JP2005307764A - 回転式圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】 シリンダ内のガス漏れ（特にＣＯ_２を冷媒ガスとした場合のガス漏れ）損失を可及的に低減して、従来よりも圧縮性能を高めた回転式圧縮機を提供する。
【解決手段】 密閉容器１内には、シリンダ５、およびクランク軸２によりシリンダ５内を回転駆動されるローラ７が設けられており、クランク軸２の回転に伴ってローラ７がシリンダ５に対する接触点を移動させながら回転して吸込口１５から吸入室１０に吸入されたガスを圧縮室１１で圧縮して吐出口１６から吐出する場合において、シリンダ５には、その内周面に沿って密閉容器１とシリンダ５の内圧との差圧、もしくは圧縮室１１の圧力と吸入室１０の圧力との差圧により撓んでローラ７に接触する漏れ低減機構２０が設けられている。
【選択図】 図１

Description

本発明は、例えば冷凍冷蔵庫や空調機等に用いられる回転式圧縮機に関する。

一般に、回転式圧縮機は、そのコンパクト性や構造が簡単なことから、例えば冷凍冷蔵庫や空調機等に多く使用されている（例えば、特許文献１参照）。

図１８は従来のこの種の回転式圧縮機の縦断面図、図１９はそのＡ−Ａ線に沿う断面図である。

この回転式圧縮機は、密閉容器１内に電動機を構成するステータ１３およびロータ１４が設けられるとともに、ロータ１４に取り付けられたクランク軸２を回転自在に支持する上下一対の軸受け３，４が配置されている。また、クランク軸２にはその軸心Ｏから偏心した（偏心量ｅ）点Ｐを中心としたクランクピン１２が一体に固定され、このクランクピン１２にローラ７が一体的に嵌合されている。そして、ローラ７の外方にはシリンダ５が設けられており、クランクピン１２、ローラ７、およびシリンダ５が両軸受け３，４の間に気密に配置されている。また、シリンダ５にはローラ７に当接して両者５，７間の空間を吸入室１０と圧縮室１１とに区画するベーン６が設けられるとともに、吸込口１５および吐出口１６が形成されている。なお、９はベーンばね、１７は吐出弁、１８は吐出管である。

上記構成において、電動機のロータ１４によりクランク軸２が回転されると、これに伴って図１９の矢印（符号Ｍ）で示すようにローラ７がシリンダ５に対する接触点Ｑを移動させながら公転することにより、冷媒ガスが吸込口１５から吸い込まれ、圧縮室１１で圧縮されながら吐出口１６から吐出される。この吐出された冷媒ガスは密閉容器１内を通って吐出管１８から冷凍サイクル側に送出される。

特開平１０−３４３３４６号公報

ところで、このような従来の回転式圧縮機において、その圧縮性能の良否はシリンダ５内のガス漏れの多少によって大きく影響される。図２０は密閉容器１内が吐出圧力と等しい、いわゆる高圧シェル形の回転式圧縮機における各種のガス漏れの状況を示している。

ここに、図中符号Ｌ１は、圧縮運転時においてローラ７の外周面とシリンダ５の内周面とが最も接近した場合の両者５，７間に生じる隙間（以下、ローラ半径隙間という）Δ１により圧縮室１１側から吸入室１０側に向けて生じるガス漏れ（以下、ローラ半径隙間漏れと称する）を示す。Ｌ２はローラ７と上下一対の軸受け３，４間に存在する隙間により圧縮室１１側から吸入室１０側に向けて生じるガス漏れ（以下、ローラ周方向漏れと称する）を示す。Ｌ３はローラ７と上下一対の軸受け３，４間に存在する隙間によりローラ７の径方向に向けて生じるガス漏れ（以下、ローラ径方向漏れと称する）を示す。Ｌ４はベーン６と上下一対の軸受け３，４間に存在する隙間により圧縮室１１側から吸入室１０側に向けて生じるガス漏れ（以下、ベーン高さ隙間漏れと称する）を示す。Ｌ５はベーン６側面とベーン６をシリンダ５に嵌入するためのベーン溝８との隙間を通ってベーンスロット１９からシリンダ５内へのガス漏れ（以下、ベーン溝隙間漏れと称する）を示す。

図２１は、図２０に示した各種のガス漏れの損失割合を円グラフで示したものである。同図から分かるように、これらの各ガス漏れの要因の内、ローラ半径隙間漏れＬ１の割合が大きい。そこで、従来技術では、シリンダ５の軸心とクランク軸２の軸心とを偏心させた、いわゆる偏心組み立てにより、圧縮室１１が高圧領域においてローラ半径隙間Δ１を少なくしてローラ半径隙間漏れＬ１が生じるのを少なくする対策が講じられている。

