JP2014040797A - 気体圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】気体圧縮機において、効率（ＣＯＰ）を向上させる。
【解決手段】ロータ５０とシリンダ４０と両サイドブロック２０，３０とベーン５８とによって仕切られた圧縮室４３Ａがロータ５０の１回転の期間に吸入、圧縮および吐出を１サイクルのみ行うように形成された圧縮機本体６０、および圧縮機本体６０を覆うハウジング１０を備え、圧縮室４３Ａの内部の圧力の、圧縮行程における昇圧速度（角度θの増大に対する圧力の上昇度合い）が略一定となるように、シリンダ４０の内周面４１の横断面輪郭形状が設定されている。
【選択図】図３

Description

本発明は気体圧縮機に関し、詳細には、ベーンロータリ形式の気体圧縮機における吐出効率の改善に関する。

空気調和システムには，冷媒ガスなどの気体を圧縮して，空気調和システム（空調システム）に気体を循環させるための気体圧縮機が用いられている。

この気体圧縮機は、回転駆動されて気体を圧縮する圧縮機本体がハウジングの内部に収容され，ハウジングの内部には、圧縮機本体から高圧の気体が吐出される吐出室がハウジングと圧縮機本体とによって区画して形成され，この吐出室からハウジングの外部に高圧の気体を排出するものである。

このような気体圧縮機の一例として、いわゆるベーンロータリ形式のものが知られている。

このベーンロータリ形式の気体圧縮機は、ハウジングの内部に圧縮機本体が収容されていて、圧縮機本体は、回転軸と一体的に回転する略円柱状のロータと、このロータを、その周面の外方から取り囲む輪郭形状の内周面を有するシリンダと、ロータに形成されたベーン溝に収容され、ロータの周面から外方に突出自在に設けられた複数枚の板状のベーンと、ロータの両端面から突出した回転軸を回転自在に支持する軸受がそれぞれ形成されているとともに、ロータおよびシリンダの両端面に接してこれら両端面を塞ぐサイドブロックとを備え、ロータの外周面とシリンダの内周面と両サイドブロックの各内側の面とによって、気体の吸入、圧縮、吐出が行われる空間であるシリンダ室が形成されている。

このシリンダ室は、ロータの周面から突出した各ベーンの突出側先端がシリンダの内周面に接することで、ロータの外周面とシリンダの内周面と両サイドブロックの各内側の面とロータの回転方向に沿って相前後する２つのベーンの面によって、複数の圧縮室に区画される。

そして、圧縮室で圧縮された高圧の気体は、シリンダに形成された吐出部を通って圧縮機本体の外部に吐出される（特許文献１）。

ところで、この特許文献１に記載された気体圧縮機の圧縮機本体は、シリンダの内周面の断面輪郭形状が略真円に形成されていて、ロータの外周面の回転中心がシリンダの内周面の中心からずらされて偏心して配置されることで、内部の容積を変化させる圧縮室を形成しているが、このようにシリンダの内周面の断面輪郭形状を略真円にしたものは、圧縮室の容積が増大する期間と圧縮室の容積が減少する期間とが、ロータの１回転の期間の半々程度となる。

そして、圧縮室の容積が減少する圧縮行程や吐出行程の占める期間が全体の期間に対して比較的短い上記先行技術の場合、急激な圧縮による過圧縮が発生したり、吐出流速が速いために吐出圧損が大きくなるなどして、動力の増大を招き、効率（成績係数またはＣＯＰ（Coefficient Of Performance：冷房能力／動力））を向上させることができない。

一方、シリンダ内壁形状を非対称形状として圧縮工程を長く設定している気体圧縮機が提案されている（特許文献２）。

特許文献２の気体圧縮機は、圧縮室の圧縮工程が、引込速度が増加する曲線部、引込速度が減少する曲線部、引込速度が再び増加する曲線部、引込速度が再び減少する曲線部、という４つの領域で構成されていて、シリンダの内周面の断面輪郭形状が、回転軸回りの角度θの二乗式で定義されており、圧縮室の圧力の昇圧速度のグラフの曲線が、下に凸となっている（途中から昇圧速度が増大する（角度θの増大に対する圧力の上昇度合いが大きくなる））。

特開昭５４−２８００８号公報 特開昭５８−７００８６号公報

ところで、特許文献１に記載された気体圧縮機の圧縮機本体は、シリンダの内周面の断面輪郭形状が略真円に形成されていて、ロータの外周面の回転中心がシリンダの内周面の中心からずらされて偏心して配置されることで、内部の容積を変化させる圧縮室を形成しているが、このようにシリンダの内周面の断面輪郭形状を略真円にしたものは、圧縮室の容積が増大する期間と圧縮室の容積が減少する期間とが、ロータの１回転の期間の半々程度となる。

そして、圧縮室の容積が減少する圧縮行程や吐出行程の占める期間が全体の期間に対して比較的短い特許文献１の気体圧縮機では、短期間での急激な圧縮による過圧縮が発生したり、吐出流速が速いために吐出圧損が大きくなるなどして、動力の増大を招き、効率（成績係数またはＣＯＰ（Coefficient Of Performance：冷房能力／動力））を向上させることができない。

