JP2009127558A - 回転式流体機械 - Google Patents

Abstract

【課題】運転中の流体漏れを減少させて運転効率を向上させる。
【解決手段】シリンダ室（60,65）を環状ピストン（40）が外側シリンダ室（60）と内側シリンダ室（65）とに区画し、外側ブレード部（72）と内側ブレード部（73）との間に凹部（74）を有するブレード（45）が各シリンダ室（60,65）を高圧室（61,66）と低圧室（62,67）とに区画する。ピストン（40）には外側シリンダ部（38）に対面する外側ピストン側鏡板（44）と内側シリンダ部（36）に対面する内側ピストン側鏡板（41）とが連結されている。ピストン（40）の直線部（46）と凹部（74）との間の第１シール隙間（76）が、外側ブレード部（72）と外側ピストン側鏡板（44）との間の第２シール隙間（75）及び内側ブレード部（73）と内側ピストン側鏡板（41）との間の第３シール隙間（77）よりも大きい。
【選択図】図６

Description

本発明は、環状のシリンダ室において環状のピストンの内側と外側とがそれぞれ流体室になる回転式流体機械に関するものである。

従来より、環状のシリンダ室を有するシリンダと、そのシリンダ室内に配置された環状ピストンとが相対的に偏心回転運動する回転式流体機械が知られている。特許文献１には、この種の回転式流体機械として、冷媒回路を流通する冷媒を圧縮する回転式圧縮機が開示されている。この回転式圧縮機では、シリンダを構成する外側シリンダと内側シリンダとの間に環状のシリンダ室が形成され、そのシリンダ室が環状ピストンによって外側シリンダ室と内側シリンダ室とに区画され、それぞれが流体を圧縮又は膨張させる流体室になる。さらに、各シリンダ室がブレードによって高圧室と低圧室とに区画されている。このブレードは外側シリンダ室を区画する外側ブレード部と、内側シリンダ室を区画する内側ブレード部とが一体に形成されてなり、外側ブレード部と内側ブレード部との間にピストンが摺動可能に嵌め込まれる凹部が形成されている。ピストンを駆動軸によって偏心回転運動させると、各シリンダ室において低圧室側から流体が吸入され、圧縮された後に高圧室側から吐出されるようになっている。
実開昭６２−１０２８０１号公報

ところで、上記特許文献１の回転式流体機械においては、ブレードとピストンとの間に回転軸心方向の隙間が空いていると、該隙間両側の空間の間の圧力差によって、隙間を通じた流体漏れが生じてしまう。したがって、理想的には、隙間はできるだけ小さく、ブレードとピストンとが互いに接してシールされていることが望ましい。上記凹部が形成されたブレード部では、外側ブレード部の先端面、内側ブレード部の先端面及び凹部の底面がそれぞれ回転軸心方向においてピストンと接する部分である。

しかし、回転式流体機械では、高速回転する回転軸の周囲で圧縮に伴う熱や摩擦熱が発生してブレードやピストンが熱変形や熱膨張してしまう。このため、回転式流体機械の運転中には、ブレードとピストンとの間のいずれかの部分に隙間が空いてしまうことは現実的に避けられず、流体漏れが生じて回転式流体機械の運転効率が低下してしまうという問題がある。

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、運転中の流体漏れを減少させて運転効率を向上させることにある。

上記目的を達成するために、本発明に係る回転式流体機械では、ブレードとピストンとの間に隙間が生じることを許容した上で、それらの隙間相互の大きさを変えて運転効率への影響が最小限となるようにした。

具体的には、第１の発明に係る回転式流動機械は、互いに同心状に配置された外側シリンダ部（38）及び内側シリンダ部（36）の間に環状のシリンダ室（60,65）を有するシリンダ（35）と、上記シリンダ（35）に対して偏心してシリンダ室（60,65）に収納され、該シリンダ室（60,65）を外側シリンダ室（60）と内側シリンダ室（65）とに区画する環状ピストン（40）と、上記シリンダ室（60,65）に配置され、各シリンダ室（60,65）を高圧室（61,66）と低圧室（62,67）とに区画するブレード（45）とを備え、上記シリンダ（35）とピストン（40）とが相対的に偏心回転運動する回転式流体機械を対象とする。

そして、上記ピストン（40）は、周方向の一部に他の部分と連続する直線部（46）を有し、上記シリンダ（35）には、上記ブレード（45）がシリンダ径方向に摺動可能に嵌合するブレード溝（7）が形成され、上記ブレード（45）には、上記外側シリンダ室（60）を区画する外側ブレード部（72）と内側シリンダ室（65）を区画する内側ブレード部（73）との間に上記ピストン（40）の直線部（46）をその先端側から摺動可能に嵌合させた凹部（74）が形成され、上記ピストン（40）の基端には、上記外側シリンダ部（38）及び外側ブレード部（72）に対面する外側ピストン側鏡板（44）と、内側シリンダ部（36）及び内側ブレード部（73）に対面する内側ピストン側鏡板（41）とが設けられており、上記直線部（46）と凹部（74）底面との間の第１シール隙間（76）が、上記外側ブレード部（72）と外側ピストン側鏡板（44）との間の第２シール隙間（75）及び上記内側ブレード部（73）と内側ピストン側鏡板（41）との間の第３シール隙間（77）よりも大きいことを特徴としている。

ここで、上記シリンダ（35）またはピストン（40）のうち偏心回転運動する可動側の部材（40）には、シリンダ室（60,65）の内圧によって固定側の部材（35）から離反するような離反力が生じる。これに対して、上記可動側の部材（40）の背面部分には、シールリング（70）より内側の高圧空間と、高圧と低圧との中間圧に設定された背圧空間（S3）が設けられており、可動側の部材（40）を固定側の部材（35）側に押し付ける背圧が作用するようになっている。この押し付け力を作用させることにより、可動側の部材（40）が固定側の部材（35）から離反するのを防止することができ、ピストン（40）とシリンダ（35）とで形成されるシリンダ室（60,65）の気密性が保たれるようになっている。