しかし、その効果はＣＯ_２を冷媒ガスとする場合には不十分である。すなわち、従来、フロンを冷媒ガスとする場合に、吸入室１０側と圧縮室１１側との差圧は１〜２ＭＰａ程度であるが、ＣＯ_２を冷媒ガスとする場合には吸入室１０側と圧縮室１１側との差圧は４〜６ＭＰａとなり、しかも、ＣＯ_２は高圧（約１０ＭＰａ）下で漏れ易い性質であるため、ガス漏れ損失が深刻な問題となっている。

表１はフロン（Ｒ２２，Ｒ４１０Ａ）とＣＯ_２を冷媒ガスとして用いてＡｓｈｒｅａ基準（凝縮器温度／蒸発器温度＝５４．４／７．２［℃］、サブクール／スーパーヒート＝８．３／２７．８［Ｋ］）で、モータ入力６００Ｗを想定した場合の回転式圧縮機の運転条件を示す。

この運転条件の下で、漏れに関連した各冷媒の特性を比較した結果を表２に示す。

表２から分かるように、ＣＯ_２ガスを圧縮するときの方がフロンガスを圧縮する場合よりもストロークボリュームは小さく、漏れ面積の占める割合が大きい。また、等エントロピ指数と音速が共に大きいので、臨界圧に達するのが早く、しかも臨界圧到達後の漏れ流量が大きいことが分かる。このように、ＣＯ_２ガスの方がフロンガスの場合よりもガス漏れが発生し易い。したがって、回転式圧縮機において従来よりもガス漏れ損失を一層低減することが望まれている。

本発明は、上記の課題を解決するためになされたもので、シリンダ内のガス漏れ（特にＣＯ_２を冷媒ガスとした場合のガス漏れ）損失を可及的に低減できるようにして、従来よりも圧縮性能を高めた回転式圧縮機を提供することを目的とする。

上記の目的を達成するために、本発明にあっては、密閉容器内には、クランク軸を回転自在に支持する一対の軸受けが配置され、かつ両軸受けの間にはシリンダおよび上記クランク軸によりシリンダ内を回転駆動されるローラがその軸心をシリンダと偏心させて設けられており、上記シリンダにはローラに当接して両者間の空間を吸入室と圧縮室とに区画するベーンが設けられるとともに、吸込口および吐出口が形成され、上記クランク軸の回転に伴い上記ローラがシリンダに対する接触点を移動させながら回転して吸込口から吸入された冷媒ガスを圧縮して吐出口から吐出する回転式圧縮機において、次の構成を採用している。

すなわち、本発明は、シリンダには、その内周面に沿って密閉容器とシリンダの内圧との差圧、もしくは圧縮室圧力と吸入室圧力との差圧により撓んでローラに接触する漏れ低減機構が設けられていることを特徴としている。

本発明の回転式圧縮機によれば、圧縮運転時におけるローラの外周面とシリンダの内周面との間に生じる隙間を、装置の組み立て時に必要となる隙間よりも小さく保つことができるので、圧縮室側から吸入室側に向けて生じるローラ半径隙間漏れを大幅に低減することができる。したがって、高圧で動作する場合のシリンダ内のガス漏れ、特にＣＯ_２を冷媒ガスとした場合のガス漏れ損失を可及的に低減することが可能になり、従来よりも高効率化を図ることができる。

実施の形態１．
図１および図２はこの実施の形態１における回転式圧縮機の構成を示すもので、図１は図１８に示したのと同じＡ−Ａ線の位置で切断した場合の横断面図、図２は図１のＢ−Ｂ線に沿う断面図であり、図１８および図１９に示した従来技術と対応する構成部分には同一の符号を付す。

この実施の形態１における回転式圧縮機の全体構成は、図１８および図１９に示した従来のものと基本的に同じである。すなわち、図１および図２において、１は密閉容器、２はクランク軸、３，４は上下一対の軸受け、５はシリンダ、６はベーン、７はローラ、８はベーン溝、９はベーンばね、１０は吸入室、１１は圧縮室、１２はクランクピン、１５は吸込口、１６は吐出口、１７は吐出弁、１９はベーンスロットである。

この実施の形態１の特徴は、圧縮室１１内の圧縮圧力が吐出圧力以上となる角度領域（例えばクランク軸２がクランクピン１２およびローラ７と共に図中矢印（符号Ｍ）で示すように時計方向に回転されるとした場合、ベーン６の位置を起点としてクランク軸２の角度θが２１０°〜３４５°の範囲）にわたってシリンダ５の内周面に沿って漏れ低減機構２０が設けられていることである。

この漏れ低減機構２０は、シリンダ５に一体的に連設された薄肉円弧状の可撓部２１、この可撓部２１の径方向外側に位置して可撓部２１に沿って円弧状に設けられた背圧室２２、およびこの背圧室２２に密閉容器１内の圧力を伝達する圧力伝達部２３を備えて構成されている。

