JP2013142325A

JP2013142325A - Vane type compressor

Info

Publication number: JP2013142325A
Application number: JP2012002807A
Authority: JP
Inventors: Tatsuya Sasaki; 辰也佐々木; Shin Sekiya; 慎関屋; Raito Kawamura; 雷人河村; Hideaki Maeyama; 英明前山; Shinichi Takahashi; 真一高橋; Kanichiro Sugiura; 幹一朗杉浦; Masaki Sato; 勝紀佐藤
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2012-01-11
Filing date: 2012-01-11
Publication date: 2013-07-22

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a vane type compressor in which the tip of a vane can be slid on the fluid-lubricated inner peripheral surface of a cylinder to suppress the occurrence of seizure or wear.SOLUTION: The vane type compressor satisfies 0.990≤k(Rv/Rc)≤1, wherein k is the curvature ratio between Rv and Rc, the Rv being the curvature radius of the tip 9a or 10a of the vane 9 or 10 in proximity with inner circumferential surface 1b of a cylinder 1, the Rc being the curvature radius of the inner circumferential surface 1b of the cylinder 1, and satisfies 0.24≤S≤2,000, wherein S is the Sommerfeld number and is decided by S=η×(N/P)×(Rc/Cr), wherein η is the viscosity coefficient of oil; N is the number of revolutions of the vane; P is the pressing surface pressure to be exerted on the tip of the vane; and Cr is the clearance between the tip of the vane and the inner circumferential surface of the cylinder.

Description

この発明は、ベーン型圧縮機に関する。 The present invention relates to a vane type compressor.

従来、ロータシャフト（シリンダ内で回転運動する円柱形のロータ部と、ロータ部に回転力を伝達するシャフトとが一体化されたものをロータシャフトという）のロータ部内に一箇所または複数箇所形成されたベーン溝内にベーンが嵌入され、そのベーンの先端がシリンダ内周面と当接しながら摺動する構成の一般的なベーン型圧縮機が提案されている（例えば、特許文献１参照）。 Conventionally, one or a plurality of locations are formed in a rotor portion of a rotor shaft (a rotor portion in which a cylindrical rotor portion that rotates in a cylinder and a shaft that transmits rotational force to the rotor portion are integrated). There has been proposed a general vane type compressor having a configuration in which a vane is fitted into a vane groove and the tip of the vane slides while contacting the inner circumferential surface of the cylinder (see, for example, Patent Document 1).

また、ロータシャフトの内側を中空に構成しその中にベーンの固定軸を配し、ベーンはその固定軸に回転可能に取り付けられ、更に、ロータ部の外周部付近に半円棒形状の一対の挟持部材（ブッシュ）を介してベーンがロータ部に対して回転自在に保持されているベーン型圧縮機が提案されている（例えば、特許文献２参照）。 Further, the inside of the rotor shaft is hollow and a vane fixed shaft is disposed therein, the vane is rotatably attached to the fixed shaft, and a pair of semicircular rods is formed near the outer periphery of the rotor portion. There has been proposed a vane type compressor in which a vane is rotatably held with respect to a rotor portion via a clamping member (bush) (see, for example, Patent Document 2).

特開平１０−２５２６７５号公報（第４頁、第１図）JP-A-10-252675 (page 4, FIG. 1) 特開２０００−３５２３９０号公報（第６頁、第１図）JP 2000-352390 A (6th page, FIG. 1)

特許文献１に記載された従来の一般的なベーン型圧縮機は、ベーンの方向がロータシャフトのロータ部内に形成されたベーン溝により規制され、ベーンはロータ部に対して常に同じ傾きとなるように保持される。そのため、ロータシャフトの回転に伴い、ベーンとシリンダ内周面の成す角度は変化し、全周に亘ってベーン先端がシリンダ内周面に当接するためには、ベーン先端の円弧の半径をシリンダ内周面の半径に比べて小さく構成する必要があった。 In the conventional general vane type compressor described in Patent Document 1, the direction of the vane is regulated by the vane groove formed in the rotor portion of the rotor shaft so that the vane always has the same inclination with respect to the rotor portion. Retained. Therefore, as the rotor shaft rotates, the angle formed by the vane and the cylinder inner circumferential surface changes. In order for the vane tip to contact the cylinder inner circumferential surface over the entire circumference, the radius of the arc at the vane tip is set in the cylinder. It was necessary to make it smaller than the radius of the peripheral surface.

ベーン先端がシリンダ内径と当接しながら摺動するものにおいては、半径の大きく異なるシリンダ内周面とベーン先端とが摺動するため、シリンダ内周面とベーン先端との間に油膜を形成しその油膜を介して摺動する流体潤滑の状態にはならず、境界潤滑状態となってしまう。
このように、従来の一般的なベーン型圧縮機の構成では、ベーンの先端とシリンダの内周面とが境界潤滑状態で摺動するため摺動抵抗が大きく、機械損失の増大による圧縮機効率の大巾な低下が発生してしまうという問題があった（問題１）。 When the vane tip slides while abutting against the cylinder inner diameter, the cylinder inner circumferential surface and the vane tip with different radii slide, so an oil film is formed between the cylinder inner circumferential surface and the vane tip. It does not enter the state of fluid lubrication that slides through the oil film, but enters the boundary lubrication state.
Thus, in the conventional general vane type compressor configuration, the tip of the vane and the inner peripheral surface of the cylinder slide in the boundary lubrication state, so the sliding resistance is large, and the compressor efficiency due to the increase in mechanical loss. There has been a problem that a large drop of the above occurs (problem 1).

また、ベーン先端の円弧の半径とシリンダの内周面の半径が異なるために、両者は線接触となり、接触面圧が大きくなる。したがって、ベーン先端やシリンダ内周面における焼付きや摩耗の発生が懸念され、長期の寿命を確保することが困難であるという問題があった（問題２）。そこで、従来のベーン型圧縮機においては、ベーンのシリンダ内周面に対する押し付け力を極力低減するための工夫がなされていた。 Further, since the radius of the arc at the tip of the vane is different from the radius of the inner peripheral surface of the cylinder, they are in line contact, and the contact surface pressure increases. Therefore, there are concerns about the occurrence of seizure and wear at the vane tip and the inner peripheral surface of the cylinder, and there is a problem that it is difficult to ensure a long life (problem 2). Therefore, in the conventional vane type compressor, a contrivance has been made to reduce the pressing force of the vane against the cylinder inner peripheral surface as much as possible.

そこで、前記問題１、２を解消するために、特許文献２には、ロータ部の内部を中空にし、その中にベーンをシリンダ内周面の中心にて回転可能に支持する固定軸を有し、且つ、ベーンがロータ部に対し回転可能となるようにロータ部の外周部近傍で狭持部材を介してベーンを保持する構成が提案されている。 Therefore, in order to solve the above problems 1 and 2, Patent Document 2 has a fixed shaft that hollows the inside of the rotor portion and supports the vane rotatably in the center of the inner peripheral surface of the cylinder. And the structure which hold | maintains a vane via a pinching member in the outer peripheral part vicinity of a rotor part so that a vane can rotate with respect to a rotor part is proposed.

特許文献２に記載された構成にすることにより、ベーンはシリンダ内周面の中心において回転支持されている。そのため、ベーンの長手方向は常にシリンダ内周面の法線方向となり、ベーン先端部がシリンダ内周面に沿うように、シリンダ内周面の半径とベーン先端円弧の半径をほぼ等しく構成することが可能となり、ベーン先端とシリンダ内周面を非接触に構成することができる。もしくは、ベーン先端とシリンダ内周面とが接触する場合でも、接触面圧が低下し、焼付き、摩耗の発生を抑制することが可能となる。それにより、従来のベーン型圧縮機の課題であるベーン先端部の摺動状態を改善することが可能となる。 With the configuration described in Patent Document 2, the vane is rotatably supported at the center of the cylinder inner peripheral surface. For this reason, the longitudinal direction of the vane is always the normal direction of the inner peripheral surface of the cylinder, and the radius of the inner peripheral surface of the cylinder and the radius of the arc of the vane front end can be configured to be substantially equal so that the vane front end is along the inner peripheral surface of the cylinder. This enables the vane tip and the cylinder inner peripheral surface to be configured in a non-contact manner. Alternatively, even when the vane tip and the cylinder inner peripheral surface come into contact with each other, the contact surface pressure decreases, and it becomes possible to suppress seizure and wear. As a result, it is possible to improve the sliding state of the vane tip, which is a problem of the conventional vane compressor.

しかしながら、特許文献２に記載された構成では、ロータ部内部を中空に構成することにより、ロータ部への回転力の付与やロータ部の回転支持が難しくなることから、特許文献２に記載された発明では、ロータ部の両端面に端板を設けている。すなわち、片側の端板は、回転軸からの動力を伝達する必要があるため円板状であって、端板の中心に回転軸が接続される構成となっている。また、他側の端板は、ベーン固定軸やベーン軸支持材の回転範囲と干渉しないように構成する必要があるため、中央部に穴の開いたリング状に構成されている。このため、端板を回転支持する部分は、回転軸に比べて大径に構成する必要があり、軸受摺動損失が大きくなるという問題がある（問題３）。 However, in the configuration described in Patent Document 2, it is described in Patent Document 2 because it is difficult to apply the rotational force to the rotor portion and to support the rotation of the rotor portion by configuring the interior of the rotor portion to be hollow. In the invention, end plates are provided on both end faces of the rotor portion. That is, the end plate on one side has a disk shape because it is necessary to transmit power from the rotating shaft, and the rotating shaft is connected to the center of the end plate. Moreover, since it is necessary to comprise the end plate of the other side so that it may not interfere with the rotation range of a vane fixed shaft or a vane shaft support material, it is comprised by the ring shape which opened the hole in the center part. For this reason, it is necessary to make the part which rotationally supports the end plate larger in diameter than the rotating shaft, and there is a problem that the bearing sliding loss increases (problem 3).

