower than the minimum gap ⁇ min ( ⁇ is a minute angle that varies depending on the operating state).
  • the eccentric portion 31a of the crankshaft 31 inside the piston 32 and the crankshaft 31 inside the upper bearing 34 each move to the center due to the oil film pressure. Accordingly, the minimum gap ⁇ min set at the time of assembly is narrowed by 1/2 of the first bearing gap c1 and 1/2 of the second bearing gap c2 during operation. Thereby, the minimum gap W during operation is formed theoretically close to zero, and the operation is actually performed with a gap size corresponding to the oil film.
  • the minimum gap W during operation increases at a crank angle opposite to the maximum load direction.
  • the minimum gap ⁇ min is set in advance at the crank angle opposite to the maximum load direction, the minimum gap W during operation can be kept small at the crank angle opposite to the maximum load direction. And leakage is reduced. Further, at other crank angles, the minimum gap W during operation does not become small, so that there is no increase in input and high efficiency can be achieved.
  • FIG. 8 shows the load during one rotation applied to the crankshaft 31 of the one-piston rotary compressor, and shows the magnitude and direction of the load at each crank angle (the vane direction is the y-axis plus side, and the suction direction is x Axis minus side, y axis plus side). As shown in the figure, the maximum load is obtained near a crank angle of 225 degrees.
  • FIG. 11 shows the load during one rotation applied to the crankshaft 31 of a two-piston rotary compressor (not shown), and shows the magnitude and direction of the load at each crank angle. As shown in the figure, the maximum load is near the crank angle of 225 degrees.
  • FIGS. 12 and 13 assume that there is no cylinder 30 at each crank angle. At each crank angle, the crankshaft 31 is moved in the load direction during operation to move the second bearing gap c2, and the piston 32 is moved. The positional relationship between the locus of the piston outer peripheral surface 32a and the imaginary line of the cylinder inner peripheral surface 30a when the first bearing gap c1 moves in the load direction during operation is shown (only one cylinder 30 is shown).
  • the direction of the minimum gap ⁇ min is set in a general direction.
  • the direction of the minimum clearance ⁇ min is set so that the minimum clearance ⁇ near the crank angle of 45 degrees and 225 degrees are substantially equal. Comparing FIG. 12 and FIG.
  • the minimum gap ⁇ can be made uniform over a wide range of crank angles, leakage loss can be reduced, and high efficiency can be achieved.
  • the bearing load direction is substantially constant, and the minimum gap ⁇ around 45 degrees and 225 degrees in the crank angle can be made uniform with better balance.
  • FIG. 14 is a diagram in which the direction of the minimum gap ⁇ min is set in a general direction, and the minimum gap ⁇ min is minimized to 5 to 10 ⁇ m.
  • FIG. 15 is a diagram showing minimum crank gaps around 45 degrees and 225 degrees.
  • FIG. 6 is a diagram when the direction of the minimum gap ⁇ min is set so that ⁇ is substantially equal, and the minimum gap ⁇ min is minimized to 5 to 10 ⁇ m. Comparing FIG. 14 and FIG. 15, in FIG. 14, the length of the sliding portion is greatly increased, whereas in FIG. 15, the minimum gap ⁇ is made uniform over the entire circumference. Further, in FIG. 14, the minimum gap ⁇ is not reduced while the minimum gap ⁇ min is reduced. Therefore, the volume efficiency is not improved, and only the input increases.
  • the input does not increase so much, and the volumetric efficiency is greatly improved.
  • reducing the minimum gap ⁇ min is considered to improve volumetric efficiency, but the limit value is about 10 ⁇ m. If the minimum clearance ⁇ min is set in a direction substantially opposite to the maximum load direction of the crankshaft 31 as in the present embodiment, further efficiency improvement can be achieved even if the minimum clearance ⁇ min is 10 ⁇ m or less (FIGS. 13 and 15). And compare).
  • the rotary compressor according to the present invention can suppress deterioration of reliability such as wear and seizure, and simultaneously reduce leakage loss and sliding loss, thereby improving the efficiency of the compressor. It becomes. Thereby, it can apply also to uses, such as a compressor for air conditioners using HFC system refrigerant and HCFC system refrigerant, an air conditioner using carbon dioxide which is a natural refrigerant, and a heat pump type hot water heater.

