JP2012207664A - ロータリー圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】この発明は、吐出穴への流体流入に起因する流体騒音および振動騒音を低減できるロータリー圧縮機を得る。
【解決手段】ロータリー圧縮機の圧縮機構部は、シリンダ室１３を有するシリンダ１２と、シリンダ１２を挟んで配置された主軸受１４および副軸受と、駆動軸に取り付けられてシリンダ室１３内に偏芯回転可能に配設されたローリングピストン１６と、シリンダ室１３とローリングピストン１６とで画成される空間１７を吸入側空間１７ａと吐出側空間１７ｂとに仕切るベーン１８と、吐出側空間１７ｂと外部とを連通するように主軸受１４に形成された吐出穴２６と、を備えている。吐出穴２６は、その開口の全部が、駆動軸の軸方向から見て、シリンダ室１３と重なり合うように吐出側空間１７ｂのベーン側に形成され、その断面形状が、シリンダ室１３の内周壁面の曲率半径と略等しい曲率半径の円弧からなる外周辺を有する周方向に細長い形状である。
【選択図】図９

Description

本発明は、空調機や冷蔵庫に使用されるロータリー圧縮機に関するものである。

従来のロータリー圧縮機は、シリンダの端部に軸受プレートを固定してシリンダ室を形成し、軸受プレートには開口の一部がシリンダ室に重なり合うように吐出ポートを形成し、シリンダには吐出ポートとシリンダ室とを連通するように切り欠きを形成していた。そして、シリンダ室に重なり合わない部分の吐出ポートの面積に対して切り欠きの面積を、２０％〜６０％に設定していた（例えば、特許文献１参照）。

特開平１０−１０３２７５号公報

従来のロータリー圧縮機では、シリンダ室と切り欠きとの両者に重なり合わない吐出ポートの部分が存在する。そこで、切り欠きと重なっている吐出ポートの部分では、流体がシリンダ室から切り欠きのテーパー部を流れて徐々に広がって吐出ポートに流入するので、吐出ポートへの流体流入に起因する騒音や圧力変動の発生が抑制される。しかし、切り欠きと重なっていない吐出ポートの部分では、流体はシリンダ室の内周壁面に沿って流れて広がりを抑えられて吐出ポートに流入する。この時、流体の通路面積は、吐出ポートに流入した時点で、シリンダ室と切り欠きとの両者に重なり合わない吐出ポートの部分の面積分だけ増大する。そこで、広がりを抑えられて吐出ポートに流入した流体は急激に拡大し、流体がこの拡大部で剥離を起こす。これにより、渦が発生し、或いは吐出ポートの管路途中で剥離した流体が再付着して、流体乱れが発生する。この流体乱れの発生部分では、流体騒音となって音を放射し、或いは圧力変動となって流体を伝播し、圧縮機内部や圧縮機からの排出配管などを振動させる加振力となり、振動騒音が発生する。特に、吐出ポートへの流体の流入速度が大きいほど、圧力変動が大きくなり、振動騒音が大きくなる。

この発明は、上述のような問題を解決するためになされたものであり、吐出穴への流体流入に起因する流体騒音および振動騒音を低減できるロータリー圧縮機を得ることを目的としている。

この発明によるロータリー圧縮機は、密閉シェルと、該密閉シェル内に収納された圧縮機構部と、該密閉シェル内に収納され、圧縮機構部を駆動するモータと、を備え、流体を上記圧縮機構部で圧縮する。上記圧縮機構部は、シリンダ室を有するシリンダと、上記シリンダ室を閉塞するように上記シリンダを挟んで配置された主軸受および副軸受と、上記モータに連結され、上記シリンダ室を挿通して上記主軸受と上記副軸受とに軸支された駆動軸と、上記駆動軸に取り付けられて上記シリンダ室内に偏芯回転可能に配設されたローリングピストンと、上記ローリングピストンの外周壁面に当接して上記シリンダ室と該ローリングピストンとで画成される空間を吸入側空間と吐出側空間とに仕切るベーンと、上記吐出側空間と外部とを連通するように上記主軸受および上記副軸受の少なくとも一方の軸受に形成された吐出穴と、を備えている。上記吐出穴は、その開口の全部が、上記駆動軸の軸方向から見て、上記シリンダ室と重なり合うように上記吐出側空間の上記ベーン側に臨むように形成され、上記吐出穴の断面形状が、上記シリンダ室の内周壁面の曲率半径と略等しい曲率半径の円弧からなる外周辺を有する周方向に細長い形状である。

