JP2007187085A - 多段ロータリ型流体機械 - Google Patents

Abstract

【課題】従来の多段ロータリ型流体機械において、シャフトには、第１の偏心部と第２の偏心部が異なる方向に形成されており、シャフトの高精度な加工が困難であるとともに加工コストが高くなっていた。
【解決手段】シャフト２０１に、中板２０２を貫通して第１のピストン１０９と第２のピストン１１０の両方と嵌合する１個の偏心部２０１ａを設け、中板２０２の穴と、第１のピストン１０９および第２のピストン１１０の径はそれぞれ所定の寸法に設計することにより、第１のピストン１０９の下端面と中板２０２のシール面１０９ａ、および、第２のピストン１１０の上端面と中板２０２におけるシール面１１０ａをそれぞれ確保しつつ、シャフト２０１の形状がシンプルになることによる加工の高精度化と低コスト化を実現する。
【選択図】図１

Description

本発明は、冷凍冷蔵庫や空調機等の冷凍サイクルに圧縮機や膨張機として用いることができるロータリ型流体機械に関する。

多段ロータリ型流体機械における膨張機として、冷凍サイクル装置の冷媒が膨張する際の膨張エネルギーを回収する目的で用いられる２段ロータリ型の膨張機が知られている（例えば、特許文献１参照）。以下、２段ロータリ型膨張機の構成について説明する。なお、特許文献１においては、膨張機と圧縮機が一体に構成され、膨張機で回収した動力はシャフトにより圧縮機に伝達されるが、以下の説明では、膨張機は発電機を駆動し、電気エネルギーを圧縮機の駆動エネルギーの一部に用いるものとする。

図１０は、従来の２段ロータリ型膨張機１００の構成を示す縦断面図である。図１１（ａ）は、図１０の２段ロータリ型膨張機１００のＤ１−Ｄ１線における横断面図、図１１（ｂ）は、図１０の２段ロータリ型膨張機１００のＤ２−Ｄ２線における横断面図である。

発電機１０１は、密閉容器１０２に固定されたステータ１０１ａと、シャフト１０３に固定されたロータ１０１ｂからなる。シャフト１０３は、中板１０４、および、中板１０４によってそれぞれ独立するように仕切られた第１のシリンダ１０５とその内部に配置された第１のピストン１０９、および、第２のシリンダ１０６とその内部に配置された第２のピストン１１０を貫通し、軸受１０７、１０８によって回転自在に支持されている。シャフト１０３には、第１の偏心部１０３ａと第２の偏心部１０３ｂが設けられ、第１の偏心部１０３ａには第１のピストン１０９が、第２の偏心部１０３ｂには第２のピストン１１０が嵌合する。

第１のシリンダ１０５と第１のピストン１０９、および、第２のシリンダ１０６と第２のピストン１１０の高さと径は、第１のシリンダ１０５と第１のピストン１０９により形成される三日月形状の空間が、第２のシリンダ１０６と第２のピストン１１０により形成される三日月形状の空間よりも小さくなるように設定されている。

また、第１のシリンダ１０５および第２のシリンダ１０６には、ベーン溝１０５ａおよび１０６ａがそれぞれ形成されている。ベーン溝１０５ａ、１０６ａにより、それぞれ往復動自在に保持された第１のベーン１１１および第２のベーン１１２は、それぞれの背面側に設けたばね１１３、１１４のばね力と差圧力により、先端側が各ピストン１０９、１１０に密着している。

第１のシリンダ１０５と第１のピストン１０９により形成される三日月形状の空間は、仕切り部材である第１のベーン１１１により吸入側空間の作動室１１５ａと吐出側空間の作動室１１５ｂに、また、第２のシリンダ１０６と第２のピストン１１０により形成される三日月形状の空間は、仕切り部材である第２のベーン１１２により吸入側空間の作動室１１６ａと吐出側空間の作動室１１６ｂに区画される。第１のシリンダ１０５に設けられた吸入孔１０５ｂは、作動室１１５ａに連通しており、作動室１１５ｂと作動室１１６ａは、中板１０４に設けられた連通孔１０４ａで連通して１つの空間を形成している。また、第２のシリンダ１０６に設けられた吐出孔１０６ｂは、作動室１１６ｂに連通している。