また、ロータ部とシリンダ内周面との間は、圧縮したガスが漏れないように狭い隙間を形成するため、ロータ部の外径や回転中心には高い精度が必要とされる。しかし、ロータ部と端板は別々の部品で構成されるため、ロータ部と端板との締結により発生する歪みやロータ部と端板の同軸ズレ等、ロータ部の外径や回転中心の精度を悪化させる要因となってしまうという問題があった（問題４）。 Further, since a narrow gap is formed between the rotor portion and the cylinder inner peripheral surface so that the compressed gas does not leak, high accuracy is required for the outer diameter and the rotation center of the rotor portion. However, since the rotor part and the end plate are composed of separate parts, the outer diameter of the rotor part and the accuracy of the rotation center, such as the distortion generated by the fastening of the rotor part and the end plate, the coaxial displacement of the rotor part and the end plate, etc. (Problem 4).

さらに、ベーン先端とシリンダ内周面が接触する場合においては、油膜を発生させ、流体潤滑状態を実現するためのベーン形状について具体的に明示されていないため、境界潤滑状態で摺動するおそれがあることから、前記問題１が解消しないことがある。 Furthermore, when the tip of the vane and the inner peripheral surface of the cylinder are in contact with each other, an oil film is generated, and the vane shape for realizing the fluid lubrication state is not clearly specified. Therefore, the problem 1 may not be solved.

この発明は、上記のような問題を解決するためになされたもので、回転軸の軸受摺動損失を低減し、かつ、ベーン先端とシリンダ内周面が流体潤滑で摺動でき、ベーン先端やシリンダ内周面における焼付き、摩耗の発生を抑制することが可能なベーン型圧縮機を提供することを目的とする。 The present invention has been made to solve the above-described problems, reduces the bearing sliding loss of the rotating shaft, and allows the vane tip and the cylinder inner circumferential surface to slide with fluid lubrication. An object of the present invention is to provide a vane type compressor capable of suppressing the occurrence of seizure and wear on the cylinder inner peripheral surface.

本発明に係るベーン型圧縮機は、軸方向の両端が開口している略円筒状のシリンダと、該シリンダの両端を閉塞するシリンダヘッドおよびフレームと、該シリンダヘッドおよびフレームによって回転自在に支持されたロータシャフトと、該ロータシャフトに進退自在に設置された１数以上のベーンと、を具備し、前記ロータシャフトの中心が前記シリンダの中心から偏位し、前記ベーンの先端が前記シリンダの内周面に近接した状態で進退することによって、前記ロータシャフトが回転した際、前記シリンダヘッドおよびフレームと前記シリンダの内周面と前記ロータシャフトと前記ベーンとによって圧縮室が形成されるベーン型圧縮機において、前記ベーンの前記シリンダの内周面に近接する先端部の曲率半径（Ｒｖ）と、前記シリンダの内周面の曲率半径（Ｒｃ）との比である曲率比ｋ（Ｒｖ／Ｒｃ）が、０．９９０以上、且つ、１以下（０．９９０≦ｋ≦１）であって、「Ｓ＝η・（Ｎ／Ｐ）・（Ｒｃ／Ｃｒ）²」ここで、η：油の粘性係数、Ｎ：ベーンの回転数、Ｐ：ベーン先端部に作用する押付面圧、Ｃｒ：ベーンの先端部とシリンダの内周面との間隙（Ｃｒ＝Ｒｃ−Ｒｖ）によって決まるゾンマーフェルト数（Ｓ）が０．２４から２０００の範囲（０．２４≦Ｓ≦２０００）であることを特徴とする。 A vane type compressor according to the present invention is supported by a substantially cylindrical cylinder having both ends opened in the axial direction, a cylinder head and a frame closing both ends of the cylinder, and the cylinder head and the frame so as to be rotatable. A rotor shaft, and one or more vanes installed on the rotor shaft so as to be movable forward and backward. The center of the rotor shaft is offset from the center of the cylinder, and the tip of the vane is located inside the cylinder. A vane type compression in which a compression chamber is formed by the cylinder head and the frame, the inner peripheral surface of the cylinder, the rotor shaft, and the vane when the rotor shaft rotates by moving forward and backward in a state of being close to the peripheral surface. In the machine, the curvature radius (Rv) of the tip of the vane adjacent to the inner peripheral surface of the cylinder, The curvature ratio k (Rv / Rc), which is the ratio to the curvature radius (Rc) of the peripheral surface, is 0.990 or more and 1 or less (0.990 ≦ k ≦ 1), and “S = η · (N / P) · (Rc / Cr) ² ”where η is the viscosity coefficient of oil, N is the rotational speed of the vane, P is the pressing surface pressure acting on the vane tip, and Cr is the tip and cylinder of the vane. The Sommerfeld number (S) determined by the gap (Cr = Rc−Rv) with the inner peripheral surface of the steel plate is in the range of 0.24 to 2000 (0.24 ≦ S ≦ 2000).

本発明に係るベーン型圧縮機は、曲率比ｋが「０．９９０≦ｋ≦１」、すなわち、ベーン先端部９ａの半径Ｒｖがシリンダ内周面１ｂの半径Ｒｃよりも僅かに小さいから、ベーン先端部の両端部がシリンダの内周面に片当たりすることがなく、焼付きや異常摩耗を防止することができる。また、ゾンマーフェルト数Ｓが「０．２４〜２０００」の範囲にあり、ベーン先端部とシリンダの内周面との摺動において、流体潤滑状態を確保することができるから、ベーン先端部の摺動損失が少なく、かつ潤滑性の良好なベーン型圧縮機を提供することが可能となる。 In the vane type compressor according to the present invention, the curvature ratio k is “0.990 ≦ k ≦ 1,” that is, the radius Rv of the vane tip 9a is slightly smaller than the radius Rc of the cylinder inner peripheral surface 1b. Both end portions of the tip portion do not come into contact with the inner peripheral surface of the cylinder, and seizure and abnormal wear can be prevented. Further, the Sommerfeld number S is in the range of “0.24 to 2000”, and a fluid lubrication state can be secured in sliding between the vane tip and the inner peripheral surface of the cylinder. It is possible to provide a vane type compressor having a small sliding loss and good lubricity.

本発明の実施の形態１に係るベーン型圧縮機を説明する縦断面図。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS The longitudinal cross-sectional view explaining the vane type compressor which concerns on Embodiment 1 of this invention. 図１に示すベーン型圧縮機の圧縮要素を分解して示す斜視図。The perspective view which decomposes | disassembles and shows the compression element of the vane type compressor shown in FIG. 図２に示す圧縮要素を構成するベーンアライナを示す平面図。The top view which shows the vane aligner which comprises the compression element shown in FIG. 図２に示す圧縮要素を構成するベーンの姿勢を示す横断面図。FIG. 3 is a cross-sectional view showing the posture of a vane constituting the compression element shown in FIG. 2. 図２に示す圧縮要素を構成するベーンの動作を示す横断面図。FIG. 3 is a cross-sectional view showing the operation of a vane constituting the compression element shown in FIG. 2. 図２に示す圧縮要素を構成するベーンアライナの動作を示す横断面図。FIG. 3 is a cross-sectional view showing the operation of the vane aligner constituting the compression element shown in FIG. 2. 図２に示す圧縮要素を構成するベーンの先端部を拡大して示す横断面図。The cross-sectional view which expands and shows the front-end | tip part of the vane which comprises the compression element shown in FIG. 図２に示す圧縮要素についての潤滑解析結果を示す相関図。The correlation diagram which shows the lubrication analysis result about the compression element shown in FIG.

［実施の形態１］
図１〜図８は、本発明の実施の形態１に係るベーン型圧縮機を説明するものであって、図１は縦断面図、図２は圧縮要素を分解して示す斜視図、図３は圧縮要素を構成する部材の一部（ベーンアライナ）を示す平面図、図４は圧縮要素を構成する部材（ベーン）の姿勢を示す横断面図、図５は圧縮要素を構成する部材（ベーン）の動作を示す横断面図、図６は圧縮要素を構成する部材（ベーンアライナ）の動作を示す横断面図、図７は圧縮要素を構成する部材の一部（ベーンの先端部）を拡大して示す横断面図、図８は圧縮要素についての潤滑解析結果を示す相関図である。なお、前記横断面図は、図１におけるＩ−Ｉ線に沿った断面を示している。但し、本実施の形態は、圧縮要素１０１に特徴があり、ベーン型圧縮機２００（密閉型）は、一例である。本実施の形態は、密閉型に限定されるものではなく、エンジン駆動や開放型容器等の、他の構成のものにも、適用される。また、各図は模式的に描いたものであって、本発明は図示された形態に限定されるものではない。 [Embodiment 1]
1 to 8 illustrate a vane type compressor according to Embodiment 1 of the present invention. FIG. 1 is a longitudinal sectional view, FIG. 2 is an exploded perspective view of a compression element, and FIG. Is a plan view showing a part (vane aligner) of a member constituting the compression element, FIG. 4 is a cross-sectional view showing the posture of the member (vane) constituting the compression element, and FIG. 5 is a member (vane) constituting the compression element ), FIG. 6 is a cross-sectional view showing the operation of the member (vane aligner) constituting the compression element, and FIG. 7 is an enlarged view of a part of the member (vane tip) constituting the compression element. FIG. 8 is a correlation diagram showing the result of lubrication analysis for the compression element. In addition, the said cross-sectional view has shown the cross section along the II line | wire in FIG. However, this embodiment is characterized by the compression element 101, and the vane type compressor 200 (sealed type) is an example. The present embodiment is not limited to the sealed type, but can be applied to other configurations such as an engine drive and an open container. Each figure is drawn typically, and the present invention is not limited to the illustrated form.

（ベーン型圧縮機）
図１〜３において、ベーン型圧縮機２００は、密閉容器１０３と、密閉容器１０３内に収納された圧縮要素１０１と、圧縮要素１０１の上部に配置され、圧縮要素１０１を駆動する電動要素１０２と、密閉容器１０３内の底部に設けられ、冷凍機油２５を貯溜する油溜め１０４とを備えている。 (Vane compressor)
1 to 3, a vane compressor 200 includes an airtight container 103, a compression element 101 housed in the airtight container 103, and an electric element 102 that is disposed on the compression element 101 and drives the compression element 101. And an oil sump 104 that is provided at the bottom of the sealed container 103 and stores the refrigerating machine oil 25.