一方、上記背圧空間（S3）には、該背圧空間（S3）の圧力を調整する背圧調整機構（80）が設けられている。この背圧調整機構（80）は、背圧空間（S3）が所定の圧力よりも高圧になると、背圧空間（S3）と吸入ポート（34）とを連通させて背圧空間（S3）を中間圧に戻すように構成されている。

そして、回転式流体機械の運転中に上記外側ブレード部（72）の先端面と外側ピストン側鏡板（44）との間に形成された第２シール隙間（75）が空いてしまうと、外側シリンダ室（60）の高圧室（61）と背圧空間（S3）とが連通し、高圧室（61）から背圧空間（S3）に流体漏れが生じて背圧空間（S3）の圧力が不安定になると同時に離反力が低下するので、可動側の部材（40）に作用する押し付け力が離反力に比べて過大となってしまう。このため、ピストン（40）とシリンダ（35）との間に作用する摩擦力が大きくなり、それに起因する動力の損失（摩擦損失）が増大してしまう。

さらに、第２シール隙間（75）が空くことで流体漏れが生じると、背圧調整機構（80）を通じて低圧空間への漏れが増加するので、容積効率が低下してしまう。

一方、上記直線部（46）の先端面と凹部（74）の底面との間に形成された第１シール隙間（76）が空いてしまうと、外側シリンダ室（60）と内側シリンダ室（65）との間で、高圧室（61,66）から低圧室（62,67）に流体漏れが生じてしまうので、容積効率が低下して流体機械の性能が低下してしまう。

また、上記内側ブレード部（73）の先端面と内側ピストン側鏡板（41）との間に形成された第３シール隙間（77）が空いてしまうと、内側シリンダ室（65）の高圧室（66）から低圧室（67）に流体漏れが生じるので、容積効率が低下してしまう。

そこで、上記第１の発明の構成によると、第１シール隙間（76）を第２シール隙間（75）及び第３シール隙間（77）よりも大きくなるように設定している。このため、運転中にブレード（45）が熱変形や熱膨張したとき、第１シール隙間（76）よりも第２及び第３シール隙間（75,77）の方が埋まりやすく、第２及び第３シール隙間（75,77）を構成する部分が第１シール隙間（76）を構成する部分よりも優先的にシールされる。

ここで、ブレード（45）は、シリンダ室（60,65）を高圧室（61,66）と低圧室（62,67）とに仕切っており、第１シール隙間（76）は、ピストン（40）とシリンダ（35）との間における高圧室（61,66）側の高圧側隙間（86）と低圧室（62,67）側の低圧側隙間（87）との間にあり、高圧側隙間（86）と低圧側隙間（87）とが連通しないようにシールしている。高圧側隙間（86）は、外側の高圧室（61）の圧力と内側の高圧室（66）の圧力との間の中間圧となっている。したがって、第１シール隙間（76）と高圧側隙間（86）及び低圧側隙間（87）とのそれぞれの差圧は、高圧と低圧との差圧よりも小さいと考えられるため、第１シール隙間（76）が第２及び第３シール隙間（75,77）と同じ間隔だけ空いていても、この第１シール隙間（76）を通る流体漏れは第２及び第３シール隙間（75,77）よりも少ない。

したがって、運転中に第１シール隙間（76）が空いてしまっても、第２及び第３シール隙間（75,77）が空く場合に比べて流体漏れが少ないので、回転式流体機械の運転効率の低下への影響が少ない。

第２の発明に係る回転式流体機械は、第１の発明に係る回転式流体機械において、上記第２シール隙間（75）よりも第３シール隙間（77）が大きい。

上記の構成によると、第２シール隙間（75）よりも第３シール隙間（77）が大きく、かつ、第３シール隙間（77）よりも第１シール隙間（76）が大きくなるように設定されている。このため、運転中にブレード（45）が熱変形や熱膨張したとき、第２シール隙間（75）の方が第１及び第３シール隙間（76,77）よりも埋まりやすく、第２シール隙間（75）を構成する部分が第１及び第３シール隙間（76,77）を構成する部分よりも優先的にシールされる。第２シール隙間（75）が空いてしまうと、背圧空間（S3）に流体が漏れてしまい、摩擦損失の増大や性能低下等の問題が生じて回転式流体機械の運転効率の低下への影響が一番大きい。このため、第２シール隙間（75）を第１及び第３シール隙間（76,77）よりも優先的にシールすることにより、運転効率の低下が抑えられる。

上記第１の発明によれば、運転中に第２及び第３シール隙間（75,77）が第１シール隙間（76）よりも優先的にシールされ、また、第１シール隙間（76）が空いてしまっても第２及び第３シール隙間（75,77）が空く場合に比べて流体漏れを減少させることができ、回転式流体機械の運転効率を向上させることができる。

上記第２の発明によれば、回転式流体機械の運転効率の低下への影響が一番大きい第２シール隙間（75）が第１及び第３シール隙間（76,77）よりも優先的にシールされるので、運転効率の低下を最小限に抑えることができる。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。

図１に示すように、実施形態に係る回転式流体機械は、ケーシング（10）内に、電動機（20）と圧縮機構（30）とが収納され、全密閉型に構成された回転式圧縮機（1）である。この回転式圧縮機（1）は、例えば、空気調和装置の冷媒回路に設けられ、蒸発器から吸入した冷媒を圧縮して凝縮器へ吐出するために用いられる。