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Abstract

　ロータリ圧縮機の組み立て時に、偏心部をベーンの位置から所定のクランク角度の位置に配置し、ピストンを偏心部の最も偏心した位置に当接させ、上軸受内周面をクランク軸の主軸部外周面に当接させた状態で、ピストン外周面とシリンダ内壁面との間に形成する隙間をδとした時、ロータリ圧縮機の運転中のクランク軸の最大負荷方向と略反対側のクランク角度に、隙間δの最小値δｍｉｎを設定する。

Description

ロータリ圧縮機
　本発明は、空調機、冷凍機、ブロワ、給湯機等に使用されるロータリ圧縮機に関する。
　従来、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冷媒を吐出する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。
　図１８は従来のロータリ圧縮機の要部断面図である。
　図１８に示すように、ロータリ圧縮機は、電動機（図示せず）と圧縮機構部３を、クランク軸３１で連結して、密閉容器１内に収納している。そして、圧縮機構部３は、圧縮室３９と、ピストン３２と、ベーン（図示せず）とを備えている。圧縮室３９は、シリンダ３０とこのシリンダ３０の両端面を閉塞する上軸受３４と下軸受３５とで形成される。ピストン３２は、圧縮室３９内に在って、上軸受３４及び下軸受３５に支持されたクランク軸３１の偏心部３１ａに嵌合する。ベーンは、ピストン３２のピストン外周面３２ａに当接し、ピストン３２の偏心回転に追従して往復運動し、圧縮室３９内を低圧部と高圧部とに仕切る。
　シリンダ３０には、圧縮室３９内の低圧部に向けてガスを吸入する吸入ポート４０が開通されている。そして、上軸受３４には、圧縮室３９内の低圧部から転じて形成される高圧部からガスを吐出する、吐出ポート３８が開通されている。そして、ピストン３２は、上軸受３４及び下軸受３５とこれらに上下を閉塞されているシリンダ３０とが形成する圧縮室３９に収容されている。吐出ポート３８は、上軸受３４を貫通する平面視円形の孔として形成されている。そして、吐出ポート３８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３６が設けられている。また、上軸受３４の上方には、吐出されたガスを消音するためのカップマフラー３７が設けられている。
　上述した構成のロータリ圧縮機において、低圧部側では、ピストン３２の外周面摺動部が吸入ポート４０を通過して離れていくと、吸入室が徐々に拡大する。そして、吸入ポート４０から吸入室内にガスが吸入される。一方、高圧部側では、ピストン３２の外周面摺動部が吐出ポート３８へ近づいていくと、圧縮室３９が徐々に縮小する。そして、所定圧力以上になった時点で吐出弁３６が開いて、吐出ポート３８から圧縮室３９内のガスがカップマフラー３７内に吐出される。
　このようなロータリ圧縮機においては、ピストン外周面３２ａとシリンダ内周面３０ａとが強く接触することにより、焼き付きや摩耗の問題が発生したり、入力が増加して圧縮機の効率を低下させたりするという懸念がある。このため、図１６に示すように、ピストン外周面３２ａとシリンダ内周面３０ａとの間には、運転時最小隙間Ｗが設けられている。そして、この運転時最小隙間Ｗと圧縮室３９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。
　ここで、運転時最小隙間Ｗを大きく設定すると、この運転時最小隙間Ｗを通って高圧部から低圧部へ流出する圧縮流体の量が増加する。そのため、圧縮した冷媒ガスが運転時最小隙間Ｗから漏れて、損失（以下、「漏れ損失」と呼ぶ。）が増すので、圧縮機の効率を低下させる。
　一方、この運転時最小隙間Ｗを小さく設定すると、漏れ損失は低減するが、ピストン外周面とシリンダ内周面とが強く接触する。これによって、損失（以下、「摺動損失」と呼ぶ。）が増すので、圧縮機の効率を低下させる。さらには、ピストン外周面とシリンダ内周面とが強く摺動することによって、焼き付きや摩耗の問題が発生する。