（電動要素）
圧縮要素１０１を駆動する電動要素１０２は、例えば、ブラシレスＤＣモータで構成される。電動要素１０２は、密閉容器１０３の内周に固定される固定子２１と、固定子２１の内側に配設され、永久磁石を使用する回転子２２とを備える。固定子２１には、密閉容器１０３の上面に溶接により固定されたガラス端子２３から電力が供給される。密閉容器１０３の側面には吸入管２６、上面には吐出管２４が取り付けられている。 (Electric element)
The electric element 102 that drives the compression element 101 is constituted by, for example, a brushless DC motor. The electric element 102 includes a stator 21 that is fixed to the inner periphery of the hermetic container 103, and a rotor 22 that is disposed inside the stator 21 and uses a permanent magnet. Electric power is supplied to the stator 21 from a glass terminal 23 fixed to the upper surface of the sealed container 103 by welding. A suction pipe 26 is attached to the side surface of the sealed container 103, and a discharge pipe 24 is attached to the upper surface.

（圧縮要素）
圧縮要素１０１は、以下に説明する要素を有する。尚、本実施の形態１では、ベーン枚数が２枚の場合について示しているが、本発明はこれに限定するものではなく、ベーン枚数が３枚以上であってもよい。
（シリンダ１）
全体形状が略円筒状で、軸方向の両端部が開口している。また、シリンダ内周面１ｂに吸入ポート１ａ（略半径方向に貫通している）が開口しており、外周部寄りの位置には軸方向に貫通した油戻し穴１ｃが設けられている。以下、シリンダ内周面１ｂの中心を「シリンダ中心Ｏｃ」と称す。
（フレーム２）
フレーム２は、シリンダ１に接し、シリンダ１の一方の開口部（図２では上側）を閉塞する略円板状の部分と、該略円板状の部分よりも外径が小さい円筒状の部分とが一体形成されたものであって、側面視において略Ｔ字を呈している。そして、略円板状の部分の内周と円筒状の部分の内周とによって、軸方向に貫通する主軸受部２ｃが設けられている（以下、主軸受部２ｃの中心を「ロータ中心Ｏｒ」と称す）。
また、フレーム２のシリンダ１側の端面（図２では下側）には、シリンダ中心Ｏｃと同心の断面円形の凹部２ａが形成され、ここに後述するベーンアライナ５、７が嵌入される。すなわち、平面視で円弧状であるベーンアライナ５、７の凸側の面は、凹部２ａの内周面であるベーンアライナ軸受部２ｂによって支承される。
さらに、フレーム２の略円板部の中央寄りの位置に吐出ポート２ｄが形成されている。 (Compression element)
The compression element 101 has the elements described below. Although Embodiment 1 shows a case where the number of vanes is two, the present invention is not limited to this, and the number of vanes may be three or more.
(Cylinder 1)
The overall shape is substantially cylindrical, and both ends in the axial direction are open. Further, a suction port 1a (through substantially in the radial direction) is opened in the cylinder inner peripheral surface 1b, and an oil return hole 1c penetrating in the axial direction is provided at a position near the outer peripheral portion. Hereinafter, the center of the cylinder inner peripheral surface 1b is referred to as “cylinder center Oc”.
(Frame 2)
The frame 2 is in contact with the cylinder 1 and closes one opening (upper side in FIG. 2) of the cylinder 1, and a cylindrical portion having a smaller outer diameter than the substantially disk-shaped portion. Are integrally formed, and are substantially T-shaped in a side view. A main bearing portion 2c penetrating in the axial direction is provided by the inner periphery of the substantially disc-shaped portion and the inner periphery of the cylindrical portion (hereinafter, the center of the main bearing portion 2c is referred to as “rotor center Or. ").
Further, a concave portion 2a having a circular cross section concentric with the cylinder center Oc is formed on an end surface of the frame 2 on the cylinder 1 side (lower side in FIG. 2), and vane aligners 5 and 7 to be described later are fitted therein. That is, the convex-side surfaces of the vane aligners 5 and 7 that are arcuate in plan view are supported by the vane aligner bearing portion 2b that is the inner peripheral surface of the recess 2a.
Further, a discharge port 2 d is formed at a position near the center of the substantially disc portion of the frame 2.

（シリンダヘッド３）
シリンダヘッド３はフレーム２と略面対称な形状（正確には、円筒部等の寸法と相違する）であって、シリンダ１の他方の開口部（図２では下側）を閉塞する略円板状の部分と、該略円板状の部分よりも外径が小さい円筒状の部分とが一体形成されたものであって、側面視において略Ｔ字を呈している。そして、略円板状の部分の内周と円筒状の部分の内周とによって、軸方向に貫通する主軸受部３ｃが設けられている。このとき、主軸受部３ｃの中心はロータ中心Ｏｒに一致している。
また、シリンダヘッド３のシリンダ１側の端面（図２では上側）には、シリンダ中心Ｏｃと同心の断面円形の凹部３ａが形成され、ここに後述するベーンアライナ６、８が嵌入される。すなわち、平面視で円弧状であるベーンアライナ６、８凸側の面は、凹部３ａの内周面であるベーンアライナ軸受部３ｂによって支承される。 (Cylinder head 3)
The cylinder head 3 has a substantially plane-symmetric shape with respect to the frame 2 (to be exact, it is different from the dimensions of the cylindrical portion or the like), and is a substantially disc that closes the other opening (lower side in FIG. 2) of the cylinder 1. A cylindrical portion and a cylindrical portion having an outer diameter smaller than that of the substantially disc-shaped portion are integrally formed, and are substantially T-shaped in a side view. And the main bearing part 3c penetrated in an axial direction is provided by the inner periphery of the substantially disk-shaped part and the inner periphery of the cylindrical part. At this time, the center of the main bearing portion 3c coincides with the rotor center Or.
Further, a concave portion 3a having a circular cross section concentric with the cylinder center Oc is formed on an end surface of the cylinder head 3 on the cylinder 1 side (upper side in FIG. 2), and vane aligners 6 and 8 described later are fitted therein. That is, the surfaces of the vane aligners 6 and 8 that are arcuate in plan view are supported by the vane aligner bearing portion 3b that is the inner peripheral surface of the recess 3a.

（ロータシャフト４）
ロータシャフト４は、シリンダ中心Ｏｃとは偏位した位置にあるロータ中心Ｏｒを中心にして回転するものであって、シリンダ１内に位置するロータ部４ａと、フレーム２の主軸受部２ｃによって軸支される回転軸部４ｂと、シリンダヘッド３の主軸受部３ｃによって軸支される回転軸部４ｃと、が一体形成されている。なお、回転軸部４ｂには、電動要素１０２の回転子２２が設置されている。
ロータ部４ａには、平面視において略円形で軸方向に貫通し、ロータ部４ａの外周面側が開口したブッシュ保持部４ｄと、ブッシュ保持部４ｄにロータ中心Ｏｒ側で連結されたベーン逃がし部４ｆが形成されている。そして、ブッシュ保持部４ｄおよびベーン逃がし部４ｆの軸方向端部は、それぞれフレーム２の凹部２ａおよびシリンダヘッド３の凹部３ａと連通している（円周方向の同一位相に位置している）。
また、ブッシュ保持部４ｄおよびベーン逃がし部４ｆとはロータ中心Ｏｒを挟んで略対称の位置に、ブッシュ保持部４ｅとベーン逃がし部４ｇが形成されている（後述する図４参照）。
ブッシュ保持部４ｅは、平面視において略円形で軸方向に貫通し、ロータ部４ａの外周面側が開口し、ベーン逃がし部４ｇはブッシュ保持部４ｅにロータ中心Ｏｒ側で連結されている。そして、ブッシュ保持部４ｅおよびベーン逃がし部４ｇの軸方向端部は、それぞれフレーム２の凹部２ａおよびシリンダヘッド３の凹部３ａと連通している（円周方向の同一位相に位置している）。
また、ロータシャフト４の下端部には例えば特開２００９−２６４１７５号公報に記載されているようなロータシャフト４の遠心力を利用した油ポンプ３１（図１にのみ図示）が設けられ、油ポンプ３１はロータシャフト４の軸中央部に設けられ軸方向に延在する給油路４ｈと連通しており、給油路４ｈと凹部２ａ間には給油路４ｉ、給油路４ｈと凹部３ａ間には給油路４ｊが設けられている。また、回転軸部４ｂの主軸受部３ｃの上方の位置に排油穴４ｋ（図１にのみ図示）が設けられている。 (Rotor shaft 4)
The rotor shaft 4 rotates around the rotor center Or which is displaced from the cylinder center Oc. The rotor shaft 4 is pivoted by the rotor part 4a located in the cylinder 1 and the main bearing part 2c of the frame 2. The rotating shaft portion 4b that is supported and the rotating shaft portion 4c that is supported by the main bearing portion 3c of the cylinder head 3 are integrally formed. In addition, the rotor 22 of the electric element 102 is installed in the rotating shaft part 4b.
The rotor portion 4a includes a bush holding portion 4d that is substantially circular in a plan view and penetrates in the axial direction and has an opening on the outer peripheral surface side of the rotor portion 4a, and a vane relief portion 4f that is connected to the bush holding portion 4d on the rotor center Or side. Is formed. The axial end portions of the bush holding portion 4d and the vane relief portion 4f communicate with the concave portion 2a of the frame 2 and the concave portion 3a of the cylinder head 3, respectively (positioned at the same phase in the circumferential direction).
Further, a bush holding portion 4e and a vane escape portion 4g are formed at substantially symmetrical positions with respect to the bush holding portion 4d and the vane escape portion 4f (see FIG. 4 described later).
The bush holding portion 4e is substantially circular in plan view and penetrates in the axial direction. The outer peripheral surface side of the rotor portion 4a is opened, and the vane relief portion 4g is connected to the bush holding portion 4e on the rotor center Or side. And the axial direction edge part of the bush holding | maintenance part 4e and the vane escape part 4g is each communicating with the recessed part 2a of the flame | frame 2, and the recessed part 3a of the cylinder head 3 (it is located in the same phase of the circumferential direction).
Further, an oil pump 31 (shown only in FIG. 1) using the centrifugal force of the rotor shaft 4 as described in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2009-264175 is provided at the lower end portion of the rotor shaft 4. 31 is provided at an axial center portion of the rotor shaft 4 and communicates with an oil supply passage 4h extending in the axial direction. An oil supply passage 4i is provided between the oil supply passage 4h and the recess 2a, and an oil supply is provided between the oil supply passage 4h and the recess 3a. A path 4j is provided. Further, an oil drain hole 4k (shown only in FIG. 1) is provided at a position above the main bearing portion 3c of the rotary shaft portion 4b.