また、圧縮工程を長く設定している特許文献２の気体圧縮機においても、昇圧速度のグラフの曲線が下に凸となっているため、圧縮室の圧力が吐出圧力に達する直前に昇圧速度が速くなり、吐出圧力を超える過圧縮が発生し易い。

本発明は上記事情に鑑みなされたものであって、効率を向上させることができる気体圧縮機を提供することを目的とする。

本発明に係る気体圧縮機は、シリンダの内周面の断面輪郭形状を、圧縮室の内部の圧力の圧縮行程における昇圧速度が略一定となるように形成したことによって、短期間での急激な圧縮や、吐出圧力に達する直前における昇圧速度の増大による過圧縮の発生を防止したものである。

すなわち、本発明に係る気体圧縮機は、軸回りに回転する略円柱状のロータと、前記ロータを、その外周面の外方から前記ロータを取り囲む輪郭形状の内周面を有するシリンダと、前記ロータに形成されたベーン溝からの背圧を受けて前記ロータから外方に突出自在に設けられた複数枚の板状のベーンと、前記ロータおよび前記シリンダの両端面側にそれぞれ設置された２つのサイドブロックとを有し、前記ロータと前記シリンダと前記両サイドブロックと前記ベーンとによって仕切られた複数の圧縮室が内部に形成され、各圧縮室が前記ロータの１回転の期間に気体の吸入、圧縮および前記シリンダに形成された吐出部を通じての吐出を１サイクルのみ行うように形成された圧縮機本体、および前記圧縮機本体を覆うハウジングを備え、前記圧縮室の内部の圧力の、圧縮行程における昇圧速度が一定となるように、前記シリンダの内周面の断面輪郭形状が設定されていることを特徴とする。

本発明に係る気体圧縮機によれば、効率を向上させることができる。

本発明に係る気体圧縮機の一実施形態であるベーンロータリコンプレッサの縦断面図である。 図１に示したベーンロータリコンプレッサのコンプレッサ部のＡ−Ａ線に沿った断面図である。 ベーンの先端がシリンダの近接部に接している基準位置（基準線Ｌ）から回転角度を説明する、図２相当の模式図である。 ロータの回転角度ごとの圧縮室の圧力を示すグラフである。 基準線からの角度ごとの、シリンダの内周面輪郭までの、ロータ中心からの距離を示す輪郭線図である。

以下、本発明に係る気体圧縮機の具体的な実施形態について図面を参照して詳細に説明する。

本発明に係る気体圧縮機の一実施形態である電動ベーンロータリコンプレッサ１００（以下、単にコンプレッサ１００という。）は、自動車等に設置された、蒸発器、気体圧縮機、凝縮器および膨張弁を有する空気調和システムにおける気体圧縮機として用いられている。この空気調和システムは、冷媒ガスＧ（気体）を循環させることで冷凍サイクルを構成している。

コンプレッサ１００は、図１に示すように、本体ケース１１とフロントカバー１２とから主に構成されているハウジング１０の内部に、モータ９０と圧縮機本体６０とが収容された構成である。

本体ケース１１は、略円筒形状であり、その円筒形状の一方の端部が塞がれたように形成され、他方の端部は開口して形成されている。

フロントカバー１２は、この本体ケース１１の開口側の端部に接した状態でこの開口を塞ぐように蓋状に形成されていて、この状態で締結部材により本体ケース１１に締結されて本体ケース１１と一体化され、内部に空間を有するハウジング１０を形成する。

フロントカバー１２には、ハウジング１０の内部と外部とを通じさせて、空気調和システムの蒸発器から低圧の冷媒ガスＧをハウジング１０の内部に導入する吸入ポート１２ａが形成されている。

一方、本体ケース１１には、ハウジング１０の内部と外部とを通じさせて、高圧の冷媒ガスＧをハウジング１０の内部から空気調和システムの凝縮器に吐出する吐出ポート１１ａが形成されている。

本体ケース１１の内部に設けられたモータ９０は、永久磁石のロータ９０ａと電磁石のステータ９０ｂとを備えた多相ブラシレス直流モータを構成している。

ステータ９０ｂは本体ケース１１の内周面に嵌め合わされて固定され、ロータ９０ａには回転軸５１が固定されている。

そして、モータ９０は、フロントカバー１２に取付けられた電源コネクタ９０ｃを介して供給された電力によってステータ９０ｂの電磁石を励磁することにより、ロータ９０ａおよび回転軸５１をその軸心回りに回転駆動させる。

なお、電源コネクタ９０ｃとステータ９０ｂとの間に、インバータ回路９０ｄなどを備えた構成を採用することもできる。

なお、本実施形態のコンプレッサ１００は上述したとおり電動のものであるが、本発明に係る気体圧縮機は電動のものに限定されるものではなく、機械式のものであってもよく、本実施形態のコンプレッサ１００を仮に機械式のものとした場合は、モータ９０を備える代わりに、回転軸５１をフロントカバー１２から外部へ突出させて、その突出した回転軸５１の先端部に、車両のエンジン等から動力の伝達を受けるプーリーや歯車等を備えた構成とすればよい。

