JP2016173045A - ローリングシリンダ式容積型流体機械 - Google Patents

Abstract

【課題】振動や騒音を低減し、磨耗を抑制し、油膜を維持し、漏れを抑制し、効率を向上する。【解決手段】ピストン自転軸を中心に自転運動し、ピストン自転軸と平行なピストン旋回軸を中心に旋回半径Ｅで旋回運動する旋回ピストンと、シリンダ回転軸を中心に回転運動し、シリンダ回転軸とシリンダ溝中心軸が直交して側面がシリンダ回転軸と平行なシリンダ溝を備えるローリングシリンダと、ローリングシリンダと旋回ピストンを内蔵するポンプケーシングと、シリンダ回転軸をピストン自転軸の旋回軌跡であるピストン旋回軌跡円上に固定配置するべく、シリンダ回転軸をピストン旋回軸と平行としかつピストン旋回軸に対して旋回半径と等しい偏心量Ｅで偏心配置させ、旋回ピストンの自転角量であるピストン自転量をローリングシリンダの回転角量であるシリンダ回転量と同期させ、ピストン自転量を旋回ピストンの旋回角量であるピストン旋回量の半分に制御する。【選択図】図５Ｃ

Description

本発明は、ローリングシリンダ式容積型流体機械に関する。

ローリングシリンダ式の容積形ポンプにおける回転動作のロック現象を回避して回転動作を継続させる手段に関しては、これまでに本発明者らが検討し、特許文献１において詳細に説明している。特許文献１においては、当該文献の図８及びその説明として図１０も用いて、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、ピストン回動規定手段となるスライダ機構を構成できることを示している。

特開２０１０−１８５３５８号公報

特許文献１に記載の容積型ポンプにおいては、回転は継続するものの、摩擦対抗トルクゼロ期間（発明を実施するための形態の冒頭で説明する。）で、旋回ピストンとローリングシリンダの衝突が発生し、振動や騒音の増大とともに、磨耗発生による信頼性の低下、また、シール隙間である側面平坦部（ピストンカット面）とポンプ溝（シリンダ溝）の隙間が不規則な変動を起こすために良好な油膜形成が困難となり、漏れ増大によるエネルギー効率低下という問題があった。

本発明は、ローリングシリンダ式容積型流体機械において、旋回ピストンとローリングシリンダとの過度の衝突を防止することにより振動や騒音を低減し、かつ、磨耗を抑制することにより信頼性を高めるとともに、油膜を維持し、漏れを抑制し、エネルギー効率を向上することを目的とする。

本発明のローリングシリンダ式容積型流体機械は、ピストン自転軸を中心に自転運動し、ピストン自転軸と平行なピストン旋回軸を中心に旋回半径Ｅで旋回運動するべくピストン回動駆動源を備える旋回ピストンと、シリンダ回転軸を中心に回転運動し、シリンダ回転軸とシリンダ溝中心軸が直交して側面がシリンダ回転軸と平行なシリンダ溝を備えるローリングシリンダと、ローリングシリンダと旋回ピストンを内蔵するポンプケーシングと、シリンダ回転軸をピストン自転軸の旋回軌跡であるピストン旋回軌跡円上に固定配置するべく、シリンダ回転軸をピストン旋回軸と平行としかつピストン旋回軸に対して旋回半径と等しい偏心量Ｅで偏心配置させるローリングシリンダ回転支持部と、旋回ピストンの自転角量であるピストン自転量をローリングシリンダの回転角量であるシリンダ回転量と同期させる回転同期手段と、ピストン自転量を旋回ピストンの旋回角量であるピストン旋回量の半分に制御する自転半減手段と、を備え、旋回ピストンをシリンダ溝に隙間嵌合して旋回ピストンでシリンダ溝を仕切って隔成される２つの作動室のうち、旋回ピストンの旋回運動で容積が増大する作動室に吸込系と繋ぐ吸込流路と、容積が減少する作動室に吐出系と繋ぐ吐出流路を設け、回転同期手段を、ピストンのシリンダ溝の２側面との摺接部に、ピストン自転軸と直交するカット軸を中心軸とする旋回ピストンの側面に設ける互いに平行な一対の平面からなるピストンカット面を設けることで実現し、自転半減手段を、旋回ピストンの端面にピストン自転軸と直交するスライド軸を中心軸としピストン自転軸に平行なスライド溝と、ピストン旋回軌跡円上に固定配置されてピストン旋回軸と平行なピン軸がスライド軸と常に直交するべく、ピン軸を中心軸としてシリンダ溝へ挿入するピン機構からなるピンスライド機構で実現し、ピストン旋回軌跡円上に固定配置するシリンダ回転軸に対して、ピン軸を１８０度対向位置に配置したときに、スライド軸をピストン自転軸を中心に９０度よりも旋回運動の回転方向と反対側に微小修正回転角だけ回転させる。

本発明によれば、旋回ピストンのピストン自転軸とローリングシリンダのシリンダ回転軸が一致する軸一致タイミングを含む摩擦対抗トルクゼロ期間のローリングシリンダの回転速度変動を低減することができるため、振動騒音が低く、信頼性が高く、かつ、エネルギー効率が高いローリングシリンダ式容積型流体機械を提供することができる。

実施例１に係るローリングシリンダ式容積型圧縮機のバイパス弁及び吐出流路を横切る縦断面図である。 図１のＡ−Ａ断面図である。 図１のＢ−Ｂ断面図である。 実施例１に係るローリングシリンダ式容積型圧縮機のローリングシリンダを示す斜視図である。 図４Ａのローリングシリンダの上面図である。 実施例１のローリングシリンダの変形例を示す斜視図である。 図４Ｃのローリングシリンダの上面図である。 実施例１に係るローリングシリンダ式容積型圧縮機の旋回ピストンを示す斜視図である。 図５Ａの旋回ピストンの上面図である。 図５ＢのＱ部の拡大図である。 実施例１に係るローリングシリンダ式容積型圧縮機の固定ピンを有する静止シリンダを示す下面図である。 図６ＡのＳ部を模式的に示す拡大図である。 図１のＰ部を示す拡大縦断面図である。ローリングシリンダ式容積型圧縮機のピン機構。 実施例１に係るローリングシリンダ式容積型圧縮機のフレームを示す斜視図である。 実施例１に係るローリングシリンダ式容積型圧縮機の圧縮部の構成を示す分解斜視図である。 実施例１に係るローリングシリンダ式容積型圧縮機の圧縮動作について図１のＢ−Ｂ断面よりもわずかに下方の断面で見た図を用いて示すフロー図である。 図９のクランク角０ｄｅｇにおける配置の詳細を示す拡大断面図である。 実施例１に係るローリングシリンダ式容積型圧縮機の一方の作動室が圧縮行程から吐出行程へ移行する図９のクランク角１８０ｄｅｇと２２５ｄｅｇとの間における配置を示す拡大断面図である。 図３のＭ部を示す拡大横断面図である。 図１２のＯ−Ｇ断面図である。 実施例１に係るローリングシリンダ式容積型圧縮機のローリングシリンダまたは旋回ピストンの表面付近を模式的に示す拡大断面図である。 実施例２に係るローリングシリンダ式容積型圧縮機のローリングシリンダまたは旋回ピストンの表面付近を模式的に示す拡大断面図である。 実施例３に係るローリングシリンダ式容積型圧縮機において図１のＰ部に該当する部分を示す拡大縦断面図である。 図１６のＦ−Ｆ断面図である。 実施例４に係るローリングシリンダ式容積型圧縮機において図１のＰ部に該当する部分を示す拡大縦断面図である。 シリンダ溝の正規方向と旋回ピストンの移動方向との関係を示す模式図である。 旋回ピストンに押されるローリングシリンダの回転遅れを示す断面図である。 ローリングシリンダの逆回転の可能性を示す断面図である。 旋回ピストン、ローリングシリンダ及び固定ピンの各隙間と回転量許容値を決める隙間とを示す断面図である。