上記の可撓部２１は、シリンダ５の軸方向において上下に貫通する貫通穴２４をシリンダ５の内周面に沿い、かつ内周面から所定の幅分だけ内側に入り込んだ位置に形成することによりできたもので、可撓部２１の両端はシリンダ５に一体保持された弾性梁の役目を果たしている。このため、この可撓部２１は、ローラ７の外周に接触して撓むようになっている。

背圧室２２は、可撓部２１形成用の貫通穴２４をそのまま利用したもので、その内周側が可撓部２１により、外周側がシリンダ５により、各軸受け３，４に対面する上下の各開口が円弧状の各ガスケット２５によりそれぞれ仕切られている。そして、背圧室２２内の適宜箇所にはばね等の弾性体２６が設けられている。なお、この弾性体２６は省略することも可能である。

また、圧力伝達部２３は、シリンダ５の径方向に沿って形成された連通孔により構成されており、その内端が背圧室２２に、外端が密閉容器１内にそれぞれ開口している。したがって、背圧室２２内には圧力伝達部２３を介して密閉容器１内の圧力がそのまま伝達される。これにより、可撓部２１の外周面側は背圧室２２からの圧力を受け、また内周面側はシリンダ５の内圧を受ける。

ここで、クランク軸２がローラ７と共に図１中矢印で示すように時計方向に回転されると、ローラ７がシリンダ５に対する接触点を移動させながら公転する。このとき、ローラ７の回転に伴ってシリンダ５の内圧と背圧室２２との間に圧力差が生じると、漏れ低減機構２０の可撓部２１が微小変形し、ローラ７に対して可撓部２１が常に接触する。

すなわち、この装置を製造時に組み立てる際にはローラ７とクランクピン１２との間、およびクランク軸２と軸受け３，４との間にそれぞれ隙間（以下、これらの隙間を総称して軸受隙間という）が存在する。そして、従来の回転式圧縮機では、圧縮運転時においてローラ７の圧縮室１１側から吸入室１０側に差圧荷重が加わると、この軸受隙間の存在により、ローラ７の軸心Ｐが軸受隙間の範囲で移動し、そのため、クランク軸２の角度θが１８０°以外の範囲において、ローラ７の外周面とシリンダ５の内周面との間に生じるローラ半径隙間Δ１（図２０参照）が大きくなってローラ半径隙間漏れＬ１が増大していた。

これに対して、この実施の形態１では、圧縮運転時においてローラ７の回転に伴ってシリンダ５の内圧と背圧室２２との間に圧力差が生じると、漏れ低減機構２０の可撓部２１が微小変形してローラ７に常に接触するようになるため、ローラ半径隙間Δ１を常に小さく保つことができ、圧縮室１１側から吸入室１０側に向けて生じるローラ半径隙間漏れＬ１を大幅に低減することが可能になる。

例えば、シリンダ５が鋳鉄（ヤング率１０００ｋｇｆ／ｍｍ^２、降伏応力２０ｋｇｆ／ｍｍ^２）製で、その内径を５０ｍｍ、背圧室の圧力が１１ＭＰａ、シリンダ内圧４ＭＰａとし、漏れ低減機構２０の可撓部２１を肉厚２ｍｍの円弧状に形成すると、最大変形量は２０μｍとなり、前述の軸受隙間分を十分に補償することができる。また、このときの最大応力は８ｋｇｆ／ｍｍ^２で許容応力範囲内である。

表３には、シリンダ５の軸心とクランク軸２の軸心とを一致して組み立てる、いわゆる同心組み立ての場合の従来例（従来例１という）、シリンダ５の軸心とクランク軸２の軸心とを偏心させて組み立てる、いわゆる偏心組み立ての場合の従来例（従来例２という）、およびこの実施の形態１の構成で偏心組み立てした場合のそれぞれのガス漏れ量を比較して示している。

この表３から分かるように、従来例１のものと比べると、この実施の形態１のものでは、ローラ半径隙間漏れ量が約６０％に、漏れ損失が３５％に低減されている。

このように、この実施の形態１では、漏れ低減機構２０を設けることにより、圧縮室１１側から吸入室１０側に向けて生じるローラ半径隙間漏れＬ１を大幅に低減できる。これにより、高圧で動作する場合のシリンダ５内のガス漏れ、特にＣＯ_２を冷媒ガスとした場合のガス漏れ損失を可及的に低減することが可能になり、従来よりも高効率化を図ることができる。