（ベーンアライナ５−８）
ベーンアライナ５、７は、部分リング状（断面円弧状）の部品であって、凸側の側面の曲率半径が、フレーム２のベーンアライナ軸受部２ｂ（凹部２ａの内周面）の曲率半径に略一致している（正確には摺動を自在にするクリアランス分だけ僅かに相違する）。また、一方の端面（図２では下側）の円周方向の中央には軸方向に突出した、四角形の板状の突起であるベーン保持部５ａ、７ａが設けられている。なお、ベーン保持部５ａ、７ａは凸側の側面の法線を含む面に位置している（正確には板状には厚さがあるため、ベーン保持部５ａ、７ａの面は、前記法線を含む面に平行になっている）。
ベーンアライナ６、８は、部分リング状（断面円弧状）の部品であって、凸側の側面の曲率半径が、シリンダヘッド３のベーンアライナ軸受部３ｂ（凹部３ａの内周面）の曲率半径に略一致している（正確には摺動を自在にするクリアランス分だけ僅かに相違する）。また、一方の端面（図２では上側）の円周方向の中央には軸方向に突出した、四角形の板状の突起であるベーン保持部６ａ、８ａが設けられている（ベーン保持部５ａ、７ａの面は、前記法線を含む面に平行になっている）。 (Vane Aligner 5-8)
The vane aligners 5 and 7 are parts of a partial ring shape (circular arc shape), and the curvature radius of the convex side surface is set to the curvature radius of the vane aligner bearing portion 2b of the frame 2 (inner circumferential surface of the recess 2a). They are almost identical (exactly, slightly different by the clearance that allows sliding freely). Further, vane holding portions 5a and 7a, which are rectangular plate-like protrusions protruding in the axial direction, are provided at the center in the circumferential direction of one end face (lower side in FIG. 2). The vane holding portions 5a and 7a are located on the surface including the normal line of the convex side surface (exactly, since the plate shape has a thickness, the surfaces of the vane holding portions 5a and 7a are Parallel to the plane containing the line).
The vane aligners 6 and 8 are parts having a partial ring shape (circular arc shape), and the curvature radius of the convex side surface is the curvature radius of the vane aligner bearing portion 3b of the cylinder head 3 (the inner peripheral surface of the recess 3a). (Accurately, it is slightly different by the clearance that allows sliding freely). In addition, vane holding portions 6a and 8a, which are rectangular plate-like protrusions protruding in the axial direction, are provided at the center in the circumferential direction of one end face (upper side in FIG. 2) (vane holding portion 5a, The surface of 7a is parallel to the surface including the normal line).

（第１のベーン９）
第１のベーン９は、略四角形の板状である。シリンダ１のシリンダ内周面１ｂ側に位置する先端部９ａは外側に突出した断面円弧形状に形成されている（その円弧形状の半径については後述する）。
第１のベーン９のシリンダ１のシリンダ内周面１ｂと反対側となる背面寄りの一方の端面（図２において上端面）には、ベーンアライナ５のベーン保持部５ａが嵌入する長さに亘ってスリット状の背面溝９ｂが形成され、背面寄りの他方の端面（図２において下端面）には、ベーンアライナ６のベーン保持部６ａが嵌入する長さに亘ってスリット状の背面溝９ｂが形成されている。なお、背面溝９ｂは軸方向全長に設けてもよい。 (First vane 9)
The first vane 9 has a substantially rectangular plate shape. The tip end portion 9a located on the cylinder inner peripheral surface 1b side of the cylinder 1 is formed in a cross-sectional arc shape protruding outward (the radius of the arc shape will be described later).
One end face (upper end face in FIG. 2) of the first vane 9 on the opposite side of the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1 extends over the length in which the vane holding portion 5a of the vane aligner 5 is fitted. A slit-like back groove 9b is formed, and the slit-like back groove 9b is formed on the other end face (lower end face in FIG. 2) near the back surface over the length in which the vane holding portion 6a of the vane aligner 6 is fitted. Is formed. In addition, you may provide the back surface groove | channel 9b in the axial direction full length.

（第２のベーン１０）
第２のベーン１０は第１のベーン９と同様の形状であって、略四角形の板状である。シリンダ１のシリンダ内周面１ｂ側に位置する先端部１０ａは外側に突出した断面円弧形状に形成されている（その円弧形状の半径については後述する）。
第２のベーン１０のシリンダ１のシリンダ内周面１ｂと反対側となる背面寄りの一方の端面（図２において上端面）には、ベーンアライナ７のベーン保持部７ａが嵌入する長さに亘ってスリット状の背面溝１０ｂが形成され、背面寄りの他方の端面（図２において下端面）には、ベーンアライナ８のベーン保持部８ａが嵌入する長さに亘ってスリット状の背面溝１０ｂが形成されている。なお、背面溝１０ｂは軸方向全長に設けてもよい。 (Second vane 10)
The second vane 10 has the same shape as the first vane 9 and has a substantially square plate shape. The tip portion 10a located on the cylinder inner peripheral surface 1b side of the cylinder 1 is formed in a cross-sectional arc shape protruding outward (the radius of the arc shape will be described later).
The end of the second vane 10 on the opposite side of the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1 near the back surface (upper end surface in FIG. 2) spans the length in which the vane holding portion 7a of the vane aligner 7 is fitted. The slit-like back groove 10b is formed, and the slit-like back groove 10b is formed on the other end surface (the lower end surface in FIG. 2) near the back surface over the length in which the vane holding portion 8a of the vane aligner 8 is fitted. Is formed. In addition, you may provide the back surface groove | channel 10b in the axial direction full length.

（ブッシュ１１、１２）
ブッシュ１１は略半円柱状の部材であって、一対で構成される。ブッシュ１１の円弧状の側面の曲率半径はロータシャフト４のブッシュ保持部４ｄの曲率半径に略等しく、ブッシュ１１の平面状の側面同士の間に板状の第１のベーン９が配置（挾持）された状態で、ロータシャフト４のブッシュ保持部４ｄに嵌入される。したがって、第１のベーン９がロータ部４ａに対して回転自在且つ略法線方向に移動可能に保持される。
同様に、ブッシュ１２は略半円柱状の部材であって、一対で構成される。ブッシュ１２の円弧状の側面の曲率半径はロータシャフト４のブッシュ保持部４ｅの曲率半径に略等しく、ブッシュ１２の平面状の側面同士の間に板状の第２のベーン１０が配置（挾持）された状態で、ロータシャフト４のブッシュ保持部４ｅに嵌入される。したがって、第２のベーン１０がロータ部４ａに対して回転自在且つ略法線方向に移動可能に保持される。 (Bush 11, 12)
The bush 11 is a substantially semi-cylindrical member, and is configured as a pair. The radius of curvature of the arc-shaped side surface of the bush 11 is substantially equal to the radius of curvature of the bush holding portion 4d of the rotor shaft 4, and the plate-like first vane 9 is disposed (gripped) between the planar side surfaces of the bush 11. In this state, it is inserted into the bush holding portion 4d of the rotor shaft 4. Therefore, the 1st vane 9 is hold | maintained so that rotation with respect to the rotor part 4a is possible, and it can move to a substantially normal line direction.
Similarly, the bush 12 is a substantially semi-cylindrical member, and is configured as a pair. The radius of curvature of the arcuate side surface of the bush 12 is substantially equal to the radius of curvature of the bush holding portion 4e of the rotor shaft 4, and the plate-like second vane 10 is disposed (gripped) between the planar side surfaces of the bush 12. In this state, it is fitted into the bush holding portion 4e of the rotor shaft 4. Therefore, the 2nd vane 10 is hold | maintained so that it can rotate with respect to the rotor part 4a, and can move to a substantially normal line direction.

尚、第１のベーン９の上下の背面溝９ｂに、ベーンアライナ５のベーン保持部５ａおよびベーンアライナ６のベーン保持部６ａがそれぞれ嵌入し、また、第２のベーン１０の上下の背面溝１０ｂに、ベーンアライナ７のベーン保持部７ａおよびベーンアライナ８のベーン保持部８ａが嵌入することで、第１のベーン９および第２のベーン１０の面（正確には厚さの中央面）が、常にシリンダ内周面１ｂの法線と一致するように規制される。 In addition, the vane holding part 5a of the vane aligner 5 and the vane holding part 6a of the vane aligner 6 are fitted in the upper and lower rear grooves 9b of the first vane 9, respectively, and the upper and lower rear grooves 10b of the second vane 10 are fitted. When the vane holding portion 7a of the vane aligner 7 and the vane holding portion 8a of the vane aligner 8 are fitted, the surfaces of the first vane 9 and the second vane 10 (more precisely, the central surface of the thickness) It is always regulated to coincide with the normal line of the cylinder inner peripheral surface 1b.