本発明は、旋回する旋回ピストンと、これに連れて回転するローリングシリンダと、これらを組込むポンプケーシングと、を３つの主要な機構要素とする流体機械であって、作動流体の移送を行うポンプや圧縮を行う圧縮機や膨張を行う膨張機などのローリングシリンダ式容積型流体機械に関する。特に、回転動作を継続させるため旋回ピストンの自転角速度とローリングシリンダの回転角速度を同期させる回転同期手段と旋回ピストンの自転角速度を旋回角速度の半分に規定する自転半減手段を備えるローリングシリンダ式容積型流体機械の、滑らかな回転動作の実現による、振動や騒音の低減や信頼性の向上、さらに、漏れ低減による性能向上等に関する。

以下、本発明に関する用語について説明する。

旋回ピストンにローリングシリンダに設けるポンプ溝は、「シリンダ溝」又は「ガイド溝」ともいう。シリンダ溝の２側面と各々摺接する側面平坦部は、「ピストンカット面」ともいう。ピストンカット面を設けて旋回ピストンの自転とローリングシリンダの回転とを同期させる手段は、「回転同期手段」という。言い換えると、回転同期手段は、旋回ピストンの自転角量であるピストン自転量をローリングシリンダの回転角量であるシリンダ回転量と同期させる手段である。位置固定円柱（固定ピン）をガイド溝（スライド溝）に嵌合するピンスライド機構を設けて旋回ピストンの旋回角速度を自転角速度の２倍に規定する（自転角速度を旋回角速度の半分に規定する）ピストン回動規定手段は、「自転半減手段」ともいう。言い換えると、自転半減手段は、ピストン自転量を旋回ピストンの旋回角量であるピストン旋回量の半分に制御する手段である。ローリングシリンダの回転軸は、「シリンダ回転軸」という。シリンダ回転軸を通る旋回ピストンの自転軸は、「ピストン自転軸」という。

ローリングシリンダ式の容積形ポンプにおける回転動作のロック現象を回避して回転動作を継続させる手段は、回転同期手段と、自転半減手段と、から構成される。

旋回ピストンのシリンダ溝をピストンカット面と直交させて（側面平坦部の法線と平行に）設定した場合には、位置固定円柱の設定位置を、ピストン自転軸の軌跡円上でシリンダ回転軸から１８０度回転した位置に設定する。さらに、位置固定円柱の設定位置を、シリンダ回転軸を通るピストン自転軸の軌跡円上でシリンダ回転軸から１８０度回転した位置からδだけずれた角度（以後、「ピン軸調整角」と呼称する。）に設定した場合、シリンダ溝はピストンカット面の法線から同一方向にδ／２傾けて設置する。

つぎに、ローリングシリンダ式容積形ポンプの課題について説明する。

ローリングシリンダ式容積形ポンプの主要な構成要素のうち、旋回ピストン及びローリングシリンダは、回動する要素である。

自転しながら旋回運動する旋回ピストンには、作動流体からの流体力やローリングシリンダやポンプケーシングから受ける摩擦力が作用し、旋回軸受にはそれらの力に対抗する駆動力がシャフトを介してモータから供給される。つまり、旋回ピストンには、多様な力がかかるが、回転駆動源が備わっているため、旋回ピストンは旋回動作を含む回転動作を継続できる。さらに、旋回位相角に対して自転角度（姿勢）を規定するピストン回動規定手段が備えられる。

他方の回転運動を行うローリングシリンダには、ローリングシリンダに直結した回転駆動源は備わっていない。動作原理から、ローリングシリンダには作動流体からの流体力によるトルクは作用しないが、回転運動に伴って各部に生じる摩擦力に起因するトルクは発生するため、ローリングシリンダの回転運動の継続には、摩擦トルクに対抗するトルク（以後、「摩擦対抗トルク」と呼称する。）が必要となる。

この摩擦対抗トルクは、次に示す方法で旋回ピストンから供給される。

図１９は、ポンプ溝（シリンダ溝）の正規方向と旋回ピストンの移動方向との関係を示したものである。

図１９に示すとおり、旋回運動による旋回ピストンの移動方向（ピストン自転軸の移動方向）は、後述する唯一のタイミング（図１９のＸ）を除いて、ローリングシリンダのポンプ溝（シリンダ溝）の正規方向（ピストン自転軸とシリンダ回転軸をつなぐ方向）と異なる。図１９においては、説明のため、方向のずれを極端に強調して描いている。ローリングシリンダは、シリンダ溝に挿入されている旋回ピストンのピストンカット面がシリンダ溝の側面を押すことで、摩擦対抗トルクを発生させている。以下では、ピストンカット面がシリンダ溝の側面にかける力を「ピストン付加力」と呼称する。

この状況を、図１９のＹのタイミングについて図示したものが図２０である。

図２０に示すように、シリンダ溝とピストンカット面の方向がわずかにずれる場合でも、それらの隙間に介在する油膜１５１、１５２によって、ピストンカット面全域で力を及ぼし合う。しかし、油膜１５１、１５２の分布から、ピストン付加力は、ピストンカット面の中央部よりも反ピストン旋回軸側にずれる。

上述のように、ローリングシリンダは旋回ピストンに押されて回転するため、ローリングシリンダの回転量は、構成要素間の隙間等で生じる回転量誤差範囲内で、正規回転量よりも小さくなる（回転が遅れる）傾向が生じる。回転量誤差の最大の原因は、シリンダ溝と側面平坦部間の隙間である。この回転遅れの傾向によって、旋回ピストンには回転同期手段のために自転遅れの傾向が生じる。

これに対して、旋回ピストンは、ピストンカット面にピストン付加力の反力（以後、「ピストン付加反力」と呼称する。）を受ける（図２０参照）。このため、旋回ピストンの自転量（姿勢）を規定する位置固定円柱とガイド溝間の隙間で許容される範囲内で、旋回ピストンの自転遅れが生じる。

次に、旋回運動による旋回ピストンの移動方向とローリングシリンダのシリンダ溝の正規方向が一致する唯一のタイミング（図１９のＸの時点）とその時の問題点について説明する。

旋回ピストンの軌道（ピストン自転軸の軌道）は、ローリングシリンダの回転軸（以後、「シリンダ回転軸」と呼称する。）を通る。このため、ピストン自転軸とシリンダ回転軸が一致するタイミング（上記のロック現象が起こるタイミングと同じであり、以後、「軸一致タイミング」と呼称する。）がある。この軸一致タイミングでは、原理的には、旋回ピストンの移動方向とローリングシリンダのシリンダ溝の正規方向が一致する。さらに、旋回ピストンのピストンカット面がシリンダ溝の正規方向と平行になるため、ピストン付加力は発生しない。これにより、軸一致タイミングでは、原理的には、摩擦対抗トルクは０となる。

上記の説明より、原理的には、軸一致タイミングの一瞬のみ摩擦対抗トルクが０となる。しかし、実際上は、その前後で摩擦対抗トルクが実質的に０となる時間が生じる。なぜならば、軸一致タイミング前後では、旋回ピストン（旋回軸受中心）の移動方向とシリンダ溝の正規方向とのずれが極めて小さくなるためである。