　従って、ピストン外周面とシリンダ内周面とが互いに強く接触しないよう、両者間の運転時最小隙間Ｗを大きく設定し、焼き付きや摩耗の問題の解消と摺動損失の低減が図られていた。
　図１７は、特許文献１に記載された、従来のロータリ圧縮機における非円形（複合円）断面のシリンダ形状を示す模式図である。
　例えば、図１７に示すように、圧縮室を複数の曲率よりなる非円形の断面形状とした。そうすることで、軸心軌跡等の影響によってピストン外周面の包絡軌跡が非円形となっても、一回転する間の運転時最小隙間Ｗを一定に保つことを可能にした。その結果、漏れ損失の低減と摺動損失の低減を図っていた。
　更に、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高効率化が望まれていた。そのため、圧縮機の更なる高効率化が重要となっていた。
特開２００３－２１４３６９号公報
　しかしながら、上述した従来構造のロータリ圧縮機において、シリンダ内周面の断面形状が複数の曲率からなる非円形であるため、数μｍオーダーの精度が必要となり、加工が非常に困難である。また、シリンダ内周面の表面粗さやうねりなどの加工誤差が、圧縮機の効率に大きく影響を与え、性能のバラつきの要因となっている。
　したがって本発明は、上記の事情に鑑みてなされたもので、信頼性面を悪化させずに、運転時最小隙間Ｗからの漏れ損失を徹底的に低減し、かつ摺動損失も増加させずに、圧縮機の更なる高効率化を図ることを目的としている。
　さらには、シリンダ内周面の加工精度や表面粗さなどの断面形状によらずに、容易に加工を行える高効率ロータリ圧縮機を提供することを目的としている。
　請求項１記載のロータリ圧縮機に係る発明は、電動機と圧縮機構部とを密閉容器内に備え、前記電動機とクランク軸で連結された前記圧縮機構部は、シリンダと、前記シリンダの両端面を上下から閉塞して圧縮室を形成する上軸受及び下軸受と、前記シリンダ内に設けられた前記クランク軸の偏心部に嵌合されたピストンと、前記ピストンの偏心回転に追従し前記シリンダに設けられ、スロット内を往復運動して前記圧縮室を低圧部と高圧部とに仕切るベーンと、前記低圧部に連通される吸入ポートと、前記高圧部に連通される吐出ポートと、からなるロータリ圧縮機において、前記ロータリ圧縮機の組み立て時に、前記偏心部を前記ベーンの位置から所定のクランク角度の位置に配置し、前記ピストンを前記偏心部の最も偏心した位置に当接させ、前記上軸受内周面を前記クランク軸の主軸部外周面に当接させた状態で、前記ピストン外周面と前記シリンダ内周面との間に形成する隙間をδとした時、前記ロータリ圧縮機の運転中の前記クランク軸の最大負荷方向と略反対側のクランク角度に、前記隙間δの最小値δｍｉｎを設定することを特徴とする。
　請求項２記載に係る発明は、請求項１記載のロータリ圧縮機において、ロータリ圧縮機の組み立て時に、前記ピストンと前記偏心部との間に第１の軸受隙間を形成し、前記上軸受と前記クランク軸の主軸部との間に第２の軸受隙間を形成し、各クランク角度において、前記クランク軸を運転時の荷重方向に前記第１の軸受隙間だけ移動し、かつ、前記ピストンを運転時の荷重方向に前記第２の軸受隙間だけ移動し、前記ピストン外周と前記シリンダ内周の仮想線との間に形成する最小隙間をβとした時、クランク角４５度付近と、２２５度付近の前記最小隙間βが略同等となるように前記最小値δｍｉｎの方向を設定することを特徴とする。
　請求項３記載に係る発明は、請求項１又は請求項２に記載のロータリ圧縮機において、前記圧縮室が２つある２ピストンロータリ圧縮機であることを特徴とする。
　請求項４記載に係る発明は、請求項１から請求項３に記載のロータリ圧縮機において、前記δｍｉｎが５μｍ～１０μｍ程度であることを特徴とする。
　一般的に、運転時にはクランク軸は最大負荷方向に移動するため、最大負荷方向と反対側のクランク角度において運転時最小隙間Ｗが大きくなる。本発明によれば、予め最大負荷方向と反対側のクランク角度に最小隙間δｍｉｎを設定しているため、運転時最小隙間Ｗが小さくなることから漏れを低減でき、高効率化を図ることができる。よって摺動損失を増加させることなく、運転時最小隙間Ｗを縮小して漏れ損失を低減できることから、更なる圧縮機の高効率化を図ることができる。