実施の形態２．
図３はこの実施の形態２における回転式圧縮機の構成を示す横断面図であり、図１および図２に示した実施の形態１と対応する構成部分には同一の符号を付す。

この実施の形態２における回転式圧縮機の特徴は、例えば、クランク軸２がローラ７と共に図中矢印（符号Ｍ）で示すように時計方向に回転されるとした場合、圧縮圧力が吐出圧力以上となる角度領域（例えばベーン６位置を起点としてクランク軸２の角度θ＝２１０°〜３４５°の範囲）に漏れ低減機構２０を設けるのみならず、圧縮室１１の圧力が吐出圧力に達する以前の角度領域（例えばクランク軸２の角度θ＝１５°〜１８０°の範囲）にも漏れ低減機構３０をシリンダ５の内周面に沿って設けていることである。

この場合の低圧角度領域に設けられている漏れ低減機構３０は、高圧角度領域に設けられている漏れ低減機構２０と基本的に同じ構成である。また、この実施の形態２における回転式圧縮機の基本的な全体構成は、実施の形態１の場合と同じであるので、ここでは詳しい説明は省略する。

図４はこの実施の形態２の回転式圧縮機と従来例のものとについて、クランク軸２の角度θに対する圧縮特性を比較して示すもので、同図（ａ）はクランク軸２の角度θに対する圧縮室１１内の圧力変化を示す。同図（ｂ）はクランク軸２の角度θに対するローラ半径隙間Δ１の変化を示す。同図（ｃ）はクランク軸２の角度θに対するローラ半径隙間漏れＬ１の流量変化を示す。

従来の通常の同心組み立てでは、図４（ｂ）の破線で示すように、クランク軸２の角度θが１８０°付近でローラ半径隙間Δ１は最小となり、３６０°付近で最大となるため、図４（ｃ）の破線で示すように、圧縮室１１の圧力が高い領域（θ＞１８０°）でローラ半径隙間漏れＬ１が非常に大きくなる。また、従来の偏心組み立てでは、図４（ｂ）の実線で示すように、クランク軸２の角度θが１８０°よりも大きい領域でローラ半径隙間Δ１をある程度まで小さくできるので、従来の同心組み立てに比べてローラ半径隙間漏れ総量が８５％、漏れ損失を６８％に低減することができる。

これに対して、この実施の形態２では、圧縮室１１内の圧縮圧力が吐出圧力以上となる角度領域（θ＝２１０°〜３４５°）、ならびに圧縮室１１内の圧縮圧力が吐出圧力に達する以前の角度領域（θ＝１５°〜１８０°）の双方に漏れ低減機構２０，３０を配置しているので、図４（ｂ）の一点鎖線で示すように、広い角度θ範囲にわたってローラ半径隙間Δ１を小さくすることができる。これに伴い、図４（ｃ）の一点鎖線で示すように、広い角度θ範囲にわたってローラ半径隙間漏れＬ１も低減することができる。特に偏心組み立てを用いるときには、表３に示すように、従来の通常の同心組み立ての場合に比べてローラ半径隙間漏れＬ１を約３０％に、漏れ損失を約２９％に削減することができた。

このように、実施の形態２では、圧縮室１１内の圧縮圧力が吐出圧力以上となる角度領域（θ＝２１０°〜３４５°）、ならびに圧縮室１１内の圧縮圧力が吐出圧力に達する以前の角度領域（θ＝１５°〜１８０°）の双方に漏れ低減機構２０，３０を配置しているので、実施の形態１の場合よりもさらにローラ半径隙間漏れＬ１を低減することができる。

実施の形態３．
図５はこの実施の形態３における回転式圧縮機の要部構成を示す横断面図であり、図３に示した実施の形態２と対応する構成部分には同一の符号を付す。

この実施の形態３における回転式圧縮機の特徴は、図３に示した実施の形態２の構成に加えて、さらにローラ７の上下の各軸受け３，４との接触面上にスパイラル溝３３が形成されていることである。この場合、クランク軸２がローラ７と共に図中矢印（符号Ｍ）で示すように時計方向に回転されるとした場合、スパイラル溝３３は、回転円の接線方向から外側に外れる方向に形成されている。

なお、この実施の形態３におけるその他の構成は、図３に示した実施の形態２の場合と同様であるから、ここでは詳しい説明は省略する。

この実施の形態３のように、ローラ７の上下の各軸受け３，４との対向面にスパイラル溝３３を形成すると、密閉容器１内が冷媒ガスの吐出圧力と等しい高圧シェルにおいては、このスパイラル溝３３はローラ７の回転に伴ってローラ７外周側からクランク軸２側に向けて潤滑油を吸い込むように作用するので、高圧側のクランク軸２側からシリンダ５内に向けて漏れる油の量を減少させることができる。しかも、油膜が厚くなるので、圧縮室１１側から吸入室１０側へのローラ周方向漏れＬ２やローラ径方向漏れＬ３を低減することができ、圧縮性能の効率を高めることができる。