上記ケーシング（10）は、縦長の円筒状に形成された胴部（11）と、この胴部（11）の上端部に固定された上部鏡板（12）と、胴部（11）の下端部に固定された下部鏡板（13）とで構成された密閉容器である。その上部鏡板（12）には、該上部鏡板（12）を貫通する吐出管（14）が設けられる一方、下部鏡板（13）には、該下部鏡板（13）を貫通する吸入管（15）が設けられている。吐出管（14）はケーシング（10）内部に連通し、その入口が、ケーシング（10）内の上部に配設された電動機（20）の上側の空間に開口している。一方、吸入管（15）は、ケーシング（10）内の下部に配設された圧縮機構（30）に接続されている。そして、この回転式圧縮機（1）は、圧縮機構（30）で圧縮された冷媒がケーシング（10）の内部空間へ吐出された後、吐出管（14）を通ってケーシング（10）外へ送出されるように構成されており、ケーシング（10）内が高圧の高圧空間（S2）になる。なお、ケーシング（10）の底部は、上記圧縮機構（30）の各摺動部等に供給される潤滑油が貯められる貯留部（59）になっている。

上記ケーシング（10）の内部には、上下方向に延びる駆動軸（33）が配設されていて、この駆動軸（33）を介して圧縮機構（30）及び電動機（20）が駆動連結されている。駆動軸（33）は、主軸部（33a）と偏心部（33b）とを備えている。偏心部（33b）は、駆動軸（33）の下寄りの位置で、主軸部（33a）よりも大径の円柱状に形成され、その軸心が主軸部（33a）の軸心に対して偏心している。さらに、偏心部（33b）は、後述する圧縮機構（30）のピストン（40）を貫通した状態で、該ピストン（40）に対して一体回転可能に固定されている。

また、上記駆動軸（33）の内部には、この駆動軸（33）の下端から上方へ延びる給油通路としての貫通孔（25）が形成されている。これにより、上記ケーシング（10）内の貯留部（59）の潤滑油が、ケーシング（10）内の高い圧力によって貫通孔（25）を上昇し、圧縮機構（30）の各摺動部等へ供給されるようになっている。

上記電動機（20）は、ステータ（21）とロータ（22）とを備えている。このステータ（21）は円筒形状であり、ケーシング（10）の胴部（11）の内面に固定されている。一方、ロータ（22）には、上記駆動軸（33）の主軸部（33a）が貫通していて、ステータ（21）の内側に配置され、駆動軸（33）とともに回転するように構成されている。

上記圧縮機構（30）は、ピストン（40）と、リアヘッド（50）と、シリンダ（35）とを備えている。シリンダ（35）は有底円筒状に形成されていて、リアヘッド（50）の上側に、底部が上方に位置付けられるように配設されている。

上記ピストン（40）は、図２及び図３にも示すように、駆動軸（33）の偏心部（33b）に嵌合する円筒状の軸受部（42）と、軸受部（42）の外周側に空間をあけて、軸受部（42）と同心状に設けられた環状ピストン本体部（43）とを備えている。また、ピストン（40）の基端には、内側ピストン側鏡板（41）と外側ピストン側鏡板（44）とが一体に形成されている。内側ピストン側鏡板（41）は、軸受部（42）及び環状ピストン本体部（43）の間を下端側で一体化するように設けられた円板状であり、また、外側ピストン側鏡板（44）は、環状ピストン本体部（43）の下端側から全周に亘って外側方に向かって張り出し、内側ピストン側鏡板（41）と一体に連続するように設けられている。

上記環状ピストン本体部（43）は円環が分断されずに連続して形成されている。環状ピストン本体部（43）の円環の周方向の一部分には、シリンダ径方向に直交する直線状の直線部（46）が形成され、該直線部（46）に、後述するブレード（45）が摺動可能に嵌合するようになっている。

また、上記環状ピストン本体部（43）には、外側シリンダ室（60）の低圧室（62）と内側シリンダ室（65）の低圧室（67）とを連通する貫通孔（53）が形成されている。

図１に示すように、上記リアヘッド（50）は厚肉の円板状の部材で、その外周縁部でケーシング（10）の内周面に固定されているとともに、外周上端部分がシリンダ（35）に対して密着するように固定されている。また、リアヘッド（50）の中央部分には上記駆動軸（33）の主軸部（33a）が貫通しており、その貫通孔（25）の内周面には主軸部（33a）を回転可能に支持する滑り軸受（50a）が設けられている。

上記シリンダ（35）は、図２及び図４に示すように、共に円環状で同心状に配置された外側シリンダ部（38）と内側シリンダ部（36）とを備えている。外側シリンダ部（38）の内周面と内側シリンダ部（36）の外周面とは、互いに同心状に配置された円筒面であり、その間に環状のシリンダ室（60,65）が形成されている。なお、外側シリンダ部（38）の内周面における上記環状ピストン本体部（43）の直線部（46）に対応する部分は、シリンダ径方向に直交する直線状に形成されている。

上記シリンダ（35）は厚肉の円板状に形成された平板部（39）をさらに備え、この平板部（39）の外周側には下側に向かって上記外側シリンダ部（38）が突設されており、この外側シリンダ部（38）が溶接等によってケーシング（10）の胴部（11）の内面に固定されている。また、平板部（39）の下面には、外側シリンダ部（38）の内側に上記内側シリンダ部（36）が突設されていて、これにより、内側シリンダ部（36）と外側シリンダ部（38）との間に圧縮室としての上記シリンダ室（60,65）が形成されている。

そして、上記ピストン（40）の環状ピストン本体部（43）は、上記シリンダ室（60,65）内に位置付けられている。環状ピストン本体部（43）は、外周面が外側シリンダ部（38）の内周面よりも小径で、内周面が内側シリンダ部（36）の外周面よりも大径に形成されている。このことにより、環状ピストン本体部（43）の外周面と外側シリンダ部（38）の内周面との間に外側シリンダ室（60）が形成される一方、環状ピストン本体部（43）の内周面と内側シリンダ部（36）の外周面との間に内側シリンダ室（65）が形成されている。