モータ９０とともにハウジング１０の内部に収容された圧縮機本体６０は、回転軸５１の延びた方向に沿ってモータ９０と並んで配置されており、ボルト等の締結部材１５により、本体ケース１１に固定されている。

ハウジング１０の内部に収容された圧縮機本体６０は、モータ９０によって軸心Ｃ回りに回転自在の回転軸５１と、回転軸５１と一体的に回転する略円柱状のロータ５０と、図２に示すように、このロータ５０を、その外周面５２の外方から取り囲む輪郭形状の内周面４１を有するシリンダ４０と、ロータ５０の外周面５２からシリンダ４０の内周面４１に向けて突出自在に設けられた５枚の板状のベーン５８と、ロータ５０およびシリンダ４０の両端を塞ぐ２つのサイドブロック（フロントサイドブロック２０、リヤサイドブロック３０）とを備えている。

ここで、回転軸５１は、フロントカバー１２に形成された軸受１２ｂ、圧縮機本体６０の各サイドブロック２０，３０にそれぞれ形成された軸受２７，３７により、回転自在に支持されている。

また、圧縮機本体６０は、ハウジング１０の内部の空間を、図１において圧縮機本体６０を挟んだ左側の空間と右側の空間とに仕切っている。

これらハウジング１０の内部に仕切られた２つの空間のうち圧縮機本体６０に対して左側の空間は、吸入ポート１２ａを通じて蒸発器から低圧の冷媒ガスＧが導入される低圧雰囲気の吸入室１３であり、圧縮機本体６０に対して右側の空間は、吐出ポート１１ａを通じて高圧の冷媒ガスＧが凝縮器に吐出される高圧雰囲気の吐出室１４である。

なお、モータ９０は吸入室１３に配置されている。

圧縮機本体６０の内部には、シリンダ４０の内周面４１とロータ５０の外周面５２と両サイドブロック２０，３０とに囲まれた略Ｃ字状の単一のシリンダ室４２が形成されている。

具体的には、シリンダ４０の内周面４１とロータ５０の外周面５２とが、回転軸５１の軸心Ｃ回りの１周（角度３６０［度］）の範囲で１箇所だけ近接するように、シリンダ４０の内周面４１の横断面輪郭形状が設定されていて、これにより、シリンダ室４２は単一の空間を形成している。

なお、シリンダ４０の内周面４１の横断面輪郭形状のうちシリンダ４０の内周面４１とロータ５０の外周面５２とが最も近接した部分として形成された近接部４８は、シリンダ４０の内周面４１とロータ５０の外周面５２とが最も離れた部分として形成された遠隔部４９から、ロータ５０の回転方向Ｗ（図２において時計回り方向）に沿って下流側に角度２７０［度］以上（３６０［度］未満）離れた位置に形成されている。

シリンダ４０の内周面４１の横断面輪郭形状は、回転軸５１およびロータ５０の回転方向Ｗに沿って遠隔部４９から近接部４８に至るまで、ロータ５０の外周面５２とシリンダ４０の内周面４１との間の距離が徐々に減少するような形状に設定されているが、詳細については後述する。

ベーン５８はロータ５０に形成されたベーン溝５９に収容されていて、ベーン溝５９に供給される冷凍機油Ｒや冷媒ガスＧによる背圧により、ロータ５０の外周面５２から外方に突出する。

また、ベーン５８は単一のシリンダ室４２を複数の圧縮室４３に仕切るものであり、回転軸５１およびロータ５０の回転方向Ｗに沿って相前後する２つのベーン５８によって１つの圧縮室４３が形成される。したがって、５枚のベーン５８が回転軸５１回りに角度７２［度］の等角度間隔で設置された本実施形態においては、５つ乃至６つの圧縮室４３が形成される。

なお、２枚のベーン５８，５８の間に近接部４８が存在する圧縮室４３については、近接部４８と１枚のベーン５８とによって１つの閉じた空間を構成するため、２枚のベーン５８，５８の間に近接部４８が存在する圧縮室４３は結果的に２つの圧縮室４３，４３となるため、５枚のベーンのものであっても６つの圧縮室４３が形成される。

ベーン５８によりシリンダ室４２を仕切って得られた圧縮室４３の内部の容積は、回転方向Ｗに沿って圧縮室４３が遠隔部４９から近接部４８に至るまで徐々に小さくなる。

このシリンダ室４２の、回転方向Ｗの最上流側の部分（回転方向Ｗに沿って、近接部４８に対する下流側の直近部分）には、フロントサイドブロック２０に形成された、吸入室１３に通じる吸入孔２３（図２において、フロントサイドブロック２０は断面よりも紙面手前側に位置するため、このフロントサイドブロック２０に形成された吸入孔２３は想像線（二点鎖線）で記載している。）が臨んでいる。