図７には、この実施の形態３における回転式圧縮機により冷媒ガスとしてＣＯ_２を圧縮する場合の損失割合を棒グラフで示している。同じＣＯ_２を冷媒ガスとした場合の従来の回転式圧縮機の損失割合と比較すると、この実施の形態３では全体としての漏れ損失は１／３以下に低下し、また、漏れシールに必要な給油量も少なくて済むので、加熱損失も低下し、圧縮機効率が従来の場合に比べて約１０％向上して損失割合が７０％以上に改善されている。

なお、この実施の形態３では高圧シェルの場合について説明したが、密閉容器１内が冷媒ガスの吸入圧力と等しい低圧シェルにおいては、図６に示すように、スパイラル溝３４を回転円の接線方向から内側に外れる方向に形成することが好ましい。このようにすれば、このスパイラル溝３４はローラ７の回転に伴ってクランク軸２側からローラ７外周側に向けて潤滑油を吐き出すように作用するので、高圧側のシリンダ５内からクランク軸２側に向けてのガス漏れを低減することができる。

実施の形態４．
図８はこの実施の形態４における回転式圧縮機の横断面図であり、図３に示した実施の形態２と対応する構成部分には同一の符号を付す。

この実施の形態４の特徴は、図３に示した実施の形態２の構成を備えた回転式圧縮機においてローラ７の上下の各軸受け３，４との対向面にスパイラル溝３３が形成されており（ここまでは実施の形態３と同じ構成である）、さらに、これらの構成に加えてベーン６におけるベーン高さ隙間漏れＬ４およびベーン溝隙間漏れＬ５（図２０参照）を積極的に低減するための対策が施されていることである。

すなわち、ベーン６はシリンダ５に形成したベーン溝８に嵌入されてベーンばね９によってローラ７に向けて付勢されているが、この実施の形態４では、このベーン６の上下にそれぞれシール溝３６を形成するとともに、これらの各シール溝３６内にチップシール３７およびこのチップシール３７を安定保持するためのシールばね３８が設けられている。

さらに、この実施の形態４では、シリンダ５のベーン６に隣接した吸入室１０側の上下にシール溝３９を形成するとともに、このシール溝３９内にチップシール４０およびこのチップシール４０を安定保持するためのシールばね４１が設けられている。なお、上記の各シールばね３８，４１は省略することも可能である。

なお、この実施の形態４におけるその他の構成は、実施の形態２の場合と同様であるから、ここでは詳しい説明は省略する。

この実施の形態４の回転式圧縮機においては、ベーン６と上下一対の軸受け３，４間に存在する隙間により圧縮室１１側から吸入室１０側に向けて圧力が加わると各チップシール３７がこの隙間を塞ぐように作用するため、ベーン高さ隙間漏れＬ４を低減することができる。

しかも、ベーン６側面とベーン溝８との隙間を通ってベーンスロット１９からシリンダ５内へ圧力が加わると、チップシール４０がこの隙間を塞ぐように作用するため、ベーン溝隙間漏れＬ５が低減される。また同時に、圧縮室１１側から吸入室１０側に向けてベーン６が押し付けられる際の荷重が緩和されるため、ベーン６の寿命を延ばすことができる。

このように、この実施の形態４の回転式圧縮機は、ローラ半径隙間漏れＬ１およびローラ周方向漏れＬ２、ローラ径方向漏れＬ３を低減できるだけでなく、ベーン６にチップシール３７，４０を設けることでベーン高さ隙間漏れＬ４、およびベーン溝隙間漏れＬ５を有効に低減することができる。したがって、図７に示すように、実施の形態３よりもさらにガス漏れ損失を少なくでき、圧縮機効率が約７２％まで向上している。

なお、前述の実施の形態１〜実施の形態３、ならびに後述する実施の形態５〜８の各回転式圧縮機についても、同様にチップシール３７，４０を設けてベーン漏れを低減する対策を講じることが可能である。

実施の形態５．
図９はこの実施の形態５における回転式圧縮機の構成を示す横断面図、図１０は図９のＣ−Ｃ線に沿う断面図、図１１は漏れ低減機構を拡大して示す斜視図、図１２は図９のＤ−Ｄ線に沿う断面図であり、図１および図２に示した実施の形態１と対応する構成部分には同一の符号を付す。

この実施の形態５における回転式圧縮機の特徴は、ベーン６位置を起点としてクランク軸２の角度θ＝１５°〜３４５°の広い範囲にわたって漏れ低減機構４４がシリンダ５の内周面に沿って連続的に設けられている。

そして、この場合の漏れ低減機構４４は、鋳鉄等でできた円弧状をした薄肉（例えば厚さ約２ｍｍ）の可撓プレート４５（特許請求の範囲の可撓部に相当）、この可撓プレート４５の径方向外側に位置する背圧室４６、およびこの背圧室４６に密閉容器１内の圧力を伝達する圧力伝達部４７を備えて構成されている。

