JP2010185358A - 容積形ポンプ及びこれを備えた容積形流体機械 - Google Patents

Abstract

【課題】容積形ポンプにおいて、ポンプ動作を滑らかに継続可能としつつ、小容量に適し、製造コストを低減すること。
【解決手段】容積形ポンプ３０は、ポンプ溝３０ｂ１を有して回転運動可能なローリングシリンダ３０ｂと、ポンプ溝３０ｂ１に隙間嵌合されて２つのポンプ室を形成する旋回ピストン３０ａとを備える。ローリングシリンダ３０ｂは偏心量Ｅｓのシリンダ回転軸γを中心に回転運動可能に配置され、ポンプ溝３０ｂ１はシリンダ回転軸γに交差して直線状に延び、旋回ピストン３０ａは旋回半径Ｅｐで旋回運動する自転運動可能に配置され、旋回半径Ｅｐと偏心量Ｅｓとは概略等しい。ローリングシリンダ３０ｂに嵌合する旋回ピストン３０ａの数は１個とされ、旋回ピストン３０ａの旋回及びローリングシリンダ３０ｂの回転を維持すると共に、旋回ピストン３０ａの旋回速度をローリングシリンダ３０ｂの回転速度の２倍に規定する回動規定手段を備える。
【選択図】図３

Description

本発明は、旋回する旋回ピストンとともにローリングシリンダが回転するローリングシリンダ式の容積形ポンプ及びこれを備えた容積形流体機械に係わり、特に、小容量で製造コストの低いポンプ動作を滑らかに継続可能とする容積形ポンプ及びこれを備えた容積形流体機械に関する。

ローリングシリンダ式の容積形ポンプとしては、特開平１１−１２５１９１号公報（特許文献１）で示される密閉型圧縮機のように、１つのローリングシリンダに旋回位相の異なる２個以上のピストンを設ける構成となっていた。

特開平１１−１２５１９１号公報

このローリングシリンダ式の容積形ポンプは、各部の隙間が０であり、さらに、旋回ピストン自転軸の旋回半径Ｅｐとシリンダ回転軸の偏心量Ｅｓが一致する場合に、任意の時間における旋回ピストンの旋回量ΔΦｐとローリングシリンダの回転量Φｓの間に、次の式（１）の関係が常に成立する。なお、ローリングシリンダの回転量は、以下、静止体の自転量を主に回転量と呼称することにする。ただし、場合によっては、回転量を自転量と言換える。また、速度や中心軸に対しても同様に、回転速度を自転速度、回転軸を自転軸と適宜言換える。

Φｓ＝Φｐ／２‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥（１）
この式（１）の両辺を時間ｔで割ることにより、式（１）を次の式（２）と表現できる。

Φｓ／ｔ＝（Φｐ／ｔ）／２‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥（２）
また、旋回ピストン旋回速度をΩｐ、ローリングシリンダ回転速度をΩｓと表せば、式（１）を次の式（３）と表現できる。

Ωｓ＝Ωｐ／２‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥（３）
この式（１）または式（３）の関係が、なんらかの理由で成立しなくなった場合、正常な関係に回復することが困難となり、この結果、ポンプ動作は継続できず、容積形ポンプはロックしてしまう。

ところで、通常の場合、旋回ピストンの旋回運動は、旋回半径を偏心量とするクランクシャフトの回転で実現している。これより、ローリングシリンダ式の容積形ポンプには、次の特徴がある。

第１に、クランクシャフトの偏心ピン部とローリングシリンダとは、前記の式（１）または式（３）の関係を満たす必要があるため、相対回転を可能（相対回転速度はΩｐ／２）にする構成が必須となる。具体的には、旋回ピストンの外形を円筒形状として旋回ピストン外周面とローリングシリンダのポンプ溝との間で回転を可能とする構成や、旋回ピストン内周面とクランクシャフト偏心ピン部との間で回転を可能とする構成が必要である。

第２に、ローリングシリンダ式の容積形ポンプでは、旋回ピストンの旋回半径Ｅｐとローリングシリンダの偏心量Ｅｓ（旋回ピストンの旋回中心からの偏心量）が同一であるため、旋回ピストンの一旋回中に一回だけ、旋回ピストン自転軸とローリングシリンダの回転軸が一致する。

ローリングシリンダ式の容積形ポンプでは、これらの特徴があるため、原理的に前記の式（１）または式（３）が成立しない状況が後述するようなメカニズムによって生じる。この場合の発生頻度は低いと思われ、簡便な対応で対策が可能と考えられてきた。ところが、実機では、要素間に設ける隙間や要素配置（組立て）の誤差により、前記の式（１）または式（３）が成立しない状況が頻繁に起こり、ポンプ動作のロックを回避するための抜本的な対策が不可欠であることが実験で明らかになった。

以下に、前記の式（１）または式（３）が成立しなくなる原理的なメカニズムを最初に説明し、その後、実機におけるメカニズムを説明する。

まず、前記の式（１）または式（３）が原理的に成立しない発生メカニズムを、原理的なポンプ動作を示す図１７を用いて説明する。この図１７は、偏心ピン部が時計周りに一旋回するときの４５度毎における旋回ピストン及びローリングシリンダの位置を示したものである。ここで、図中に記載する外側の角度（太字）は、偏心ピン部の旋回量であるが、偏心ピン部と旋回ピストン間の隙間が無い理想的な場合を考えているため、Φｐと等しくなる。また、内側の角度（細字）は、ローリングシリンダの回転軸からみた旋回ピストン自転軸（偏心ピン部中心軸）の旋回量であるが、旋回ピストンとポンプ溝間の隙間が無い理想的な場合を考えているため、Φｓと等しくなる。これら各々のタイミングでは、後述する唯一の例外を除き、幾何学的な関係から、旋回ピストンの旋回量Φｐに対するローリングシリンダの回転量Φｓは、図１７で示す角度に定まるため、前記の式（１）または式（３）が成立する。

その例外とは、ローリングシリンダ式の容積形ポンプの第２の特徴として前述したシリンダ回転軸（自転軸）と旋回ピストン自転軸とが一致するタイミング（図１７の（Ｉ５））である。両ポンプ部品の自転軸が一致するため、前述した第１の特徴から、旋回ピストンが旋回せず（Ωｐ＝０）に、ローリングシリンダが回転（Ωｓ≠０）可能となる。これより、次の（Ｉ）の状況を介して、（II）の不都合が生じうる
（Ｉ）ローリングシリンダの回転軸と旋回ピストンの自転軸が一致するタイミングでポンプが停止する。
（II）ローリングシリンダに何らかの自転トルクがかかり、前記（Ｉ）の状況下で、旋回ピストンが旋回せずにローリングシリンダだけが回転する。

このメカニズムに沿って状態が変化すると、前記の式（１）または式（３）が成立しない図１８のような状況に陥る。また、この状況に一旦陥ると、旋回ピストンが旋回しようとしても、ローリングシリンダに与える力は、図１９の矢印のように、（前記（II）で発生したローリングシリンダの回転が如何なる回転角度であろうとも）ローリングシリンダの回転軸を通る向きに発生する。このため、ローリングシリンダを回すトルクは発生せず、ローリングシリンダが自転して前記の式（１）または式（３）が成立する正規の姿勢へ自然に復帰できない。この結果、容積形ポンプはロックする。このポンプロックを回避するためには、前記（Ｉ）を回避することが効果的で簡便であることが分かった。例えば、駆動源であるモータのコギングを用いて、前記（Ｉ）の状態でポンプが停止しないように、モータの設定角を決めればよい。

次に、実機の場合の、前記の式（１）または式（３）の不成立を起こすメカニズムを説明する。前記の原理的なメカニズムによれば、ロックは前記（Ｉ）の発生が不可欠であったが、実際には、前記（Ｉ）の発生がなくても、ロックが頻繁に発生する。つまり、原理的な考察では導き出せないロック発生メカニズムがある。このため、実機でのロック発生メカニズムを改めて考察する。すなわち、ポンプ動作中に、ローリングシリンダが前記の式（１）または式（３）から外れた回転を起こすメカニズムを考察する。

偏心ピン部と旋回ピストンと間の隙間を原因とする主要メカニズムについて、図１９、図２０を用いて説明する。図１９は偏心ピン部と旋回ピストンとの間の隙間がポンプ動作に及ぼす影響を説明する図である。図１９では、その隙間を誇張して表してある。図１９（Ｒ３）〜（Ｒ５）は図１７（Ｉ３）〜（Ｉ５）と同じタイミングを示す。