なお、連通孔１０４ａの長さを最短とするために、第１のシリンダ１０５と第２のシリンダ１０６をシャフト１０３の軸周りに回転した位置に配置し、作動室１１５ｂと作動室１１６ａを結ぶ連通孔１０４ａを中板１０４の上下面に対して略垂直に形成している。また、シャフト１０３の第１の偏心部１０３ａと第２の偏心部１０３ｂは、第１のシリンダ１０５と第１のピストン１０９、および、第２のシリンダ１０６と第２のピストン１１０のそれぞれの回転位置に合わせて、シャフト１０３の軸周りに回転した位置に配置されている。

高圧の作動流体は、吸入管１１７から吸入孔１０５ｂを経て、第１のシリンダ１０５内の作動室１１５ａに吸入される。シャフト１０３の回転運動に伴って作動室１１５ａの容積が拡大し、やがて、作動室１１５ａが作動室１１５ｂへと移行すると、吸入行程が終了する。作動室１１５ｂは、第２のシリンダ１０６内の作動室１１６ａと連通孔１０４ａを通じて１つの作動室を形成しているのだが、高圧の作動流体は、その連通した作動室の容積が徐々に増加する方向、すなわち、作動室１１５ｂの容積が減少し、作動室１１６ａの容積が増加する方向へとシャフト１０３を回転させ、発電機１０１を駆動する。シャフト１０３の回転に伴って作動室１１５ｂが消滅し、やがて、作動室１１６ａが吐出孔１０６ｂと連通する作動室１１６ｂへと移行すると、膨張行程が終了する。そして、低圧となった作動流体は吐出孔１０６ｂから吐出管１１８へと吐出される。
特開２００５−１０６０４６号公報

図１０および図１１に示す従来の２段ロータリ型膨張機では、シャフト１０３には、第１の偏心部１０３ａと第２の偏心部１０３ｂが異なる方向に形成されている。従って、シャフト１０３を加工するには、主軸と第１の偏心部１０３ａ、第２の偏心部１０３ｂの異なる３つの円筒面を形成する必要があり、軸を持ち替えてそれぞれの円筒面を削り出さねばならない。軸の持ち替えの際にはチャックの位置決め誤差が生じ易い。

また、第１の偏心部１０３ａと第２の偏心部１０３ｂの偏心量は、第１のシリンダ１０５と第１のピストン１０９、および、第２のシリンダ１０６と第２のピストン１１０におけるシールクリアランスを決定する重要なものなので、シャフト１０３の加工には非常に高い加工精度を要する。例えば、シールクリアランスが狭すぎると、第１のシリンダ１０５と第１のピストン１０９、および、第２のシリンダ１０６と第２のピストン１１０がそれぞれ干渉し合うために、摩耗が生じて信頼性を損ねる。一方、シールクリアランスが広すぎると、第１のシリンダ１０５と第１のピストン１０９の間、および、第２のシリンダ１０６と第２のピストン１１０の間の各隙間から冷媒漏れが多くなり、性能が低下する。

このように、シャフト１０３の高精度な加工は非常に難しく、加工コストが高価となる。

本発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであり、シャフト１０３の偏心部を１つとし、そこに第１のピストン１０９および第２のピストン１１０を嵌合させることにより、高性能、高信頼性を持つことができる上に、低コストな多段ロータリ型流体機械を提供することを目的としている。