以上より、ピストン付加力による摩擦対抗トルクをローリングシリンダに与えることができない軸一致タイミングを含む期間（「摩擦対抗トルクゼロ期間」と呼称する。）においては、ローリングシリンダの回転速度が最小になる。この結果、シリンダ溝の側面とピストンカット面とが衝突に近い接触を起こす場合があり、その場合には衝撃的な力を与え合う。これにより、摩擦対抗トルクゼロ期間において、ローリングシリンダと旋回ピストンは不規則に弱い衝突を繰り返す場合が起こる。

そして、ローリングシリンダの逆回転という図２１で示すような状況が発生する可能性が出てくる。図２１の状況とは、旋回ピストンは最大に近い自転遅れを起こす一方、ローリングシリンダは回転遅れが少ない場合である。この状況が生じると、その後、旋回ピストンは、図２１における下方へ移動するため、ピストンカット面のＡ端部が衝突して、ローリングシリンダに衝撃力Ｆ（ピストン付加力）を与える。Ａ端部は、シリンダ回転軸と離れた位置であるため、衝撃力Ｆは、ローリングシリンダに正規回転方向と逆向きの大きなトルクを起こし、ローリングシリンダの回転速度を不連続的に急低下させ、又はマイナス（逆回転）に変化させる。この後、Ｂ部、Ａ部と衝突を繰り返し、摩擦対抗トルクゼロ期間が終わるまで継続する。

回転同期手段は、旋回ピストンのシリンダ溝の２側面との摺接部に、ピストン自転軸と直交するカット軸を中心軸とする旋回ピストンの側面に設ける互いに平行な一対の平面からなるピストンカット面を設けることで実現する。

また、自転半減手段は、旋回ピストンの端面にピストン自転軸と直交するスライド軸を中心軸としピストン自転軸に平行なスライド溝と、ピストン旋回軌跡円上に固定配置されピストン旋回軸と平行なピン軸がスライド軸と常に直交するように、ピン軸を中心軸としてシリンダ溝へ挿入するピン機構からなるピンスライド機構で実現する。

以下、本発明の実施形態に係るローリング式容積型流体機械について説明する。

まず、後述のピン軸調整角δが０の場合、前記ローリング式容積型流体機械は、シャフト軸を回転中心とし偏心シャフトを有するクランクシャフトと、クランクシャフトに回転駆動トルクを付与する回転駆動源と、作動流体の吸込及び吐出をするポンプ部と、を備え、ポンプ部は、シリンダ溝を有するローリングシリンダと、シリンダ溝に摺動可能に収容された旋回ピストンと、ローリングシリンダを回転可能に収容した偏心シリンダ穴を有する静止シリンダと、を含み、ローリングシリンダと旋回ピストンと静止シリンダとで囲まれた空間は、ローリングシリンダ及び旋回ピストンの回転に伴い、吸込室及び吐出室として機能し、偏心シャフトは、シャフト軸とは異なる中心線を有し、旋回ピストンは、偏心シャフトの中心線であるピストン自転軸を中心に自転可能に配置され、クランクシャフトの回転に従いピストン旋回軸を中心にピストン自転軸が旋回軌跡であるピストン旋回軌跡円を描くように公転し（図６Ｂ）、静止シリンダの偏心シリンダ穴には、シャフト軸とは異なる中心線を有する固定ピンが配置され、旋回ピストンは、スライド溝及びピストンカット面を有し、固定ピンは、スライド溝に摺動可能に嵌合された構成を有し、固定ピンの中心線であるピン軸を、ピストン旋回軌跡円上に固定配置するシリンダ回転軸に対して、ピン軸を１８０度対向位置に配置し（図６Ｂ）、かつ、ピン軸、シリンダ回転軸及びピストン旋回軸を互いに平行となるように配置し、これにより旋回ピストンの自転とローリングシリンダの回転とが同期するように構成するとともに、旋回ピストンの自転角速度をクランクシャフトの回転角速度の半分に調整し、ピストン旋回軌跡円上に固定配置するシリンダ回転軸に対して、ピン軸を１８０度対向位置に配置したときに（図６Ｂ）、スライド軸がピストン自転軸を中心に９０度よりもピストン自転軸の旋回方向の反対方向に微小修正回転角だけ回転させた状態となる構成を有する（図５Ｃ）。

言い換えると、スライド溝の中心軸であるスライド軸は、ピストンカット面の法線からピストン自転軸の旋回方向（旋回ピストンの公転運動の回転方向）の反対方向に微小修正回転角だけ回転した位置としている（図５Ｃ）。

更に言い換えると、クランクシャフトの回転に従いピストン旋回軸を中心に公転し、静止シリンダの偏心シリンダ穴には、シャフト軸とは異なる中心線を有する固定ピンが配置され、旋回ピストンは、スライド溝を有し、固定ピンは、スライド溝に摺動可能に嵌合された構成を有し、固定ピンの中心線であるピン軸を、ピストン旋回軸を中心に、ローリングシリンダの中心線であるシリンダ回転軸から１８０度の位置に配置し、かつ、ピン軸、シリンダ回転軸及びピストン旋回軸を互いに平行となるように配置し、これにより旋回ピストンの自転とローリングシリンダの回転とが同期するように構成するとともに、旋回ピストンの自転角速度をクランクシャフトの回転角速度の半分に調整し、スライド溝の中心軸であるスライド軸は、ピストンカット面に対して旋回ピストンの公転運動の回転方向と反対側に微小修正回転角だけ傾斜した構成としている。

つぎに、後述のピン軸調整角δが０でない場合、前記ローリング式容積型流体機械は、シャフト軸を回転中心とし偏心シャフトを有するクランクシャフトと、クランクシャフトに回転駆動トルクを付与する回転駆動源と、作動流体の吸込及び吐出をするポンプ部と、を備え、ポンプ部は、シリンダ溝を有するローリングシリンダと、シリンダ溝に摺動可能に収容された旋回ピストンと、ローリングシリンダを回転可能に収容した偏心シリンダ穴を有する静止シリンダと、を含み、ローリングシリンダと旋回ピストンと静止シリンダとで囲まれた空間は、ローリングシリンダ及び旋回ピストンの回転に伴い、吸込室及び吐出室として機能し、偏心シャフトは、シャフト軸とは異なる中心線を有し、旋回ピストンは、偏心シャフトの中心線であるピストン自転軸を中心に自転可能に配置され、クランクシャフトの回転に従いピストン旋回軸を中心にピストン自転軸が旋回軌跡であるピストン旋回軌跡円を描くように公転し（図６Ｂ）、静止シリンダの偏心シリンダ穴には、シャフト軸とは異なる中心線を有する固定ピンが配置され、旋回ピストンは、スライド溝及びピストンカット面を有し、固定ピンは、スライド溝に摺動可能に嵌合された構成を有し、固定ピンの中心線であるピン軸を、ピストン旋回軌跡円上に固定配置するシリンダ回転軸に対して、ピン軸を１８０度対向位置からピストン旋回軸を中心にピン軸調整角δだけ回転した位置に配置し（図６Ｂ）、かつ、ピン軸、シリンダ回転軸及びピストン旋回軸を互いに平行となるように配置し、これにより旋回ピストンの自転とローリングシリンダの回転とが同期するように構成するとともに、旋回ピストンの自転角速度をクランクシャフトの回転角速度の半分に調整し、ピストン旋回軌跡円上に固定配置するシリンダ回転軸に対して、ピン軸を１８０度対向位置からピストン旋回軸を中心にピン軸調整角δだけ回転して配置したときに（図６Ｂ）、スライド軸がピストン自転軸を中心に９０度＋δ／２度よりもピストン自転軸の旋回方向の反対方向に微小修正回転角だけ回転させた状態となる構成を有する（図５Ｃ）。