本発明の一実施例におけるロータリ圧縮機の縦断面図 ロータリ圧縮機の組み立て時における同ロータリ圧縮機のピストンとクランク軸の隙間の関係を示す要部断面図 ロータリ圧縮機の組み立て時における同ロータリ圧縮機の圧縮室を示す要部平面図 図３において上軸受の配置を示す要部平面図 図４におけるＶ－Ｖ線断面図 ロータリ圧縮機の運転時における同ロータリ圧縮機の圧縮室を示す要部平面図 ロータリ圧縮機の運転時における各隙間を示した断面図 １ピストンロータリ圧縮機におけるクランク軸の負荷の大きさと方向を示す図 １ピストンロータリ圧縮機における最小隙間δｍｉｎが一般的な角度におけるピストン外周面の軌跡を示した図 １ピストンロータリ圧縮機における４５度と２２５度付近の最小隙間βが等しくなるように最小隙間δｍｉｎ方向を設定した時のピストン外周面の軌跡を示した図 ２ピストンロータリ圧縮機におけるクランク軸の負荷の大きさと方向を示す図 ２ピストンロータリ圧縮機における最小隙間δｍｉｎが一般的な角度におけるピストン外周面の軌跡を示した図 ２ピストンロータリ圧縮機における４５度と２２５度付近の最小隙間βが等しくなるように最小隙間δｍｉｎ方向を設定した時のピストン外周面の軌跡を示した図 ２ピストンロータリ圧縮機における最小隙間δｍｉｎが一般的な角度で最小隙間δｍｉｎを５～１０μｍ程度に縮小した時のピストン外周面の軌跡を示した図 ２ピストンロータリ圧縮機における４５度と２２５度付近の最小隙間βが等しくなるように最小隙間δｍｉｎ方向を設定し、最小隙間δｍｉｎを５～１０μｍ程度に縮小した時のピストン外周面の軌跡を示した図 漏れ面積Ｓを示す模式図 従来の圧縮機における非円形（複合円）断面のシリンダ形状を示す模式図 従来のロータリ圧縮機の要部断面図
　１　密閉容器
　２　電動機
　３　圧縮機構部
　４　上シェル
　５　冷媒吐出管
　２２　固定子
　２４　回転子
　２６　エアギャップ
　２８　切欠部
　３０　シリンダ
　３０ａ　シリンダ内周面
　３１　クランク軸
　３１ａ　偏心部
　３１ｂ　偏心部外周面
　３１ｃ　主軸部
　３２　ピストン
　３２ａ　ピストン外周面
　３２ｂ　ピストン内周面
　３３　ベーン
　３４　上軸受
　３４ａ　上軸受３４の内周面
　３５　下軸受
　３６　吐出弁
　３７　カップマフラー
　３８　吐出ポート
　３９　圧縮室
　４０　吸入ポート
　本発明の第１の実施の形態によるロータリ圧縮機は、ロータリ圧縮機の組み立て時に、クランク軸の偏心部をベーンの位置から所定のクランク角度の位置に配置し、ピストンをクランク軸の偏心部の最も偏心した位置に当接させ、上軸受内周面をクランク軸外周面に当接させた状態で、ピストン外周面とシリンダ内周面との間に形成する隙間をδとした時、運転中の前記クランク軸の最大負荷方向と略反対側のクランク角度に、隙間δの最小値δｍｉｎを設定するものである。一般的に、運転時にはクランク軸は最大負荷方向に移動するため最大負荷方向と反対側のクランク角度において運転時最小隙間Ｗが大きくなる。本実施の形態によれば、予め最大負荷方向と反対側のクランク角度に最小隙間δｍｉｎを設定しているため、運転時最小隙間Ｗが小さくなる。従って、漏れを低減でき、高効率化を図ることができる。
　本発明の第２の実施の形態は、第１の実施の形態によるロータリ圧縮機において、組み立て時に、ピストンとクランク軸の偏心部との間に第１の軸受隙間を形成し、上軸受とクランク軸の主軸部との間に第２の軸受隙間を形成し、各クランク角度において、クランク軸を運転時の荷重方向に第１の軸受隙間だけ、かつ、ピストンを運転時の荷重方向に第２の軸受隙間だけ移動し、ピストン外周とシリンダ内周の仮想線との間に形成する最小隙間をβとした時、クランク角４５度付近と、２２５度付近の最小隙間βが略同等となるように最小値δｍｉｎの方向を設定したものである。本実施の形態によれば、クランク角度４５度付近と、２２５度付近の運転時最小隙間Ｗが略等しくなり、クランク軸の負荷方向の仮想線を対称として隙間がバランス化されることから、大きな摺動ロスにならない。従って、磨耗や焼き付きなどの信頼性面の低下を抑制しながら、運転時最小隙間Ｗからの漏れを低減し、高効率化を図ることができる。