上述した課題を解決するために、本発明の多段ロータリ型流体機械は、円筒面を有するシリンダ、前記シリンダの内側で偏心回転するピストン、前記シリンダと前記ピストンの間の空間を吸入側空間と吐出側空間に仕切る仕切り部材を有するロータリ型の流体機構をｎ個（ｎは２以上の整数）と、１番目の前記流体機構の前記吸入側空間へ作動流体を吸入する吸入孔と、ｋ番目（ｋは１からｎ−１までの整数）の前記流体機構の前記吐出側空間と（ｋ＋１）番目の前記吸入側空間を結び１つの空間を形成する連通孔と、ｎ番目の前記流体機構の前記吐出側空間から作動流体を吐出する吐出孔と、ｎ個の前記ピストンが嵌合する１つの偏心部を有するシャフトとを備える。

また、前記各シリンダは、前記連通孔の長さが最短と成る姿勢で配置されていることを特徴とする。

また、前記シャフトの前記偏心部は、前記シャフトの軸方向に垂直な（ｎ−１）個の切込みを備えていることを特徴とする。

本発明によれば、多段ロータリ型流体機械において、シャフトに偏心部を１つだけ設けることで、各段のシリンダに対応した偏心部を設ける場合と比べて、シャフトを低コストで構成することができると共に、シャフトの加工精度の向上による信頼性と性能の向上も図ることができる。従って、低コストで高信頼性、高効率な多段ロータリ型流体機械を提供することができる。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、いずれの実施の形態も多段ロータリ型流体機械の例として２段ロータリ型膨張機を用いて説明を行うが、これに限定されるものではない。

（実施の形態１）
本発明の実施の形態１における２段ロータリ型膨張機２００の構成は、シャフト２０１と中板２０２、および、第１のシリンダ１０５と第２のシリンダ１０６の位置関係を除いて、図１０、図１１を用いて説明した従来の２段ロータリ型膨張機１００と同様の構成である。従来例と同一機能部品については同一番号を使用し、従来例と同一の構成および作用の説明は省くことにする。

図１は、本実施の形態１の２段ロータリ型膨張機２００の構成を示す縦断面図である。図２（ａ）は、図１の２段ロータリ型膨張機２００のＤ３−Ｄ３線における横断面図、図２（ｂ）は、図１の２段ロータリ型膨張機２００のＤ４−Ｄ４線における横断面図、図３は、図１の２段ロータリ型膨張機２００のＤ５−Ｄ５線における部分横断面図である。

従来の２段ロータリ型膨張機１００では、シャフト１０３には第１の偏心部１０３ａと第２の偏心部１０３ｂが備えられており、第１のシリンダ１０５と第２のシリンダ１０６の間と、第１の偏心部１０３ａと第２の偏心部１０３ｂの間には、中板１０４の連通孔１０４ａを最短とするために、シャフト１０３の軸周りに回転した位置にそれぞれを配置することで、回転方向の位相差を設けていた。

しかし、本実施の形態１では、第１のシリンダ１０５と第２のシリンダ１０６の間には位相差を設けず、中板２０２に設けた連通孔２０２ａは斜めにし、第１のベーン１１１と第２のベーン１１２の間を貫通する構成としている。そして、シャフト２０１には、中板２０２を貫通して第１のピストン１０９と第２のピストン１１０の両方と嵌合する１個の偏心部２０１ａを設けている。

中板２０２の穴２０２ｂは、シャフト２０１の回転に伴って偏心部２０１ａが穴２０２ｂと干渉しないように、穴２０２ｂの半径を従来よりも大きく設計し、かつ、それに見合った第１のピストン１０９の下端面と中板２０２におけるシール面１０９ａ、および、第２のピストン１１０の上端面と中板２０２におけるシール面１１０ａをそれぞれ確保する必要がある。中板２０２の設計方法を、図３を用いて以下に説明する。