（動作）
次に圧縮動作について説明する。ロータシャフト４の回転軸部４ｂが電動要素１０２の駆動部からの回転動力を受け、ロータ部４ａは、シリンダ１内でロータ中心Ｏｒを中心にして回転する。ロータ部４ａの回転に伴い、ロータ部４ａの外周付近に配置されたブッシュ保持部４ｄ、４ｅは、ロータ中心Ｏｒを中心軸とした円周上を移動する。
そして、ブッシュ保持部４ｄ、４ｅ内に保持されている一対のブッシュ１１、１２、及びその一対のブッシュ１１、１２の間に回動可能に保持されている第１のベーン９、第２のベーン１０もロータ部４ａと共に、ロータ中心Ｏｒを中心軸とした円周上を移動（公転）する。
そうすると、かかる移動（公転）に伴って、ブッシュ１１と第１のベーン９の平面状の側面とは互いに摺動し、同様に、ブッシュ１２と第２のベーン１０の平面状の側面とは互いに摺動する。また、ロータシャフト４のブッシュ保持部４ｄとブッシュ１１の円弧状の側面とは互いに摺動し、ブッシュ保持部４ｅとブッシュ１２の円弧状の側面とは互いに摺動することになる。 (Operation)
Next, the compression operation will be described. The rotating shaft portion 4 b of the rotor shaft 4 receives rotational power from the driving portion of the electric element 102, and the rotor portion 4 a rotates around the rotor center Or in the cylinder 1. As the rotor portion 4a rotates, the bush holding portions 4d and 4e arranged near the outer periphery of the rotor portion 4a move on the circumference with the rotor center Or as the central axis.
The pair of bushes 11 and 12 held in the bush holding portions 4d and 4e, and the first vane 9 and the second vane that are rotatably held between the pair of bushes 11 and 12 10 also moves (revolves) together with the rotor portion 4a on the circumference with the rotor center Or as the center axis.
Then, with such movement (revolution), the bush 11 and the planar side surface of the first vane 9 slide with each other, and similarly, the bush 12 and the planar side surface of the second vane 10 with each other. Slide. The bush holding portion 4d of the rotor shaft 4 and the arc-shaped side surface of the bush 11 slide with each other, and the bush holding portion 4e and the arc-shaped side surface of the bush 12 slide with each other.

また、第１のベーン９の背面側に形成された上下の背面溝９ｂに、ベーン保持部５ａ（ベーンアライナ５の板状の突起部）およびベーン保持部６ａ（ベーンアライナ６の板状の突起部）が、それぞれ摺動可能に嵌入している。
このとき、ベーンアライナ５は凹部２ａにシリンダ中心Ｏｃを中心に回転可能に嵌入され、ベーンアライナ６は凹部３ａにシリンダ中心Ｏｃを中心に回転可能に嵌入されているから、ベーンアライナ５に形成されたベーン保持部５ａおよびベーンアライナ６に形成されたベーン保持部６ａはシリンダ中心Ｏｃの放射方向に位置することになる。よって、第１のベーン９の向きは、シリンダ１のシリンダ内周面１ｂの法線方向に規制される。
同様に、第２のベーン１０の背面側に形成された上下の背面溝１０ｂに、ベーン保持部７ａ（ベーンアライナ７の板状の突起部）およびベーン保持部８ａ（ベーンアライナ８の板状の突起部）が、それぞれ摺動可能に嵌入している。
このとき、ベーンアライナ７は凹部２ａにシリンダ中心Ｏｃを中心に回転可能に嵌入され、ベーンアライナ８は凹部３ａにシリンダ中心Ｏｃを中心に回転可能に嵌入されているから、ベーンアライナ７に形成されたベーン保持部７ａおよびベーンアライナ８に形成されたベーン保持部８ａはシリンダ中心Ｏｃの放射方向に位置することになる。よって、第２のベーン１０の向きは、シリンダ１のシリンダ内周面１ｂの法線方向に規制される。
すなわち、ロータ部４ａがロータ中心Ｏｒを中心に回転するにも関わらず、ベーンアライナ５−８はシリンダ中心Ｏｃを中心にした円周上を移動するから、第１のベーン９および第２のベーン１０は、シリンダ中心Ｏｃの放射方向に位置している。 In addition, the upper and lower rear grooves 9b formed on the back side of the first vane 9 have a vane holding portion 5a (a plate-like protrusion of the vane aligner 5) and a vane holding portion 6a (a plate-like protrusion of the vane aligner 6). Part) are slidably fitted.
At this time, the vane aligner 5 is inserted into the recess 2a so as to be rotatable around the cylinder center Oc, and the vane aligner 6 is inserted into the recess 3a so as to be rotatable around the cylinder center Oc. Further, the vane holding portion 6a formed on the vane holding portion 5a and the vane aligner 6 is positioned in the radial direction of the cylinder center Oc. Therefore, the direction of the first vane 9 is regulated in the normal direction of the cylinder inner peripheral surface 1 b of the cylinder 1.
Similarly, in the upper and lower rear grooves 10b formed on the back side of the second vane 10, the vane holding portion 7a (the plate-like protrusion of the vane aligner 7) and the vane holding portion 8a (the plate-like shape of the vane aligner 8). The protrusions are slidably fitted.
At this time, the vane aligner 7 is inserted into the recess 2a so as to be rotatable around the cylinder center Oc, and the vane aligner 8 is inserted into the recess 3a so as to be rotatable around the cylinder center Oc. The vane holding part 7a and the vane holding part 8a formed on the vane aligner 8 are located in the radial direction of the cylinder center Oc. Therefore, the direction of the second vane 10 is regulated in the normal direction of the cylinder inner peripheral surface 1 b of the cylinder 1.
That is, although the rotor portion 4a rotates around the rotor center Or, the vane aligner 5-8 moves on the circumference around the cylinder center Oc. Therefore, the first vane 9 and the second vane 10 is located in the radial direction of the cylinder center Oc.

（圧縮原理）
ベーン型圧縮機２００の圧縮原理については、従来のベーン型圧縮機と概略同様である。図４（図１におけるＩ−Ｉ線に沿った断面図）は、後述する図５における回転角度９０°の状態を示している。
図４において、ロータシャフト４のロータ部４ａとシリンダ１のシリンダ内周面１ｂは一箇所（図４に示す最近接点３２）において最も近接している。 (Compression principle)
The compression principle of the vane compressor 200 is substantially the same as that of the conventional vane compressor. 4 (a cross-sectional view taken along the line II in FIG. 1) shows a state at a rotation angle of 90 ° in FIG. 5 to be described later.
In FIG. 4, the rotor portion 4 a of the rotor shaft 4 and the cylinder inner peripheral surface 1 b of the cylinder 1 are closest to each other (the closest point 32 shown in FIG. 4).

また、第１のベーン９とシリンダ１のシリンダ内周面１ｂ、第２のベーン１０とシリンダ１のシリンダ内周面１ｂとがそれぞれ一箇所で摺動することにより、シリンダ１内には３つの空間（吸入室１３、中間室１４、圧縮室１５）が形成される。吸入室１３には、吸入ポート１ａ（冷凍サイクルの低圧側に連通する）が開口しており、圧縮室１５は、吐出時以外は図示しない吐出弁で閉塞される吐出ポート２ｄ（例えば、フレーム２に形成される、但し、シリンダヘッド３に設けてもよい）に連通している。
また、中間室１４は、ある回転角度範囲までは吸入ポート１ａと連通するが、その後、吸入ポート１ａ、吐出ポート２ｄのいずれとも連通しない回転角度範囲が有り、その後、吐出ポート２ｄと連通する。 In addition, the first vane 9 and the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1 and the second vane 10 and the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1 slide in one place, respectively, so that there are three in the cylinder 1. A space (suction chamber 13, intermediate chamber 14, compression chamber 15) is formed. A suction port 1a (which communicates with the low pressure side of the refrigeration cycle) is opened in the suction chamber 13, and the compression chamber 15 is a discharge port 2d (for example, a frame 2) that is closed by a discharge valve (not shown) except during discharge. However, it may be provided in the cylinder head 3).
The intermediate chamber 14 communicates with the suction port 1a up to a certain rotation angle range, but thereafter has a rotation angle range that does not communicate with either the suction port 1a or the discharge port 2d, and then communicates with the discharge port 2d.

図５を参照しながら、吸入室１３、中間室１４及び圧縮室１５の容積が変化する様子を説明する。
先ず、ロータシャフト４の回転に伴い、吸入管２６から低圧の冷媒が吸入ポート１ａに流入する。ここで、図５における回転角度を、ロータシャフト４のロータ部４ａとシリンダ１のシリンダ内周面１ｂとが最も近接している最近接点３２（図４に示す）と、第１のベーン９とシリンダ１のシリンダ内周面１ｂとが摺動する一箇所とが一致するときを、「角度０°」と定義する。
なお、図５の（ａ）では「角度０°」、図５の（ｂ）では「角度４５°」、図５の（ｃ）では「角度９０°」、そして図５の（ｄ）では「角度１３５°」における、第１のベーン９、第２のベーン１０の位置と、そのときの吸入室１３、中間室１４及び圧縮室１５の状態を示している。
また、図５の（ａ）に示す矢印は、ロータシャフト４の回転方向（時計方向の場合を示している）である。但し、図５の（ｂ）〜（ｄ）では、ロータシャフト４の回転方向を示す矢印は省略している。
そして、「角度１８０°」以降の状態を示していないのは、「角度１８０°」になると、「角度０°」において、第１のベーン９と第２のベーン１０が入れ替わった状態と同じになり、以降は「角度０°」から「角度１３５°」までと同じ圧縮動作を示すためである。 The manner in which the volumes of the suction chamber 13, the intermediate chamber 14, and the compression chamber 15 change will be described with reference to FIG.
First, with the rotation of the rotor shaft 4, low-pressure refrigerant flows from the suction pipe 26 into the suction port 1a. Here, the rotation angle in FIG. 5 is set so that the rotor portion 4a of the rotor shaft 4 and the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1 are closest to each other, as shown in FIG. The case where one place where the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1 slides is coincident is defined as “angle 0 °”.
5A, “angle 0 °”, FIG. 5B “angle 45 °”, FIG. 5C “angle 90 °”, and FIG. 5D “ The positions of the first vane 9 and the second vane 10 at an angle of 135 ° and the states of the suction chamber 13, the intermediate chamber 14, and the compression chamber 15 at that time are shown.
Moreover, the arrow shown to (a) of FIG. 5 is the rotation direction of the rotor shaft 4 (the case of the clockwise direction is shown). However, in FIGS. 5B to 5D, an arrow indicating the rotation direction of the rotor shaft 4 is omitted.
The state after the “angle 180 °” is not shown when the “angle 180 °” becomes the same as the state in which the first vane 9 and the second vane 10 are switched at the “angle 0 °”. Henceforth, the same compression operation from “angle 0 °” to “angle 135 °” is shown.