具体的には、上記平板部（39）と外側ピストン側鏡板（44）と外側シリンダ部（38）と環状ピストン本体部（43）とによって外側シリンダ室（60）が構成され、平板部（39）と内側ピストン側鏡板（41）と内側シリンダ部（36）と環状ピストン本体部（43）とによって内側シリンダ室（65）が構成されている。

上記シリンダ（35）の平板部（39）と内側シリンダ部（36）とピストン（40）の内側ピストン側鏡板（41）と軸受部（42）との間には、内側シリンダ部（36）の内周側で軸受部（42）の偏心回転動作を許容するための動作空間（68）が形成されている。図１及び図２の構成において、この動作空間（68）は、高圧空間になるように構成されている。

また、図２に示すように、上記ピストン（40）とシリンダ（35）とは、環状ピストン本体部（43）の外周面と外側シリンダ部（38）の内周面とが１点で実質的に接する状態（厳密にはミクロンオーダーの隙間があるが、その隙間での冷媒の漏れが問題にならない状態）において、その接点と位相が１８０°異なる位置で、環状ピストン本体部（43）の内周面と内側シリンダ部（36）の外周面とが１点で実質的に接するようになっている。

上記シリンダ（35）の平板部（39）の中央部分には、上方に向かって膨出する円筒状の軸受部（37）が形成されていて、この軸受部（37）には、該軸受部（37）を上下方向に貫通した状態で駆動軸（33）の主軸部（33a）を回転可能に支持する滑り軸受（37a）が設けられている。

また、外側シリンダ部（38）には、該外側シリンダ部（38）をシリンダ径方向に貫通する吸入ポート（34）が配置されている。この吸入ポート（34）は、一端側が外側シリンダ室（60）の低圧室（62）に開口している一方、他端側は吸入管（15）に接続されていて、これにより、上記低圧室（62）に冷媒を吸入するための吸入通路の一部を構成している。すなわち、この吸入ポート（34）は低圧空間（S1）の一部をなしている。

一方、上記シリンダ（35）には、外側吐出ポート（54）及び内側吐出ポート（55）が形成されている。これらの吐出ポート（54,55）は、それぞれ、シリンダ（35）の平板部（39）の厚み方向に貫通して形成されている。外側吐出ポート（54）の下端は外側シリンダ室（60）の高圧室（61）に臨むように開口し、内側吐出ポート（55）の下端は内側シリンダ室（65）の高圧室（66）に臨むように開口している。なお、これらの吐出ポート（54,55）には、該吐出ポート（54,55）を開閉するための吐出弁（図示せず）が設けられている。

そして、上記シリンダ（35）における上記ピストン（40）の直線部（46）に対応する位置には、略直方体形状のブレード（45）を摺動可能に嵌め込むためのブレード溝（7）がシリンダ径方向に沿って形成されている。具体的には、このブレード溝（7）は、内側シリンダ部（36）に形成された第１ブレード溝（7a）と、平板部（39）に形成された第２ブレード溝（7b）と、外側シリンダ部（38）に形成された第３ブレード溝（7c）とで構成され、これらの第１〜第３ブレード溝（7a,7b,7c）は、シリンダ径方向に沿って一直線状に連続して形成されている。

上記内側シリンダ部（36）の第１ブレード溝（7a）が形成される部分近傍はシリンダ径方向に直交する方向に直線状に形成されていて、第１ブレード溝（7a）は、この内側シリンダ部（36）の直線状の部分における周方向中心部分を厚み方向に貫通するように設けられている。一方、第３ブレード溝（7c）は、外側シリンダ部（38）の中心側端面から外周側の途中部分にまで設けられている。このブレード溝（7）にブレード（45）が嵌合し、後述するように、上記シリンダ室（60,65）が高圧室（61,66）と低圧室（62,67）とに区画されるようになっている。

そして、外側ピストン側鏡板（44）の上端面に外側シリンダ部（38）の先端面が摺接し、内側ピストン側鏡板（41）の上端面に内側シリンダ部（36）の先端面が摺接している。

一方、上記ピストン（40）における環状ピストン本体部（43）の先端面（図１の上端面）は、シリンダ（35）の内側シリンダ部（36）と外側シリンダ部（38）との間の平板部（39）に摺接し、ピストン（40）の軸受部（42）の先端面は、シリンダ（35）の内側シリンダ部（36）よりも内側の平板部（39）に摺接している。

これにより、シリンダ（35）のシリンダ部（36,38）とピストン（40）とによって気密状態のシリンダ室（60,65）が形成されている。なお、詳しくは後述するが、各シリンダ室（60,65）の気密状対を保持するために、ピストン（40）には、その背面側から押し付け力が作用するように構成されている。

図１に示すように、上記リアヘッド（50）の上面には、ピストン（40）の内側ピストン側鏡板（41）の中央部に対応した位置にシールリング（70）が設けられている。このシールリング（70）は、リアヘッド（50）とピストン（40）との間の空間をシリンダ径方向に分割するように設けられている。

そして、上記シールリング（70）よりも内周側の空間は、ケーシング（10）内の高圧空間（S2）と連通していて、上記貯留部（59）から駆動軸（33）の貫通孔（25）内を通ってきた高圧の潤滑油が供給されるように構成されている。すなわち、シールリング（70）よりも内側の空間は高圧の状態になっているため、上記ピストン（40）に対してシリンダ（35）側に押し付ける背圧が作用する。

一方、上記シールリング（70）よりも外周側の空間は背圧空間（S3）であり、該シールリング（70）を越えて進入する潤滑油や、軸受からシリンダ室（60,65）を介して漏れ出た潤滑油によって、該背圧空間（S3）内の圧力が、上記吸入ポート（34）よりも高圧で且つ上記ケーシング（10）内の高圧空間（S2）よりも低圧の中間圧になっている。このことにより、この背圧空間（S3）内の圧力も上記ピストン（40）を背面側から押し付けるように作用する。