点Ｏはシャフト２０１の中心、点Ｏ′は点Ｏからεだけ偏心した偏心部２０１ａの中心であり、Ｒｎは中板２０２の穴２０２ｂの半径、Ｒｅはシャフト２０１の偏心部２０１ａの半径、Ｒｐは第１のピストン１０９の外周面１０９ｂの半径である。また、Ｓｍａｘは第１のピストン１０９の下端面と中板２０２における最大シール長さ、Ｓｍｉｎは第１のピストン１０９の下端面と中板２０２における最小シール長さである。偏心部２０１ａと中板２０２の穴２０２ｂが干渉しないためのクリアランスをＣとし、点Ｏから点Ｐ１の距離に着目すると、中板２０２の穴２０２ｂの半径Ｒｎと偏心部２０１ａの半径Ｒｅの関係は（数１）で表される。

（数１）Ｒｎ＝Ｒｅ＋ε＋Ｃ
このように、中板２０２の穴２０２ｂと偏心部２０１ａが干渉しないためには、（数１）を満たすように中板２０２の穴２０２ｂを設ければよい。

また、最小シール長さＳｍｉｎは、点Ｏ′から点Ｐ２の距離と点Ｏ′から点Ｐ３の距離の差であり、（数２）で表される。

（数２）Ｓｍｉｎ＝Ｒｐ−（Ｒｎ＋ε）
上記（数１）と（数２）から中板２０２の穴２０２ｂの半径Ｒｎの文字を消去し、第１のピストン１０９の外周面１０９ｂの半径Ｒｐで整理すると、（数３）のようになる。

（数３）Ｒｐ＝Ｓｍｉｎ＋Ｒｅ＋２ε＋Ｃ
このように、必要な最小シール長さＳｍｉｎが決まれば、（数３）を用いて第１のピストン１０９の外周面１０９ｂの半径Ｒｐを求めることができる。なお、第２のピストン１１０の外周面の半径も同様にして求めることができる。

本実施の形態１では、シャフト２０１に１つの偏心部２０１ａを設ける構成としたことにより、偏心方向の異なる２つの偏心部１０３ａ、１０３ｂを設けていた従来の２段ロータリ型膨張機と比べ、シャフト２０１の加工が容易となる。すなわち、従来の２段ロータリ型膨張機のシャフト１０３の加工過程における軸の持ち替えの際には、チャックの位置決め誤差が生じ易いので非常に慎重に行う必要があり、加工コストが高価となる。それに対し、本発明の実施の形態１では、シャフト２０１には１つの偏心部２０１ａのみを設けるだけなので、加工時の軸の持ち替えが減って加工精度が高まると同時に、加工コストを低減することが可能となり、高信頼性を持つことができる上に、低コストな２段ロータリ型膨張機を提供することができる。

（実施の形態２）
本発明の実施の形態２における２段ロータリ型膨張機３００の構成は、シャフト２０１を除いて、図１０、図１１を用いて説明した従来の２段ロータリ型膨張機１００と同様の構成である。従来例と同一機能部品については同一番号を使用し、従来例と同一の構成および作用の説明は省くことにする。

図４は、本実施の形態２の２段ロータリ型膨張機３００の構成を示す縦断面図である。図５（ａ）は、図４の２段ロータリ型膨張機３００のＤ６−Ｄ６線における横断面図、図５（ｂ）は、図４の２段ロータリ型膨張機３００のＤ７−Ｄ７線における横断面図である。

従来の２段ロータリ型膨張機１００では、シャフト１０３には偏心方向の異なる第１の偏心部１０３ａと第２の偏心部１０３ｂが備えられていたが、本実施の形態２では、実施の形態１と同様、シャフト２０１に、中板１０４を貫通して第１のピストン１０９と第２のピストン１１０の両方と嵌合する１個の偏心部２０１ａを設けている。

中板１０４の穴１０４ｂは、シャフト２０１の回転に伴って偏心部２０１ａが穴１０４ｂと干渉しないように、穴１０４ｂの半径を従来よりも大きく設計し、かつ、それに見合った第１のピストン１０９の下端面と中板１０４におけるシール面１０９ａ、および、第２のピストン１１０の上端面と中板１０４におけるシール面１１０ａをそれぞれ確保する必要がある。中板１０４の設計方法は、図３を用いて説明した実施の形態１と同様である。