　本発明の第３の実施の形態は、第１又は第２の実施の形態によるロータリ圧縮機において、圧縮室が２つある２ピストンロータリ圧縮機としたものである。本実施の形態によれば、１ピストンロータリと比べて２ピストンロータリの方が、負荷方向が略一定かつ、負荷が大きくなる。そのため、より一層、磨耗や焼き付きなどの信頼性面の低下を抑制しながら、運転時最小隙間Ｗからの漏れを低減し、高効率化を図ることができる。
　本発明の第４の実施の形態は、第１から第３のいずれかの実施の形態によるロータリ圧縮機において、δｍｉｎが５μｍ～１０μｍ程度とする。本実施の形態によれば、クランク軸の負荷方向の仮想線を対称として隙間がバランス化される。そのため、最小隙間δｍｉｎを過度に縮小しても、運転時にクランク角度４５度付近と、２２５度付近で大きな摺動ロスにならない。従って、磨耗や焼き付きなどの信頼性面の低下を抑制しながら、運転時最小隙間Ｗからの漏れを低減し、高効率化を図ることができる。
　以下、本発明の実施例について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施例によって本発明が限定されるものではない。
　図１は本発明の一実施例におけるロータリ圧縮機の縦断面図、図６は運転時における同ロータリ圧縮機の圧縮室を示す要部平面図である。
　図において、本実施例のロータリ圧縮機は、電動機２と圧縮機構部３とを密閉容器１内に収納している。電動機２と圧縮機構部３とはクランク軸３１で連結されている。電動機２は、固定子２２と回転子２４とから構成されている。圧縮機構部３は、シリンダ３０と、ピストン３２と、ベーン３３と、上軸受３４及び下軸受３５とから構成されている。
　圧縮室３９は、シリンダ３０と、このシリンダ３０の両端面を閉塞する上軸受３４及び下軸受３５とで形成されている。ピストン３２は、この圧縮室３９内に収容され、上軸受３４及び下軸受３５に支持されたクランク軸３１の偏心部３１ａに嵌合している。ベーン３３は、シリンダ３０に設けられたスロット３３ａ内を往復運動してピストン外周面３２ａに常に当接することによって、圧縮室３９内を低圧部３９ａと高圧部３９ｂとに仕切っている。圧縮室３９はベーン３３と運転時最小隙間Ｗとで２つの空間が形成される。吸入ポート４０とつながっている空間が低圧部３９ａを、吐出ポート３８とつながっている空間が高圧部３９ｂとなる。ここで運転時最小隙間Ｗは、ピストン３２がシリンダ３０に最も近接している位置に生じる運転時の隙間である。
　シリンダ３０には吸入ポート４０が開通され、吸入ポート４０は、圧縮室３９内の低圧部３９ａに冷媒ガスを吸入（供給）する。上軸受３４には吐出ポート３８が開通され、吐出ポート３８は、高圧部３９ｂからガスを吐出する。吐出ポート３８は、上軸受３４を貫通する円形の孔として形成されている。この吐出ポート３８の上面には吐出弁３６が設けられ、吐出弁３６は所定の大きさ以上の圧力を受けた場合に開放される。この吐出弁３６はカップマフラー３７によって覆われている。
　圧縮機構部３の低圧部３９ａは、運転時最小隙間Ｗが吸入ポート４０から離れるに従って、容積を徐々に拡大する。そして、容積の拡大によって、冷媒ガスが吸入ポート４０から流入する。低圧部３９ａは、ピストン３２の偏心回転によって容積を変えながら移動し、容積が減少に転じることで高圧部３９ｂとなる。
　一方、高圧部３９ｂは、運転時最小隙間Ｗが吐出ポート３８へ近づくに従って、容積を徐々に縮小し、容積の縮小によって圧力が高まる。高圧部３９ｂは、所定圧力以上に圧縮された時点で吐出弁３６が開いて、高圧冷媒ガスが吐出ポート３８から流出する。
　そして、冷媒ガスは、カップマフラー３７より、密閉容器１内に吐出される。そして、固定子２２と密閉容器１内周とで形成された切欠部２８と、電動機２のエアギャップ２６とを通って、電動機２の上部の上シェル４内に送り出される。そして、冷媒吐出管５から密閉容器１の外に吐出される。図１中の矢印は、冷媒の流れを示す。