旋回ピストンは、吸込側ポンプ室と吐出側ポンプ室とを仕切っているため、作動流体から図１９の矢印の向きに力を受ける。このため、旋回ピストンは、偏心ピン部と旋回ピストンとの間の隙間により、その力の方向に変位する。図１９は、その変位を誇張して示したものであり、その場合の旋回ピストン自転軸を黒丸で示す。また、各々の場合での偏心ピン部中心軸も四角形でプロットした。図１９（Ｒ５）以降、偏心ピン部は下方左側へ移動することから、これ以降の黒丸は、必ず左に移動する。この結果、旋回ピストンの自転軸軌跡は、ローリングシリンダの回転軸を通らずに、その左側を通る。この旋回ピストン自転軸の軌跡を拡大したものを図２０に示す。

さらには、旋回ピストンに作用する力として、前記した作動流体からの力とともに、ローリングシリンダを回転させるためにローリングシリンダに与える力の反力がポンプ溝に直角な方向に作用する。よって、図２０には、この反力による変位も加えた旋回ピストンの自転軸位置を白丸でプロットした。このローリングシリンダからの反力により、旋回ピストンの自転軸軌跡は、一層左側へずれることがわかる。旋回ピストン自転軸とシリンダ回転軸を繋ぐ直線方向がポンプ溝の方向（すなわち、ローリングシリンダの回転位相）となることから、ローリングシリンダは、この付近（シリンダ回転軸と旋回ピストンの自転軸が一致する位置付近）で、前記の式（１）または式（３）から外れた回転が起きる（具体的には、回転方向が時計回りから反時計回りに急に反転する）可能性のあることがわかる。すなわち、偏心ピン部と旋回ピストンとの間の隙間により、ポンプ動作中に、前記の式（１）または式（３）から外れた回転が起きて、ロックする可能性のあることがわかる。

反対に、この考察から、ローリングシリンダの回転軸と旋回ピストンの自転軸が原理的に一致する位置付近で、両者が一致しなくても、ロックせずに正規のポンプ動作となる可能性も以下のように説明できる。すなわち、ローリングシリンダの回転軸と旋回ピストンの自転軸軌跡のずれが、旋回ピストンとローリングシリンダのポンプ溝の隙間よりも小さければ、ポンプ溝の方向を変えずに、ポンプ溝の中心軸から外れた位置を旋回ピストンの自転軸が通過できることになり、ポンプ動作の継続が可能となる。

ここで述べているシリンダ回転軸や旋回ピストンの自転軸とは、ポンプ溝の中心軸から外れた位置を旋回ピストンの自転軸が通過する瞬間の瞬間軸を意味している。

以上説明したように、ポンプ構成要素間に隙間があるような実機の場合、原理的な考察時には省略していた隙間を原因として前記の式（１）または式（３）が成立しない状況が発生すると同時に、隙間によって前記の式（１）または式（３）が成立しない状況を修正する効果も生じる。同様の状況は、前記で説明しなかった他の要素間隙間や、要素の配置誤差（旋回ピストン自転軸の旋回半径Ｅｐとシリンダ回転軸の偏心量Ｅｓが一致しない等）によっても発生する。このように、前記の式（１）または式（３）が成立せずに、ポンプの動作ロックが如何なる要素間隙間や要素配置の条件下で発生するかは、いろいろな状況の組合せで決まるため、ロック発生の状況毎に対策を講ずることは極めて困難である。

よって、ローリングシリンダ式の容積形ポンプの動作ロックを回避して、滑らかな動作を継続するためには、ローリングシリンダと旋回ピストン間に前記の式（１）または式（３）の関係を常に成立させる回動規定手段を設けることが不可欠である。そして、同時に、前記の式（１）または式（３）の関係を拘束し過ぎることも避けねばならず、以下の（Ａ）、（Ｂ）ような条件の回動規定手段が必要となる。

（Ａ）ローリングシリンダと旋回ピストンを前記の式（１）または式（３）の関係に規定する現回動機構以外の機構を設ける。
（Ｂ）ローリングシリンダの回転軸と旋回ピストンの自転軸が一致するタイミング付近で、両者の配置を前記の式（１）または式（３）の関係に規定する規制作用が最も強く、そのタイミングから外れるにつれて、その規制作用が緩和される。

前記特許文献１は、動作ロック回避のために、旋回位相が１８０度異なる２個の旋回ピストンを１つのローリングシリンダに設けるという対策をとっている。これは、一方の旋回ピストンの自転軸がローリングシリンダの回転軸に近づくに連れて、他方の旋回ピストンの自転軸がローリングシリンダの回転軸から最も離れるようになっており、旋回ピストンとポンプ溝の組合せが互いに前記条件（Ａ）、（Ｂ）を満たす回動規定手段の役割を果たしており、抜本策の一つとなっている。

しかし、この技術は、旋回ピストンが２個必要であるため小容量化には不向きな構成となっている。さらに、部品点数が増えるため、加工コストの増大を招く。そして、さらに、以下に述べる組立て性の大幅な低下がある。クランクシャフトは、１８０度異なる方向に偏心する２箇所の偏心ピン部を有するが、それを９０度異なる方向に２本のポンプ溝が設定されたローリングシリンダへ挿入することはほぼ不可能である。例えば、偏心ピン部の偏心量や直径をポンプ溝幅に対して極端に小さく設計すれば幾何学的には可能となるが、押除け量確保のために旋回ピストンの外径や高さを大きくしなければならなくなり、偏心ピン部の負荷増大で信頼性や性能の大幅な低下が生じる。このため、ローリングシリンダを分割したうえで、それらをクランクシャフトの偏心ピン部へ各々挿入した後、高い位置精度で一体化するという煩雑な組立て工程が必要となり、製造コストの上昇という問題があった。

本発明の目的は、ポンプ動作を滑らかに継続可能としつつ、小容量に適し、製造コストを低減できる容積形ポンプ及びこれを用いた容積形流体機械を提供することにある。

前述の目的を達成するための本発明の第１の態様では、ケーシング室を有するポンプケーシングと、ポンプ溝を有して前記ケーシング室に回転運動可能に配置されローリングシリンダと、前記ポンプ溝に隙間嵌合されて当該ポンプ溝を仕切ることにより２つのポンプ室を形成する旋回ピストンと、を備え、前記旋回ピストンまたは前記ローリングシリンダは駆動源により旋回運動または回転運動され、ローリングシリンダは、旋回ピストンの旋回運動の中心軸であるピストン旋回軸に対して、偏心量がＥｓであるシリンダ回転軸を中心に回転運動可能に配置され、前記ポンプ溝は、前記ローリングシリンダの回転運動の中心軸であるシリンダ回転軸に交差して直線状に延びており、前記旋回ピストンは、前記ポンプ溝内を往復運動すると共に、前記ポンプケーシングに対して旋回半径がＥｐで旋回運動する自転運動可能に配置され、前記旋回ピストンの旋回半径Ｅｐと前記ローリングシリンダの偏心量Ｅｓとは概略等しい容積形ポンプにおいて、前記ローリングシリンダに嵌合する前記旋回ピストンの数を１個とし、前記旋回ピストンの旋回及び前記ローリングシリンダの回転を維持すると共に当該旋回ピストンの旋回速度を当該ローリングシリンダの回転速度の２倍に規定する回動規定手段を設けたことにある。

係る本発明の第１の態様におけるより好ましい具体的構成例は次の通りである。
（１）前記回動規定手段の規定作用度は、前記ピストン旋回軸が前記シリンダ回転軸と一致する旋回角度時よりも当該ピストン旋回軸が１８０度旋回した旋回角度時の場合を小さくしたこと。
（２）前記旋回ピストンの旋回運動を偏心量がＥｃであるクランクシャフトで実現し、
前記ローリングシリンダの回転軸を偏心量がＥｂである軸受部で実現し、
前記旋回ピストンと前記ポンプ溝との隙間は、前記クランクシャフトの偏心量Ｅｃと前記軸受部の偏心量Ｅｂとの差の２倍以下としたこと。
（３）前記回動規定手段は、前記旋回ピストンの自転と前記ローリングシリンダの回転とを同期させる回転同期手段と、前記旋回ピストンの旋回速度を自転速度の２倍に規定するピストン回動規定手段とを備えたこと。
（４）前記回転同期手段は、前記旋回ピストンに前記ポンプ溝の２側面と各々摺接する側面平坦部を設けて構成したこと。
（５）前記ピストン回動規定手段は、前記旋回ピストン自転軸の旋回運動軌跡上で、前記シリンダ回転軸とは異なる位置の静止点が前記旋回ピストン自転軸を通る前記旋回ピストン上に固定する直線に常時載るように、前記旋回ピストンの運動を規定するスライダ機構を備えたこと。
（６）前記静止点を前記旋回運動軌跡上で前記シリンダ回転軸の位置から１８０度回転した位置に設けたこと。
（７）前記スライダ機構は不動スライダ及び回動ガイドを備え、
前記不動スライダは前記ポンプケーシングの前記静止点に対応する位置に固定配置する位置固定円柱により実現し、
回転ガイドは前記旋回ピストンに前記直線を中心線とし前記位置固定円柱と滑り対偶を構成すべく前記位置固定円柱の直径と同等の幅を有するガイド溝を設けて実現したこと。
（８）前記不動スライダは、固定中心軸と、この固定中心軸に回転自在に挿入されたスライダ部材とを備えたこと。
（９）前記ガイド溝を作動流体の通路としたこと。
（１０）前記ガイド溝を前記側面平坦部まで延在させたこと。
（１１）容積形流体機械の各部への油供給源として前記容積形流体機械へ搭載するものであること。