なお、本実施の形態２では、第１のシリンダ１０５と第２のシリンダ１０６は、シャフト２０１の軸周りに回転した位置に配置、すなわち、回転方向に位相差を設けているのに対し、シャフト２０１の偏心部２０１ａに嵌合する第１のピストン１０９および第２のピストン１１０の位相は同じである。これにより、第１のシリンダ１０５の作動室１１５ａ、１１５ｂと、第２のシリンダ１０６の作動室１１６ａ、１１６ｂの間では、容積変化のタイミングが位相差の分だけずれる。各作動室１１５ａ、１１５ｂ、１１６ａ、１１６ｂの容積変化のタイミングに関して、図６（ａ）、（ｂ）を用いて以下に説明する。

図６（ａ）は、従来の２段ロータリ型膨張機のシャフト１０３の回転角と各作動室１１５ａ、１１５ｂ、１１６ａ、１１６ｂの容積変化の関係を示す図である。図６（ａ）に示すように、第１のシリンダ１０５の作動室１１５ａでは回転角０〜３６０ｄｅｇの間に吸入過程が行われ、その後、作動室１１５ａは作動室１１５ｂに移行し、回転角３６０〜７２０ｄｅｇの間で作動室１１５ｂは第２のシリンダ１０６の作動室１１６ａと中板１０４に設けられた連通孔１０４ａで結ばれて１つの作動室として機能し、膨張過程を行う。その後、第２のシリンダ１０６の作動室１１６ａは作動室１１６ｂに移行し、回転角７２０〜１０８０ｄｅｇの間で作動室１１６ｂは吐出過程を行う。

それに対して、図６（ｂ）は、本発明の２段ロータリ型膨張機のシャフト２０１の回転角と各作動室１１５ａ、１１５ｂ、１１６ａ、１１６ｂの容積変化の関係を示す図である。図６（ｂ）に示すように、第１のシリンダ１０５に対する第２のシリンダ１０６の位相が△θだけ早いとすると、図６（ａ）の場合と比べて第２のシリンダ１０６の作動室１１６ａ、１１６ｂの動作タイミングが△θだけ早くなる。

このため、吸入過程が終了するシャフト２０１の回転角３６０ｄｅｇにおいて、作動室１１５ａの容積が作動室１１５ｂと作動室１１６ａの容積の和に移行する前に、作動室１１６ａには△Ｖの不連続期間の容積が生じる。すなわち、シャフト２０１の回転角３６０ｄｅｇにおいて、作動室１１５ａは作動室１１５ｂに移行すると同時に、中板１０４の連通孔１０４ａを通じて第２のシリンダ１０６の作動室１１６ａと結ばれて１つの作動室として機能するのだが、作動室１１６ａではすでに不連続期間の容積△Ｖが流入しているので、連通した瞬間には不連続期間の容積△Ｖ分の増加が生じる。そして、この不連続期間の容積△Ｖは、位相差△θが大きくなるほど拡大する。

図７に、第１のシリンダ１０５と第２のシリンダ１０６の位相差△θと作動室の不連続期間の容積△Ｖとの関係を示す。なお、不連続期間の容積△Ｖは、作動室１１６ａの容積の最大値Ｖｍａｘを基準とした割合とする。図７に示すように、不連続期間の容積△Ｖは、位相差△θの増加とともに、次第に増加割合を増す。

不連続期間の容積△Ｖが大きくなると、吸入過程で作動室１１５ａに流入した高圧の作動流体が、低圧の不連続期間の容積△Ｖに対して非可逆的に膨張しながら流入して膨張機としての効率を低下させるので、不連続期間の容積△Ｖはできるだけ小さくすることが望ましい。第１のシリンダ１０５と第２のシリンダ１０６の位相差△θは、中板１０４の連通孔１０４ａを中板１０４の厚みに対して略垂直方向に最短に設けるためのもので、通常は３０ｄｅｇ程度あれば十分である。このときの△Ｖ／Ｖｍａｘは１．７％程度であるが、位相差△θが４５ｄｅｇの場合には３．８％となって倍増する。