上記の可撓プレート４５は、シリンダ５の内周面を所定長さ分だけ切り欠いた切欠部４８に冷やしばめ等によって一体的に嵌合したもので、その内周面はシリンダ５の内周面と同径に形成されている。

背圧室４６は、可撓プレート取付用の切欠部４８に対して、その周方向に沿ってさらに細幅の溝４９を形成することにより構成されたもので、内周側が可撓プレート４５により、外周側がシリンダ５により、各軸受け３，４に対向する上下面側が円弧状の各ガスケット５０によりそれぞれ仕切られている。

圧力伝達部４７は、シリンダ５の径方向に沿って形成された連通孔により構成されており、その内端が背圧室４６に、外端が密閉容器１内にそれぞれ開口している。したがって、背圧室４６内には圧力伝達部４７を介して密閉容器１内の圧力がそのまま伝達される。これにより、可撓プレート４５の外周面側は背圧室４６からの圧力を受け、また内周面側はシリンダ５の内圧を受ける。

なお、この実施の形態５におけるその他の構成は実施の形態１の場合と同様であるから、ここでは詳しい説明は省略する。

この実施の形態５における作用効果は、前述の実施の形態２の場合と略同じであり、圧縮運転時においてローラ７の回転に伴ってシリンダ５の内圧と背圧室４６との間に圧力差が生じると、漏れ低減機構４４の可撓プレート４５が微小変形してローラ７に対して常に接触するため、圧縮室１１側から吸入室１０側に向けて生じるローラ半径隙間漏れＬ１を大幅に低減することが可能になる。

実施の形態６．
図１３はこの実施の形態６における回転式圧縮機の構成を示す横断面図、図１４は漏れ低減機構を拡大して示す斜視図、図１５は図１３のＥ−Ｅ線に沿う断面図であり、図１および図２に示した実施の形態１と対応する構成部分には同一の符号を付す。

この実施の形態６における回転式圧縮機の特徴は、圧縮室１１内の圧縮圧力が吐出圧力以上となる角度領域（ここでは、ベーン６位置を起点としてクランク軸２の角度θ＝２１０°〜３４５°）に、漏れ低減機構５３がシリンダ５の内周面に沿って設けられている。

この場合の漏れ低減機構５３は、例えば鋳鉄等でできた中空部材５４を備え、この中空部材５４がシリンダ５の内周面を所定長さ分だけ切り欠いた切欠部５５に冷やしばめ等によって一体的に嵌合されて構成されている。

この中空部材５４の内部には長手方向に沿って中空の背圧室５６が確保されており、この背圧室５６内に油が充填されている。また、この中空部材５４の背圧室５６と内周面との間の部分は薄肉（例えば肉厚１ｍｍ）に形成されていて可撓部５７として構成されており、この可撓部５７の内周面はシリンダ５の内周面と同径に形成されている。

さらに、可撓部５７の一部には背圧室５６とシリンダ５の内部とにそれぞれ開口する連通孔５８が形成され、この連通孔５８は油を通過しない半透過膜（図示せず）により仕切られて圧力伝達部が構成されている。これにより、圧縮室１１内の圧力が半透過膜および連通孔５８を経て背圧室５６に伝わるので、可撓部５７の外周面側は背圧室５６からの圧力を受け、また内周面側はシリンダ５の内圧を受ける。

この実施の形態６の回転式圧縮機は、圧縮運転時においてローラ７の回転に伴って圧縮室１１の圧力（これは背圧室５６の圧力と略等しい）と吸入室１０の圧力との間に圧力差が生じると、中空部材５４の可撓部５７が微小変形してローラ７の外周面に対して常に接触するようになるため、圧縮室１１側から吸入室１０側に向けて生じるローラ半径隙間漏れＬ１を大幅に低減することが可能になる。

実施の形態７．
図１６はこの実施の形態７における回転式圧縮機の構成を示す横断面図であり、図１および図２に示した実施の形態１と対応する構成部分には同一の符号を付す。

この実施の形態７の回転式圧縮機は、クランク軸２によりシリンダ５内を揺動駆動されるローラ７がその軸心をシリンダ５と偏心させて設けられており、シリンダ５にはローラ７と一体連結されて両者５，７間の空間を吸入室１０と圧縮室１１とに区画するベーン６が取り付けられている。そして、クランク軸２の回転に伴いローラ７がシリンダ５に対する接触点を移動させながら揺動して吸込口１５から吸入されたガスを圧縮して吐出口１６から吐出するようになっている。

したがって、この実施の形態７における回転式圧縮機は、ローラ７が偏心揺動運動をする関係上、漏れ低減機構６０がローラ７側に設けられている。この場合の漏れ低減機構６０の基本的な構成は、実施の形態６の場合と類似しており、中空部材６１がローラ７の外周面に沿って所定長さ分だけ切り欠いた切欠部６２に冷やしばめ等によって一体的に嵌合されている。