また、本発明の第２の態様では、駆動源と、前記駆動源で駆動されるクランクシャフトと、前記クランクシャフトで駆動される容積形ポンプとを備え、前記容積形ポンプは、ケーシング室を有するポンプケーシングと、ポンプ溝を有して前記ケーシング室に回転運動可能に配置されローリングシリンダと、前記ポンプ溝に隙間嵌合されて当該ポンプ溝を仕切ることにより２つのポンプ室を形成する旋回ピストンと、を備え、前記旋回ピストンまたは前記ローリングシリンダは前記駆動源により旋回運動または回転運動され、ローリングシリンダは、旋回ピストンの旋回運動の中心軸であるピストン旋回軸に対して、偏心量がＥｓであるシリンダ回転軸を中心に回転運動可能に配置され、前記ポンプ溝は、前記ローリングシリンダの回転運動の中心軸であるシリンダ回転軸に交差して直線状に延びており、前記旋回ピストンは、前記ポンプ溝内を往復運動すると共に、前記ポンプケーシングに対して旋回半径がＥｐで旋回運動する自転運動可能に配置され、前記旋回ピストンの旋回半径Ｅｐと前記ローリングシリンダの偏心量Ｅｓとは概略等しい容積形流体機械において、前記ローリングシリンダに嵌合する前記旋回ピストンの数を１個とし、前記旋回ピストンの旋回及び前記ローリングシリンダの回転を維持すると共に当該旋回ピストンの旋回速度を当該ローリングシリンダの回転速度の２倍に規定する回動規定手段を設けたことにある。

本発明によれば、ポンプ動作を滑らかに継続可能としつつ、小容量に適し、製造コストを低減できる容積形ポンプ及びこれを用いた容積形流体機械を提供することができる。

本発明の第１実施形態に係わるスクロール圧縮機の縦断面図。 図１のスクロール圧縮機の背圧室付近の詳細拡大図。 図１のスクロール圧縮機の給油ポンプの拡大縦断面図。 図３のＫ−Ｋ断面拡大図。 図４のＶ−Ｖ断面図。 図１のスクロール圧縮機の給油ポンプの位置固定円柱付近の変形例１の拡大縦断面図。 図１のスクロール圧縮機の給油ポンプの位置固定円柱付近の変形例２の拡大縦断面図。 図１のスクロール圧縮機の給油ポンプのベースプレートの平面図。 図１のスクロール圧縮機の給油ポンプの位置固定円柱の設置位置と旋回ピストン側面形状を変更した場合の横断面図。 図１のスクロール圧縮機の給油ポンプの部品展開斜視図。 図１のスクロール圧縮機の給油ポンプの動作説明図。 図１のスクロール圧縮機の給油ポンプの回転同期手段とピストン回動規定手段の説明図。 本発明の第２実施形態に係るスクロール圧縮機の給油ポンプの位置固定円柱の拡大縦断面図。 図１２のＬ−Ｌ断面拡大図。 本発明の第３実施形態に係るスクロール圧縮機の給油ポンプの位置固定円柱の拡大横断面図。 本発明の第４実施形態に係るスクロール圧縮機の背圧室付近の詳細拡大図。 本発明の第４実施形態に係るスクロール圧縮機の給油ポンプの拡大縦断面図。 ローリングシリンダ式の容積形ポンプの原理的なポンプ動作の説明図。 ローリングシリンダ式の容積形ポンプで、原理から外れたポンプ動作の説明図。 ローリングシリンダ式の容積形ポンプで、実際におこる原理から外れたポンプ動作の一例を示す説明図。 ローリングシリンダ式の容積形ポンプで、実際におこる原理から外れたポンプ動作時の旋回ピストン中心軌跡を示す図。 図１のスクロール圧縮機の給油ポンプのローリングシリンダ回転角の規制作用度の説明図 図１のスクロール圧縮機の給油ポンプのポンプ溝と旋回ピストンの隙間がＥｂとＥｃの差の２倍ある場合の旋回ピストンの軌道を示す図。

以下、本発明の容積形ポンプを、容積形流体機械であるスクロール圧縮機の軸受や圧縮室への給油ポンプ（作動流体を油とする）として搭載した場合の、複数の実施形態について、図を用いて説明する。各実施形態の図における同一符号は同一物または相当物を示す。なお、本発明は、それぞれの実施形態を必要に応じて適宜に組合せることにより、さらに効果的なものとすることを含む。また、以後、本発明の容積形ポンプにおける作動流体は、油に限定されるため、油と称することとし、作動流体の呼称は、スクロール圧縮機にとっての作動流体をさすことにする。
（第１実施形態）
ケーシング内に貯油部を設け、ケーシング内が吸込圧力となるスクロール圧縮機に、本発明に係る容積形ポンプを給油ポンプとして搭載した第１実施形態を、図１〜図１１を用いて説明する。このような、ケーシング内が吸込圧力となるいわゆる低圧チャンバタイプを採用する場合としては、可燃性ガスを作動流体とする場合があげられる。例えば、プロパンやブタン等の炭化水素系流体がそれに該当する。これは、安全性の観点から、圧縮機を含む装置全体に封入される作動流体の総量を少なくするために効果的な手段である。

まず、本実施形態のスクロール圧縮機の全体構成と動作、図１の本発明の第１実施形態に係わるスクロール圧縮機の縦断面図、図２の背圧室付近（図１のＮ部）の拡大図を用いて説明する。なお、本実施形態の給油ポンプの詳細は図３〜図１１を用いて後で説明する。

ケーシング８の側面に吸込パイプ５３が貫通して設けられ、吸込圧力の作動流体がこの吸込パイプ５３を通してケーシング８内へ導入される。そして、この作動流体は、固定スクロール２の側面に開口した吸込口２ｅより、固定スクロール２と旋回スクロール３との間に形成される圧縮室１００へ導かれる。この圧縮室１００は、旋回スクロール３の旋回運動により、外周部から内周部へ移動しながら容積を縮小するため、圧縮室１００内の作動流体は圧縮される。ここで、旋回スクロール３の旋回運動は、旋回スクロール３が繋がるクランクシャフト６をモータ７で回転させ、オルダムリング５で自転を防止することにより実現される。

固定スクロール２には、上面に過圧縮や液圧縮を回避するためのバイパス弁２２が設けられると共に、圧縮された作動流体が吐出される吐出口２ｄが設けられている。固定スクロール２はフレーム４にねじ止めされる。旋回スクロール３の背面とフレーム４との間には、中間圧力（吸込圧力と吐出圧力との中間の圧力で、以下では背圧と称する）となる背圧室１１０が形成されている。

クランクシャフト６は、シャフトつば部６ｈがフレームシャフトスラスト突起６ｐに載ることで軸方向位置を規定されるとともに、上部が主軸受２４で支持され、その下部が副軸受２５で支持されている。クランクシャフト６の上端に設けられた偏心ピン部６ａが旋回スクロール３の旋回軸受２３に挿入されている。ここで、副軸受２５は、ボール２５ａとボールホルダ２５ｂとからなっている。ボールホルダ２５ｂはケーシング８に固定された副軸支え５０へ溶接されている。このボール２５ａとボールホルダ２５ｂとからなる構成により、副軸支え５０の傾斜をある程度許容することができる。

これらの軸受には、ケーシング８下部の貯油部１２５から給油ポンプ３０で汲上げた油がクランクシャフト６の給油穴６ｂを通して供給される。旋回軸受２３と主軸受２４へ供給された油は、背圧室１１０へ入り、その後、フレーム４を貫通する背圧室流出路１３５を通ってフレーム４の側面へ流出し、最終的に貯油部１２５へ戻る。ここで、背圧室流出路１３５の途中には、背圧制御弁２６が設けられている。この背圧制御弁２６は背圧室１１０の圧力を所望の背圧に保つ。この背圧により、圧縮時に旋回スクロール３を固定スクロール２へ付勢する。