この発明によれば、吐出穴の開口の全部が、駆動軸の軸方向から見て、シリンダ室と重なり合うように形成されているので、流体がシリンダ室から吐出穴に流入したときに、流路断面積の拡大がない。そこで、流体は急激に拡大することなく吐出穴の入口から流入するので、流体の急激な拡大による剥離の発生が抑制される。そこで、吐出穴の入口での渦の発生が抑えられ、或いは剥離した流体が吐出穴の途中で再付着することもなく、流体乱れが少なくなるので、流体騒音や振動騒音が低減される。

この発明の実施の形態１に係るロータリー圧縮機を示す正面図である。 この発明の実施の形態１に係るロータリー圧縮機を示す上面図である。 図２のＩＩＩ−ＩＩＩ矢視断面図である。 この発明の実施の形態１に係るロータリー圧縮機における圧縮機構部の主軸受を省略した状態を示す上面図である。 この発明の実施の形態１に係るロータリー圧縮機における圧縮機構部を示す上面図である。 図５のＶＩ−ＶＩ矢視断面図である。 この発明の実施の形態１に係るロータリー圧縮機におけるローリングピストンの回転角と吐出穴での圧縮流体の平均速度との関係を説明する図である。 この発明の実施の形態２に係るロータリー圧縮機における圧縮機構部を示す上面図である。 この発明の実施の形態３に係るロータリー圧縮機における圧縮機構部を示す上面図である。 この発明の実施の形態４に係るロータリー圧縮機における主軸受を軸方向から見た上面図である。 図１０のＸＩ−ＸＩ矢視断面図である。 この発明の実施の形態４に係るロータリー圧縮機における吐出穴から吐出した圧縮流体の流れを説明する図である。 比較例のロータリー圧縮機における主軸受を軸方向から見た上面図である。 図１３のＸＩＶ−ＸＩＶ矢視断面図である。 比較例のロータリー圧縮機における吐出穴から吐出した圧縮流体の流れを説明する図である。 この発明の実施の形態４に係るロータリー圧縮機における流体騒音を測定した結果を示す図である。 他の比較例のロータリー圧縮機における主軸受の吐出穴周りを示す要部断面図である。

実施の形態１．
図１はこの発明の実施の形態１に係るロータリー圧縮機を示す正面図、図２はこの発明の実施の形態１に係るロータリー圧縮機を示す上面図、図３は図２のＩＩＩ−ＩＩＩ矢視断面図、図４はこの発明の実施の形態１に係るロータリー圧縮機における圧縮機構部の主軸受を省略した状態を示す上面図、図５はこの発明の実施の形態１に係るロータリー圧縮機における圧縮機構部を示す上面図、図６は図５のＶＩ−ＶＩ矢視断面図である。ここで、図５中、駆動軸は省略されている。

図１乃至図６において、ロータリー圧縮機１００は、縦型の密閉シェル１を備えている。そして、モータ２が密閉シェル１内の上方に配設され、圧縮機構部３がモータ２の下方に配設されている。モータ２と圧縮機構部３とが軸方向を鉛直方向とする駆動軸４を介して連動連結されている。この駆動軸４には、ローリングピストン１６が駆動軸４の中心軸に対して偏心して取り付けられている。

モータ２は、リング状に形成されたステータ１０と、このステータ１０の内部で回転し得るように支持されたロータ１１とから構成されている。そして、駆動軸４の一端部がロータ１１の軸心位置に圧入されている。