言い換えると、固定ピンの中心線であるピン軸を、ピストン旋回軌跡円上に固定配置するシリンダ回転軸に対して、ピン軸を１８０度対向位置からピストン旋回軸を中心にピン軸調整角δだけ回転した位置に配置し（図６Ｂ）、かつ、ピン軸、シリンダ回転軸及びピストン旋回軸を互いに平行となるように配置し、これにより旋回ピストンの自転とローリングシリンダの回転とが同期するように構成するとともに、旋回ピストンの自転角速度をクランクシャフトの回転角速度の半分に調整し、スライド溝の中心軸であるスライド軸は、ピストンカット面の法線からピストン自転軸の旋回方向（旋回ピストンの公転運動の回転方向）に、δ／２から微小修正回転角を差し引いた角度だけ回転した位置としている（図５Ｃ）。

以下、ローリング式容積型流体機械の実施例について、圧縮機を代表例として、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。なお、各図において、共通する部分には同一の図を用いて説明する。また、各図における同一符号は同一物または相当物を示し、重複した説明を省略する。

実施例１に係るローリングシリンダ式容積型圧縮機（以後、「ＲＣ圧縮機」と略称する。）について、図１乃至図１４を用いて説明する。このＲＣ圧縮機は、ピン軸がシリンダ回転軸を通るピストン自転軸の軌跡円上でシリンダ回転軸から１８０度回転した位置に設定しているものを中心に説明する。すなわち、ピン軸調整角δを０度とした場合である。なお、このピン軸調整に関する説明は、上述の特許文献１でなされている。

図１はＲＣ圧縮機の縦断面図であり、図中に示すＡ−ＡまたはＢ−Ｂにおける横断面図（図２、３）のＣ１−Ｃ２−Ｏ−Ｃ３を通る縦断面図である。ここで、Ｃ２は、図２、３中に二箇所あるが、これは二箇所のＣ２の間を省略したことを意味する。また、図２、３は図１のＡ−Ａ断面図（圧縮室形成部）とＢ−Ｂ断面図（静止シリンダと旋回ピストンおよびローリングシリンダ間の軸方向隙間部）である。ここで、図３には、Ｂ−Ｂ断面のすぐ上にある吸込溝２ｓ２が二点鎖線によって図示される。図４Ａ、４Ｂはローリングシリンダの斜視図と上面図を示す。図４Ｃ、４Ｄは、シリンダ端板を別体とした変形例を示す。図５Ａ、５Ｂは旋回ピストンの斜視図と上面図である。また、図５Ｃは、スライド溝付近（図５ＢのＱ部）の拡大上面図であり、ここには、ピン軸が、ピストン旋回軌跡円上でシリンダ回転軸から１８０度回転した位置からピン軸調整角δだけ回転した変形例におけるスライド溝も示している。ここで、微小修正回転角λは、説明のため、極端に大きく描いてあり、実際の場合は、目視できない程度の角度である。また、図６Ａはピン機構を装着した静止シリンダの底面図、図６Ｂはピン機構付近の拡大底面図であり、ここには、ピン軸が、ピストン旋回軌跡円上でシリンダ回転軸から１８０度回転した位置からピン軸調整角δだけ回転した変形例のピン機構も示している。なお、ピン軸調整角δは、特に限定されるものではないが、絶対値が６０度以下であることが望ましい。この範囲であれば、衝突時にピンに加わる衝撃力が急激に大きくならないからである。

図６Ｃはピン機構の縦断面図である。図７はフレームの斜視図である。そして、これらとクランクシャフトを合わせた圧縮要素部の組立てを説明する斜視図が図８である。そして、図９は図１のＢ−Ｂ断面よりもわずかに下方の断面を用いた圧縮動作説明図である。ここで、図９にはＢ−Ｂ断面のすぐ上にある吸込溝２ｓ２が破線によって図示される。図１０は図９のクランク角０度の拡大図である。これは、吐出行程から吸込行程へ移行する容積が０の作動室と吸込行程から圧縮行程へ移行する最大容積の作動室が共存するタイミングである。図１１は一方の作動室が圧縮行程から吐出行程に移行するタイミングの拡大図であり、図９のクランク角１８０度と２２５度との間にある状態を示したものである。図１２は背圧流路が配されている図３のＭ部の拡大横断面図であり、図１３は図１２のＯ−Ｇ縦断面図である。最後に、図１４はローリングシリンダまたは旋回ピストンの表面近くの拡大断面図である。

まず、ＲＣ圧縮機の圧縮部の内部を除く全体構成を説明した後、圧縮部以外での作動流体と油の流れを説明する。次に、圧縮部の構成と作動流体と油の流れを詳細に説明する。

最初に、圧縮部内部を除く全体構成を、図１を用いて説明する。圧縮部は、上部を静止シリンダ２、下部をフレーム４で覆われ、フレーム４に設けられる上主軸受２４ａと下主軸受２４ｂからなる主軸受２４で回転支持されるクランクシャフト６が下方へ突き出ている。この圧縮部をチャンバ円筒部８ａに溶接等によって固定配置しつつ、このクランクシャフト６にモータ７を設ける。モータ７は、チャンバ円筒部８ａに固定配置されるステータ７ｂと、クランクシャフト６に固定配置されるロータ７ａとによって構成される。ここで、ロータ７ａには、上部に主バランス８０、下部にカウンタバランス８２が固定されている。これらは、圧縮部の解説で説明するクランクシャフト６に固定配置されるシャフトバランス８１とともに、圧縮動作で旋回運動する圧縮要素（旋回ピストン３）の不釣り合いを動的にバランスさせる役目を担う。

副軸受２５は、ボール２５ａと、そのボール２５ａを全方位で回転支持するボールホルダ２５ｂとから構成される。クランクシャフト６の下部をボール２５ａへ挿入し、そのボール２５ａをボールホルダ２５ｂへ装着した後、ボールホルダ２５ｂをチャンバ円筒部８ａに溶接された下フレーム３５に固定配置する。これにより、副軸受２５はクランクシャフト６下部を回転支持する。また、クランクシャフト６の下端には給油ピース６ｘが圧入される。クランクシャフト６には、中心軸方向に中央を貫通する給油縦穴６ｂが設けられている。さらに、クランクシャフト６には、副軸受２５や下主軸受２４ｂや上主軸受２４ａへ繋がる給油横穴（給油副横穴６ｇ、給油下主横穴６ｆ、給油上主横穴６ｅ）が設けられている。

なお、本明細書において、「中心線」とは、円柱形状又は円筒形状を有する部材の中心を通る直線をいう。以下では、「中心軸」又は「軸」を「中心線」の意味で使用する場合もある。

チャンバ円筒部８ａの下部には、チャンバ下フタ８ｃが溶接により付設されている。ここで、ＲＣ圧縮機組立ての適当な段階で油を封入し、最下部となるチャンバ下フタ８ｃ付近に油を溜める貯油部１２５が形成されている。貯油部１２５の油には、常に給油ピース６ｘが浸かるようにする。貯油部１２５の油は、給油ピース６ｘ、クランクシャフト６の給油縦穴６ｂ及び給油横穴を介して各部に送られるようになっている。