一方、圧縮室１００のシール性を向上させるために、旋回軸受室１１５から圧縮室１００へ、圧縮室給油路１３０を通して少量の油が供給される。この油は、吐出油となって、作動流体とともに吐出口２ｄやバイパス弁２２から固定スクロール２上部へ吐出される。

固定スクロール２の上部には、吐出油分離返油シリンダ５５がねじ固定されて吐出室１２０を形成している。吐出油分離返油シリンダ５５の上部には、さらに突出した吐出パイプ５２を有する吐出カバー５１がねじ固定され、油分離室９０及び返油室９５を形成している。

吐出室１２０へ流入した作動流体は、油分離室９０へ導かれて、その作動流体に混入する油を分離した後、吐出パイプ５２を通して圧縮機１外へ流出される。油分離室９０で分離された油は返油室９５に流入する。そして、返油室９５に流入した油は、返油室９５と貯油部１２５とを繋ぐ返油路８０と、その途中に設置する返油量調整弁７０とを経由して貯油部１２５へ戻る。返油量調整弁７０は、返油路８０の両側の吐出側と吸込側とをシールするために、少量の油を返油室９５に常時確保しつつ、返油室９５に流入する油量と同量を貯油部１２５へ戻す役割を担う弁である。この返油量調整弁７０は、フロート弁や分離油量の情報を含むセンサー信号で開度を制御する電磁弁等により実現される。

本実施形態の給油ポンプ３０は、貯油部１２５にある油を、副軸受２５、主軸受２４、旋回軸受２３で構成されるクランクシャフト６の各軸受部へ供給することや、圧縮室のシール性向上のための圧縮室１００へ供給すること等の本来の役割以外に、背圧発生のために背圧室１１０へ供給することの役割も担う。このため、給油ポンプ３０は、流量だけではなく、昇圧も担っている。

本実施形態では、返油室９５に流入した分離油の一部を背圧室１１０へ導入する分離油背圧室導入路５００を備えている。そして、この分離油背圧室導入路５００へ油を流す流量を調整する分離油分岐手段５０１を設けている。給油ポンプ３０による背圧昇圧量が不足した場合でも、吐出圧の分離油を背圧室１１０へ入れることで背圧上昇を可能にすることができ、背圧不足による圧縮機性能の低下を回避できるという効果がある。この分離油分岐手段５０１の最も単純な実現手段として、配管径が異なる分岐管がある。

なお、分離油分岐手段５０１と背圧制御弁２６を一体化して、背圧が上昇しない場合に分離油を背圧室１１０へ導入するような動作をする分離油導入背圧制御弁としてもよい。この場合には、給油ポンプによる背圧上昇が行なわれないときのみ分離油を背圧室１１０へ入れることになる。これより、高温の分離油を常に背圧室１１０へ入れる必要が無くなり、圧縮室１００の加熱が抑制され、圧縮機性能が向上するという効果がある。

次に、給油ポンプ３０の詳細な構成及び動作について、図３乃至図１１、図２１、２２を用いて詳細に説明する。この給油ポンプ３０は、スクロール圧縮機１の動力源であるモータ７を駆動源とし、旋回ピストン３０ａを駆動側、ローリングシリンダ３０ｂを受動側とするローリングシリンダ式の容積形ポンプである。

まず、図３乃至図９を用いて給油ポンプ３０の構成を説明する。図３は給油ポンプ３０の縦断面図（図１のＭ部拡大詳細図で、図４のＨ−Ｈ断面図）、図４は給油ポンプ３０の横断面図（図３のＫ−Ｋ断面図）、図５は給油ポンプ３０の図３と異なる縦断面図（図４のＶ−Ｖ断面図）、図６Ａはベースプレート３０ｃ１と別体の位置固定円柱３０ｐとの固定部の拡大縦断面図、図６Ｂは図６Ａと異なる形態のベースプレート３０ｃ１と別体の位置固定円柱３０ｐとの固定部の拡大縦断面図、図７はベースプレート３０ｃ１の平面図、図８は位置固定円柱３０ｐの設置位置と旋回ピストン３０ａの側面形状とを変更した場合の給油ポンプ３０の横断面図、図９は給油ポンプ３０の部品展開斜視図である。

クランクシャフト６の下端部に細径のポンプ軸部６ｆが設けられ、このポンプ軸部６ｆの下部にポンプ偏心部６ｆ１が設けられている。このポンプ偏心部６ｆ１は、旋回ピストン３０ａの中央部に形成されたピストン軸受穴３０ａ６に隙間嵌合されている。旋回ピストン３０ａは、クランクシャフト６のポンプ偏心部６ｆ１の偏心回転によって、旋回半径Ｅｐで旋回運動される。ポンプ偏心部６ｆ１の下端面には、給油穴６ｂが開口されている。

旋回ピストン３０ａの旋回軸αに対して旋回半径Ｅｐとほぼ等しい偏心量Ｅｓだけ偏心した軸を回転軸γとする回転フリーのローリングシリンダ３０ｂが設けられている。このローリングシリンダ３０ｂは、ポンプ溝３０ｂ１を有して、ポンプケーシング３０ｃのケーシング室３０ｃ４に回転運動可能に配置されている。ポンプ溝３０ｂ１は、ローリングシリンダ３０ｂの回転運動の中心軸であるシリンダ回転軸γに交差して、直線状に延びている。旋回ピストン３０ａは、ポンプ溝３０ｂ１に隙間嵌合されて往復動可能に配置され、当該ポンプ溝３０ｂ１を仕切ることにより旋回ピストン３０ａの両側の空間を２つのポンプ室１４０として形成している。ローリングシリンダ３０ｂに嵌合される旋回ピストン３０ａの数は１個である。

ここで、ポンプ偏心部６ｆ１の中心軸βとクランクシャフト６の回転軸αとの間隔は、旋回ピストン３０ａの旋回半径Ｅｐを概略規定する。ところで、ポンプ偏心部６ｆ１とピストン軸受穴３０ａ６との間に隙間があるために、一般的に旋回ピストン３０ａにかかる径方向の力（前記の発明が解決しようとする課題で述べたような力であり、図１９、２０を参照）によって旋回ピストン３０ａが変位する。このため、ポンプ偏心部６ｆ１の中心軸βとクランクシャフト回転軸αとの間隔Ｅｃ（Ｅｃの表記省略）は、ピストン軸受穴３０ａ６の中心軸（これは旋回ピストンの自転軸とみなすことができβ’と表記する）とクランクシャフト回転軸αとの距離である旋回半径Ｅｐからずれる。

この旋回ピストン３０ａは、図９からも明らかなように、平面端部３０ａ５をその一端面（下端面）に有すると共に、平行な２つの側面平坦部３０ｈ及びこれらの２つの側面平坦部３０ｈを繋ぐ２つの側面円筒面３０ａ４を側面に有している。２つの側面円筒面３０ａ４は、図８からも明らかなように、互いの軸心ずらして、シリンダ室３０ｃ４を形成する円筒面と一致させてある。これにより、形成されるポンプ室１４０の容積が原理的に０まで縮小するため、デッドボリュームが無くなって、性能が向上するという効果がある。

平面端部３０ａ５には、下面下方空間とピストン軸受穴３０ａ６とを連通させると共に、２つの側面平坦部３０ｈにまたがって延びるガイド溝３０ｇを有している。このガイド溝３０ｇの幅は一定である。上述したように、旋回ピストン３０ａの旋回半径Ｅｐと概略同一の偏心量Ｅｓだけピストン旋回軸αから偏心した軸を回転軸γとする回転フリーのローリングシリンダ３０ｂが設けられている。これによって、図８に示すように、旋回ピストン自転軸β’の旋回軌跡上にシリンダ回転軸γが来る。この結果、旋回ピストン３０ａが１旋回する間に、１回だけ、旋回ピストン自転軸β’とシリンダ回転軸γが一致するタイミングが生じる。

ローリングシリンダ３０ｂは、軸方向上部に端板部３０ｂ４を有すると共に、軸方向下部にポンプ溝３０ｂ１を有している。旋回ピストン３０ａの側面平坦部３０ｈとポンプ溝３０ｂ１の側面とが摺接して往復動するように、ポンプ溝３０ｂ１に旋回ピストン３０ａが装着される。これにより、ポンプ溝３０ｂ１が二つの空間に仕切られ、各々の空間がポンプ室１４０となる。このポンプ室１４０は、ポンプケーシング３０ｃにより、ケーシング８の内部空間と隔成する。