圧縮機構部３は、断面円形のシリンダ室１３が貫通してあけられた所定厚みを有する平板リング状のシリンダ１２と、シリンダ室１３の上端側開口を閉塞するようにシリンダ１２の上面に取り付けられた主軸受１４と、シリンダ室１３の下端側開口を閉塞するようにシリンダ１２の下面に取り付けられた副軸受１５と、シリンダ室１３内に配設されたローリングピストン１６と、ローリングピストン１６の外周壁面に当接し、シリンダ室１３とローリングピストン１６とで形成される空間１７を吸入側空間１７ａと吐出側空間１７ｂとに仕切るベーン１８と、ベーン１８をローリングピストン１６の外周壁面に押圧するように付勢するバネ１９と、吸入側空間１７ａのベーン１８近傍とシリンダ１２の外周部とを連通するようにシリンダ１２に形成された吸入穴２０と、吐出側空間１７ｂのベーン１８近傍と主軸受１４の上部側とを連通するように、かつシリンダ１２と重なり合わないように主軸受１４に形成された主軸受１４の軸心と平行な穴中心を有する断面円形の吐出穴２１と、を備えている。吐出穴の断面とは主軸受１４の軸心と直交する断面である。

さらに、液体が流体に混じった場合の液圧縮を防止するための安全機構としての切り欠き２２が、吐出側空間１７ｂのベーン１８近傍に臨むようにシリンダ１２の上端側にテーパー状に形成されている。また、板バネ製のバルブ２３が吐出穴２１の出口を塞口するように主軸受１４に配設され、流体が圧縮により所定圧力まで上昇すると、バルブ２３を押し上げて吐出されるようになっている。

駆動軸４の他端側には、偏心軸部４ａが設けられている。そして、駆動軸４が、偏心軸部４ａをシリンダ室１３内に収容されて、主軸受１４と副軸受１５とにより回転自在に支持されている。ローリングピストン１６は、軸嵌入穴１６ａが同心にあけられ、シリンダ１２と同等の高さを有する円筒状に作製されている。そして、ローリングピストン１６は、軸嵌入穴１６ａに偏心軸部４ａを嵌め込んで、駆動軸４の軸心に対して偏心して取り付けられてシリンダ室１３内に収容され、シリンダ室１３の内周壁面に密接しつつ駆動軸４の回転により偏芯回転するようになっている。

流体を吸入するための吸入管５が吸入穴２０を介して吸入側空間１７ａに連結され、圧縮した流体を吐出するための吐出管６が密閉シェル１の上部に設けられている。吸入管５には、アキュームレータ７が連結されている。

つぎに、このように構成されたロータリー圧縮機１００の動作について説明する。なお、ロータリー圧縮機１００に適用される流体としては、例えば、空気、フロン系冷媒や、二酸化炭素や炭化水素などの自然冷媒がある。
電力がモータ２に供給され、モータ２が駆動されると、主軸受１４および副軸受１５に軸支された駆動軸４が回転駆動される。そして、ローリングピストン１６がシリンダ室１３内でシリンダ室１３の内周壁面に密接しつつ偏芯回転する。この時、ローリングピストン１６の上下面は、潤滑油によりシールされている。
このローリングピストン１６の回転により、吸入側空間１７ａの容積が増え、流体が、アキュームレータ７、吸入管５および吸入穴２０を介して吸入側空間１７ａ内に吸入される。同時に、吐出側空間１７ｂの容積が減少し、吐出側空間１７ｂ内の流体が圧縮される。そして、圧縮された流体が所定圧力まで上昇すると、バルブ２３が持ち上がり、吐出穴２１から密閉シェル１内に吐出され、吐出管６から吐出される。

この実施の形態１によれば、吐出穴２１が、駆動軸４の軸方向から見て、その開口の全てをシリンダ室１３に重なり合うように主軸受１４に設けられているので、圧縮された流体は、流路面積を変えることなく吐出側空間１７ｂから吐出穴２１を流通して吐出される。つまり、流体が吐出穴２１の入口から吐出穴２１内に流入した時点での流路面積の拡大がない。従って、吐出穴２１の一部がシリンダ１２と重なり合うように構成された場合に発生していた流体の急激な拡大がなくなり、吐出穴２１の入口での流体の剥離の発生が抑えられる。これにより、流体の剥離に起因する渦の発生、或いは剥離した流体の再付着が抑えられ、流体乱れの発生が抑制される。その結果、吐出穴２１の入口での流体騒音や圧力変動による振動騒音が低減される。
また、吐出穴２１が断面円形に形成されているので、吐出穴２１を簡易に形成できる。