さらに、チャンバ円筒部８ａの上部にはチャンバ上フタ８ｂが溶接され、前記したチャンバ下フタ８ｃとともに密閉されたチャンバ８（図１２、１３に記載）を形成する。この密閉されたチャンバ８の内部に設けられる前記圧縮部へ外部から作動流体を導入する吸込パイプ５０をチャンバ上フタ８ｂに設ける。さらに、チャンバ上フタ８ｂには、圧縮部で昇圧された作動流体をＲＣ圧縮機外部へ吐出する吐出パイプ５５と、モータ７へ電力を供給するための外部電源線（図示せず）とステータ７ｂへ繋がるモータ線７ｂ３が接続するハーメチック端子２２０が設けられる。

次に、気体である作動流体の流れを説明する。作動流体は、吸込パイプ５０を通って圧縮部へ入り、そこで後で詳細に説明する圧縮要素の圧縮動作によって昇圧する。昇圧した作動流体は、圧縮部側面の吐出流路２ｄからＲＣ圧縮機内部へ吐出され、チャンバ８内を吐出圧とする。その後、作動流体は、チャンバ上フタ８ｂに設けられる吐出パイプ５５へ向かうため、圧縮部上部側へ流れ、最後に吐出パイプ５５からＲＣ圧縮機外部へ吐出される。

次に、油の流れを説明する。前記した通り、貯油部１２５に常時浸かっている給油パイプ６ｘ、給油縦穴６ｂ、給油横穴（給油副横穴６ｇ、給油下主横穴６ｆ、給油上主横穴６ｅ）によって、貯油部１２５から各軸受へ繋がる給油路が設けられている。前記したとおり貯油部１２５内の圧力は吐出圧であるため、貯油部１２５の油も吐出圧となる。後の圧縮部の説明で詳細に述べるが、主軸受２４や旋回軸受２３からの油の出口側を吐出圧と吸込圧との中間となる背圧に保持する背圧室１１０を設け、吐出圧と背圧との差圧で主軸受２４と旋回軸受２３へ油を供給する。また、副軸受２５は給油副横穴６ｇから遠心給油で油が供給され、潤滑後の油は貯油部１２５へ直接戻る。

一方、主軸受２４や旋回軸受２３を潤滑して背圧室１１０へ入った油は、圧縮部内の各部の潤滑やシールを行った後、作動流体とともに、吐出流路２ｄからＲＣ圧縮機内部へ吐出される。ここでは、圧縮部内の給油路のうち、背圧室１１０を経由する給油路のみ説明したが、それに限らず、他の給油路も存在する。しかし、最後は全て作動流体とともに、吐出流路２ｄからＲＣ圧縮機内部へ吐出される。これらは、後の圧縮部の説明で詳細に述べる。

吐出流路２ｄから作動流体とともにＲＣ圧縮機内へ吐出された油は、チャンバ円筒部８ａ内壁へ衝突した際、大部分の油は、粘性によって内壁へ付着し、作動流体から分離する。チャンバ円筒部８ａ内壁へ分離した油は、油流下カット面４ｇを通って圧縮部下部空間へ流下する。そして、油は、ステータカット面７ｂ１やステータ巻き線７ｂ２を通す穴を通ってステータ下部空間へ流下し、最後に、下フレーム３５の油滴下周囲穴３５ａと油滴下中央穴３５ｂを通って、貯油部１２５へ戻る。ここで、滴下中央穴３５ｂを通る油は、副軸受２５への給油も兼ねる。特に、ボール２５ａとボールホルダ２５ｂとの隙間への給油となる。

次に、圧縮部の構成について、図１乃至図１４を用いて詳細に説明する。

まず、圧縮部のベースとなるフレーム４を図７で説明する。フレーム４は、後に静止シリンダ２を取付けるフレーム取付面４ａを上面とし、中央部に主軸受穴４ｂを設けた構成を有する。この主軸受穴４ｂには、上主軸受２４ａと下主軸受２４ｂ（図１参照）を圧入して、クランクシャフト６を回転支持する主軸受２４を形成する。その主軸受穴４ｂの上面周囲には、シャフトスラスト面４ｃを設け、その一か所または複数個所に主軸受２４を潤滑した油の出口路となるシャフトスラスト面溝４ｃ１を設ける。そして、シャフトスラスト面４ｃを取り囲んだ位置に、ローリングシリンダ１を載せるベッド面４ｄを設ける。このベッド面４ｄには油の通路となるベッド放射溝４ｅとベッド外周溝４ｆを設ける。一方、フレーム４の外周には、前記した通り、作動流体から分離した油の通路である油流下カット面４ｇを設ける。

次に、旋回ピストン３を図５で説明する。旋回ピストン３は、中央に旋回軸受穴３ａを設けた構成を有する。この旋回軸受穴３ａに旋回軸受２３を圧入する。また、旋回ピストン３の側面には、互いに平行な２つのピストンカット面３ｃと中心がずれた２つの円筒周面３ｅとを設ける。さらに、上下には、お互いに平行な平坦面であるピストン上面３ｄとピストン下面３ｆとを設ける。このうち、ピストン上面３ｄには、旋回軸受２３の中心軸であるピストン自転軸と交差し、さらにピストンカット面３ｃと直交するスライド軸を中心軸とするスライド溝３ｂを設ける。このスライド溝３ｂは、旋回軸受穴３ａと通じる深さに設定する。また、スライド溝３ｂは、ピストンカット面３ｃ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、旋回ピストン３の表面全域には、図１４で示すような馴染み性が母材と不連続になる不連続性馴染み皮膜８５を設ける。このような皮膜の例としては、母材がアルミ合金の場合、ニッケルリンメッキ等の、母材とは異なる材料を表面に付加して形成する皮膜がある。これは、母材に関係なく最適な馴染み皮膜をほとんど制約なく選定することができるため、馴染み性の高い皮膜を旋回ピストン３上に設けることが可能となる。よって、旋回ピストン３の形状精度を緩めても高性能を実現できるため、コスト低減という効果がある。

次に、ローリングシリンダ１を図４Ａ及び４Ｂで説明する。

ローリングシリンダ１は、基本的には、ローリング円柱１ｂと、このローリング円柱１ｂよりも直径が大きいローリング端板１ａとを合わせた構成を有する。このため、ローリング端板１ａは、ローリング円柱１ｂの下面部に一様にはみ出した状態である。そして、ローリング円柱１ｂの上面側には、シリンダ溝１ｃを設ける。シリンダ溝１ｃの中心軸（シリンダ溝中心軸）は、ローリングシリンダ１の中心軸であるローリングシリンダ軸（シリンダ回転軸）と直交する。

このシリンダ溝１ｃは、平坦で互いに平行な側面を有し、底面はシリンダ円柱１ｂやローリング端板１ａの各上面と平行になっている。また、シリンダ溝１ｃはローリング円柱１ｂ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。そして、このシリンダ溝１ｃの側面へ前記ピストンカット面３ｃを隙間嵌合させ、ローリングシリンダ１を旋回ピストン３と噛み合わせる。ここで、旋回ピストン３はクランクシャフト６で旋回運動させられるため、シリンダ溝１ｃの底面中央に偏心シャフト挿入穴１ｄを設ける。また、ローリングシリンダ１の表面全域には、旋回ピストン３と同様に、図１４で示すような付加性馴染み皮膜８５を設けてもよい。これにより、旋回ピストン３に付加性馴染み皮膜８５を設けた場合と同様の作用効果がある。