このポンプケーシング３０ｃは、ローリングシリンダ３０ｂの下面及び上面側に各々設けるベースプレート３０ｃ１及びカバー３０ｃ２と、それらの連結部であるとともにローリングシリンダを回転支持するポンプシリンダ３０ｃ３とからなる。ベースプレート３０ｃ１は、図７で示すように、上面に設けられた吸込掘込み３０ｓ１とベースプレート３０ｃ１を貫通するポンプ吸込穴３０ｓ２とを有し、これらにより貯油部１２５から油を吸い上げるポンプ吸込流路３０ｓを構成している。さらに、ベースプレート３０ｃ１は、上面に設けられたポンプ吐出掘込み３０ｄ１及びポンプ吐出溝３０ｄ２を有し、これらによりクランクシャフト６の下端に開口する給油穴６ｂへ油を送出するポンプ吐出流路３０ｄを構成している。

ベースプレート３０ｃ１の中央部には、上方へ突出する位置固定円柱３０ｐがベースプレート３０ｃ１と一体に設けられている。この位置固定円柱３０ｐは、旋回ピストン３０ａの自転軸β’の旋回軌跡上で、シリンダ回転軸γから１８０゜回転した位置に設けられている。なお、図６Ａ及び図６Ｂに示すように、ベースプレート３０ｃ１と別体の位置固定円柱３０ｐ−１、３０ｐ−２を設けるようにしても良い。位置固定円柱３０ｐ−１は、同一径の円柱で構成され、ベースプレート３０ｃ１の穴に上方から圧入して固定されている。位置固定円柱３０ｐ−１は、下端にフランジを有する円柱で構成され、ベースプレート３０ｃ１の穴に下方から圧入して固定されている。

本実施形態のポンプケーシング３０ｃでは、図３、図５からわかるように、カバー３０ｃ２とポンプシリンダ３０ｃ３とを一体化した上部ポンプケーシング３０ｃ２３としている。これにより、部品数が低減し、組立て性の向上が図れるという効果がある。そして、上部ポンプケーシング３０ｃ２３には、ポンプ偏心部６ｆ１を通す必要最小限の穴が設けられている。

給油ポンプ３０の実際の組立ては、図９で示す如く、まず、上部ポンプケーシング部材３０ｃ２３の穴にポンプ偏心部６ｆ１を通し、その後、ローリングシリンダ３０ｂ、旋回ピストン３０ａを組み込み、上部ポンプケーシング３０ｃ２３をボールホルダ２５ｂ（副軸受支持板５０でもよい）へ仮止め固定する。

この状態で、位置固定円柱３０ｐがガイド溝３０ｇへ挿入されるようにしつつ、ベースプレート３０ｃ１を上部ポンプケーシング３０ｃ２３にベースプレート固定ねじ３０ｍを介して固定する。このとき、ベースプレート３０ｃ１の位置決め穴３０ｉ２と上部ポンプケーシング３０ｃ２３の位置決め穴３０ｉ２とが合うようにノックピンを挿入して、ポンプ吸込流路３０ｓとポンプ吐出流路３０ｄの設定位置精度を高める。

この後、クランクシャフト６を回しながら、ポンプシリンダ固定ねじ３０ｋを本締めして、ポンプシリンダ３０ｃ３をボールホルダ２５ｂに固定する。これにより、ポンプシリンダ３０ｃ３の位置精度を高くできるため、シリンダ回転軸γの位置精度が向上して、給油ポンプ３０の動作を滑らかにでき、給油ポンプの性能を向上する効果がある。ここで、クランクシャフト６を回転させる方法としては、モータ７を低速で回転させるか、吸込口２ｅから真空ポンプで空気を吸って旋回スクロール部材３を旋回運動させること等が利用できる。

次に、図１０、図１１、図２１及び図２２を用いて給油ポンプ３０の動作を説明する。図１０は給油ポンプ３０の動作説明図であり、ポンプ室１４０が一行程進む間のポンプ動作を図４と同一の断面で示したものである。図１１は旋回ピストン３０ａとローリングシリンダ３０ｂの自転中心が一致する場合の動作説明図、図２１はローリングシリンダ回転角の規制作用度の説明図、図２２はポンプ溝３０ｂ１と旋回ピストン３０ａとの隙間がＥｂとＥｃの差の２倍ある場合の旋回ピストン３０ａの軌道である。

図１０に示すように、ポンプ室１４０の一行程の間に、クランクシャフト６は２回転（円状の矢印の向きに回転）する。なお、図１０では、クランクシャフト６が２２．５度回転する毎の断面変化を示しており、各構成要素の断面を表すハッチングは省略してある。

ポンプ室１４０は、上述したように、同時に２個形成される。これら２個のポンプ室１４０は、互いに位相がずれているため、一方のポンプ室が吸込行程の場合、他方のポンプ室は吐出行程となるが、その動作変化は同一である。このため、一個のポンプ室に注目（図１０のクロスハッチングしたポンプ室）して、ポンプ動作を説明する。なお、ポンプ室１４０が吸込行程にある場合は吸込ポンプ室１４０ｓ、吐出行程にある場合は吐出ポンプ室１４０ｄと呼称する。

図１０（図中の○付数字を、明細書では括弧付数字で表す。）の（１）から（１０）が吸込行程であり、貯油部１２５の油を吸込流路３０ｓを通して吸込ポンプ室１４０ｓへ吸上げる工程である。そして、図１０の（１１）から（１６）までが吐出行程であり、吐出ポンプ室１４０ｄの油を吐出流路３０ｄ及びガイド溝３０ｇによって給油穴６ｂへ吐出する工程である。従来構成（本実施形態で新たに設置した位置固定円柱３０ｐ、ガイド溝３０ｇ及び側面平坦部３０ｈが無い構成）の、原理的（各部の隙間が極限まで小さく組立て誤差も無い場合の）ポンプ動作及び問題点は、発明が解決しようとする課題（図１７、１８参照）で説明済みであり、さらに、各部の隙間や組立て時の誤差がある実機のポンプ動作及び問題点も図１９、２０で説明済みである。

このため、これ以降は、図１１を中心として図１０や図２１も用いながら、本実施形態で新たに設置した位置固定円柱３０ｐ、ガイド溝３０ｇ及び側面平坦部３０ｈに絞って説明する。すなわち、位置固定円柱３０ｐ、ガイド溝３０ｇ及び側面平坦部３０ｈが前記条件（Ａ）及び（Ｂ）を満たす回動規定手段になることを説明する。最初に、本実施形態で新たに設置した要素によって前記条件（Ａ）（Ｂ）を満たす機構が構成できることを説明し、次に、それら要素の設置場所を適正化することによって前記条件（Ｂ）を一層良好に満足することを説明する。

条件（Ａ）「旋回ピストン３０ａの旋回速度をローリングシリンダ３０ｂの回転速度の２倍に常時規定する」を満たすために、まず、ローリングシリンダ３０ｂの回転速度を旋回ピストン３０ａの自転速度と同期させる回転同期手段を備えることにより、条件（Ａ）を旋回ピストン３０ａだけの規定条件に変換するようにしている。具体的には、旋回ピストン３０ａの旋回速度を自転速度の２倍に規定するピストン回動規定手段を設けるという内容に変更する。

本実施形態の回転同期手段は、旋回ピストン３０ａの側面に２つの側面平坦部３０ｈを設け、ローリングシリンダ３０ｂのポンプ溝３０ｂ１と摺接するように挿入して実現している。この回転同期手段は、吸込ポンプ室１４０ｓと吐出ポンプ室１４０ｄとを仕切るシール部となっており、従来の線シールから面シールとなったため、シール性を改善する効果もある。

もう一つの構成手段であるピストン回動規定手段は、旋回ピストン３０ａの自転軸β’の旋回軌道上に配置した位置固定円柱３０ｐを旋回ピストン自転軸β’を通るガイド溝（ガイド溝の設置角度は、固定ピンの位置で変わる）３０ｇに挿入するスライダ機構で実現している。このスライダ機構がピストン回動規定手段となることは、このスライダ機構と前記同期回転手段を組合せて構成する回動規定手段を設定しても、図１０に示す通り、給油ポンプの動作を行いうることから明らかである。

このように、回転同期手段を実現する側面平坦部３０ｈと、ピストン回動規定手段を実現する位置固定円柱３０ｐ及びガイド溝３０ｇで構成するスライダ機構とを組合せた機構は、前記条件（Ａ）を満たす。