つぎに、このロータリー圧縮機１００におけるローリングピストン１６の回転角と吐出穴２１での圧縮流体の平均速度との関係を数値解析で求めた結果を図７に示す。流体には、Ｒ４０４Ａの冷媒を用い、吐出時の静圧は３．１ＭＰａとした。また、ローリングピストン１６の回転角度は、ベーン１８の位置を基準とし、その基準位置からローリングピストン１６とシリンダ室１３の内周壁面との接触位置までの角度とした。圧縮流体の平均速度は、吐出する圧縮流体の体積流量を吐出穴２１の断面積で除して求めた速度とした。

図７から、回転角が２２０ｄｅｇ付近で吐出が始まり、２５５ｄｅｇ付近で最高速度となり、その後流速が減少することがわかる。なお、吐出穴２１から吐出する圧縮流体が最高速度となるローリングピストン１６の回転角は、流体の種類、バルブ２３のバネ定数などにより変わる。

ここで、吐出穴２１は、吐出穴２１の開口の全てが、主軸受１４の軸心方向から見て、シリンダ室１３と重なり合い、かつ吐出流体が最高速度となる位置まで回転したローリングピストン１６と重なり合わないように、吐出側空間１７ｂのベーン１８近傍に臨むように主軸受１４に形成されることが好ましい。

また、流体が吐出穴２１を流れることにより発生する流体騒音は流速の４乗から８乗に比例する。そして、吐出穴２１の断面積を大きくすることは吐出穴２１での流体の平均流速を下げることにつながり、流体の流通により発生する流体騒音を低減できる。そこで、吐出穴２１の断面積を大きくするという観点から、吐出穴２１の開口が、駆動軸４の軸方向から見て、シリンダ室１３の内周壁面と接するように吐出穴２１を形成することが好ましい。さらに、吐出穴２１の開口が、駆動軸４の軸方向から見て、吐出流体が最高速度となる位置まで回転したローリングピストン１６の外周壁面と接するように吐出穴２１を形成することが特に好ましい。

実施の形態２．
図８はこの発明の実施の形態２に係るロータリー圧縮機における圧縮機構部を示す上面図である。ここで、図８中、駆動軸は省略されている。
図８において、吐出穴２５は、断面楕円形に形成されている。そして、吐出穴２５の開口の全てが、主軸受１４の軸心方向から見て、シリンダ室１３と重なり合うように、断面楕円の長軸方向を周方向に向けて、吐出側空間１７ｂのベーン１８近傍に臨むように主軸受１４に形成されている。
なお、この実施の形態２は、吐出穴２１に代えて吐出穴２５を形成している点を除いて、上記実施の形態１と同様に構成されている。

この実施の形態２においても、吐出穴２５の開口の全てが、主軸受１４の軸心方向から見て、シリンダ室１３と重なり合うように主軸受１４に形成されているので、上記実施の形態１と同様の効果を奏する。
また、この実施の形態２では、吐出穴２５が断面楕円形に形成されているので、断面円形の吐出穴２１に比べて吐出穴２５の断面積を大きくでき、流体の流通により発生する流体騒音を一層低減できる。

なお、この実施の形態２においても、吐出穴２５は、その開口が、駆動軸４の軸方向から見て、吐出流体が最高速度となる位置まで回転したローリングピストン１６と重なり合わないように、吐出側空間１７ｂのベーン１８近傍に臨むように主軸受１４に形成されることが好ましい。
また、吐出穴２５の断面積を大きくするという観点から、吐出穴２５の開口が、駆動軸４の軸方向から見て、シリンダ室１３の内周壁面と接するように吐出穴２５を形成することが好ましい。さらに、吐出穴２５の開口が、駆動軸４の軸方向から見て、吐出流体が最高速度となる位置まで回転したローリングピストン１６の外周壁面と接するように吐出穴２５を形成することが特に好ましい。