次に、静止シリンダ２を図１、６Ａ及び８を用いて説明する。

静止シリンダ２は、基本的に円柱形状であり、下面のシリンダ取付面２ａに円形のシリンダ穴２ｂ（偏心シリンダ穴）を開ける。さらに、このシリンダ穴２ｂにシリンダ穴２ｂ中心から２Ｅだけ離れた位置（図２２に示す。）にピン機構としては、最も単純な固定ピン５を固定配置する。この固定ピン５は、シリンダ穴２ｂの穴底に小穴をあけ、そこへ圧入している。固定ピン５の他の配置方法としては、接着や溶接やねじ止めなども挙げられる。また、上面からシリンダ穴２ｂに繋がる吸込穴２ｓ１とシリンダ穴２ｓに繋がるシリンダ穴２ｂ上面の吸込溝２ｓ２を設ける。これらの吸込穴２ｓ１と吸込溝２ｓ２で吸込流路２ｓを構成する。さらに、外周側面に縦方向のシリンダ外部吐出溝２ｄ３、シリンダ穴２ｂの円筒周面にシリンダ内部吐出溝２ｄ１、そして、それら２つの吐出溝を繋ぐシリンダ吐出穴２ｄ２を設け、吐出流路２ｄを構成する。

さらに、静止シリンダ２の上面からシリンダ穴２ｂへ貫通するバイパス穴２ｅをシリンダ穴２ｂの側面近くに２個設ける。それらの静止シリンダ２の上面側にはバイパス弁２２が設けられている。このバイパス弁２２は、図１に示す通り、弁座に弁板を投入し上部から弁板をばねで軽く押さえる構成となっている。これにより、バイパス弁２２はシリンダ穴２ｂから上部へ抜ける方向の流れだけを許容する一方向弁となる。

さらに、背圧直流路２００を設ける（符号２１０で示す背圧弁流路は、後述するため、ここでは無視する。）。この背圧直流路２００は、後で詳細に説明するが、圧縮室側背圧縦穴２ｈ１、背圧横穴２ｈ２及び背圧室側背圧縦穴２ｈ３を繋いだものであり、中間的な圧力区間の圧縮室１００と旋回ピストン３やローリングシリンダ１の背面側に設ける背圧室１１０を繋ぐ流路である。これは、背圧室１１０に圧縮室１００から中間圧を導入する役割とともに、背圧室１１０に流入する油を圧縮室１００へ流出して、圧縮部内の油循環を促す役割と、圧縮室１００への給油で圧縮室１００内のシール性向上を実現する役割も担う。

最後に、クランクシャフト６を図１で説明する。

シャフト上部に大径部であるシャフトつば部６ｄを設け、それより上部に偏心量Ｅの偏心シャフト６ａと、偏心シャフト６ａよりも小径のシャフトネック６ｃとからなる偏心部を設ける。そして、クランクシャフト６の下端部から上部の偏心部も含む全域を通して軸方向に貫通する給油縦穴６ｂを設ける。そして、給油縦穴６ｂの下端部には給油ピース６ｘを圧入するとともに、横方向に給油上主横穴６ｅと給油下主横穴６ｆと給油副横穴６ｇを設ける。これらの給油横穴は、クランクシャフト６をＲＣ圧縮機に組込んだ場合、軸受に向かう位置に設置される。また、偏心シャフト６ａは、クランクシャフト６をＲＣ圧縮機に組込んだ場合、旋回ピストン３の旋回軸受２３に挿入する。また、シャフトつば部６ｄには、前記したシャフトバランス８１を偏心シャフト６ａと正反対の方向に圧入する。

次に、これまでに説明した圧縮部構成要素の組立てについて、図１、２、３及び８を用いて説明する。まず、図８を用いて組立て方法を説明する。

前記したとおり、フレーム４の主軸受２４で回転支持されるクランクシャフト６は、シャフトつば部６ｄをシャフトスラスト面４ｃにのせることで軸方向の位置決めがなされている。そして、ローリングシリンダ１の偏心シャフト挿入穴１ｄへ偏心シャフト６ａを挿入することで偏心シャフト６ａをシリンダ溝１ｃ内に突出させた後、その偏心シャフト６ａを旋回軸受２３に挿入させるべく旋回ピストン３をクランクシャフト６へ組込む。それにより、旋回ピストン３は偏心シャフト１ａの中心軸を中心に自転可能となる。つまり、偏心シャフト１ａの中心軸は旋回ピストン３の自転軸であるピストン自転軸８８と一致する。

偏心シャフト６ａとシャフトつば部６ｄとの間には、偏心シャフト６ａよりも小径の部分であるシャフトネック６ｃを設け、偏心シャフト挿入穴１ｄを通るようにする。さらに、旋回ピストン３は、ピストンカット面３ｃをシリンダ溝１ｃの側面へ隙間嵌合させ、シリンダ溝１ｃ内を摺動可能な状態でローリングシリンダ１へ組込む。これにより、シリンダ溝１ｃは旋回ピストン３によって２個の作動室に仕切られる。

ピン機構を組込んだ静止シリンダ２（固定ピン５を有する静止シリンダ２）は、以上のようにして形成されたクランクシャフト６とローリングシリンダ１と旋回ピストン３のアセンブリを以下に記載する方法で組み合わせた後、ピン軸６１とシリンダ穴２ｂの中心軸６２（後述のローリングシリンダ軸８９（シリンダ回転軸）と一致する。）との中間線６３をシャフト軸８７（ピストン旋回軸）と一致するようにした状態でシリンダボルト９０（図１参照）によりフレーム４に装着する。

まず、固定ピン５を旋回ピストン３のスライド溝３ｂへ挿入して、スライド溝３ｂの中心軸であるスライド軸とピン軸６１とを直交させてピンスライド機構を構成する。さらに、ローリングシリンダ１のローリング円柱１ｂをシリンダ穴２ｂへ装着し、シリンダ穴２ｂの中心線とローリングシリンダ軸８９とを一致させる。以上のように組合せた結果、シャフト軸８７とピン軸６１との軸間距離及びシャフト軸８７とローリングシリンダ軸８９との軸間距離はともにＥとなり、さらに、シャフト軸８７を中心としてピン軸６１とローリングシリンダ軸８９は、点対称の位置に配置される。そして、ピストン自転軸８８は、クランクシャフト６の回転（図２及び３においては、圧縮機上方から見て時計回り）によって、シャフト軸８７を中心にピン軸６１及びローリングシリンダ軸８９を通る旋回半径Ｅの円運動を行う。

ところで、後述するが、旋回ピストン３は、シリンダ溝１ｃ内を往復運動する。このため、旋回ピストン３がシリンダ溝１ｃの端に寄った場合でも偏心シャフト挿入穴１ｄが旋回ピストン３で隠れるように旋回ピストン３の長さを伸ばす必要がある。旋回ピストン３の長さが伸びると、シリンダ溝１ｃの長さを伸ばすことが必要になり、ローリングシリンダ１の直径が増大する。ローリングシリンダ１の直径が増大すると、それを組込む静止シリンダ２の直径が増大するため、チャンバ８の直径が増大し、ＲＣ圧縮機が大径化してしまうという問題が生じる。図１で示すとおり、偏心シャフト６ａよりも小径部のシャフトネック６ｃで偏心シャフト挿入穴１ｄを通すようにシャフトネック６ｃを設けている。この結果、偏心シャフト挿入穴１ｄを小さくできるため、ＲＣ圧縮機の大径化を抑制できるという効果がある。