ここで、上記ピストン（40）には、上記シリンダ室（60,65）の内圧によって、上記シリンダ（35）から離反するような離反力が生じる。これに対して、上述のような押し付け力をピストン（40）に作用させることにより、該ピストン（40）がシリンダ（35）から離反するのを防止することができ、ピストン（40）とシリンダ（35）とによって形成される上記シリンダ室（60,65）の気密性が保たれるようになっている。

ところで、上記圧縮機構３０では、運転条件によって高低圧力差（すなわち、上記低圧空間（S1）と高圧空間（S2）との圧力差）が小さくなり、ピストン（40）に作用する背圧（押し付け力）が不足する場合や、シリンダ室（60,65）からの流体漏れにより背圧空間（S3）の圧力が離反力より大きくなってしまう場合がある。そうすると、ピストン（40）の挙動が不安定になってしまうため、圧縮機構（30）には、ピストン（40）に作用する背圧（押し付け力）を高低圧力差の変化に応じて調整する背圧調整機構（80）が設けられていて、この背圧調整機構（80）によって背圧空間（S3）の背圧が調整されるようになっている。

上記背圧調整機構（80）は、背圧空間（S3）と吸入ポート（34）とを連通させる連通路（81）を備えている。この連通路（81）はシリンダ（35）からリアヘッド（50）に亘って形成され、一端が吸入ポート（34）に、他端が背圧空間（S3）に繋がっている。この連通路（81）の背圧空間（S3）側の端部には、連通路（81）の一部としての油溜まり部（82）が設けられている。この油溜まり部（82）は、背圧空間（S3）に開口するように、リアヘッド（50）の上面において断面視凹状に形成されている。そして、この油溜まり部（82）には、シールリング（70）よりも内周側の空間から背圧空間（S3）へ漏れ出た潤滑油が貯留されるようになっている。また、連通路（81）の途中には弁室（83）が形成され、この弁室（83）には、背圧空間（S3）側から順に、球状の開閉弁（84）及びバネ（85）が収納されている。バネ（85）は、開閉弁（84）を背圧空間（S3）側へ押し付ける付勢手段を構成している。

上記背圧調整機構（80）は、背圧空間（S3）と吸入ポート（34）との圧力差が所定値未満の場合には、開閉弁（84）が背圧空間（S3）側へ押されて連通路（81）が閉状態になるように構成されている。

一方、背圧空間（S3）と吸入ポート（34）との圧力差が所定値以上になると、開閉弁（84）が吸入ポート（34）側へ押されて連通路（81）が開状態となるように構成されている。連通路（81）が開状態になると、背圧空間（S3）から冷媒が連通路（81）を通って吸入ポート（34）へ流れ、背圧空間（S3）の圧力が低下する。そして、背圧空間（S3）と吸入ポート（34）との圧力差が所定値未満になると、開閉弁（84）が戻って連通路（81）が閉状態になる。つまり、圧縮機構（30）における高低圧力差が小さいときには、連通路（81）が閉状態になって背圧空間（S3）の圧力が一定に維持され、離反力に対して適切な押し付け力が維持される。また、高低圧力差が大きくなると、連通路（81）が開状態になって背圧空間（S3）の圧力が低下し、押し付け力が低下する。これにより、ピストン（40）に対する押し付け力が過剰となるのを防止でき、摩擦損失の増大を防止できるようになっている。

そして、上記シリンダ室（60,65）は、シリンダ（35）とは別体のブレード（45）によって高圧室（61,66）と低圧室（62,67）とに区画されている。図５に示すように、このブレード（45）は、外側シリンダ室（60）を区画する外側ブレード部（72）と、内側シリンダ室（65）を区画する内側ブレード部（73）とが一体に形成されてなり、両ブレード部（72,73）間に上記ピストン（40）の直線部（46）に摺動可能に遊嵌合する凹部（74）が形成された略直方体形状の部材である。このブレード（45）のシリンダ径方向の長さは、上記ブレード溝（7）のシリンダ径方向の長さよりも短くなるように設定されていて、ブレード溝（7）に嵌め込まれたブレード（45）がブレード溝（7）内をシリンダ径方向に沿って摺動するようになっている。

そして、図６に示すように、ブレード（45）は、外側ブレード部（72）の回転軸心方向に沿った長さが、ブレード溝（7）の深さとほぼ同じとなるように形成されている一方、内側ブレード部（73）の駆動軸方向の長さが、ブレード溝（7）の深さよりも僅かに短くなるように形成されている。また、ブレード（45）の凹部（74）は、その深さが環状ピストン本体部（43）の回転軸心方向に沿った高さよりも僅かに深くなるように形成されている。

そして、圧縮機構（30）が運転していない状態（冷機状態）において、外側ブレード部（72）の先端面（図６において下端面）と外側ピストン側鏡板（44）の上面との間には回転軸心方向の第２シール隙間（75）が、また環状ピストン本体部（43）の直線部（46）の先端面（図６において上端面）と凹部（74）の底面との間には回転軸心方向の第１シール隙間（76）が、さらに内側ブレード部（73）の先端面（図６において下端面）と内側ピストン側鏡板（41）の上面との間には回転軸心方向の第３シール隙間（77）がそれぞれ形成される。具体的には、外側ブレード部（72）の先端面と外側ピストン側鏡板（44）とは接しており、第２シール隙間（75）の間隔（X1）は極微小（ほぼゼロ）になっている。そして第３シール隙間（77）の間隔（X3）は第２シール隙間（75）の間隔（X1）よりも僅かに大きく、また第１シール隙間（76）の間隔（X2）は第３シール隙間（77）の間隔（X3）よりも僅かに大きくなっている（X2＞X3＞X1）。