実施の形態３．
図９はこの発明の実施の形態３に係るロータリー圧縮機における圧縮機構部を示す上面図である。ここで、図９中、駆動軸は省略されている。
図９において、吐出穴２６は、シリンダ室１３の内周壁面の曲率半径に略一致する曲率半径の円弧からなる外周辺２６ａとローリングピストン１６の外周壁面の曲率半径に略一致する曲率半径の円弧からなる内周辺２６ｂとを有し、外周辺２６ａと内周辺２６ｂとの間の径方向幅が回転方向にむかって漸次増大し、かつ周方向に細長い断面形状に形成されている。そして、吐出穴２６の開口の全てが、主軸受１４の軸心方向から見て、シリンダ室１３と重なり合うように、外周辺２６ａをシリンダ室１３の内周壁面に沿わせて、吐出側空間１７ｂのベーン１８近傍に臨むように主軸受１４に形成されている。ここで、吐出穴２６は、外周辺２６ａと内周辺２６ｂとの間の径方向幅がベーン１８にむかって漸次増大するように配置される。
なお、この実施の形態３は、吐出穴２１に代えて吐出穴２６を形成している点を除いて、上記実施の形態１と同様に構成されている。

この実施の形態３においても、吐出穴２６の開口の全てが、主軸受１４の軸心方向から見て、シリンダ室１３と重なり合うように主軸受１４に形成されているので、上記実施の形態１と同様の効果を奏する。
また、この実施の形態３では、吐出穴２６がシリンダ室１３の内周壁面の曲率半径に略一致する曲率半径の円弧からなる外周辺２６ａとローリングピストン１６の外周壁面の曲率半径に略一致する曲率半径の円弧からなる内周辺２６ｂとを有し、外周辺２６ａと内周辺２６ｂとの間の径方向幅が回転方向にむかって漸次増大し、かつ周方向に細長い断面形状に形成されているので、断面円形の吐出穴２１に比べて吐出穴２６の断面積を大きくでき、流体の流通により発生する流体騒音を一層低減できる。

なお、この実施の形態３においても、吐出穴２６は、その開口が、駆動軸４の軸方向から見て、吐出流体が最高速度となる位置まで回転したローリングピストン１６と重なり合わないように、吐出側空間１７ｂのベーン１８近傍に臨むように主軸受１４に形成されることが好ましい。
また、上記実施の形態３では、吐出穴２６の内周辺２６ｂがローリングピストン１６の外周壁面の曲率半径と略一致する曲率半径の円弧に形成されているものとしているが、内周辺２６ｂは、ローリングピストン１６の外周壁面の曲率半径と略一致する曲率半径の円弧に限定されるものではない。

また、吐出穴２６の断面積を大きくするという観点から、吐出穴２６の開口が、駆動軸４の軸方向から見て、シリンダ室１３の内周壁面と接するように吐出穴２６を形成することが好ましい。さらに、吐出穴２６の開口が、駆動軸４の軸方向から見て、吐出流体が最高速度となる位置まで回転したローリングピストン１６の外周壁面と接するように吐出穴２６を形成することが特に好ましい。この時、吐出穴２６の外周辺２６ａがシリンダ室１３の内周壁面に一致し、内周辺２６ｂがローリングピストン１６の外周壁面に一致している。

実施の形態４．
図１０はこの発明の実施の形態４に係るロータリー圧縮機における主軸受を軸方向から見た上面図、図１１は図１０のＸＩ−ＸＩ矢視断面図、図１２はこの発明の実施の形態４に係るロータリー圧縮機における吐出穴から吐出した圧縮流体の流れを説明する図である。尚、図１０中、駆動軸、バルブ、およびストップバルブは省略されている。