一方、シリンダ室４２の、ロータ５０の回転方向Ｗの最下流側の部分（回転方向Ｗに沿って、近接部４８に対する上流側の直近部分）には、シリンダ４０に形成された第１の吐出部４５の吐出チャンバ４５ａに通じた吐出孔４５ｂが臨み、その上流側には、シリンダ４０に形成された第２の吐出部４６の吐出チャンバ４６ａに通じた吐出孔４６ｂが臨んでいる。

シリンダ４０の内周面４１の横断面輪郭形状は、吸入室１３からフロントサイドブロック２０に形成された吸入孔２３を通じた冷媒ガスＧの圧縮室４３への吸入、圧縮室４３内での冷媒ガスＧの圧縮および圧縮室４３から吐出孔４５ｂを通じた吐出チャンバ４５ａへの冷媒ガスＧの吐出を、ロータ５０の１回転の期間に１つの圧縮室４３につき１サイクルだけ行うように設定されている。

ロータ５０の回転方向Ｗの最上流側では、シリンダ４０の内周面４１とロータ５０の外周面５２との間隔が小さい状態から急激に大きくなるように内周面４１の横断面輪郭形状が設定されていて、遠隔部４９を含んだ角度範囲では回転方向Ｗへの回転に伴って圧縮室４３の容積が拡大してフロントサイドブロック２０に形成された吸入孔２３を通じて圧縮室４３内に冷媒ガスＧが吸入される行程（吸入行程）となる。

次いで、回転方向Ｗの下流に向かって、シリンダ４０の内周面４１とロータ５０の外周面５２との間隔が徐々に小さくなるように内周面４１の横断面輪郭形状が設定されているため、その範囲ではロータ５０の回転に伴って圧縮室４３の容積が減少し、圧縮室４３内の冷媒ガスＧが圧縮される行程（圧縮行程）となる。

さらに、ロータ５０の回転方向Ｗの下流側は、シリンダ４０の内周面４１とロータ５０の外周面５２との間隔がさらに小さくなって冷媒ガスＧの圧縮がさらに進み、冷媒ガスＧの圧力が吐出圧力に達すると冷媒ガスＧは後述する吐出孔４５ｂ，４６ｂを通じて各吐出部４５，４６の吐出チャンバ４５ａ，４６ａに吐出される行程（吐出行程）となる。

そして、ロータ５０の回転に伴って、各圧縮室４３が吸入行程、圧縮行程、吐出行程をこの順序で繰り返すことにより、吸入室１３から吸入された低圧の冷媒ガスＧは高圧になって圧縮機本体６０の外部となるサイクロンブロック７０（油分離器）に吐出される。

各吐出部４５，４６は、シリンダ４０の外周面と本体ケース１１とによって囲まれた空間である吐出チャンバ４５ａ，４６ａと、吐出チャンバ４５ａ，４６ａと圧縮室４３とを通じさせる吐出孔４５ｂ，４６ｂと、圧縮室４３内の冷媒ガスＧの圧力が吐出チャンバ４５ａ，４６ａ内の圧力（吐出圧力）以上のとき、差圧により吐出チャンバ４５ａ，４６ａの側に反るように弾性変形して吐出孔４５ｂ，４６ｂを開き、冷媒ガスＧの圧力が吐出チャンバ４５ａ，４６ａ内の圧力（吐出圧力）未満のとき弾性力により吐出孔４５ｂ，４６ｂを閉じる吐出弁４５ｃ，４６ｃと、吐出弁４５ｃ，４６ｃが吐出チャンバ４５ａ，４６ａの側に過度に反るのを防止する弁サポート４５ｄ，４６ｄとを備えている。

なお、２つの吐出部４５，４６のうち、回転方向Ｗの下流側に設けられている吐出部、すなわち近接部４８に近い側の第１の吐出部４５は主たる吐出部である。

この主たる吐出部である第１の吐出部４５には、内部の圧力が常に吐出圧力に達している圧縮室４３が臨んでいるため、圧縮室４３が第１の吐出部４５を通過している期間中は常に、その圧縮室４３の内部で圧縮された冷媒ガスＧが吐出され続けている。

一方、２つの吐出部４５，４６のうち、回転方向Ｗの上流側に設けられている吐出部、すなわち近接部４８から遠い側の第２の吐出部４６は副次的な吐出部である。

この副次的な吐出部である第２の吐出部４６は、圧縮室４３が下流側の吐出部４５に臨む以前の段階で吐出圧力に達したときに、圧縮室４３内の過圧縮（吐出圧力を超える圧力に圧縮されること）を防止するために設けられたものであり、圧縮室４３が吐出部４６に臨んでいる期間中に圧縮室４３内の圧力が吐出圧力に達した場合にのみ、圧縮室４３の内部の冷媒ガスＧを吐出させ、圧縮室４３内の圧力が吐出圧力に達していない場合は、圧縮室４３の内部の冷媒ガスＧを吐出させない。

第１の吐出部４５の吐出チャンバ４５ａは、リヤサイドブロック３０の外面（吐出室１４に向いた面）まで貫通して形成された吐出路３８に臨んでいて、この吐出チャンバ４５ａは吐出路３８を介してリヤサイドブロック３０の外面に取り付けられたサイクロンブロック７０に通じている。