次に、条件（Ｂ）を満たすことを述べるが、その前に、回動規定手段の規定作用度の定義を行う。規定作用度とは、目標の規定に対してどの程度精度良く規定できるかという指標であり、目標値と実設定値の差の逆数と定義する。本実施形態の目標値は、前記式（１）が示しており、旋回ピストンの旋回量Φｐに対応したローリングシリンダの目標回転量と実回転量の誤差（回転がた）の逆数が、規定作用度となる。つまり、以下の式（４）となる。

規定作用度≡１/回転がた‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥（４）
ローリングシリンダ回転量誤差（回転がた）の主因は、位置固定円柱３０ｐとガイド溝３０ｇの隙間（がた）と考えられる。そこで、この回転がたをΔとして、規定作用度の式を求める。規定作用度のパラメータとしては、図２１で示すように、位置固定円柱３０ｐの設定角（旋回ピストン自転軸β’の軌跡上の角度でθとする）と、旋回ピストン３０ａの旋回量（Φｐ、図１７と同様の定義とする）とがある。図２１では、説明のため、回転がたΔを拡大し、位置固定円柱３０ｐの直径を、縮小してある。図２１より、回転がたΔは、半径Ｌでの円周方向のがたΔｓから、次の式（５）と求まる。

回転がたΔ＝Arctan(abs(Δｓ/Ｌ))‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥（５）
ここで、ａｂｓは絶対値を示す。

この式（５）中のＬ、Δｓは、以下の式（６）、（７）となる。
Ｌ＝２・Ｅｓ・cos(θ/２)‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥（６）
Δｓ＝Δ/cos(χ)‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥（７）
ここで、χは、図２１に示すように、シリンダ回転軸γと位置固定円柱３０ｐを繋ぐ線とガイド溝３０ｇのなす角でもある。

ガイド溝３０ｇは旋回ピストン自転軸β’がシリンダ回転軸γの位置へ来た時にシリンダ回転軸γを通ること、ガイド溝３０ｇの回転速度はローリングシリンダ３０ｂと同期すること、さらに、ローリングシリンダ３０ｂの回転速度は旋回ピストン３０ａの旋回速度の半分であることより、χは、以下の式（８）で与えられることが分かる。
χ＝abs(π−Φｐ)/２‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥（８）
式（８）を式（７）に代入した上で、式（６）とともに式（５）へ代入し、回転がたΔを求め、最後に式（４）へ代入して、規定作用度を求めると、以下の式（９）となる。
規定作用度＝１/(Arctan(Δ/(２Ｅp・abs(cos(θ/２)・sin(Φp/２)))))‥‥(９)
旋回ピストン自転軸β’がシリンダ回転軸γと一致するΦｐ＝πradと、それよりもπrad（１８０度）旋回したΦｐ＝０radでの規定作用度を式（９）により計算すると、次の式（１０）、（１１）となる。
規定作用度(Φｐ＝π)＝１/(Arctan(Δ/(２Ｅp・abs(cos(θ/２)))))‥‥(１０)
規定作用度(Φｐ＝０)＝1/(Arctan(∞))＝２／π‥‥‥(１１)
θ＝πredの場合を除いて次の式（１２）の不等式が成立する。
規定作用度(Φｐ＝π)＞規定作用度(Φｐ＝０)‥‥‥（１２）
これより、新たに設定した回動規定手段の規定作用度は、位置固定円柱３０ｐがシリンダ回転軸γと一致する場合（θ＝πrad）を除いて、駆動系による規定作用度が低い（旋回ピストン自転軸β’がシリンダ回転軸γと一致する）時に高くなり、駆動系による規定作用度が高い（旋回ピストン自転軸β’がシリンダ回転軸γと一致する位置から１８０度旋回した）時に低くなることがわかる。これより、条件（Ｂ）を満たすことがわかる。

以上より、位置固定円柱３０ｐがシリンダ回転軸γと異なる如何なる位置に設定されていても、新たに設けたピストンシリンダ間回動規制手段は、駆動系と協同して、一方の規定作用度が低い場合に補い、逆に規定作用度が高い場合には過拘束にならないように、規定作用度が低下し、滑らかなポンプ動作を実現する効果を奏する。

また、式（９）から明らかな通り、設定角θをπradから０radへ変化させるにつれ、規定作用度の絶対値が大きく（旋回量Φｐが同じ場合）なり、０radで最大になることがわかる。つまり、位置固定円柱３０ｐを、シリンダ回転軸γの位置から旋回ピストン自転軸β’の軌跡上で１８０度回転した位置に設けると、規定作用度が最も高くなり、回転がたΔを抑制でき、ポンプ動作を一層滑らかにできるという効果を奏する。

位置固定円柱３０ｐは、図７、図９から明らかな通り、ポンプ吐出流路３０ｄの中に立設している。さらに、ガイド溝３０ｇは、ポンプ吐出流路３０ｄと給油穴６ｂを繋ぐ吐出経路となっている。よって、位置固定円柱３０ｐとガイド溝３０ｇの摺動部は、常時油通路の中心に位置していることになるため、潤滑性が向上し、信頼性が向上するという効果を奏する。

本実施形態では、ガイド溝３０ｇを側面平坦部３０ｈまで延在させている。前記したように、ガイド溝３０ｇは油の流路となっているため、油がガイド溝３０ｇに潤沢に存在している。よって、側面平坦部３０ｈまで延在するガイド溝３０ｇは、側面平坦部３０ｈへの給油流路となり、側面平坦部３０ｈとポンプ溝３０ｇの間の潤滑性向上による信頼性向上効果とともに、シール性の向上で、吐出ポンプ室１４０ｄから吸込ポンプ室１４０ｓへの漏れ低減による性能向上効果を奏する。さらに、ガイド溝３０ｇを側面平坦部３０ｈまで延在させることにより、溝加工時の刃具の動きが一様になって、溝の形状精度が向上するという効果がある。

なお、旋回ピストン３０ａ、ローリングシリンダ３０ｂまたはポンプケーシング３０ｃの表面に、燐酸マンガンのようななじみ皮膜を設けてもよい。この場合、なじみ効果により、運転とともに各隙間が小さくなり、シール性が向上してポンプ性能が向上するという効果がある。

また、本実施形態では、旋回ピストン３０ａを駆動側、ローリングシリンダ３０ｂを受動側としたが、反対に、ローリングシリンダ３０ｂを駆動側、旋回ピストン３０ａを受動側としても良い。この場合、旋回ピストン３０ａは、旋回運動を行えるようなクランク支持を行う。

また、本実施形態では、ポンプ溝３０ｂ１がローリングシリンダ３０ｂの外周まで延在されている。これにより、溝加工時の刃具の動きが一様になるために、溝の形状精度が向上するという効果がある。また、ローリングシリンダ外周隙間への給油をおこなうことになるため、外周隙間のシール性を向上できるため、ポンプ性能が向上するという効果がある。さらに、この突き抜けるポンプ溝３０ｂ１のために、端板３０ｂ４が必要となり、それによって、サイド隙間を押付けにより抑制できる後述する第４実施形態の構成を実現できる形態となっているが、本発明は、それに限定されるものではなく、外周まで突き抜けず、従来（特許文献１）の長穴形状のポンプ溝タイプのものでももちろんよい。

また、本実施形態では、旋回ピストン３０ａの側面に設ける２つの円筒面３０ａ４の軸心をずらしているが、図８の一点鎖線で示す同一円筒面のように、軸心が一致した円筒面としても良い。その理由は、本実施形態の作動流体は油という非圧縮性流体であるため、デッドボリュームによる性能低下は少ない上に、円筒面を形成した上で側面平坦部３０ｈをカットすることで側面形状が加工できるため、加工コストが低減するという効果がある。また、昇圧を行わずに、油の移送のみを行う用途の場合には、さらにデッドボリュームによる性能低下は無視できるほど小さくなるため、図８の一点鎖線で示す同一円筒面の旋回ピストン３０ａが適している。

また、本実施形態では、位置固定円柱３０ｐの設定位置を、旋回ピストン自転軸β’の旋回軌跡上でシリンダ回転軸γの位置から１８０度回転した位置に設けたスライド機構としているが、規定作用度の説明時に述べたように、旋回ピストン自転軸β’の旋回軌跡上で、それ以外の位置へ移動させた移動位置固定円柱３０ｐ’と、移動位置固定円柱３０ｐ’の移動角度の半分だけ設定角度を回転させた移動ガイド溝３０ｇ’を設けても、前記ピストン回動規定手段となる前記スライダ機構を構成できる（図１０参照）。例えば、図８で示すように位置固定円柱３０ｐを４５度回転した位置に設定した場合、ガイド溝は２２．５度回転する。この場合、前述した規制作用度の説明から分かる通り、規制作用度が最大になるタイミングは、位置固定円柱の移動前と同じ（図１０の（５））になる。但し、その規制作用度は、式（９）から分かるとおり、位置固定円柱３０ｐの移動前よりも小さくなる。これより、摺動部の荷重低減などの理由で規制作用度を小さくしたい場合や、部品配置の制約等で位置固定円柱３０ｐを旋回ピストン自転軸β’の旋回軌跡上でシリンダ回転軸γの位置から１８０度回転した位置に設置できない場合に、移動位置固定円柱３０ｐ’と移動ガイド溝３０ｇ’を設ければよい。