吸入ポート１ａは、最近接点３２と「角度９０°」における第１のベーン９のベーン先端部９ａとシリンダ１のシリンダ内周面１ｂが摺動する点Ａの間（例えば、略４５°）に設けられ、最近接点３２から点Ａまでの範囲に開口している。但し、図４、図５では吸入ポート１ａを単に「吸入」と表記している。 The suction port 1a is located between the closest point 32 and a point A where the vane tip 9a of the first vane 9 and the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1 slide at an angle of 90 ° (for example, approximately 45 °). It is provided and opens in the range from the closest point 32 to the point A. However, in FIG. 4 and FIG. 5, the suction port 1a is simply expressed as “suction”.

また、ロータシャフト４のロータ部４ａとシリンダ１のシリンダ内周面１ｂとが最も近接している最近接点３２の近傍で、最近接点３２から所定の距離の反回転方向側（例えば、略３０°）に吐出ポート２ｄが位置する。但し、図４、図５では吐出ポート２ｄを単に「吐出」と表記している。 Further, in the vicinity of the closest point 32 where the rotor portion 4a of the rotor shaft 4 and the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1 are closest to each other, a predetermined distance away from the closest point 32 (for example, approximately 30 °). ) Is located at the discharge port 2d. However, in FIGS. 4 and 5, the discharge port 2 d is simply expressed as “discharge”.

図５の（ａ）において、「角度０°」では、最近接点３２と第２のベーン１０で仕切られた右側の空間は中間室１４で吸入ポート１ａと連通しており、ガス（冷媒）を吸入する。最近接点３２と第２のベーン１０で仕切られた左側の空間は吐出ポート２ｄに連通した圧縮室１５となる。 In FIG. 5A, at the “angle of 0 °”, the right space partitioned by the closest point 32 and the second vane 10 communicates with the suction port 1a in the intermediate chamber 14, and gas (refrigerant) is supplied. Inhale. The left space partitioned by the closest contact 32 and the second vane 10 becomes the compression chamber 15 communicating with the discharge port 2d.

図５の（ｂ）において、「角度４５°」では、第１のベーン９と最近接点３２で仕切られた空間は吸入室１３となり、第１のベーン９と第２のベーン１０で仕切られた中間室１４は、吸入ポート１ａと連通しており、中間室１４の容積は「角度０°」のときより大きくなるので、ガスの吸入を続ける。また、第２のベーン１０と最近接点３２で仕切られた空間は圧縮室１５で、圧縮室１５の容積は「角度０°」のときより小さくなり、冷媒は圧縮され徐々にその圧力が高くなる。 In FIG. 5B, at “angle 45 °”, the space partitioned by the first vane 9 and the nearest contact point 32 becomes the suction chamber 13, and is partitioned by the first vane 9 and the second vane 10. The intermediate chamber 14 communicates with the suction port 1a, and the volume of the intermediate chamber 14 becomes larger than that at the “angle 0 °”, so that the gas suction is continued. The space partitioned by the second vane 10 and the closest contact point 32 is the compression chamber 15, and the volume of the compression chamber 15 is smaller than that at the “angle 0 °”, and the refrigerant is compressed and its pressure gradually increases. .

図５の（ｃ）において、「角度９０°」では、第１のベーン９の先端部９ａがシリンダ１のシリンダ内周面１ｂ上の点Ａと重なるので、中間室１４は吸入ポート１ａと連通しなくなる。これにより、中間室１４でのガスの吸入は終了する。また、この状態で、中間室１４の容積は略最大となる。圧縮室１５の容積は「角度４５°」のときより更に小さくなり、冷媒の圧力は上昇する。吸入室１３の容積は「角度４５°」のときより大きくなり、吸入を続ける。 In FIG. 5C, at the “angle of 90 °”, the tip portion 9a of the first vane 9 overlaps with the point A on the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1, so that the intermediate chamber 14 communicates with the suction port 1a. No longer. Thereby, the suction of the gas in the intermediate chamber 14 is completed. In this state, the volume of the intermediate chamber 14 is substantially maximum. The volume of the compression chamber 15 becomes even smaller than when the angle is 45 °, and the refrigerant pressure rises. The volume of the suction chamber 13 becomes larger than that at the “angle 45 °”, and the suction is continued.

図５の（ｄ）において、「角度１３５°」では、中間室１４の容積は「角度９０°」のときより小さくなり、冷媒の圧力は上昇する。また、圧縮室１５の容積も「角度９０°」のときより小さくなり、冷媒の圧力は上昇する。吸入室１３の容積は「角度９０°」のときより大きくなり、吸入を続ける。 In FIG. 5D, the volume of the intermediate chamber 14 becomes smaller at “angle 135 °” than that at “angle 90 °”, and the refrigerant pressure rises. Further, the volume of the compression chamber 15 becomes smaller than that at the “angle 90 °”, and the pressure of the refrigerant rises. The volume of the suction chamber 13 becomes larger than that at the “angle 90 °”, and the suction is continued.

その後、第２のベーン１０が吐出ポート２ｄに近づくが、冷凍サイクルの高圧（図示しない吐出弁を開くのに必要な圧力も含む）を圧縮室１５の圧力が上回ると、吐出弁が開き圧縮室１５の冷媒は、密閉容器１０３内に吐出される。密閉容器１０３内に吐出された冷媒は、電動要素１０２を通過して密閉容器１０３の上部に固定（溶接）された吐出管２４から外部（冷凍サイクルの高圧側）に吐出される。したがって、密閉容器１０３内の圧力は高圧である吐出圧力となる。 Thereafter, the second vane 10 approaches the discharge port 2d, but when the pressure in the compression chamber 15 exceeds the high pressure of the refrigeration cycle (including the pressure required to open a discharge valve not shown), the discharge valve opens and the compression chamber opens. The 15 refrigerant is discharged into the sealed container 103. The refrigerant discharged into the sealed container 103 passes through the electric element 102 and is discharged to the outside (the high pressure side of the refrigeration cycle) from the discharge pipe 24 fixed (welded) to the upper part of the sealed container 103. Therefore, the pressure in the sealed container 103 is a high discharge pressure.

第２のベーン１０が吐出ポート２ｄを通過すると、圧縮室１５に高圧の冷媒が若干残る（ロスとなる）。そして、「角度１８０°（図示せず）」で、圧縮室１５が消滅したとき、この高圧の冷媒は吸入室１３にて低圧の冷媒に変化する。なお、「角度１８０°」では吸入室１３が中間室１４に移行し、中間室１４が圧縮室１５に移行して、以降圧縮動作を繰り返す。 When the second vane 10 passes through the discharge port 2d, some high-pressure refrigerant remains in the compression chamber 15 (a loss occurs). When the compression chamber 15 disappears at an “angle of 180 ° (not shown)”, the high-pressure refrigerant changes to a low-pressure refrigerant in the suction chamber 13. At “angle 180 °”, the suction chamber 13 moves to the intermediate chamber 14, the intermediate chamber 14 moves to the compression chamber 15, and the compression operation is repeated thereafter.

このように、ロータシャフト４の回転により、吸入室１３は徐々に容積が大きくなり、ガスの吸入を続ける。以後、中間室１４に移行するが、途中まで容積が徐々に大きくなり、更にガスの吸入を続ける。途中で、中間室１４の容積は最大となり、吸入ポート１ａに連通しなくなるので、ここでガスの吸入を終了する。
以後、中間室１４の容積は徐々に小さくなり、ガスを圧縮する。その後、中間室１４は圧縮室１５に移行して、ガスの圧縮を続ける。所定の圧力まで圧縮されたガスは、シリンダ１、またはフレーム２やシリンダヘッド３の圧縮室１５に開口する部分に形成された吐出ポート（例えば、吐出ポート２ｄ）により吐出される。 In this way, the volume of the suction chamber 13 gradually increases due to the rotation of the rotor shaft 4 and continues to suck gas. Thereafter, the flow proceeds to the intermediate chamber 14, but the volume gradually increases to the middle, and further the gas suction is continued. On the way, the volume of the intermediate chamber 14 becomes the maximum and the communication with the suction port 1a is lost, so the gas suction is terminated here.
Thereafter, the volume of the intermediate chamber 14 gradually decreases and compresses the gas. Thereafter, the intermediate chamber 14 moves to the compression chamber 15 and continues to compress the gas. The gas compressed to a predetermined pressure is discharged from a discharge port (for example, a discharge port 2d) formed in a portion of the cylinder 1 or the frame 2 or the cylinder head 3 that opens to the compression chamber 15.

（ベーンアライナの回転動作）
図６は実施の形態１を示す図で、ベーンアライナ６、８の回転動作を示す横断面図である。図６の（ａ）は「角度０°」における図であって、矢印はベーンアライナ６、８の回転方向（図６では時計方向）を示している。但し、図６の（ｂ）〜（ｄ）では、ベーンアライナ６、８の回転方向を示す矢印は省略している。
ロータシャフト４の回転により、第１のベーン９及び第２のベーン１０がシリンダ１の中心の周りに回転する（図５の（ａ）〜（ｄ）参照）ことにより、第１のベーンと嵌合されたベーンアライナ６も第２のベーン１０と嵌合されたベーンアライナ８も、図６の（ａ）〜（ｄ）に示すように凹部３ａ内を、ベーンアライナ軸受部３ｂに支持されてシリンダ中心Ｏｃを中心として回転する。
なお、この動作は凹部２ａ内をベーンアライナ軸受部２ｂに支持されて回転するベーンアライナ５、７についても同様である。 (Vane aligner rotation)
FIG. 6 is a diagram showing the first embodiment, and is a cross-sectional view showing the rotation operation of the vane aligners 6 and 8. FIG. 6A is a view at an “angle of 0 °”, and the arrows indicate the rotation directions of the vane aligners 6 and 8 (clockwise in FIG. 6). However, in (b) to (d) of FIG. 6, an arrow indicating the rotation direction of the vane aligners 6 and 8 is omitted.
The first vane 9 and the second vane 10 are rotated around the center of the cylinder 1 by the rotation of the rotor shaft 4 (see FIGS. 5A to 5D). Both the combined vane aligner 6 and the vane aligner 8 fitted to the second vane 10 are supported in the recess 3a by the vane aligner bearing portion 3b as shown in FIGS. It rotates about the cylinder center Oc.
This operation is the same for the vane aligners 5 and 7 that rotate in the recess 2a supported by the vane aligner bearing portion 2b.