従って、第１のシリンダ１０５と第２のシリンダ１０６の位相差△θは、必要十分な３０ｄｅｇ、あるいはそれ以下に設定すれば、膨張機としての効率を低下させることなく機能させることができる。

本実施の形態２では、第１のシリンダ１０５と第２のシリンダ１０６に回転方向の位相差を設けた上で、シャフト２０１の１つの偏心部２０１ａに第１のピストン１０９と第２のピストン１１０を嵌合する構成としたことにより、連通孔１０４ａを中板１０４の厚み方向に対して最短で設けることができる。従って、デッドボリュームとなる連通孔１０４ａの容積が減り、かつ、連通孔１０４ａでの圧損が減る。さらに、本実施の形態２によれば、作動室の不連続期間の容積△Ｖの変化による膨張機の効率低下をさせることなく、高効率化の効果が得られる。

また、本実施の形態２では、シャフト２０１に１つの偏心部２０１ａを設ける構成としたことにより、実施の形態１と同様の効果が得られるのは言うまでも無い。

（実施の形態３）
本発明の実施の形態３における２段ロータリ型膨張機４００の構成は、シャフト４０１を除いて、図１０、図１１を用いて説明した従来の２段ロータリ型膨張機１００と同様の構成である。従来例と同一機能部品については同一番号を使用し、従来例と同一の構成および作用の説明は省くことにする。

図８は、本実施の形態３における２段ロータリ型膨張機４００の構成を示す縦断面図である。図９は、図８の２段ロータリ型膨張機４００のＤ８−Ｄ８線における横断面図である。

従来の２段ロータリ型膨張機１００では、シャフト１０３には偏心方向の異なる第１の偏心部１０３ａと第２の偏心部１０３ｂが備えられていたが、本実施の形態３では、シャフト４０１に、中板１０４を貫通して第１のピストン１０９と第２のピストン１１０の両方と嵌合する１個の偏心部４０１ａを設けている。また、偏心部４０１ａには、中板１０４が貫通する部分に、中板１０４の穴１０４ｂとの干渉を避けるための切込み４０１ｂが設けられている。切込み４０１ｂは、シャフト４０１の中心である点Ｏを中心とする中板１０４の穴１０４ｂの半径Ｒｎが、偏心部４０１ａと干渉することなくできるだけ小さな値となるように、偏心部４０１ａの中心点Ｏ′から遠い部分に設ける。例えば、図９の場合、偏心部４０１ａに対して縦方向に２つの垂直な平面でＶ字型に切込みを設けることで、中板１０４の穴１０４ｂとの干渉を避けることができる。このように、切込み４０１ｂは容易に形成可能であって加工精度は必要なく、また、形状もこの限りではない。

本実施の形態３では、シャフト４０１の偏心部４０１ａに切込み４０１ｂを設けることにより、中板１０４を貫通して第１のピストン１０９と第２のピストン１１０の両方と嵌合する１個の偏心部４０１ａを設けた場合でも、従来の２段ロータリ型膨張機と同様に、中板１０４の穴１０４ｂを偏心部４０１ａと同程度まで小さくできるので、実施の形態１および２のように、中板１０４の穴が大きくなった分だけ第１のピストン１０９と第２のピストン１１０の径を増してシール面１０９ａ、１１０ａを確保する必要がなく、コンパクトに構成することができる。

以上、本発明の実施の形態１〜３では、２段ロータリ型膨張機の場合を例にとって説明してきたが、必ずしもこの限りでは無く、圧縮機や真空ポンプでも同様であることは言うまでも無い。また、３段以上の多段型でも同様の効果が得られることは言うまでもない。