これまで説明してきた実施形態は、ロックを誘発するローリングシリンダ３０ｂの異常回転が生じやすい旋回ピストン自転軸β’とシリンダ回転軸γが最接近する付近で、旋回ピストン３０ａの旋回半径Ｅｐとローリングシリンダ３０ｂの偏心量Ｅｓが概略等しい場合（旋回ピストン自転軸β’がシリンダ回転軸γを通る場合）を前提としていた。つまり、旋回半径Ｅｐと偏心量Ｅｓが異なる場合については考えてこなかった。これは以下の理由による。

旋回半径Ｅｐはポンプ偏心部６ｆ１の偏心量Ｅｃとピストン軸受穴３０ａ６での軸受隙間偏心量とで決まり、偏心量Ｅｓはシリンダケーシング３０ｃ３に設けるローリングシリンダ３０ｂを配置する穴の偏心量Ｅｂとシリンダケーシング３０ｃ３の外周部軸受隙間偏心量とで決まる。本実施形態の回動規定手段は、シリンダ回転軸γへ接近する付近での旋回ピストン自転軸β’の軌跡がシリンダ回転軸γを通るように、両者における軸受偏心量を強制的に変更する手段と言換えることができる。つまり、回動規定手段を設けた結果、旋回ピストン自転軸β’とシリンダ回転軸γが最接近する付近で、旋回半径Ｅｐと偏心量Ｅｓが等しい場合だけとなるためである。

前段落で述べた、回動規定手段による軸受偏心量の変更は、偏心量Ｅｃと偏心量Ｅｂとの差が大きいと、大きくなり、規定手段やポンプ偏心部６ｆ１にかかる荷重が増大して、信頼性が低下する。このため、本実施形態では、旋回ピストン３０ａとポンプ溝３０ｇの隙間を、偏心量Ｅｃと偏心量Ｅｂとの差の２倍とした。これにより、旋回ピストン自転軸β’とシリンダ回転軸γが最接近する付近で、旋回半径Ｅｐと偏心量Ｅｓが異なっても、図２２で示すように、旋回ピストン３０ａはポンプ溝３０ｂ１内の中心軸からずれるが、ローリングシリンダ３０ｂを異常回転させることが無い。これより、前記した軸受偏心量の変更は不要となり、規定手段やポンプ偏心部６ｆ１にかかる荷重は増大せず、信頼性を確保できるという効果がある。

旋回ピストン３０ａとポンプ溝３０ｇの隙間を、偏心量Ｅｃと偏心量Ｅｂとの差の２倍以上とした場合、旋回ピストン３０ａとポンプ溝３０ｂ１の間の隙間が拡大するため、シール性が低下して性能が低下する。これより、旋回ピストン３０ａとポンプ溝３０ｇの隙間を、偏心量Ｅｃと偏心量Ｅｂとの差の２倍以下とすれば良いことがわかる。

本実施形態によれば、単純な要素形状で加工コストを低く抑えつつ、密閉性の高いポンプ室を構成できるため、低コストで高性能なローリングシリンダ式の容積形ポンプにおいて、動作ロックの危険性を、１シリンダにつき１ピストンの構成で回避可能となる。この結果、小容量に適した容積形ポンプを実現できる。また、従来例のようなシリンダ複数化に比べて、構成も単純であり、組立て性も向上するため、加工コストを低減した容積形ポンプを実現できる。

（第２実施形態）
次に、本発明第２の実施形態である容積形ポンプを給油ポンプ３０として搭載するスクロール圧縮機１について、位置固定円柱３０ｐの拡大縦断面図である図１２とそのＬ−Ｌでの横断面図である図１３を用いて説明する。この第２実施形態は、次に述べる点で第１実施形態と相違するものであり、その他の点については第１実施形態と基本的には同一であるので、重複する説明を省略する。

この第２実施形態では、圧入や接着や電着によりベースプレート３０ｃ１へ固定配置する中心ピン３０Ｐ３と円筒状のローラ３０ｐ４とから位置固定円柱３０ｐを構成している。中心ピン３０ｐ３の上端にはフランジ部３０ｐ３１が設けられている。ローラ３０ｐ４は中心ピン３０Ｐ３の本体突出部分３０ｐ３２に嵌合されており、フランジ部３０ｐ３１により中心ピン３０ｐ３から抜けないようになっている。図１２、図１３では、ローラ３０ｐ４と中心ピン３０ｐ３の径隙間が大きく描かれているが、実際には、１００μｍ以下となっている。これより、ローラ３０ｐ４とガイド溝３０ｇが強く摺動する箇所の相対速度が小さくなるように、ローラ３０ｐ４が自転するため、位置固定円柱３０ｐとガイド溝３０ｇの間の摺動状態が良好となり、びびり等の不良な動きが抑制され、給油ポンプ３０のポンプ動作をより滑らかにする効果という効果を奏する。さらに、位置固定円柱３０ｐとガイド溝３０ｇの磨耗や、こじりによる位置固定円柱３０ｐの脱落等が回避でき、給油ポンプ３０の信頼性を向上するという効果を奏する。

（第３実施形態）
次に、本発明第３の実施形態である容積形ポンプを給油ポンプ３０として搭載するスクロール圧縮機１について、図１２のＬ−Ｌ断面相当図である図１４を用いて説明する。

この第３実施形態では、外周面にローラ平坦面３０ｐ５１を設けたスライダーローラ３０ｐ５とする以外は、第２の実施形態と同様なので、それ以外の説明は省略する。この第３実施形態によれば、ガイド溝３０ｇとの摺動部面積が増大するので、磨耗の危険性が低下し、信頼性の高い給油ポンプ３０を提供できるという効果を奏する。

（第４実施形態）
次に、本発明第４の実施形態である容積形ポンプを給油ポンプ３０として搭載するスクロール圧縮機１について、図１５、図１６を用いて説明する。

この第４実施形態は、クランクシャフト６の軸方向位置をフレーム４に代わって、給油ポンプ３０側で受けるタイプであり、背圧室１１０付近と給油ポンプ３０以外は、第１乃至第３の実施形態と同様である。このため、背圧室付近（図１のＮ部に相当）の詳細拡大図である図１５と給油ポンプ（図１のＭ部に相当）の拡大縦断面図である図１６を主に用いて説明し、それ以外の説明は省略する。

この第４本実施形態では、クランクシャフトつば部６ｈがフレーム４から離れ（図１５参照）、第１乃至第３の実施形態にあった給油ポンプ３０上部のカバー（図５の３０ｃ２）が無くなって（図１６参照）、クランクシャフト６の端部であるシャフト下端面６ｚがローリングシリンダ３０ｂの端版３０ｂ４で支持されている。クランクシャフト６は、上部の全域が背圧室１１０に臨み、一方、下部にはケーシング８の内部空間圧力である吸込圧力に臨む領域があるため、必ず、下方へ押す力が作用する。よって、クランクシャフト６は、端版３０ｂ４を下方へ押付ける。よって、給油ポンプ３０のサイド隙間である旋回ピストン３０ａの上面とポンプ溝３０ｂ１の底面との隙間、平面端部３０ａ５（旋回ピストンの下面）とベースプレート３０ｃ１上面の隙間、ローリングシリンダ３０ｂとベースプレート３０ｃ１上面の隙間を低減することができる。このうちで、最も小さい隙間はほぼ０となって摺動することになる。どの隙間で摺動するかは、ポンプ溝３０ｂ１の深さと旋回ピストン３０ａの厚さの大小関係で決定される。

旋回ピストン３０ａの厚さをポンプ溝３０ｂ１の深さよりも小さくした場合、ローリングシリンダ３０ｂとベースプレート３０ｃ１上面の隙間が摺動することになる。この場合、旋回運動する旋回ピストン３０ａの動きが滑らかとなるため、給油ポンプ３０全体のポンプ動作がより一層滑らかになるという効果がある。反対に、旋回ピストン３０ａの厚さをポンプ溝３０ｂ１の深さよりも大きくした場合、旋回ピストン３０ａの上面とポンプ溝３０ｂ１の底面との隙間、平面端部３０ａ５（旋回ピストンの下面）とベースプレート３０ｃ１上面の隙間が摺動面となる。この場合、２箇所の隙間を極小値まで抑制できることから、シール性を一層向上できるので、高性能な給油ポンプを提供するという効果を奏する。