図１０および図１１において、吐出穴２７は、シリンダ室の内周壁面の曲率半径に略一致する曲率半径の円弧からなる外周辺２７ａとローリングピストンの外周壁面の曲率半径に略一致する曲率半径の円弧からなる内周辺２７ｂとを有し、外周辺２６ａと内周辺２６ｂとの間の径方向幅が回転方向にむかって漸次増大し、かつ周方向に細長い断面形状に形成されている。そして、吐出穴２７の開口の全てが、主軸受１４の軸心方向から見て、シリンダ室と重なり合うように、主軸受１４に形成されている。さらに、弁座２８は、吐出穴２７の吐出側開口縁部から離れた位置で、該吐出側開口を囲繞するように円環状に主軸受１４に突設されている。

このように構成された主軸受１４は、吐出穴２７の外周辺２７ａをシリンダ室の内周壁面に沿わせて、吐出側空間のベーン近傍に臨むように圧縮機構部に組み込まれる。ここで、吐出穴２７は、外周辺２７ａと内周辺２７ｂとの間の径方向幅がベーンにむかって漸次増大するように配置される。
なお、他の構成は、上記実施の形態３と同様に構成されている。

ここで、この実施の形態４における吐出穴２７から吐出される流体の流れについて、比較例と対比して説明する。なお、比較例では、図１３および図１４に示されるように、弁座４０がその内周を吐出穴２７の吐出側開口縁部に接して、該吐出側開口を囲繞するように環状に主軸受１４に突設されている。

まず、板バネ製のバルブ２３が弁座２８，４０に当接し、吐出穴２７を塞口するように主軸受１４に取り付けられている。また、ストップバルブ２９が弁座２８，４０に対して所定の隙間を有するように主軸受１４に取り付けられている。そして、流体が圧縮されて所定圧力まで上昇すると、バルブ２３が弾性変形しつつストップバルブ２９に当接するまで押し上げられる。

そこで、比較例では、圧縮された流体は、図１５中矢印で示されるように、吐出穴２７を通過し、バルブ２３に衝突して曲げられ、バルブ２３と弁座４０との間を通り、さらに縮流して速度が増大する。これにより、弁座４０の下流側に発生する乱れ４１が大きくなり、弁座４０で発生する流体騒音は大きなものとなる。

一方、実施の形態４では、圧縮された流体は、図１２中矢印で示されるように、吐出穴２７を通過し、バルブ２３に衝突して曲げられ、バルブ２３と弁座２８との間を通る。このとき、弁座２８が吐出穴２７の吐出側開口縁部から離反しているので、弁座４０が吐出穴２７の吐出側開口縁部に接している比較例に比べて、弁座２８とバルブ２３の端部２３ａとの間の距離が短くなる。そこで、流体はバルブ２３と弁座２８との間を流れた後、すぐにバルブ２３の端部２３ａに到達し、流路が広がる。これにより、バルブ２３と弁座２８との間を流れた流体は縮流しようとするが、すぐに流路が拡大し、速度の増大が抑えられるので、比較例に比べ、弁座２８の下流側に発生する乱れ３０が減少し、弁座２８で発生する流体騒音が小さくなる。

また、実施の形態４では、弁座２８が吐出穴２７の吐出側開口縁部に接していないので、弁座４０が吐出穴２７の吐出側開口縁部に接している比較例に比べ、吐出穴２７の吐出側開口縁部での流路が広くなる。例えば、弁座４０の高さが０．１ｍｍ、弁座４０とストップバルブ２９との間の距離が２．０ｍｍのオーダーとすると、弁座４０を省略することで、吐出穴２７の吐出側開口縁部での流路が約５％大きくなる。そのため、実施の形態４では、比較例に比べ、吐出穴２７から吐出した流体の速度が遅くなる。これにより、バルブ２３と弁座２８との間を流れた流体の速度が遅くなり、弁座２８の下流側に発生する乱れ３０が減少し、弁座２８で発生する流体騒音が小さくなる。