上記環状ピストン本体部（43）の動作について詳しくは後述するが、環状ピストン本体部（43）が、ブレード（45）とともにシリンダ径方向に摺動するとともに、ブレード（45）の凹部（74）を直線部（46）で摺動してシリンダ(35)に対してシリンダ径方向に直交した方向に摺動することによって、環状ピストン本体部（43）とシリンダ（35）との接触点が上記図８（Ａ）から（Ｈ）へ順に移動することになり、シリンダ室（60,65）内で冷媒が圧縮される。なお、この図８は本実施形態に係る圧縮機構（30）の動作状態を表す図であり、図８（Ａ）から（Ｈ）まで４５°間隔で環状ピストン本体部（43）が図の時計回り方向に移動している様子を表している。

（運転動作）
次に、上記回転式圧縮機（1）の運転動作について説明する。

まず、電動機（20）を起動すると、ロータ（22）の回転が駆動軸（33）を介して圧縮機構（30）のピストン（40）に伝達される。そうすると、該ピストン（40）の環状ピストン本体部（43）が、ブレード（45）のブレード溝（7）に沿った往復運動に伴って、該ブレード(45)と一体的になってシリンダ（35）に対してシリンダ径方向に往復運動し、かつ直線部（46）でブレード（45）の凹部（74）内をシリンダ径方向に直交する方向に往復運動する。この２つの動作の組み合わせにより、上記環状ピストン本体部（43）がシリンダ（35）の外側シリンダ部（38）及び内側シリンダ部（36）に対して公転し、圧縮機構（30）が所定の圧縮動作を行う。

具体的に、上記圧縮機構（30）の外側シリンダ室（60）では、図８（Ｂ）の状態で低圧室（62）の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸（33）が図の右回りに回転して図８（Ｃ）〜図８（Ａ）の状態へ変化するのに伴って低圧室（62）の容積が増大し、冷媒が吸入管（15）及び吸入ポート（34）を通って低圧室（62）に吸入される。

上記駆動軸（33）が一回転して再び図８（Ｂ）の状態になると、上記低圧室（62）への冷媒の吸入が完了する。そして、この低圧室（62）は今度は冷媒が圧縮される高圧室（61）となり、ブレード（45）を隔てて新たな低圧室（62）が形成される。駆動軸（33）がさらに回転すると、上記低圧室（62）において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（61）の容積が減少し、該高圧室（61）で冷媒が圧縮される。高圧室（61）の圧力が所定値となって吐出空間との差圧が設定値に達すると、該高圧室（61）の高圧冷媒によって吐出弁が開き、高圧冷媒が吐出空間からケーシング（10）内の高圧空間（S2）へ流出する。

一方、内側シリンダ室（65）では、図８（Ｆ）の状態で低圧室（67）の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸（33）が図の右回りに回転して図８（Ｇ）〜図８（Ｅ）の状態へ変化するのに伴って該低圧室（67）の容積が増大し、冷媒が、吸入管（15）、吸入ポート（34）及び貫通孔（53）を通って内側シリンダ室（65）の低圧室（67）へ吸入される。

上記駆動軸（33）が一回転して再び図８（Ｆ）の状態になると、上記低圧室（67）への冷媒の吸入が完了する。そして、この低圧室（67）は今度は冷媒が圧縮される高圧室（66）となり、ブレード（45）を隔てて新たな低圧室（67）が形成される。駆動軸（33）がさらに回転すると、上記低圧室（67）において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（66）の容積が減少し、該高圧室（66）で冷媒が圧縮される。高圧室（66）の圧力が所定値となって吐出空間との差圧が設定値に達すると、該高圧室（66）の高圧冷媒によって吐出弁が開き、高圧冷媒が吐出空間からケーシング（10）内の高圧空間（S2）へ流出する。

上記外側シリンダ室（60）では、ほぼ図８（Ｅ）のタイミングで冷媒の吐出が開始され、内側シリンダ室（65）では、ほぼ図８（Ａ）のタイミングで吐出が開始される。つまり、外側シリンダ室（60）と内側シリンダ室（65）とでは、吐出のタイミングがほぼ１８０°異なっている。外側シリンダ室（60）と内側シリンダ室（65）で圧縮されてケーシング（10）内の高圧空間（S2）へ流出した高圧の冷媒は吐出管（14）から吐出され、冷媒回路で凝縮行程、膨張行程及び蒸発行程を経た後、再び回転式圧縮機（1）に吸入される。

ここで、上記ピストン（40）とリアヘッド（50）との間の空間のうち、シールリング（70）によって区画された内側の空間内は、上記高圧空間（S2）に連通しているため高圧状態であり、該ピストン（40）は、その背面側からシリンダ（35）側に押し付けられている。

一方、上記貯留部（59）の潤滑油は、駆動軸（33）下端の遠心ポンプ作用により、該駆動軸（33）の貫通孔（25）内を上方へ押し上げられて、圧縮機構（30）の各滑り軸受（37a，50a）や、上記ピストン（40）とリアヘッド（50）との間で上記シールリング（70）よりも内周側の空間に供給される。

なお、上記背圧空間（S3）内の圧力と吸入圧力との差が大きい場合には、上記吐出弁が開状態になって、排出油路から潤滑油は吸入ポート（34）へ排出される。このように上記吸入ポート（34）へ排出された潤滑油は、冷媒とともに圧縮機構（30）内に吸入されて、シリンダ室（60,65）で圧縮された後、ケーシング（10）内の高圧空間（S2）に吐出されて、貯留部（59）に戻る。