一方、第２の吐出部４６の吐出チャンバ４６ａは、サイクロンブロック７０に直接的に通じているものではなく、シリンダ４０の外周面に形成された切欠きが第１の吐出部４５の吐出チャンバ４５ａに通じた連通路３９となっていて、この連通路３９、吐出チャンバ４５ａおよび吐出路３８を介してサイクロンブロック７０に通じている。

したがって、第２の吐出部４６の吐出チャンバ４６ａに吐出された冷媒ガスＧは、連通路３９、吐出チャンバ４５ａおよび吐出路３８をこの順序で通って、サイクロンブロック７０に吐出される。

サイクロンブロック７０は、圧縮機本体６０に対して冷媒ガスＧの流れの下流側に設けられていて、圧縮機本体６０から吐出された冷媒ガスＧに混ざった冷凍機油Ｒを冷媒ガスＧから分離するものである。

具体的には、第１の吐出部４５の吐出孔４５ｂから吐出チャンバ４５ａに吐出され、吐出路３８を通って圧縮機本体６０から吐出された冷媒ガスＧおよび第２の吐出部４６の吐出孔４６ｂから吐出チャンバ４６ａに吐出され、連通路３９、第１の吐出部４５の吐出チャンバ４５ａおよび吐出路３８を通って圧縮機本体６０から吐出された冷媒ガスＧを、螺旋状に旋回させることで、冷媒ガスＧから冷凍機油Ｒを遠心分離する。

そして、冷媒ガスＧから分離された冷凍機油Ｒは吐出室１４の底部に溜まり、冷凍機油Ｒが分離された後の高圧の冷媒ガスＧは吐出室１４に吐出された後、吐出ポート１１ａを通って凝縮器に吐出される。

吐出室１４の底部に溜められた冷凍機油Ｒは、吐出室１４の高圧雰囲気により、リヤサイドブロック３０に形成された油路３４ａおよびリヤサイドブロック３０に形成された背圧供給用の凹部であるサライ溝３１，３２を通じて、並びに、リヤサイドブロック３０に形成された油路３４ａ，３４ｂ、シリンダ４０に形成された油路４４、フロントサイドブロック２０に形成された油路２４およびフロントサイドブロック２０に形成された背圧供給用の凹部であるサライ溝２１，２２を通じて、それぞれベーン溝５９に供給される。

すなわち、ロータ５０の両端面まで貫通したベーン溝５９が、ロータ５０の回転により、各サイドブロック２０，３０のサライ溝２１，３１またはサライ溝２２，３２にそれぞれ通じたときに、その通じたサライ溝２１，３１またはサライ溝２２，３２からベーン溝５９に冷凍機油Ｒが供給されて、供給された冷凍機油Ｒの圧力がベーン５８を外方に突出させる背圧となる。

ここで、リヤサイドブロック３０の油路３４ａとサライ溝３１との間で冷凍機油Ｒが通過する通路は、リヤサイドブロック３０の軸受３７とこの軸受３７に支持された回転軸５１の外周面との間の非常に狭い隙間である。

そして、冷凍機油Ｒは、油路３４ａにおいては吐出室１４の高圧雰囲気と同じ高圧であったにもかかわらず、この狭い隙間を通過する間に圧力損失を受けた影響で、サライ溝３１に到達したときは、吐出室１４の内部の圧力よりも低い圧力である中圧になっている。

ここで、中圧とは、吸入室１３における冷媒ガスＧの圧力である低圧よりも高く、吐出室１４における冷媒ガスＧの圧力である高圧よりも低い圧力である。

同様に、フロントサイドブロック２０の油路２４とサライ溝２１との間で冷凍機油Ｒが通過する通路は、フロントサイドブロック２０の軸受２７とこの軸受２７に支持された回転軸５１の外周面との間の非常に狭い隙間である。

そして、冷凍機油Ｒは、油路２４においては吐出室１４の高圧雰囲気と同じ高圧であったにもかかわらず、この狭い隙間を通過する間に圧力損失を受けた影響で、サライ溝２１に到達したときは、吐出室１４の内部の圧力よりも低い圧力である中圧になっている。

したがって、サライ溝２１，３１からベーン溝５９に供給されてベーン５８をシリンダ４０の内周面４１に向けて突出させる背圧は、冷凍機油Ｒの中圧となっている。

一方、サライ溝２２，３２は、油路２４、３４と圧力損失なしで通じているため、サライ溝２２，３２には、吐出室１４の内部の圧力と同等の高い圧力である高圧の冷凍機油Ｒが供給され、したがって、サライ溝２２，３２にベーン溝５９が通じる圧縮行程の終盤では、ベーン５８に高圧の背圧を供給して、ベーン５８のチャタリングを防止している。

なお、冷凍機油Ｒは、ベーン５８とベーン溝５９との間の隙間や、ロータ５０とサイドブロック２０，３０との間の隙間等から滲みだして、ロータ５０と両サイドブロック２０，３０との間の接触部分や、ベーン５８とシリンダ４０や両サイドブロック２０，３０との間の接触部分などにおける潤滑や冷却の機能も発揮し、その冷凍機油Ｒの一部が、圧縮室４３内の冷媒ガスＧと混ざるため、サイクロンブロック７０により、冷凍機油Ｒの分離が行われる。