この中空部材６１の内部には長手方向に沿って中空の背圧室６３が確保されており、この背圧室６３内に油が充填されている。また、この中空部材６１の背圧室６３とシリンダ５側の内周面との間の部分は薄肉（例えば肉厚１ｍｍ）に形成されていて可撓部６４として構成されており、可撓部６４の外周面はローラ７の外周面と同径に形成されている。

さらに、可撓部６４の一部には背圧室６３とローラ７の内周面にそれぞれ開口する連通孔６５が形成され、この連通孔６５は油を通過しない半透過膜（図示せず）により仕切られて圧力伝達部が構成されている。これにより、密閉容器１内の圧力が連通孔６５および半透過膜を経て背圧室６３に伝わるので、可撓部６４の内周面側は密閉容器１からの圧力を受け、また外周面側はシリンダ５の内圧を受ける。

この実施の形態７の回転式圧縮機においては、圧縮運転時においてローラ７の偏心揺動運動に伴って密閉容器１の圧力とシリンダ５の内圧との間に圧力差が生じると、中空部材６１の可撓部６４が微小変形してシリンダ５の内周面に対して常に接触するようになるため、圧縮室１１側から吸入室１０側に向けて生じるローラ半径隙間漏れＬ１を大幅に低減することが可能になる。

実施の形態８．
図１７はこの実施の形態８における回転式圧縮機の構成を示す横断面図であり、図３に示した実施の形態２と対応する構成部分には同一の符号を付す。

この実施の形態８の回転式圧縮機の特徴は、図３に示した実施の形態２の構成に加えて、さらに圧縮室１１側から吸入室１０側へのローラ周方向漏れＬ２やローラ径方向漏れＬ３（図２０参照）を積極的に低減するための対策が施されていることである。

ガス漏れを防ぐために、ローラ７の各軸受け３，４との対向面に単純に通常のピストンリングを設けた場合、クランクピン１２側からシリンダ５内への給油が不十分になるばかりか、押し付け面に加わる荷重によって摩擦損失も大きくなるという不具合を生じる。

そこで、この実施の形態８では、ローラ７の各軸受け３，４との対向面において周方向に沿って複数箇所（ここでは６箇所）にそれぞれ円弧状のシール溝６７が形成されるとともに、各々のシール溝６７内に円弧状のチップシール６８およびこのチップシール６８を安定保持するシールばね６９が配置されている。しかも、各シール溝６７相互の間には径方向に沿って延びる油漏れ経路７０が確保されている。なお、シールばね６９は省略することも可能である。

これにより、ローラ７と上下一対の軸受け３，４間に存在する隙間により圧縮室１１側から吸入室１０側へ向けて圧力が加わると、各チップシール６８がその隙間を塞ぐように作用する。特に、ベーン６の先端近傍にあるチップシール６８は、周方向両端で差圧が働くのでローラ周方向漏れＬ２を有効に防止することができる。このように、この実施の形態８では、ローラ周方向漏れＬ２やローラ径方向漏れＬ３を低減することができ、圧縮性能の効率を高めることが可能になる。

なお、この実施の形態８におけるその他の構成および作用効果については、図３に示した実施の形態２と同様であるから、ここでは詳しい説明は省略する。また、この実施の形態８では、ローラ７にシール溝６７やチップシール６８を設けているが、軸受け３，４側にこれら６７，６８，７０を設けた構成とすることも可能である。

上記の実施の形態１〜８では、単段の回転式圧縮機について説明したが、これに限らず複数段の回転式圧縮機についても本発明を適用することが可能である。

本発明の実施の形態１における回転式圧縮機の横断面図である。 図１のＢ−Ｂ線に沿う断面図である。 実施の形態２における回転式圧縮機の構成を示す横断面図である。 実施の形態２の回転式圧縮機と従来例のものとを比較して、クランク軸２の角度θに対する圧縮特性を示す特性図である。 実施の形態３における回転式圧縮機の要部構成を示す横断面図である。 低圧シェル形の回転式圧縮機においてローラにスパイラル溝を形成した場合の横断面図である。 実施の形態３，４における回転式圧縮機により冷媒ガスとしてＣＯ_２を圧縮する場合の損失割合を従来例と比較して示す棒グラフである。 実施の形態４における回転式圧縮機の横断面図である。 実施の形態５における回転式圧縮機の構成を示す横断面図である。 図９のＣ−Ｃ線に沿う断面図である。 図９の構成における漏れ低減機構を拡大して示す斜視図である。 図９のＤ−Ｄ線に沿う断面図である。 実施の形態６における回転式圧縮機の構成を示す横断面図である。 図１３の構成における漏れ低減機構を拡大して示す斜視図である。 図１３のＥ−Ｅ線に沿う断面図である。 実施の形態７における回転式圧縮機の構成を示す横断面図である。 実施の形態８における回転式圧縮機の構成を示す横断面図である。 従来の回転式圧縮機の縦断面図である。 図１８のＡ−Ａ線に沿う横断面図である 高圧シェル形の従来の回転式圧縮機における各種のガス漏れの状況を示す説明図である。 従来の回転式圧縮機におけるガス漏れの割合を示す円グラフである。