以上のようにして圧縮要素を組込んだＲＣ圧縮機の圧縮部の構成を、図２、３の横断面で説明する。

圧縮動作の途中においては旋回ピストン３の２つのピストン円筒周面３ｅに各々隣接して作動室が２つ形成されるが、図２、３はともに、作動室の一つが容積０となり、他方の作動室が最大の容積となる状態である。すなわち、容積０となる作動室は、吐出行程が完了する吐出室１０５または吸込行程を開始する吸込室９５であり、容積が最大となる作動室は吸込行程が完了する吸込室９５または圧縮行程を開始する圧縮室１００である。後述するが、クランクシャフト６の回転方向とローリングシリンダ１の回転方向とは同一である。図中、クランクシャフト６は時計回りに回転するため、ローリングシリンダ１も時計回りに回転する（図２、３にローリングシリンダ１の回転方向を示す矢印を記載）。よって、ローリングシリンダ１が時計回りに回転すると、図２、３で容積０の作動室（旋回ピストン３の左側作動室）が吸込行程を開始するべく吸込流路２ｓを設ける。具体的には、図２、３で示す通り、静止シリンダ２における吸込穴２ｓ１の位置は、吸込穴２ｓ１の側面が作動室と連通開始するように決定する。また、ローリングシリンダ１が反時計回りにわずかに回ったとき（図２、３の時刻をわずかにさかのぼったとき）、図２、３で容積最大となっている作動室が吸込行程中となるように吸込流路２ｓを設ける。具体的には、図２、３で示す通り、吸込穴２ｓ１と繋がるシリンダ穴２ｂ穴底の吸込溝２ｓ２が吸込室９５である作動室（旋回ピストン３の右側作動室）と連通を継続するべく延伸した構成である（図３の二点鎖線参照）。図３においては、吸込穴２ｓ１を縦方向に設けたが、それに限らず、横方向に設けてもよい。このようにした場合、吸込穴２ｓ１とチャンバ８が近くなるため、ＲＣ圧縮機内の吸込パイプ５０を短くすることが可能となり、吸込過熱を抑制でき、性能を高くすることができるという効果がある。

さらに、ローリングシリンダ１が時計回りに回転すると、図２、３で容積最大の作動室が圧縮行程を継続するべく吐出流路２ｄにも吸込流路２ｓにも通じさせない密閉状態を開始する。その密閉状態は、圧縮室１００が固有容積比（吸込行程完了時の吸込室９５の容積／吐出行程開始時の圧縮室１００の容積）の容積まで縮小し吐出行程を開始するまで続ける。図２、３の吐出流路２ｄは、固有容積比が２．２の場合を示している。すなわち、圧縮室１００の容積が吸込行程完了時の吸込室９５の容積÷２．２まで縮小した時にシリンダ貫通吐出穴２ｄ２とシリンダ外部吐出溝２ｄ３とともに吐出流路２ｄを構成するシリンダ内部吐出溝２ｄ１が圧縮室１００と連通開始する位置に設けられる。そして、その時から圧縮室１００は吐出室１０５となり、シリンダ内部吐出溝２ｄ１は吐出行程の全期間で吐出室１０５と連通するように設けられる。なお、ここでは、固有容積比が２．２の場合を示したが、固有容積比は、この数値に限定されるものではなく、圧縮機として圧縮及び吐出の機能が得られればよい。

そして最後に、吐出室１０５の容積が０となる吐出行程の完了時（図２、３の容積０の作動室参照）にシリンダ内部吐出溝２ｄ１は吐出室１０５から外れるような位置と大きさに設けられる。図２においては、吐出室１０５と直接連通する吐出部は、シリンダ穴２ｂの円筒周面に設けるシリンダ内部吐出溝２ｄ１としたが、それに限らず、吸込溝２ｓ２のようなシリンダ穴２ｂ穴底に設ける溝としてもよい。このようにした場合、固有容積比が大きく、吐出行程開始時の圧縮室１００の容積を小さくするまで圧縮しなければならない場合でも吐出流路２ｄを設定することが可能となる。

以上で圧縮部の構成の説明を終え、次に圧縮部の動作を、図９、１０及び１１（ともに図１のＢ−Ｂ断面よりもわずかに下方の断面）を用いて説明する。ここで、吸込溝２ｓ２は図１のＢ−Ｂ断面よりも手前にあるため、本来ならば想像線として二点鎖線で表さなければならない。しかし、小さな図中の二点鎖線は実線と判別しにくいため、図９〜１１においては便宜的に破線で示す。

まず、圧縮動作を含む作動流体の流れを説明する。ピンスライド機構を自転半減機構とするＲＣ圧縮機の圧縮動作は、吸込行程終了と吐出行程開始との時間差を極めて小さく設定する以外は同一とみなすことができるポンプ動作が特許文献１で詳細に説明されているため、本明細書においては概略説明だけを行う。また、特許文献１には記載していない過圧縮抑制手段についても説明する。

図９は、クランクシャフト６がシャフト軸８７（各図の中心線の交点）を中心に時計回りに一回転する間の４５度毎の圧縮要素の状態を示したものである。圧縮動作の全行程（吸込行程、圧縮行程、吐出行程）は、クランクシャフト６が２回転して完了する。このため、図９は、行程の半分しか示していないが、並行して２つの作動室がクランク角で一回転ずれた変化をすることを利用し、二回転目の行程を他方の作動室の変化を使って説明する。説明は、図９の左上図で旋回ピストン３の左側にある作動室の行程を説明する。そして、このときのクランク角を０度とする。

クランク角が０度となる図９の左上図（その拡大図である図１０参照）は、ピストン自転軸８８がピン軸６１と重なっている。そして、容積が０となる。これは一つ前の吐出行程が終了して吸込行程を開始する移行時である。厳密に容積を０にすることができれば、両流路とこの作動室が通じていても大きな問題にはならない。しかし、ピストン円筒周面３ｅがシリンダ穴２ｂの内周面に衝突した場合、信頼性が損なわれるとともに、騒音や振動の増大や、衝突箇所の摺動損失増大による効率低下という問題が生じる。

このため、最悪でもピストン円筒周面３ｅがシリンダ穴２ｂの内周面に衝突しないような公差設定が必要となる。よって、実際にはわずかな容積が残る。つまり、ピストン円筒周面３ｅとシリンダ穴２ｂの内周面の間に他の箇所（ローリング円柱１ｂの外周面とシリンダ穴２ｂの内周面との間）よりも大きな隙間が形成される。このため、仮にこの作動室に両方の流路が通じていると、ピストン円筒周面３ｅとシリンダ穴２ｂの内周面の隙間が内部漏れ流路となり、吐出するべき作動流体が吸込側へ戻り、効率低下を起こす。

よって、実際の設定では、両流路２ｓ、２ｄに通じさせないようにする。しかし、この両流路２ｓ、２ｄを作動室へ通じさせない期間は、極めて短時間であるため、図１０、１１等には明示されていない。

この後、クランクシャフト６が時計回りにわずかに回転した時点で、作動室は吸込流路２ｓと通じて吸込パイプ５０から作動流体が流入し吸込室９５となる。そして、その後、クランク角が増大するにつれて、クランク角の増大と同一の量だけ旋回ピストン３が旋回する。一方、旋回ピストン３が隙間嵌合するシリンダ溝１ｃは、図９から明らかなように、旋回量の半分の回転量で連れ回る。この旋回ピストン３の旋回とシリンダ溝１ｃの回転すなわちローリングシリンダ１の回転とによって、旋回ピストン３はシリンダ溝１ｃ内を他方の端部へ向かって移動する。つまり、吸込室９５の容積は増大し続け、吸込行程が継続する。この動きは、クランク角が３６０度のところ、すなわちクランクシャフト６が１回転を完了するまで継続する。この間に、ピストン自転軸８８は、図９に示す旋回軌跡円９６を描く。

ここで、クランク角が１８０度の時、ピストン自転軸８８とローリングシリンダ軸８９とが一致する。このため、ローリングシリンダ１は、旋回ピストン３の旋回量の半分で連れ回る正規の回転とは異なる非正規の回転を起こしても噛み合いが成立する。