　また、偏心部３１ａの上端面と上軸受３４とピストン３２の内周面との間には空間４６があり、偏心部３１ａの下端面と下軸受３５とピストン３２の内周面との間には空間４７がある。その空間４６、４７には油穴４１から給油穴４２、４３を経て油が漏れ込む。またこの空間４６、４７の圧力はほとんど常に圧縮室３９内部の圧力より高い状態にある。
　一方、シリンダ３０の高さはピストン３２が内部で摺動できるように、ピストン３２の高さよりやや大きめに設定しなければならない。その結果として、ピストン３２の端面と上軸受３４の端面との間、ピストン３２の端面と下軸受３５の端面との間に隙間がある。そのため、この隙間を介して空間４６，４７から圧縮室３９へ油が漏れる。
　図２は組み立て時における本実施例のロータリ圧縮機のピストンとクランク軸の隙間の関係を示す要部断面図、図３は組み立て時における同ロータリ圧縮機の圧縮室を示す要部平面図、図４は図３において上軸受の配置を示す要部平面図、図５は図４におけるＶ－Ｖ線断面図である。
　本発明のロータリ圧縮機において、図２、図３に示すように、ピストン３２のピストン内周面３２ｂとクランク軸３１の偏心部３１ａの偏心部外周面３１ｂとの間の隙間を第１の軸受隙間ｃ１とする。その際、同ロータリ圧縮機の組み立て時には、図３に示すように、クランク軸３１を、その偏心部３１ａがベーン３３から角度θとなるように配置する。角度θはクランク軸３１の最大負荷方向と略反対側の角度とする。更に、後述する最小隙間δｍｉｎが、ベーン３３とクランク軸３１の中心とを結ぶ仮想線よりも、吐出ポート３８側となるように配置している。このように偏心部３１ａを角度θの位置に配置した状態で、ピストン３２を偏心部３１ａの最も偏心した位置に当接させる。その結果、角度θの位置において、ピストン外周面３２ａとシリンダ内周面３０ａとの間には最小隙間δｍｉｎが形成される。また、角度θの位置において、ピストン内周面３２ｂと偏心部外周面３１ｂとの間には第１の軸受隙間ｃ１が形成される。
　図３の配置を保った状態で、図４に示すように上軸受３４を配置する。
　すなわち、上軸受３４を、ベーン３３と角度θの方向でクランク軸３１の主軸部３１ｃ（偏心部３１ａの最も偏心していない位置）に当接させることで、上軸受３４の内周面３４ａとクランク軸３１の主軸部３１ｃとの間に第２の軸受隙間ｃ２を形成する。
　上記の組み立てによって、ベーン３３と角度θの仮想線上に、最小隙間δｍｉｎ、第１の軸受隙間ｃ１、及び第２の軸受隙間ｃ２が配置される。
　図５は、最小隙間δｍｉｎ、第１の軸受隙間ｃ１、及び第２の軸受隙間ｃ２の配置状態を示している。
　一般的にロータリ圧縮機においては、ピストン外周面３２ａとシリンダ内周面３０ａとが強く接触することにより、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１６に示すように、ピストン外周面３２ａとシリンダ内周面３０ａとの間には運転時最小隙間Ｗが設けられている。そして、この運転時最小隙間Ｗと圧縮室３９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。
　例えば、運転時最小隙間Ｗを大きく設定すると、この運転時最小隙間Ｗを通って高圧部から低圧部へ流出する圧縮流体の量が増加する。そのため、圧縮した冷媒ガスが運転時最小隙間Ｗから漏れて、漏れ損失が増すので、圧縮機の効率を低下させる。
　一方、この運転時最小隙間Ｗを小さく設定すると、漏れ損失は低減するが、ピストン外周面３２ａとシリンダ内周面３０ａとが強く接触する。これによって、摺動損失が増すので、圧縮機の効率を低下させる。さらには、ピストン外周面３２ａとシリンダ内周面３０ａとが強く摺動することによって、焼き付きや摩耗の問題が発生する。
　上記のように組み立てられた圧縮機構部の運転時の状態について、図６及び図７を用いて説明する。
　まず、図６を用いて、圧縮機構部の運転時における、最小隙間δｍｉｎと運転時最小隙間Ｗとの関係について説明する。
　既に説明した通り、組み立て時には、ピストン外周面３２ａとシリンダ内周面３０ａとの間には最小隙間δｍｉｎを形成している。