ここで、上記圧縮機構（30）の運転中に、上記第２シール隙間（75）が空いていると、外側シリンダ室（60）の高圧室（61）と背圧空間（S3）とが連通し、高圧室（61）から背圧空間（S3）に冷媒が移動（流体漏れ）してしまう。すると、背圧空間（S3）の圧力が不安定になると同時に離反力が低下し、ピストン（40）に作用する押し付け力が離反力に比べて過大となってしまい、ピストン（40）とシリンダ（35）との間に作用する摩擦力が大きくなり、それに起因する動力の損失（摩擦損失）が増大してしまう。

さらに、第２シール隙間（75）が空くことで流体漏れが生じると、背圧調整機構（80）を通じて低圧空間への漏れが増加するので、容積効率が低下してしまう。

また、圧縮機構（30）の運転中に、上記第１シール隙間（76）が空いてしまうと、外側シリンダ室（60）と内側シリンダ室（65）とが連通し、高圧室（61,66）から低圧室（62,67）に冷媒が移動してしまうので、容積効率が低下して回転式圧縮機（1）の性能が低下してしまう。

ここで、ブレード（45）は、シリンダ室（60,65）を高圧室（61,66）と低圧室（62,67）とに仕切っている。そして、環状ピストン本体部（43）の先端とシリンダ（35）の平板部（39）との間には、図７（ａ）に示す高圧室（61,66）側の高圧側隙間（86）と、図７（ｂ）に示す低圧室（62,67）側の低圧側隙間（87）とが形成されている。そして、第１シール隙間（76）は、これらの高圧側隙間（86）と低圧側隙間（87）との間にあり、高圧側隙間（86）と低圧側隙間（87）とが連通しないようにシールしている。高圧側隙間（86）は、外側シリンダ室（60）の高圧室（61）の圧力と内側シリンダ室（65）の高圧室（66）の圧力との間の中間圧となっている。したがって、この高圧側隙間（86）と低圧側隙間（87）との差圧が高圧と低圧との差圧よりも小さくなるため、第１シール隙間（76）と高圧側隙間（86）及び低圧側隙間（87）とのそれぞれの差圧は、高圧と低圧との差圧よりも小さいと考えられる。

一方、上記第３シール隙間（77）が空いてしまうと、内側シリンダ室（65）の高圧室（66）と低圧室（67）とが連通し、高圧室（66）から低圧室（67）に流体漏れが生じるので、容積効率が低下してしまう。

したがって、圧縮機構（30）の運転中には、上記第１〜第３シール隙間（75,76,77）は全てシールされていることが好ましい。しかし、回転式圧縮機（1）は、高速回転する駆動軸（33）の周囲で圧縮に伴う熱や摩擦熱が発生し、その駆動軸（33）の内部を高圧冷媒によって加熱された高温の潤滑油が流通するので、シリンダ（35）やピストン（40）、ブレード（45）の運転時の温度が高くなり熱変形や熱膨張が生じる。したがって、圧縮機構（30）の運転中にいずれかの隙間（75,76,77）があいてしまう場合がある。

そこで、本実施形態の回転式圧縮機（1）では、第１シール隙間（76）が第２及び第３シール隙間（75,77）よりも大きくなるように設定されている。このため、運転中にブレード（45）等が熱変形や熱膨張したとき、第１シール隙間（76）よりも第２及び第３シール隙間（75,77）の方が埋まりやすく、第２及び第３シール隙間（75,77）を構成する部分が第１シール隙間（76）を構成する部分よりも優先的にシールされる。

ここで、上述したように、第１シール隙間（76）と高圧側隙間（86）及び低圧側隙間（87）とのそれぞれの差圧が、高圧と低圧との差圧よりも小さいと考えられるので、第１シール隙間（76）が第２及び第３シール隙間（75,77）と同じ間隔だけあいていても、この第１シール隙間（76）を通る冷媒は第２及び第３シール隙間（75,77）を通る冷媒よりも少ない。したがって、運転中に、隙間（75,76,77）のうち第１シール隙間（76）が空く可能性が高いが、この第１シール隙間（76）が空いてしまっても、冷媒の流出を最小限に抑えることができ、他の隙間（75,77）が空く場合に比べて、回転式圧縮機（1）の運転効率を向上させることができる。

また、第２シール隙間（75）が空くと、背圧空間（S3）に冷媒が漏れてしまい、摩擦損失の増大や容積効率の低下を引き起こすので、第１及び第３シール隙間（76,77）が空くよりも回転式圧縮機（1）の運転効率の低下への影響が大きい。本実施形態の回転式圧縮機（1）では、第２シール隙間（75）が第１及び第３シール隙間（76,77）よりも小さく、第２シール隙間（75）の間隔（X1）はほぼゼロであるため、運転中に第２シール隙間（75）が空く可能性が低く、回転式圧縮機（1）の運転効率の低下を最小限に抑えることができる。

上述した構成において、上記駆動軸（33）に連結されたピストン（40）がシリンダ（35）に対して偏心した状態で回転すると、図８に示すように、ピストン（40）の環状ピストン本体部（43）がブレード（45）とともに、ブレード溝（7）内を該ブレード（45）の伸長方向（シリンダ径方向）に摺動しつつ、直線部（46）がブレード（45）の凹部（74）内を伸長方向と直交する方向に摺動することになり、環状ピストン本体部（43）がシリンダ（35）に対して公転することになる。このように、環状ピストン本体部（43）の回転方向の変位が規制されるので、このブレード（45）によってピストン（40）の自転が防止される。

（実施形態の効果）
したがって、本実施形態の回転式圧縮機（1）においては、第２シール隙間（75）よりも第３シール隙間（77）を大きく、かつ、第３シール隙間（77）よりも第１シール隙間（76）を大きくなるように設定している。このため、運転中にブレード（45）が熱変形や熱膨張したとき、第１シール隙間（76）よりも第２及び第３シール隙間（75,77）の方が埋まりやすく、第２及び第３シール隙間（75,77）を構成する部分を第１シール隙間（76）を構成する部分よりも優先的にシールすることができる。そして、運転中に第１シール隙間（76）が空いてしまっても、第２及び第３シール隙間（75,77）が空く場合に比べて流体漏れを減少させることができ、回転式流体機械の運転効率を向上させることができる。