以上のように構成された本実施形態のコンプレッサ１００によれば、第１の吐出部４５と第２の吐出部４６とが、サイクロンブロック７０よりも上流側で連通路３９により通じているため、第２の吐出部４６から吐出された冷媒ガスＧは、第１の吐出部４５から吐出された冷媒ガスＧが吐出される通路である吐出路３８を通ってサイクロンブロック７０に流入する。

これにより、第１の吐出部４５から吐出された冷媒ガスＧを圧縮機本体６０の外部に吐出させるための吐出路３８と、第２の吐出部４６から吐出された冷媒ガスＧを圧縮機本体６０の外部に吐出させるための吐出路とを、圧縮機本体６０の外面やサイクロンブロック７０にそれぞれ別個独立して形成する必要がなく、圧縮機本体６０やサイクロンブロック７０の構造を簡素化することができる。

なお、本実施形態のコンプレッサ１００は、第２の吐出部４６に吐出した冷媒ガスＧを第１の吐出部４５に吐出させて、第１の吐出部４５に臨む吐出路３８を通じて圧縮機本体６０の外部に吐出させるものであるが、これとは反対に、第２の吐出部４６の吐出チャンバ４６ａに臨むように、リヤサイドブロック３０の外面まで貫通する吐出路を形成し、一方、上述した実施形態において第１の吐出部４５の吐出チャンバ４５ａに臨むように形成されていた吐出路３８を削除して、第１の吐出部４５の吐出チャンバ４５ａに吐出した冷媒ガスＧを、連通路３９、第２の吐出部４６の吐出チャンバ４６ａおよび吐出路を通じて、圧縮機本体６０の外部に吐出させるようにしてもよい。

また、上述した実施形態のコンプレッサ１００は、第１の吐出部４５の上流側に第２の吐出部４６を備えているため、圧縮室４３が第１の吐出部４５に臨む以前の段階で吐出圧力に達した場合であっても、その圧縮室４３が第１の吐出部４５より上流側にある第２の吐出部４６に臨んでいるときは、その圧縮室４３の内部の冷媒ガスＧは、第２の吐出部４６を通じて圧縮室４３から吐出されるため、圧縮室４３内の過圧縮（吐出圧力を超える圧力に圧縮されること）を防止することができる。

次に、本実施形態のコンプレッサ１００のシリンダ４０の横断面輪郭形状について、図３，４を参照して詳しく説明する。

シリンダ４０の内周面４１の横断面輪郭形状は、図３に示すように、近接部４８と軸心Ｃとを結んだ基準線Ｌからの、ロータ５０の軸心Ｃ回りの回転方向Ｗに沿った角度θに対応して設定されている。

具体的には、複数の圧縮室４３のうち特定の圧縮室４３Ａに注目し、この特定の圧縮室４３Ａの回転方向Ｗの上流側（後ろ側）に位置するベーン５８の、シリンダ４０の内周面４１との接触点と軸心Ｃとを結んで得られた直線Ｋと基準線Ｌとの間の角度θ（ロータ５０の回転角度に対応）ごとの、圧縮室４３Ａの内部の圧力の、圧縮行程における昇圧速度（角度θの増大に対する圧力の上昇度合い）が、図４に示すように略一定となるように、シリンダ４０の内周面４１の横断面輪郭形状が設定されている。

以上のように、シリンダ４０の内周面４１の横断面輪郭形状が形成された本実施形態のコンプレッサ１００によれば、圧縮行程および吐出行程を吸入行程に対して長く形成したことによって、短期間での急激な圧縮を回避して圧力の上昇率を小さく（圧力上昇を緩やかに）することができ、過圧縮の発生を防止することができる。

さらに、圧縮室の内部の圧力の圧縮行程における昇圧速度が略一定となるようにシリンダ４０の内周面４１の横断面輪郭形状を形成したことによって、吐出圧力に達する直前における昇圧速度の増大による過圧縮の発生も防止することができる。

したがって、動力の増大を防止することができ、効率（成績係数またはＣＯＰ（Coefficient Of Performance：冷房能力／動力））を向上させることができる。

なお、圧縮室４３Ａの内部の圧力の昇圧速度は圧縮行程の全域に亘って略一定であるが、詳細には、圧縮室４３Ａの内部の圧力が最大の圧力である吐出圧力に達する直前の行程（終盤の行程ｃ２）における昇圧速度が、それよりも以前の行程（圧縮行程のうちの、終盤の行程ｃ２よりも以前の行程ｃ１）における昇圧速度よりもわずかに小さくなるように、シリンダ４０の内周面４１の横断面輪郭形状が設定されている。

これによって、圧縮室４３Ａの内部の圧力が吐出圧力に達する直前の行程（終盤の行程ｃ２）で、圧力上昇が緩やかになり、それよりも以前の行程ｃ１における昇圧速度と同等の昇圧速度で圧力上昇するものに比べて、過圧縮の発生を抑制することができる。