本発明の多段ロータリ型流体機械は、冷凍サイクルにおける冷媒の膨張エネルギーを回収して動力回収手段とする多段ロータリ型膨張機として有用であるとともに、冷凍サイクル以外の圧縮性流体からのエネルギー回収を動力回収手段とする多段ロータリ型流体機械としても有用である。

本発明の実施の形態１における２段ロータリ型膨張機の縦断面図 （ａ）図１に示す２段ロータリ型膨張機のＤ３−Ｄ３線における横断面図（ｂ）図１に示す２段ロータリ型膨張機のＤ４−Ｄ４線における横断面図 図１に示す２段ロータリ型膨張機のＤ５−Ｄ５線における横断面図 本発明の実施の形態２における２段ロータリ型膨張機の縦断面図 （ａ）図４に示す２段ロータリ型膨張機のＤ６−Ｄ６線における横断面図（ｂ）図４に示す２段ロータリ型膨張機のＤ７−Ｄ７線における横断面図 （ａ）従来の２段ロータリ型膨張機のシャフトの回転角と各作動室の容積変化の関係を示す図（ｂ）図４に示す２段ロータリ型膨張機のシャフトの回転角と各作動室の容積変化の関係を示す図 第１のシリンダと第２のシリンダの位相差△θと各作動室の不連続期間の容積△Ｖの関係を示す図 本発明の実施の形態３における２段ロータリ型膨張機の縦断面図 図８に示す２段ロータリ型膨張機のＤ８−Ｄ８線における横断面図 従来の２段ロータリ型膨張機の縦断面図 （ａ）図１０に示す２段ロータリ型膨張機のＤ１−Ｄ１線における横断面図（ｂ）図１０に示す２段ロータリ型膨張機のＤ２−Ｄ２線における横断面図

符号の説明

１００，２００，３００，４００ ２段ロータリ型膨張機
１０１ 発電機
１０２ 密閉容器
１０３，２０１，４０１ シャフト
１０３ａ 第１の偏心部
１０３ｂ 第２の偏心部
１０４，２０２ 中板
１０４ａ，２０２ａ 連通孔
１０４ｂ，２０２ｂ 穴
１０５ 第１のシリンダ
１０６ 第２のシリンダ
１０９ 第１のピストン
１０９ａ，１１０ａ シール面
１０９ｂ 第１のピストンの外周面
１１０ 第２のピストン
１１５ａ，１１６ａ （吸入側空間の）作動室
１１５ｂ，１１６ｂ （吐出側空間の）作動室
２０１ａ，４０１ａ 偏心部
４０１ｂ 切込み

Claims (3)

1. 円筒面を有するシリンダ、前記シリンダの内側で偏心回転するピストン、前記シリンダと前記ピストンとの間の空間を吸入側空間と吐出側空間に仕切る仕切り部材を有するロータリ型の流体機構をｎ個（ｎは２以上の整数）と、
   １番目の前記流体機構の前記吸入側空間へ作動流体を吸入する吸入孔と、
   ｋ番目（ｋは１からｎ−１までの整数）の前記流体機構の前記吐出側空間と（ｋ＋１）番目の前記吸入側空間を結び１つの空間を形成する連通孔と、
   ｎ番目の前記流体機構の前記吐出側空間から作動流体を吐出する吐出孔と、
   ｎ個の前記ピストンが嵌合する１つの偏心部を有するシャフトと、
   を備えた多段ロータリ型流体機械。
2. 前記各シリンダは、前記連通孔の長さが最短と成る姿勢で配置されていることを特徴とする、
   請求項１に記載の多段ロータリ型流体機械。
3. 前記シャフトの前記偏心部は、前記シャフトの軸方向に垂直な（ｎ−１）個の切込みを備えていることを特徴とする、
   請求項１または２に記載の多段ロータリ型流体機械。

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