さらに、図１６より、給油ポンプ３０は、全体が、副軸受２５を構成するボール２５ａの下面にポンプ固定ねじ３０ｎで固定される。ここで、ボール２５ａの下面は軸受面である内周面に対して直角度が出ている。また、シャフト下端面６ｚはクランクシャフト６の中心軸に対して直角度が出ているものとする。これにより、クランクシャフト６の搭載姿勢にかかわらず、シャフト下端面６ｚは、全面で端板３０ｂ４に当接するため、シャフト下端面６ｚと端板３０ｂ４間のシール性が向上し、高性能な給油ポンプを提供するという効果を奏する。また、シャフト下端面６ｚと端版３０ｂ４間の片当りが抑制されるため、信頼性の高い給油ポンプを提供できるという効果を奏する。

１…スクロール圧縮機、２…固定スクロール部材、３…旋回スクロール部材、４…フレーム、５…オルダムリング、６…クランクシャフト、６ｂ…給油穴、６ｆ…ポンプ軸部、６ｆ１…ポンプ偏心部、７…モータ、２２…バイパス弁、２６…背圧制御弁、３０…給油ポンプ、３０ａ…旋回ピストン、３０ａ５…平面端部、３０ａ６…ピストン軸受穴、３０ｂ…ローリングシリンダ、３０ｂ１…ポンプ溝、３０ｂ４…端版、３０ｃ…ポンプケーシング、３０ｃ４…ケーシング室、３０ｄ…ポンプ吐出流路、３０ｇ…ガイド溝、３０ｈ…側面平坦部、３０ｐ…位置固定円柱、３０ｐ４…ローラ、３０ｐ５…スライダーローラ、３０ｓ…ポンプ吸込流路、１００…圧縮室、１０５…吸込室、１１０…背圧室、１２０…吐出室、１２５…貯油部、１４０…ポンプ室、１４０ｓ…吸込ポンプ室、１４０ｄ…吐出ポンプ室、α…ピストン旋回軸（クランクシャフト回転軸）、β…ポンプ偏心部中心軸、β’ …旋回ピストン自転軸、γ…シリンダ回転軸（シリンダ自転軸）。

Claims (13)

1. ケーシング室を有するポンプケーシングと、
   ポンプ溝を有して前記ケーシング室に回転運動可能に配置されたローリングシリンダと、
   前記ポンプ溝に隙間嵌合されて当該ポンプ溝を仕切ることにより２つのポンプ室を形成する旋回ピストンと、を備え、
   前記旋回ピストンまたは前記ローリングシリンダは駆動源により旋回運動または回転運動され、
   ローリングシリンダは、旋回ピストンの旋回運動の中心軸であるピストン旋回軸に対して、偏心量がＥｓであるシリンダ回転軸を中心に回転運動可能に配置され、
   前記ポンプ溝は、前記ローリングシリンダの回転運動の中心軸であるシリンダ回転軸に交差して直線状に延びており、
   前記旋回ピストンは、前記ポンプ溝内を往復運動すると共に、前記ポンプケーシングに対して旋回半径がＥｐで旋回運動する自転運動可能に配置され、
   前記旋回ピストンの旋回半径Ｅｐと前記ローリングシリンダの偏心量Ｅｓとは概略等しい容積形ポンプにおいて、
   前記ローリングシリンダに嵌合する前記旋回ピストンの数を１個とし、
   前記旋回ピストンの旋回及び前記ローリングシリンダの回転を維持すると共に当該旋回ピストンの旋回速度を当該ローリングシリンダの回転速度の２倍に規定する回動規定手段を設けたこと、
   を特徴とする容積形ポンプ。
2. 請求項１において、
   前記回動規定手段の規定作用度は、前記ピストン旋回軸が前記シリンダ回転軸と一致する旋回角度時よりも当該ピストン旋回軸が１８０度旋回した旋回角度時の場合を小さくしたこと、
   を特徴とする容積形ポンプ。
3. 請求項１または２において、
   前記旋回ピストンの旋回運動を偏心量がＥｃであるクランクシャフトで実現し、
   前記ローリングシリンダの回転軸を偏心量がＥｂである軸受部で実現し、
   前記旋回ピストンと前記ポンプ溝との隙間は、前記クランクシャフトの偏心量Ｅｃと前記軸受部の偏心量Ｅｂとの差の２倍以下としたこと、
   を特徴とする容積形ポンプ。
4. 請求項１乃至３の何れかにおいて、
   前記回動規定手段は、前記旋回ピストンの自転と前記ローリングシリンダの回転とを同期させる回転同期手段と、前記旋回ピストンの旋回速度を自転速度の２倍に規定するピストン回動規定手段とを備えたこと、
   を特徴とする容積形ポンプ。
5. 請求項４において、
   前記回転同期手段は、前記旋回ピストンに前記ポンプ溝の２側面と各々摺接する側面平坦部を設けて構成したこと、
   を特徴とする容積形ポンプ。
6. 請求項４または５において、
   前記ピストン回動規定手段は、前記旋回ピストン自転軸の旋回運動軌跡上で、前記シリンダ回転軸とは異なる位置の静止点が前記旋回ピストン自転軸を通る前記旋回ピストン上に固定する直線に常時載るように、前記旋回ピストンの運動を規定するスライダ機構を備えたこと、
   を特徴とする容積形ポンプ。
7. 請求項６において、
   前記静止点を前記旋回運動軌跡上で前記シリンダ回転軸の位置から１８０度回転した位置に設けたこと、
   を特徴とする容積形ポンプ。
8. 請求項６または７において、
   前記スライダ機構は不動スライダ及び回動ガイドを備え、
   前記不動スライダは前記ポンプケーシングの前記静止点に対応する位置に固定配置する位置固定円柱により実現し、
   回転ガイドは前記旋回ピストンに前記直線を中心線とし前記位置固定円柱と滑り対偶を構成すべく前記位置固定円柱の直径と同等の幅を有するガイド溝を設けて実現したこと、
   を特徴とする容積形ポンプ。
9. 請求項８において、前記不動スライダは、固定中心軸と、この固定中心軸に回転自在に挿入されたスライダ部材とを備えたこと、
   を特徴とする容積形ポンプ。
10. 請求項８または９において、
    前記ガイド溝を作動流体の通路としたこと、
    を特徴とする容積形ポンプ。
11. 請求項１０において、
    前記ガイド溝を前記側面平坦部まで延在させたこと、
    を特徴とする容積形ポンプ。
12. 請求項１乃至１１の何れかにおいて、
    容積形流体機械の各部への油供給源として前記容積形流体機械へ搭載するものであること、
    を特徴とする容積形ポンプ。
13. 駆動源と、前記駆動源で駆動されるクランクシャフトと、前記クランクシャフトで駆動される容積形ポンプとを備え、
    前記容積形ポンプは、ケーシング室を有するポンプケーシングと、ポンプ溝を有して前記ケーシング室に回転運動可能に配置されたローリングシリンダと、前記ポンプ溝に隙間嵌合されて当該ポンプ溝を仕切ることにより２つのポンプ室を形成する旋回ピストンと、を備え、
    前記旋回ピストンまたは前記ローリングシリンダは前記駆動源により旋回運動または回転運動され、
    ローリングシリンダは、旋回ピストンの旋回運動の中心軸であるピストン旋回軸に対して、偏心量がＥｓであるシリンダ回転軸を中心に回転運動可能に配置され、
    前記ポンプ溝は、前記ローリングシリンダの回転運動の中心軸であるシリンダ回転軸に交差して直線状に延びており、
    前記旋回ピストンは、前記ポンプ溝内を往復運動すると共に、前記ポンプケーシングに対して旋回半径がＥｐで旋回運動する自転運動可能に配置され、
    前記旋回ピストンの旋回半径Ｅｐと前記ローリングシリンダの偏心量Ｅｓとは概略等しい容積形流体機械において、
    前記ローリングシリンダに嵌合する前記旋回ピストンの数を１個とし、
    前記旋回ピストンの旋回及び前記ローリングシリンダの回転を維持すると共に当該旋回ピストンの旋回速度を当該ローリングシリンダの回転速度の２倍に規定する回動規定手段を設けたこと、
    を特徴とする容積形流体機械。

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