符号の説明

１ 密閉容器、２ クランク軸、３，４ 軸受け、５ シリンダ、６ ベーン、
７ ローラ、８ ベーン溝、１０ 吸入室、１１ 圧縮室、１５ 吸込口、
１６ 吐出口、２０ 漏れ低減機構、２１ 可撓部、２２ 背圧室、
２３ 圧力伝達部、３０ 漏れ低減機構、３３，３４ スパイラル溝、
３７，４０ チップシール、４４ 漏れ低減機構、４５ 可撓プレート、
４６ 背圧室、４７ 圧力伝達部、５３ 漏れ低減機構、５６ 背圧室、
５７ 可撓部、５８ 連通孔（圧力伝達部）、６０ 漏れ低減機構、６３ 背圧室、６４ 可撓部、６５ 連通孔（圧力伝達部）、６８ チップシール。

Claims (9)

1. 密閉容器内には、クランク軸を回転自在に支持する一対の軸受けが配置され、かつ両軸受けの間にはシリンダおよび上記クランク軸によりシリンダ内を回転駆動されるローラがその軸心をシリンダと偏心させて設けられており、上記シリンダにはローラに当接して両者間の空間を吸入室と圧縮室とに区画するベーンが設けられるとともに、吸込口および吐出口が形成され、上記クランク軸の回転に伴い上記ローラがシリンダに対する接触点を移動させながら回転して吸込口から吸入された冷媒ガスを圧縮して吐出口から吐出する回転式圧縮機において、
   上記シリンダには、その内周面に沿って上記密閉容器と上記シリンダの内圧との差圧、もしくは圧縮室圧力と吸入室圧力との差圧により撓んでローラに接触する漏れ低減機構が設けられていることを特徴とする回転式圧縮機。
2. 気密容器内には、クランク軸を回転自在に支持する一対の軸受けが配置され、かつ両軸受けの間にはシリンダおよび上記クランク軸によりシリンダ内を揺動駆動されるローラがその軸心をシリンダと偏心させて設けられており、上記シリンダにはローラと一体連結されて両者間の空間を吸入室と圧縮室とに区画するベーンが取り付けられるとともに、吸込口および吐出口がそれぞれ形成され、クランク軸の回転に伴いローラがシリンダに対する接触点を移動させながら揺動して吸込口から吸入された冷媒ガスを圧縮して吐出口から吐出する回転式圧縮機において、
   上記シリンダには、その内周面に沿って上記密閉容器と上記シリンダの内圧との差圧、もしくは圧縮室圧力と吸入室圧力との差圧により撓んでローラに接触する漏れ低減機構が設けられていることを特徴とする回転式圧縮機。
3. 上記漏れ低減機構は、圧縮室内の圧縮圧力が吐出圧力以上となる角度領域に配置されていることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の回転式圧縮機。
4. 上記漏れ低減機構は、圧縮室内の圧縮圧力が吐出圧力以上となる角度領域、ならびに圧縮室内の圧縮圧力が吐出圧力に達する以前の角度領域の双方に配置されていることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の回転式圧縮機。
5. 上記漏れ低減機構は、上記ローラに接触する可撓部、この可撓部の径方向外側に位置する背圧室、およびこの背圧室に上記密閉容器内の圧力または上記圧縮室内の圧力を伝達する圧力伝達部を備えて構成されていることを特徴とする請求項１ないし請求項４のいずれか１項に記載の回転式圧縮機。
6. 上記ローラの各軸受けとの接触面にはスパイラル溝が形成されていることを特徴とする請求項１ないし請求項５のいずれか１項に記載の回転式圧縮機。
7. 上記ローラと上記軸受けのいずれか一方側には、両者間の隙間をシールする円弧状のチップシールを周方向に沿って順次配置するとともに、各チップシール相互の間には径方向に沿って延びる油漏れ経路が確保されていることを特徴とする請求項１ないし請求項６のいずれか１項に記載の回転式圧縮機。
8. 上記シリンダのベーンに近接した吸入室側には、上記ベーンを取り付けるために形成されたベーン溝との隙間をシールするチップシールが設けられていることを特徴とする請求項１ないし請求項７のいずれか１項に記載の回転式圧縮機。
9. 上記冷媒ガスはＣＯ_２であることを特徴とする請求項１ないし請求項８のいずれか１項に記載の回転式圧縮機。

Images