また、実施の形態４では、円環状の弁座２８が吐出穴２７の吐出側開口縁部から離れて、該吐出側開口を囲繞しているので、弁座２８と吐出穴２７の吐出側開口縁部と間の距離が一定となっていない。ここでの距離とは、上面図において、弁座２８の任意の点から吐出穴２７の外形へ引いた垂線の長さを言う。また、圧縮機の吐出は１回転に１回と間欠的であるため、弁座２８の下流側での乱れ３０の発生に時間差が生じ、エネルギーが時間的に分散し、乱れ３０に起因する流体騒音が低減される。なお、弁座２８と吐出穴２７の吐出側開口縁部との間の距離とは、吐出穴２７を通過した流体がバルブ２３に衝突して曲げられて流れる方向における吐出穴２７の吐出側開口縁部から弁座２８に至る距離である。

ここで、実施の形態４および比較例における流体騒音を測定した結果を図１６に示す。なお、圧縮される流体は空気であり、吐出圧力は４．８ＫＰａ、吐出流量は５．３ｍ^３／ｍｉｎとした。
図１６から分かるように、実施の形態４は、比較例に比べて、流体騒音を１．０ｄＢ低減できる結果が得られた。

この実施の形態４においても、吐出穴２７は、シリンダ室の内周壁面の曲率半径に略一致する曲率半径の円弧からなる外周辺２７ａとローリングピストンの外周壁面の曲率半径に略一致する曲率半径の円弧からなる内周辺２７ｂとを有し、外周辺２６ａと内周辺２６ｂとの間の径方向幅が回転方向にむかって漸次増大し、かつ周方向に細長い断面形状に形成されており、さらに、吐出穴２７の開口の全てが、主軸受１４の軸心方向から見て、シリンダ室と重なり合うように、主軸受１４に形成されているので、上記実施の形態３と同様に効果を奏する。

この実施の形態４によれば、弁座２８が吐出穴２７の吐出側開口縁部から離れて該吐出側開口を囲繞するように形成されているので、圧縮された流体の吐出穴２７からの吐出速度が低減し、また弁座２８とバルブ２３との間を通過後の流体速度の増大が抑えられる。これにより、弁座２８の下流で発生する流体の乱れ３０が小さくなり、流体騒音を低減することができる。
また、吐出穴２７の吐出側開口縁部から弁座２８までの距離が一定とならないように弁座２８が形成されているので、弁座２８の下流での流体の乱れ３０の発生に時間差が生じ、流体騒音を低減することができる。

また、弁座２８が円環状に形成されているので、例えば弁座２８の仕上げ断面形状の雌型に形成された研磨材を用いた回転による研磨加工により、弁座２８を高い加工精度で形成することができる。そこで、バルブ２３が閉じた際に、弁座２８とバルブ２３との間に隙間の発生が抑えられるので、圧縮が十分に行え、優れた性能を確保することができる。

ここで、他の比較例として、図１７に示されるように、弁座４２が吐出穴２７の吐出側開口縁部とテーパー面或いはＲ面でつながっている場合があるが、実施の形態４のように、弁座２８を吐出穴２７の吐出側開口縁部から離して形成した方が、流体騒音の低減効果が大きいことは明らかである。

なお、上記実施の形態４では、弁座が円環状に形成されているものとしているが、流体騒音の低減の観点からは、弁座を吐出穴の吐出側開口縁部から離反して形成すればよく、弁座の形状は円環状に限定されない。
また、上記実施の形態４では、吐出穴が、シリンダ室の内周壁面の曲率半径に略一致する曲率半径の円弧からなる外周辺とローリングピストンの外周壁面の曲率半径に略一致する曲率半径の円弧からなる内周辺とを有する穴形状に形成されているものとしているが、吐出穴の穴形状はこれに限定されるものではなく、例えば、上記実施の形態１，２における断面円形や断面楕円形の穴形状の吐出穴でもよい。