また、運転中にブレード（45）が熱変形や熱膨張したとき、第２シール隙間（75）の方が第１及び第３シール隙間（76,77）よりも埋まりやすく、第２シール隙間（75）を構成する部分を第１及び第３シール隙間（76,77）を構成する部分よりも優先的にシールすることができる。第２シール隙間（75）が空いてしまうと、背圧空間（S3）に流体が漏れてしまい、摩擦損失の増大や性能低下等の問題が生じて回転式流体機械の運転効率の低下への影響が一番大きいため、第２シール隙間（75）を第１及び第３シール隙間（76,77）よりも優先的にシールすることにより、運転効率の低下を最小限に抑えることができる。

（その他の実施形態）
なお、上述の実施形態は、本発明の例示であって、本発明はこの例に限定されるものではない。例えば、以下のような構成としてもよい。

すなわち、上記実施形態では、第２シール隙間（75）の間隔（X1）を第３シール隙間（77）の間隔（X3）よりも小さくしたが、これは本発明において必須ではなく、少なくとも、第１シール隙間（76）よりも第２及び第３シール隙間（75,77）が小さくなっていればよい。

また、上記実施形態では、ピストン（40）に駆動軸（33）を連結することで、環状ピストン本体部（43）を回転させるようにしているが、この限りではなく、該環状ピストン本体部（43）を固定側の上記シリンダ(35）に設けるとともに、外側シリンダ部（38）及び内側シリンダ部（36）を回転側の上記ピストン（40）に設けて、該外側シリンダ部（38）及び内側シリンダ部（36）を回転させるようにしてもよい。この場合でも、上記ブレード（45）は、上記外側シリンダ部（38）と内側シリンダ部（36）との間で伸長方向及びそれに直交する方向の二方向に摺動可能に構成されているものとする。

また、上記実施形態では、本発明の流体機械として回転式圧縮機（1）について説明したが、本発明は、高圧冷媒などのガスをシリンダ室に導入し、該ガスが膨張することによって回転軸の駆動力を発生させる膨張機にも適用できるし、ポンプにも適用できる。

さらに、上記実施形態では、電動機（20）をケーシング（10）内に収納するようにしているが、この限りではなく、該ケーシング（10）の外部から圧縮機構（30）を駆動するように構成してもよい。

以上説明したように、本発明は、環状のシリンダ室において環状のピストンの内側と外側とがそれぞれ流体室になる回転式流体機械について有用である。

本発明の実施形態に係る回転式圧縮機の縦断面図である。 圧縮機構を示す横断面図である。 ピストンを示し、（ａ）は斜視図であり、（ｂ）は平面図である。 シリンダを示し、（ａ）は斜視図であり、（ｂ）は平面図である。 ブレードを示す斜視図である。 図１のブレード部分を拡大して示す横断面図である。 （ａ）は、図２のVIIａ−VIIａ線断面図であり、（ｂ）は、図２のVIIｂ−VIIｂ線断面図である。 圧縮機構の動作を示す横断面図である。

符号の説明

7 ブレード溝
35 シリンダ
36 内側シリンダ部
38 外側シリンダ部
40 ピストン
41 内側ピストン側鏡板
44 外側ピストン側鏡板
45 ブレード
46 直線部
60 外側シリンダ室
61 高圧室
62 低圧室
65 内側シリンダ室
66 高圧室
67 低圧室
72 外側ブレード部
73 内側ブレード部
74 凹部
75 第２シール隙間
76 第１シール隙間
77 第３シール隙間

Claims (2)

1. 互いに同心状に配置された外側シリンダ部（38）及び内側シリンダ部（36）の間に環状のシリンダ室（60,65）を有するシリンダ（35）と、上記シリンダ（35）に対して偏心してシリンダ室（60,65）に収納され、該シリンダ室（60,65）を外側シリンダ室（60）と内側シリンダ室（65）とに区画する環状ピストン（40）と、上記シリンダ室（60,65）に配置され、各シリンダ室（60,65）を高圧室（61,66）と低圧室（62,67）とに区画するブレード（45）とを備え、上記シリンダ（35）とピストン（40）とが相対的に偏心回転運動する回転式流体機械であって、
   上記ピストン（40）は、周方向の一部に他の部分と連続する直線部（46）を有し、
   上記シリンダ（35）には、上記ブレード（45）がシリンダ径方向に摺動可能に嵌合するブレード溝（7）が形成され、
   上記ブレード（45）には、上記外側シリンダ室（60）を区画する外側ブレード部（72）と内側シリンダ室（65）を区画する内側ブレード部（73）との間に上記ピストン（40）の直線部（46）にその先端側から摺動可能に嵌合させた凹部（74）が形成され、
   上記ピストン（40）の基端には、上記外側シリンダ部（38）及び外側ブレード部（72）に対面する外側ピストン側鏡板（44）と、内側シリンダ部（36）及び内側ブレード部（73）に対面する内側ピストン側鏡板（41）とが設けられており、
   上記直線部（46）と凹部（74）底面との間の第１シール隙間（76）が、上記外側ブレード部（72）と外側ピストン側鏡板（44）との間の第２シール隙間（75）及び上記内側ブレード部（73）と内側ピストン側鏡板（41）との間の第３シール隙間（77）よりも大きいことを特徴とする回転式流体機械。
2. 請求項１の回転式流体機械において、
   上記第２シール隙間（75）よりも第３シール隙間（77）が大きいことを特徴とする回転式流体機械。

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