　運転時には、図６の矢印で示すように、ピストン３２には差圧力Ｘが付加される。差圧力Ｘは、圧縮室３９内が低圧部３９ａと高圧部３９ｂを形成しているために、高圧部３９ｂ側から低圧部３９ａ側に向かって作用する。そして、この差圧力Ｘによって、ピストン３２は低圧部３９ａ側に押圧されて変位する。そのため、運転時には、組み立て時に設定した最小隙間δｍｉｎの位置で運転時最小隙間Ｗとはならず、角度（θ＋α）の位置が、ピストン外周面３２ａとシリンダ内周面３０ａとが最も近接する運転時最小隙間Ｗとなる。また、この運転時最小隙間Ｗは、最小隙間δｍｉｎよりも狭い隙間となる（αは運転状態によって変化する微小角）。
　次に、図７を用いて、圧縮機構部の運転時における運転時最小隙間Ｗと第１の軸受隙間ｃ１と第２の軸受隙間ｃ２との関係について説明する。
　図７に示すように、運転時において、ピストン３２の内側にあるクランク軸３１の偏心部３１ａ、および上軸受３４の内側にあるクランク軸３１が、それぞれ油膜圧により中心に移動する。従って、組み立て時に設定した最小隙間δｍｉｎは、運転時には、第１の軸受隙間ｃ１の１／２、及び第２の軸受隙間ｃ２の１／２だけ狭まる。それにより、理論上はゼロに近い運転時最小隙間Ｗが形成されることになり、現実的には油膜分だけの隙間寸法で運転される。
　一般的には運転時にはクランク軸３１は最大負荷方向に移動するため、最大負荷方向と反対側のクランク角度において運転時最小隙間Ｗが大きくなる。本実施の形態によれば、予め最大負荷方向と反対側のクランク角度に最小隙間δｍｉｎを設定しているため、最大負荷方向と反対側のクランク角度において、運転時最小隙間Ｗを小さく保つことができ、漏れが低減される。また、その他のクランク角度においても、運転時最小隙間Ｗが小さくならないため、入力の上昇もなく、高効率化を図ることができる。
　ここで、図８は１ピストンロータリ圧縮機のクランク軸３１に掛かる一回転中の荷重で、各クランク角度における荷重の大きさと方向を示す（ベーンの方向はｙ軸プラス側、吸入の方向はｘ軸マイナス側・ｙ軸プラス側）。図示されているように、クランク角度２２５度付近で最大の荷重となっている。
　また、図９、図１０は各クランク角度において、シリンダ３０が無いものと仮定し、クランク軸３１を運転時の荷重方向に第２の軸受隙間ｃ２だけ移動し、かつ、ピストン３２を運転時の荷重方向に第１の軸受隙間ｃ１だけ移動した時の、ピストン外周面３２ａの軌跡とシリンダ内周面３０ａの位置関係を示す（各クランク角度において、ピストン外周面３２ａとシリンダ内周面３０ａの仮想線との間に形成する最小隙間をβとする。最小隙間βはシリンダ内周面３０ａよりも外側に広がった時の隙間を略０（油膜保持）とした時は、運転時最小隙間Ｗと略同等となる。）。図９は一般的な方向に最小隙間δｍｉｎの方向を設定し、図１０はクランク角が、４５度付近と、２２５度付近の最小隙間βが略同等となるように最小隙間δｍｉｎの方向を設定したものである。図９と図１０を比較すると、シリンダ内周面３０ａよりも外側に広がった部分は油膜で保持されるため実際はシリンダ内周面３０ａに沿いながら運転する。ただし、摺動部の長さは明らかに図１０の方が小さくなり、摺動損失の増加を極力抑制できる。このため、クランク角度の広い範囲で最小隙間βを均一化できるようになり、漏れ損失が低減でき、高効率化することができる。
　また、図１１は２ピストンロータリ圧縮機（図示せず）のクランク軸３１に掛かる一回転中の荷重で、各クランク角度における荷重の大きさと方向を示す。図示されているように、クランク角２２５度付近で最大の荷重となっている。
　図１２、図１３は、各クランク角度において、シリンダ３０が無いものと仮定し、各クランク角度において、クランク軸３１を運転時の荷重方向に第２の軸受隙間ｃ２移動し、かつ、ピストン３２を運転時の荷重方向に第１の軸受隙間ｃ１移動した時の、ピストン外周面３２ａの軌跡とシリンダ内周面３０ａの仮想線との位置関係を示す（片側のシリンダ３０のみを記載）。図１２は一般的な方向に最小隙間δｍｉｎの方向を設定する。図１３はクランク角度４５度付近と、２２５度付近の最小隙間βが略同等となるように最小隙間δｍｉｎの方向を設定する。図１２と図１３を比較すると、シリンダ内周面３０ａ仮想線よりも外側に広がった部分は油膜で保持されるため、実際はシリンダ内周面３０ａに沿いながら運転する。ただし、摺動部の長さは明らかに図１３の方が小さくなり、摺動損失の増加を極力抑制できる。このため、クランク角度の広い範囲で最小隙間βを均一化できるようになり、漏れ損失が低減でき、高効率化できる。また、１ピストンロータリと比較すると、軸受負荷方向が略一定方向にあり、よりバランス良くクランク角４５度付近と、２２５度付近の最小隙間βを均一化できるため、更に高効率化できる。