以上の動作において、ロータシャフト４の回転により、油ポンプ３１により油溜め１０４から冷凍機油２５が吸い上げられ、給油路４ｈに送り出される。給油路４ｈに送り出された冷凍機油２５は、給油路４ｉを通ってフレーム２の凹部２ａ、給油路４ｊを通ってシリンダヘッド３の凹部３ａに送り出される。 In the above operation, the refrigerating machine oil 25 is sucked up from the oil sump 104 by the oil pump 31 by the rotation of the rotor shaft 4 and sent out to the oil supply passage 4h. The refrigerating machine oil 25 sent out to the oil supply passage 4h passes through the oil supply passage 4i and is sent out to the recess 3a of the cylinder head 3 through the recess 2a of the frame 2 and the oil supply passage 4j.

凹部２ａ、３ａに送り出された冷凍機油２５は、ベーンアライナ軸受部２ｂ、３ｂを潤滑するとともに、凹部２ａ、３ａと連通したベーン逃がし部４ｆ、４ｇに供給される。ここで、密閉容器１０３内の圧力は高圧である吐出圧力になっているため、凹部２ａ、３ａおよびベーン逃がし部４ｆ、４ｇ内の圧力も吐出圧力となる。また、凹部２ａ、３ａに送り出された冷凍機油２５の一部は、フレーム２の主軸受部２ｃおよびシリンダヘッド３の主軸受部３ｃに供給される。 The refrigerating machine oil 25 fed to the recesses 2a and 3a lubricates the vane aligner bearing portions 2b and 3b and is supplied to the vane relief portions 4f and 4g communicating with the recesses 2a and 3a. Here, since the pressure in the sealed container 103 is a high discharge pressure, the pressures in the recesses 2a and 3a and the vane relief portions 4f and 4g are also discharge pressures. A part of the refrigerating machine oil 25 fed to the recesses 2 a and 3 a is supplied to the main bearing portion 2 c of the frame 2 and the main bearing portion 3 c of the cylinder head 3.

以上において、主軸受部２ｃに供給された冷凍機油２５は、主軸受部２ｃの隙間を通ってフレーム２の上方の空間に吐き出された後、シリンダ１の外周部に設けた油戻し穴１ｃより、油溜め１０４に戻される。また、主軸受部３ｃに供給された冷凍機油２５は、主軸受部２ｃの隙間を通って油溜め１０４に戻される。
また、ベーン逃がし部４ｆ、４ｇを介して吸入室１３、中間室１４、圧縮室１５に送り出された冷凍機油２５も、最終的に冷媒とともに吐出ポート２ｄからフレーム２の上方の空間に吐き出された後、シリンダ１の外周部に設けた油戻し穴１ｃより、油溜め１０４に戻される。
また、油ポンプ３１により給油路４ｈに送り出された冷凍機油２５のうち、余剰な冷凍機油２５はロータシャフト４の上方の排油穴４ｋから、フレーム２の上方の空間に吐き出された後、シリンダ１の外周部に設けた油戻し穴１ｃより、油溜め１０４に戻される。 In the above, the refrigerating machine oil 25 supplied to the main bearing portion 2c is discharged from the oil return hole 1c provided in the outer peripheral portion of the cylinder 1 after being discharged into the space above the frame 2 through the gap of the main bearing portion 2c. The oil sump 104 is returned. The refrigerating machine oil 25 supplied to the main bearing portion 3c is returned to the oil sump 104 through the gap between the main bearing portions 2c.
Further, the refrigerating machine oil 25 sent to the suction chamber 13, the intermediate chamber 14, and the compression chamber 15 via the vane relief portions 4f and 4g was finally discharged together with the refrigerant from the discharge port 2d to the space above the frame 2. Thereafter, the oil is returned to the oil sump 104 through an oil return hole 1 c provided in the outer peripheral portion of the cylinder 1.
Of the refrigerating machine oil 25 sent out to the oil supply passage 4 h by the oil pump 31, the surplus refrigerating machine oil 25 is discharged from the oil drain hole 4 k above the rotor shaft 4 into the space above the frame 2, and then cylinder 1 is returned to the oil sump 104 through an oil return hole 1c provided in the outer peripheral portion of the oil.

（曲率比ｋ）
ここで、ベーン先端部とシリンダ内周面の摺動を流体潤滑に確保するために必要な、ベーン先端部の半径とシリンダ内周面の半径の比について説明する。
図７は、ベーン先端部とシリンダ内周面の摺動部を拡大して示す横断面図である。図７において、シリンダ内周面１ｂの半径を「Ｒｃ」、ベーン先端部９ａの半径を「Ｒｖ」、ベーン先端部９ａとシリンダ内周面１ｂとの半径方向（シリンダ中心Ｓからの放射方向に同じ）の隙間を「Ｃｒ」とすると、これらの関係は（式１）で表され、ベーン先端部９ａとシリンダ内周面１ｂの曲率比「ｋ」は式（２）によって表すことができる。
Ｒｃ＝Ｒｖ＋Ｃｒ・・・・・（式１）
ｋ＝Ｒｖ／Ｒｃ・・・・・（式２）
ここで、ｋが１よりも大きい場合（ベーン先端部９ａの半径Ｒｖがシリンダ内周面１ｂの半径Ｒｃよりも大きくなる場合）、ベーン先端部９ａとシリンダ内周面１ｂとの隙間が逆クサビ形状となり、油膜圧力が発生しない。さらに、ベーン先端部９ａの両端部が常にシリンダ内周面に片当たりするため、焼付きや異常摩耗の危険性があるため、ｋは１以下である必要がある。 (Curvature ratio k)
Here, the ratio between the radius of the vane tip and the radius of the cylinder inner surface, which is necessary to ensure sliding of the vane tip and the cylinder inner peripheral surface for fluid lubrication, will be described.
FIG. 7 is an enlarged cross-sectional view showing the vane tip and the sliding portion of the cylinder inner peripheral surface. In FIG. 7, the radius of the cylinder inner peripheral surface 1b is “Rc”, the radius of the vane tip 9a is “Rv”, and the radial direction between the vane tip 9a and the cylinder inner peripheral surface 1b (in the radial direction from the cylinder center S). If the same clearance is "Cr", these relationships are expressed by (Expression 1), and the curvature ratio "k" between the vane tip 9a and the cylinder inner peripheral surface 1b can be expressed by Expression (2).
Rc = Rv + Cr (Formula 1)
k = Rv / Rc (Formula 2)
Here, when k is larger than 1 (when the radius Rv of the vane tip 9a is larger than the radius Rc of the cylinder inner peripheral surface 1b), the gap between the vane tip 9a and the cylinder inner peripheral surface 1b is a reverse wedge. The oil film pressure is not generated. Furthermore, since both ends of the vane tip 9a always come into contact with the inner circumferential surface of the cylinder, there is a risk of seizure or abnormal wear, so k needs to be 1 or less.

（ゾンマーフェルト数Ｓ）
ｋが１以下の条件において、ベーン先端部とシリンダ内周面の相対運動に、２次元レイノルズ方程式を適用し数値解析により摺動部の潤滑特性を把握した。ｋをパラメータとした場合の偏心率εを解析的に算出し、潤滑状態を評価するための無次元数であるゾンマーフェルト数Ｓで整理した。ゾンマーフェルト数は（式３）で表される。
Ｓ＝η・（Ｎ／Ｐ）・（Ｒｃ／Ｃｒ）２・・・・・（式３）
ここで、η：油の粘性係数
Ｎ：ベーンの回転数
Ｐ：ベーン先端部に作用する押付面圧
である。
ゾンマーフェルト数Ｓが決まることで、ベーン先端部９ａとシリンダ内周面１ｂの潤滑特性は一義的に決定する。 (Sommerfeld number S)
Under the condition that k is 1 or less, the lubrication characteristics of the sliding portion were grasped by numerical analysis by applying a two-dimensional Reynolds equation to the relative motion of the vane tip and the inner circumferential surface of the cylinder. When k is a parameter, the eccentricity ε is calculated analytically, and arranged by the Sommerfeld number S, which is a dimensionless number for evaluating the lubrication state. The Sommerfeld number is expressed by (Equation 3).
S = η · (N / P) · (Rc / Cr) 2 (Equation 3)
Where η: viscosity coefficient of oil
N: Vane rotation speed
P: Pressing surface pressure acting on the vane tip.
By determining the Sommerfeld number S, the lubrication characteristics of the vane tip 9a and the cylinder inner peripheral surface 1b are uniquely determined.