また、圧縮室４３Ａの内部の圧力の昇圧速度が圧縮行程の全域に亘って略一定とするシリンダ４０の内周面４１の横断面輪郭形状は、ロータ５０の軸心Ｃ回りの回転方向Ｗに沿った角度θ（基準線Ｌを角度θ＝０［度］とする。）の角度位置における、軸心Ｃからシリンダ４０の内周面４１の横断面輪郭形までの距離（半径）Ｔが、例えば図５の曲線で示されたものとなっている。

ここで、図５に示した曲線は、圧縮行程において下記（１）から（４）の領域が順次連なるように形成されている。なお、圧縮行程の外、吸入行程や吐出行程も含めると、下記（０）から（５）の領域が順次連なるように形成されている。
（０）圧縮室の容積が増加する領域
（１）圧縮室の容積減少率が増加する領域
（２）圧縮室の容積減少率が低下する領域
（３）圧縮室の容積減少率が再び増加する領域
（４）圧縮室の容積減少率が再び低下する領域
（５）圧縮室の容積が最小で略一定の領域

そして、圧縮行程における圧縮室を上記の各領域（１）〜（４）を連ねたように設定することで、圧縮行程の圧縮室の昇圧速度を略一定にすることができる。

上述の各領域（１）から（４）については、距離Ｔを角度θの三角関数の累乗式で規定することで、各領域（１）〜（４）を滑らかに繋いだ近似を行うことができる。

すなわち、各領域（１）〜（４）は、それぞれの領域ごとに、距離Ｔと角度θとの関係をそれぞれ近似式で規定するが、単に角度θの近似式で規定したのでは、領域（１），（２）間、領域（２），（３）間、領域（３），（４）間の各境界で、速度等が不連続になり易く、それによってベーン５８が瞬間的に跳ねるチャタリングが発生しやすくなる。

しかし、各領域（１）〜（４）において、距離Ｔを角度θの三角関数の累乗式で規定すると、各境界での接合が滑らかになり、ベーン５８の瞬間的な跳ねを防止して、チャタリングの発生を防止することができる。

なお、各領域（１）〜（４）について、距離Ｔを規定する角度θの三角関数の累乗式としては、例えば、下記式［１］〜［４］を適用するのが好ましい。

すなわち、（１）の領域に対して下記式［１］、（２）の領域に対して下記式［２］、（３）の領域に対応して下記式［３］、（４）の領域に対して下記式［４］をする。
Ｔ＝ｒ＋Ａ１＊sin ²（９０／（φ６−φ２）＊（θ−φ２）＋９０）
−Ａ２＊sin ^a（９０／（φ３−φ２）＊（θ−φ２））
ただし、φ２＜θ≦φ３ ［１］
Ｔ＝ｒ＋Ａ１＊sin ²（９０／（φ６−φ２）＊（θ−φ２）＋９０）
−Ａ２＊sin ^b（９０／（φ４−φ３）＊（θ−φ３）＋９０）
ただし、φ３＜θ≦φ４ ［２］
Ｔ＝ｒ＋Ａ１＊sin ²（９０／（φ６−φ２）＊（θ−φ２）＋９０）
＋Ａ３＊sin ^c（９０／（φ５−φ４）＊（θ−φ４））
ただし、φ４＜θ≦φ５ ［３］
Ｔ＝ｒ＋Ａ１＊sin ²（９０／（φ６−φ２）＊（θ−φ２）＋９０）
＋Ａ３＊sin ^d（９０／（φ６−φ５）＊（θ−φ５）＋９０）
ただし、φ５＜θ≦φ６ ［４］
ここで、ｒ，Ａ１〜Ａ３，φ１〜φ６，ａ，ｂ，ｃ，ｄは、それぞれ定数である。

以上のように、圧縮行程における昇圧速度が図４に示すように略一定となるようにシリンダ４０の内周面４１の横断面輪郭形状が形成された本実施形態のコンプレッサ１００によれば、圧縮室４３の内部の圧力が吐出圧力に達する直前における昇圧速度の増大による過圧縮の発生も防止することができ、動力の増大を防止して、効率を向上させることができる。

しかも、本実施形態のコンプレッサ１００は、圧縮行程における圧縮室４３を各領域（１）〜（４）を連ねたように設定し、各領域（１）から（４）について、距離Ｔを角度θの三角関数の累乗式でそれぞれ規定したことで、各領域（１）〜（４）を滑らかに繋いだ近似を行うことができる。

さらにそれらの三角関数の累乗式を、上記格式［１］〜［４］で規定したものとすることにより、角度θに対応した半径の連続性のみならず、速度の連続性も十分に確保することでができ、領域（１），（２）間、領域（２），（３）間、領域（３），（４）間の各境界での接合、ベーン５８の進退動作、回転動作が滑らかになり、ベーン５８の瞬間的な跳ねを防止して、チャタリングの発生を防止することができる。