　また、図１４は一般的な方向に最小隙間δｍｉｎの方向を設定し、最小隙間δｍｉｎを５～１０μｍに極小化した時の図、図１５はクランク角４５度付近と、２２５度付近の最小隙間βが略同等となるように最小隙間δｍｉｎの方向を設定し最小隙間δｍｉｎを５～１０μｍに極小化した時の図である。図１４と図１５を比較すると、図１４では摺動部の長さが大幅に増加するのに対して、図１５の方が全周に渡って最小隙間βが均一化される。また、図１４では最小隙間δｍｉｎを縮小した割に、最小隙間βが縮小しないため、体積効率の向上にもならず、入力のみ上昇する。図１５では、それほど入力上昇せず、体積効率が大幅に向上する。一般的に最小隙間δｍｉｎを縮小すると、体積効率が向上すると考えられているが、１０μｍ程度が限界値である。本実施例のようにクランク軸３１の最大負荷方向と略反対側方向に最小隙間δｍｉｎを設定すると、最小隙間δｍｉｎを１０μｍ以下にしても更なる効率向上を図ることができる（図１３と図１５とを比較）。
　以上のように、本発明のロータリ圧縮機は、磨耗や焼き付きなどの信頼性面の低下を抑制するとともに、漏れ損失と摺動損失を同時に低減し、圧縮機の高効率化を図ることが可能となる。これにより、ＨＦＣ系冷媒やＨＣＦＣ系冷媒を用いたエアーコンディショナー用圧縮機、自然冷媒である二酸化炭素を用いたエアーコンディショナーやヒートポンプ式給湯機などの用途にも適用できる。

Claims (4)

  1. 　電動機と圧縮機構部とを密閉容器内に備え、
    前記電動機とクランク軸で連結された前記圧縮機構部は、
    シリンダと、
    前記シリンダの両端面を上下から閉塞して圧縮室を形成する上軸受及び下軸受と、
    前記シリンダ内に設けられた前記クランク軸の偏心部に嵌合されたピストンと、
    前記ピストンの偏心回転に追従し前記シリンダに設けられ、スロット内を往復運動して前記圧縮室を低圧部と高圧部とに仕切るベーンと、
    前記低圧部に連通される吸入ポートと、
    前記高圧部に連通される吐出ポートと、
    からなるロータリ圧縮機において、
    前記ロータリ圧縮機の組み立て時に、前記偏心部を前記ベーンの位置から所定のクランク角度の位置に配置し、前記ピストンを前記偏心部の最も偏心した位置に当接させ、前記上軸受の内周面を前記クランク軸の主軸部外周面に当接させた状態で、前記ピストンの外周面と前記シリンダの内周面との間に形成する隙間をδとした時、
    前記ロータリ圧縮機の運転中の前記クランク軸の最大負荷方向と略反対側のクランク角度に、前記隙間δの最小値δｍｉｎを設定することを特徴とするロータリ圧縮機。
  2. 　前記ロータリ圧縮機の組み立て時において、
    前記ピストンと前記偏心部との間に第１の軸受隙間を形成し、
    前記上軸受と前記主軸部との間に第２の軸受隙間を形成し、
    各クランク角度において、
    前記クランク軸を運転時の荷重方向に前記第１の軸受隙間だけ移動し、
    前記ピストンを運転時の荷重方向に前記第２の軸受隙間だけ移動し、
    前記ピストン外周と前記シリンダ内周仮想線との間に形成する最小隙間をβとした時、クランク角度が、４５度付近と、２２５度付近の前記最小隙間βが略同等となるように前記最小値δｍｉｎの方向を設定することを特徴とする請求項１に記載のロータリ圧縮機。
  3. 　前記圧縮室が２つあること特徴とする請求項１又は請求項２に記載のロータリ圧縮機。
  4. 　前記δｍｉｎが５μｍ～１０μｍ程度であることを特徴とする請求項１から請求項３のいずれかに記載のロータリ圧縮機。
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