図８に潤滑解析結果を示す。ゾンマーフェルト数Ｓに対する無次元摩擦係数「μ（Ｒ／Ｃｒ）」、ベーン先端部９ａの偏心率「ε」、ベーン先端部９ａとシリンダ内周面１ｂの曲率比「ｋ」を示している。
曲率比ｋが小さくなるとゾンマーフェルト数Ｓが小さくなる。ゾンマーフェルト数が小さくなることで、偏心率εが大きくなり、粘性抵抗が減少するため無次元摩擦係数「μ（Ｒ／Ｃｒ）」も小さくなる。しかし、同時に油膜の負荷容量が減少し、ゾンマーフェルト数Ｓが約０．２よりも小さくなると、ベーン先端部とシリンダ内周面との間で金属接触が発生し始め、無次元摩擦係数「μ（Ｒ／Ｃｒ）」は上昇に転じる。
すなわち、ベーン先端部９ａとシリンダ内周面１ｂの曲率比ｋが「０．９９０」よりも小さくなると良好な潤滑状態を維持できなくなる。
なお、実際のベーン型圧縮機のベーンは２０〜１２０ｒｐｓで回転し、ゾンマーフェルト数Ｓは概ね「０．２４〜２０００」の範囲にある。例えば、回転数１２０ｒｐｓ、潤滑油粘度１０ｃＰとしたときのゾンマーフェルト数Ｓは「０．２９」となる。したがって、ゾンマーフェルト数が「０．２４から２０００」の範囲にあるベーン先端部９ａとシリンダ内周面１ｂとの摺動において、流体潤滑状態を確保するためには、ｋは少なくとも「０．９９０よりも大きく、１よりも小さい値」である必要がある。 FIG. 8 shows the result of lubrication analysis. The dimensionless friction coefficient “μ (R / Cr)” with respect to the Sommerfeld number S, the eccentricity “ε” of the vane tip 9a, and the curvature ratio “k” between the vane tip 9a and the cylinder inner peripheral surface 1b are shown. .
As the curvature ratio k decreases, the Sommerfeld number S decreases. As the Sommerfeld number decreases, the eccentricity ε increases and the viscous resistance decreases, so the dimensionless friction coefficient “μ (R / Cr)” also decreases. However, at the same time, when the load capacity of the oil film decreases and the Sommerfeld number S becomes smaller than about 0.2, metal contact begins to occur between the vane tip and the cylinder inner peripheral surface, and the dimensionless friction coefficient “ “μ (R / Cr)” starts to rise.
That is, when the curvature ratio k between the vane tip 9a and the cylinder inner peripheral surface 1b is smaller than “0.990”, a good lubrication state cannot be maintained.
In addition, the vane of an actual vane type compressor rotates at 20 to 120 rps, and the Sommerfeld number S is generally in the range of “0.24 to 2000”. For example, the Sommerfeld number S when the rotational speed is 120 rps and the lubricating oil viscosity is 10 cP is “0.29”. Therefore, in order to ensure a fluid lubrication state in sliding between the vane tip 9a and the cylinder inner peripheral surface 1b having a Sommerfeld number in the range of “0.24 to 2000”, k is at least “0. It must be greater than 990 and less than 1.

なお、ベーン型圧縮機２００は、冷媒としてＲ１３４ａ、Ｒ２９０、Ｒ６０１、Ｒ１２７０などの低圧冷媒を対象としているが、そのほかにＲ４１０Ａ、Ｒ４０４Ａ、Ｒ４０７Ｃなどを使用してもよい。 The vane compressor 200 is intended for low-pressure refrigerants such as R134a, R290, R601, and R1270 as refrigerants, but R410A, R404A, R407C, and the like may also be used.

以上に示したように、本実施の形態１では、先端部９ａの円弧とシリンダ１のシリンダ内周面１ｂの法線が常にほぼ一致するように圧縮動作を行なうために必要なベーン（第１のベーン９、第２のベーン１０）がシリンダ中心Ｏｃを中心にして回転運動する機構を、ロータ部４ａと回転軸部４ｂ、４ｃを一体にした構成で実現できるため、小径の回転軸部４ｂ、４ｃでもって支持することができる。このため、軸受摺動損失が低減し、且つ、ロータ部４ａの外径や回転中心の精度が向上する。
よって、ロータ部４ａとシリンダ１のシリンダ内周面１ｂ間を狭い隙間で形成して漏れ損失を低減することができる。また、ゾンマーフェルト数Ｓが「０．２４から２０００の範囲」において、ベーン先端部９ａの半径とシリンダ内周面１ｂの半径の曲率比ｋが「１以下であり、かつ０．９９０以上である」ことによって、ベーン先端部９ａとシリンダ１のシリンダ内周面１ｂとの摺動を流体潤滑状態に確保することが可能となり、ベーン先端部９ａの摺動損失が少なく、かつ潤滑性の良好なベーン型圧縮機２００を提供することが可能となる。 As described above, according to the first embodiment, the vane (the first vane) required for performing the compression operation so that the arc of the tip end portion 9a and the normal line of the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1 always coincide with each other. The mechanism in which the vane 9 and the second vane 10) rotate around the cylinder center Oc can be realized with a configuration in which the rotor portion 4a and the rotary shaft portions 4b and 4c are integrated, so that the small-diameter rotary shaft portion 4b. 4c can be supported. For this reason, bearing sliding loss is reduced, and the accuracy of the outer diameter and the rotation center of the rotor portion 4a is improved.
Therefore, it is possible to reduce leakage loss by forming a narrow gap between the rotor portion 4a and the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1. Further, when the Sommerfeld number S is in the range of “0.24 to 2000”, the curvature ratio k of the radius of the vane tip 9a and the radius of the cylinder inner peripheral surface 1b is “1 or less and 0.990 or more. It is possible to ensure sliding between the vane tip 9a and the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1 in a fluid lubrication state, and there is little sliding loss of the vane tip 9a and good lubricity. It becomes possible to provide the vane type compressor 200.

１シリンダ、１ａ吸入ポート、１ｂシリンダ内周面、１ｃ油戻し穴、２フレーム、２ａ凹部、２ｂベーンアライナ軸受部、２ｃ主軸受部、２ｄ吐出ポート、２ｅ溝部、３シリンダヘッド、３ａ凹部、３ｂベーンアライナ軸受部、３ｃ主軸受部、４ロータシャフト、４ａロータ部、４ｂ回転軸部、４ｃ回転軸部、４ｄブッシュ保持部、４ｅブッシュ保持部、４ｆベーン逃がし部、４ｇベーン逃がし部、４ｈ給油路、４ｉ給油路、４ｊ給油路、４ｋ排油穴、５ベーンアライナ、５ａベーン保持部、６ベーンアライナ、６ａベーン保持部、７ベーンアライナ、７ａベーン保持部、７ｂベーン保持溝、８ベーンアライナ、８ａベーン保持部、８ｂベーン保持溝、９第１のベーン、９ａ先端部、９ｂ背面溝、９ｃ薄肉部、１０第２のベーン、１０ａ先端部、１０ｂ背面溝、１１ブッシュ、１２ブッシュ、１３吸入室、１４中間室、１５圧縮室、２１固定子、２２回転子、２３ガラス端子、２４吐出管、２５冷凍機油、２６吸入管、３１油ポンプ、３２最近接点、１０１圧縮要素、１０２電動要素、１０３密閉容器、１０４油溜め、２００ベーン型圧縮機、ε 偏心率、ｋ曲率比、Ｏｃシリンダ中心、Ｏｒロータ中心。 1 Cylinder, 1a Suction port, 1b Cylinder inner surface, 1c Oil return hole, 2 Frame, 2a Recess, 2b Vane aligner bearing, 2c Main bearing, 2d Discharge port, 2e Groove, 3 Cylinder head, 3a Recess, 3b Vane aligner bearing part, 3c main bearing part, 4 rotor shaft, 4a rotor part, 4b rotary shaft part, 4c rotary shaft part, 4d bush holding part, 4e bush holding part, 4f vane relief part, 4g vane relief part, 4h 4i oil supply path, 4j oil supply path, 4k oil drain hole, 5 vane aligner, 5a vane holding part, 6 vane aligner, 6a vane holding part, 7 vane aligner, 7a vane holding part, 7b vane holding groove, 8 vane aligner 8a vane holding portion, 8b vane holding groove, 9 first vane, 9a tip portion, 9 b Back groove, 9c Thin portion, 10 2nd vane, 10a tip, 10b Back groove, 11 bush, 12 bush, 13 suction chamber, 14 intermediate chamber, 15 compression chamber, 21 stator, 22 rotor, 23 glass Terminal, 24 Discharge pipe, 25 Refrigerator oil, 26 Suction pipe, 31 Oil pump, 32 Nearest contact point, 101 Compression element, 102 Electric element, 103 Airtight container, 104 Oil sump, 200 Vane compressor, ε Eccentricity, k Curvature Ratio, Oc cylinder center, Or rotor center.

Claims

A substantially cylindrical cylinder having both ends opened in the axial direction, a cylinder head and a frame closing both ends of the cylinder, a rotor shaft rotatably supported by the cylinder head and the frame, and advancing and retreating to the rotor shaft One or more vanes installed freely, the center of the rotor shaft deviates from the center of the cylinder, and advances and retreats with the tip of the vane close to the inner peripheral surface of the cylinder. In the vane type compressor in which a compression chamber is formed by the cylinder head and the frame, the inner peripheral surface of the cylinder, the rotor shaft, and the vane when the rotor shaft rotates.
A curvature ratio k (Rv / Rc), which is a ratio of a curvature radius (Rv) of a tip portion of the vane adjacent to the inner peripheral surface of the cylinder and a curvature radius (Rc) of the inner peripheral surface of the cylinder, is 0. 990 or more and 1 or less (0.990 ≦ k ≦ 1),
S = η · (N / P) · (Rc / Cr) ²
Where η: viscosity coefficient of oil
N: Vane rotation speed
P: Pressing surface pressure acting on the vane tip
Cr: A gap between the tip of the vane and the inner peripheral surface of the cylinder (Cr = Rc−Rv)
A vane type compressor characterized in that the Sommerfeld number (S) determined by is in the range of 0.24 to 2000 (0.24 ≦ S ≦ 2000).

A circular recess having the same center as the center of the cylinder is formed in the cylinder head and the frame, and a vane aligner that engages with the vane is movable on a circumference having the same center as the center of the cylinder. Placed in the recess,
2. The vane compressor according to claim 1, wherein the vane is rotated by the vane aligner so as to go in a radial direction from a center of the cylinder when the rotor shaft rotates. 3.

A substantially cylindrical bush holding portion reaching the outer peripheral surface of the rotor shaft is formed on the rotor shaft, and a pair of substantially semi-cylindrical bushes are rotatably disposed on the bush holding portion, and the pair of bushes The vane type compressor according to claim 1 or 2, wherein the vane is held.