また、上記各実施の形態では、切り欠きが圧縮機構部に設けられているものとして説明しているが、本発明は、切り欠きが省略された圧縮機構部に適用しても、同様の効果が得られる。
また、上記各実施の形態では、ローリングピストンが同心に形成された軸嵌入穴に駆動軸の偏心軸部を嵌め込んで外嵌状態に取り付けられているものとしているが、軸嵌入穴の穴中心をローリングピストンの中心からずらして形成されたローリングピストンを、偏心軸部をなくした駆動軸に外嵌状態に取り付けて、駆動軸に回転に連動してローリングピストンを偏心回転させるようにしてもよい。

また、上記各実施の形態では、主軸受に吐出穴があるものとして説明しているが、本発明は、副軸受に吐出穴を設けてもよいし、主軸受と副軸受とに吐出穴を設けてもよい。
また、上記各実施の形態では、縦型のシェルを備えたロータリー圧縮機に適用するものとして説明しているが、本発明は、縦型の密閉シェルを備えたロータリー圧縮機に限定されるものではなく、例えば駆動軸を水平とする横型のシェルを備えたロータリー圧縮機に適用してもよい。

１ 密閉シェル、２ モータ、３ 圧縮機構部、４ 駆動軸、１２ シリンダ、１３
シリンダ室、１４ 主軸受、１５ 副軸受、１６ ローリングピストン、１７ａ 吸入側空間、１７ｂ 吐出側空間、１８ ベーン、２１ 吐出穴、２３ バルブ、２５ 吐出穴、２６ 吐出穴、２６ａ 外周辺、２７ 吐出穴、２７ａ 外周辺、２８ 弁座、１００ ロータリー圧縮機。

Claims (6)

1. 密閉シェルと、該密閉シェル内に収納された圧縮機構部と、該密閉シェル内に収納され、圧縮機構部を駆動するモータと、を備え、流体を上記圧縮機構部で圧縮するロータリー圧縮機であって、
   上記圧縮機構部は、
   シリンダ室を有するシリンダと、
   上記シリンダ室を閉塞するように上記シリンダを挟んで配置された主軸受および副軸受と、
   上記モータに連結され、上記シリンダ室を挿通して上記主軸受と上記副軸受とに軸支された駆動軸と、
   上記駆動軸に取り付けられて上記シリンダ室内に偏芯回転可能に配設されたローリングピストンと、
   上記ローリングピストンの外周壁面に当接して上記シリンダ室と該ローリングピストンとで画成される空間を吸入側空間と吐出側空間とに仕切るベーンと、
   上記吐出側空間と外部とを連通するように上記主軸受および上記副軸受の少なくとも一方の軸受に形成された吐出穴と、を備えており、
   上記吐出穴は、その開口の全部が、上記駆動軸の軸方向から見て、上記シリンダ室と重なり合うように上記吐出側空間の上記ベーン側に臨むように形成され、
   上記吐出穴の断面形状が、上記シリンダ室の内周壁面の曲率半径と略等しい曲率半径の円弧からなる外周辺を有する周方向に細長い形状であることを特徴とするロータリー圧縮機。
2. 上記吐出穴が、上記駆動軸の軸方向から見て、上記シリンダ室の内周壁面に接するように形成されていることを特徴とする請求項１記載のロータリー圧縮機。
3. 上記吐出穴は、上記外周辺と内周辺との間の径方向幅が上記ローリングピストンの回転方向にむかって漸次増大する形状であることを特徴とする請求項１又は請求項２記載のロータリー圧縮機。
4. 上記吐出穴の吐出側開口縁部から離反して、かつ該吐出穴の吐出側開口を囲繞するように上記吐出穴が形成されている軸受に突設された弁座と、
   上記弁座に接離可能に配設されたバルブと、をさらに備えていることを特徴とする請求項１乃至請求項３のいずれか１項に記載のロータリー圧縮機。
5. 上記弁座は、上記圧縮機構部で圧縮された流体が上記吐出穴を通り上記バルブで曲げられて流れる方向における上記吐出穴の吐出側開口縁部と該弁座との間の距離が一定とならないように形成されていることを特徴とする請求項４記載のロータリー圧縮機。
6. 上記弁座が円環状に形成されていることを特徴とする請求項４又は請求項５記載のロータリー圧縮機。

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