上述した実施形態のコンプレッサ１００は、ベーン５８を５枚有するものであるが、本発明に係る気体圧縮機はこの形態に限定されるものではなく、ベーンの数は２枚、３枚、４枚、６枚等適宜選択可能であり、そのように選択された枚数のベーンを適用した気体圧縮機によっても、上述した実施形態とコンプレッサ１００と同様の作用・効果を得ることができる。

なお、上述した累乗式［１］〜［４］の各定数ｒ，Ａ１〜Ａ３，φ１〜φ６，ａ，ｂ，ｃ，ｄは、ベーン５８の枚数等に応じてそれぞれ変更される。

１０ ハウジング
２０ フロントサイドブロック
３０ リヤサイドブロック
４０ シリンダ
４１ 内周面
４３，４３Ａ 圧縮室
４５ 第１の吐出部
４６ 第２の吐出部
４８ 近接部
４９ 遠隔部
５０ ロータ
５１ 回転軸
５２ 外周面
５８ ベーン
６０ 圧縮機本体
１００ 電動ベーンロータリコンプレッサ（気体圧縮機）
θ 角度
Ｃ 軸心
Ｇ 冷媒ガス（気体）
Ｔ 距離
Ｗ 回転方向

Claims (6)

1. 軸回りに回転する略円柱状のロータと、前記ロータを、その外周面の外方から前記ロータを取り囲む輪郭形状の内周面を有するシリンダと、前記ロータに形成されたベーン溝からの背圧を受けて前記ロータから外方に突出自在に設けられた複数枚の板状のベーンと、前記ロータおよび前記シリンダの両端面側にそれぞれ設置された２つのサイドブロックとを有し、
   前記ロータと前記シリンダと前記両サイドブロックと前記ベーンとによって仕切られた複数の圧縮室が内部に形成され、各圧縮室が前記ロータの１回転の期間に気体の吸入、圧縮および前記シリンダに形成された吐出部を通じての吐出を１サイクルのみ行うように形成された圧縮機本体、および前記圧縮機本体を覆うハウジングを備え、前記圧縮室の内部の圧力の、圧縮行程における昇圧速度が一定となるように、前記シリンダの内周面の断面輪郭形状が設定されていることを特徴とする気体圧縮機。
2. 前記圧縮室の内部の圧力が最大の圧力である吐出圧力に達する直前の行程における昇圧速度が、それよりも以前の行程における昇圧速度よりも小さくなるように、前記シリンダの内周面の断面輪郭形状が設定されていることを特徴とする請求項１に記載の気体圧縮機。
3. 前記圧縮行程に対応した前記シリンダの内周面の断面輪郭形状が、下記（１）から（４）の領域が順次連なるように形成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の気体圧縮機。
   （１）圧縮室の容積減少率が増加する領域
   （２）圧縮室の容積減少率が低下する領域
   （３）圧縮室の容積減少率が再び増加する領域
   （４）圧縮室の容積減少率が再び低下する領域
4. 前記（１）から（４）の領域にそれぞれ対応する前記シリンダの内周面の断面輪郭形状を、前記ロータの回転中心回りの角度に対応した前記回転中心からの距離として、三角関数の累乗式で規定されていることを特徴とする請求項３に記載の気体圧縮機。
5. 前記ロータの回転中心からの距離をＴ、前記回転中心回りの角度をθ、としたとき、前記（１）の領域に対応した前記三角関数の累乗式が下記式［１］、前記（２）の領域に対応した前記三角関数の累乗式が下記式［２］、前記（３）の領域に対応した前記三角関数の累乗式が下記式［３］、前記（４）の領域に対応した前記三角関数の累乗式が下記式［４］、によってそれぞれ規定されていることを特徴とする請求項４に記載の気体圧縮機。
   Ｔ＝ｒ＋Ａ１＊sin ²（９０／（φ６−φ２）＊（θ−φ２）＋９０）
   −Ａ２＊sin ^a（９０／（φ３−φ２）＊（θ−φ２））
   ただし、φ２＜θ≦φ３ ［１］
   Ｔ＝ｒ＋Ａ１＊sin ²（９０／（φ６−φ２）＊（θ−φ２）＋９０）
   −Ａ２＊sin ^b（９０／（φ４−φ３）＊（θ−φ３）＋９０）
   ただし、φ３＜θ≦φ４ ［２］
   Ｔ＝ｒ＋Ａ１＊sin ²（９０／（φ６−φ２）＊（θ−φ２）＋９０）
   ＋Ａ３＊sin ^c（９０／（φ５−φ４）＊（θ−φ４））
   ただし、φ４＜θ≦φ５ ［３］
   Ｔ＝ｒ＋Ａ１＊sin ²（９０／（φ６−φ２）＊（θ−φ２）＋９０）
   ＋Ａ３＊sin ^d（９０／（φ６−φ５）＊（θ−φ５）＋９０）
   ただし、φ５＜θ≦φ６ ［４］
6. 前記ロータの回転により前記圧縮室が所定の吐出部に臨む以前の段階で前記圧縮室の内部の気体の圧力が吐出圧力に達したときに、前記圧縮室の内部の気体を吐出させる第２の吐出部が形成されていることを特徴とする請求項１から５のうちいずれか１項に記載の気体圧縮機。