実際の場合、ローリングシリンダ１や旋回ピストン３や静止シリンダ２相互の隙間からくる理想的な回動からのずれにより、上記のローリングシリンダ１の非正規回転が頻発する。そして、一旦この非正規回転が生じると、特許文献１において指摘したとおり、力学的に正規回転へ自動復帰することは不可能となり、圧縮動作は停止してしまう。そのようなロック状態を常時回避して、滑らかな圧縮動作を継続するため、本実施例では、ローリングシリンダ１の回転と旋回ピストン３の自転とを同期させる回転同期手段を設けたうえで、旋回ピストン３の自転量を旋回量の半分にする自転半減手段を設けている。

まず、回転同期手段でローリングシリンダ１の回転が常に旋回ピストン３の自転で規定される。これは、旋回ピストン３のピストンカット面３ｃをシリンダ溝１ｃの側面へ隙間嵌合させることで実現する。そして、自転半減手段を組み合わせることによって、旋回ピストン３の自転と同期したローリングシリンダ１の回転量を旋回ピストン３の旋回量の半分に規定することができる。すなわち、ローリングシリンダ１の回転を常に正規回転に規定可能となる。

旋回ピストン３の自転半減手段は、特許文献１に記載されている通り、旋回ピストン３の上面であるピストン上面３ｄに設けるスライド溝３ｂへ、静止シリンダ２に固定配置される固定ピン５を挿入させて構成するピンスライド機構によって実現する。このピンスライド機構による旋回ピストン３の自転量を旋回量の半分に規定する規定の度合い（規定度）は、クランク角で変化する。特許文献１で記載されているとおり、クランク角が１８０度で最大となる一方、クランク角が０度の時（特許文献１の図１１参照）、ピン軸６１とピストン自転軸８８が一致し、旋回ピストン３の自転量はピンスライド機構によって規定されないことから、規定度は最小となることがわかる。しかし、クランク角が０度の場合は、ピストン自転軸８８とシリンダ回転軸８９は最も離れているため、元々、圧縮動作に問題はなく、ピンスライド機構は不要であった。

以上より、ピンスライド機構の規定度は、必要性の高まるクランク角が１８０度付近で高くなり、必要性の低下するクランク角０度付近で低下するという理想的な変化を示す。これにより、圧縮機構を構成する圧縮要素の寸法公差や組立て精度の高度化を行う必要がなく、製作コストを低減できるという効果がある。

また、これにより、ピンスライド機構は、クランク角が１８０度付近で圧縮要素の動きを規定する頻度が高まることがわかる。すなわち、クランク角が１８０度付近に集中して、ピン機構である固定ピン５やスライド溝３ｂに負荷がかかり、さらに負荷の大きさは、各部の隙間から生じる予測困難な圧縮要素の理想的な動きからのずれを原因とするため、不規則で衝撃的な変化を伴う。

以上より、ピンスライド機構には、不規則で衝撃的な負荷がかかるため、確実な潤滑を行うことが必須となる。ところで、スライド溝３ｂにかかる負荷は固定ピン５から作用するため、ピンスライド機構への潤滑は、ピン機構へ給油すればよい。よって、滑らかな圧縮動作を回転同期手段とピンスライド機構による自転半減手段により実現するＲＣ圧縮機において、ピン機構への給油は必須となる。このピン給油機構に関する説明は、後述する油の流れの説明の中で行う。

このピンスライド機構にかかる不規則で衝撃的な負荷は、上述のように詳細に説明したとおり、軸一致タイミングにおいて、旋回ピストン３とローリングシリンダ１との衝突的な接触と、それを基とする衝突とが原因である。旋回ピストン３とローリングシリンダ１の衝突対策を行うことにより、その現象で生じる振動騒音、磨耗及びエネルギー効率低下の解決とともに、ピン機構への給油も少量ですむという効果が生じる。

この対策は、図２１で示す軸一致タイミングの状況を回避することで達成される。つまり、旋回ピストン３が、軸一致タイミングで、シリンダ溝の正規方向に移動した際に、ローリングシリンダ１と逆回転するような衝突を起こさないようにすればよい。

上述のとおり、ローリングシリンダは、一般に、回転遅れを生じる。つまり、反旋回方向となる場合が多い。このような場合、旋回ピストン３の衝突で逆回転を起こさないようにするには、ピストンカット面が反旋回方向に回転しなければ良い。つまり、各寸法から生じる隙間を主要な原因とする最大の許容回転ずれ時でも、ピストンカット面がシリンダ溝の正規方向（図２１では垂直方向）から反旋回方向へ回転できないように、あらかじめ、旋回方向へ傾斜させて置けばよいことになる。つまり、図２１の二点鎖線のようにピストンカット面３ｃを傾斜させればよい。これは、見方を変えると、スライド軸３ｂを反旋回方向へ回転させればよいことになる。

つまり、図５Ｃで示すように、各隙間によって許容される微小な旋回方向回転量を打ち消すように、微小修正回転角λだけ回転させたスライド軸を有するスライド溝３ｂを設ける。言い換えると、ピストンカット面３ｃに対して反旋回方向に微小修正回転角λだけ傾斜させたスライド軸を有するスライド溝３ｂを設ける。これにより、軸一致タイミングを含む摩擦対抗トルクゼロ期間において、ローリングシリンダ１を逆方向に回転させる向きのトルクを発生することがなくなる。これにより、旋回ピストン３とローリングシリンダ１の衝突が回避でき、振動や騒音の低減とともに、磨耗回避による信頼性の向上、また、シール隙間であるピストンカット面３ｃとシリンダ溝１ｃの隙間量が安定し、良好な油膜形成が行われ、漏れ抑制によるエネルギー効率の向上という効果がある。

図５Ｃに示す微小修正回転角λは、極端に大きく描いてあり、実際の場合は、目視できない程度の角度である。微小修正回転角λの範囲については、図２２に示す変数を用いて、次の式（１）〜（３）で表される。

ＭＩＮλ≦λ≦ＭＡＸλ …（１）
ＭＩＮλ＝ａｒｃｔａｎ（（２Ｃ）／（２Ｅ））＝ａｒｃｔａｎ（Ｃ／Ｅ） …（２）
ＭＡＸλ＝ａｒｃｔａｎ（Ｇ／Ｌ） …（３）
ただし、λは微小修正回転角であり、ＭＩＮλはλの最小値であり、ＭＡＸλはλの最大値であり、Ｃは、２つのピストンカット面から等距離でかつ平行であるカット軸がピン軸から外れたときの最大距離であり、Ｅは、旋回ピストンの旋回半径であり、Ｇは、軸一致タイミングにカット軸がシリンダ溝中心軸から外れたときの最大距離であり、Ｌは、ピストンカット面の長さである。

ここで、ＭＩＮλは、回転中心がずれないとする近似を用いて求めたものである。また、λが大きすぎると、シリンダ溝に挿入できないため、ＭＡＸλは、その制約を考慮して求めたものである。

ところで、回転同期手段とする旋回ピストン３のピストンカット面３ｃをシリンダ溝１ｃの側面へ隙間嵌合させる方法は、旋回ピストン３で仕切られて、圧力差のある作動室間のシール部としても機能している。このため、特許文献２のような線シールよりも格段にシール性が向上し、圧縮機効率が向上するという効果がある。

２回転目以降の行程は、上述したとおり、図９のもう一方の作動室（右上図の右側作動室）で説明する。これまで吸込室９５であった作動室は、吸込流路２ｓが外れて密閉空間となる。この結果、圧縮行程が開始され、作動室内の作動流体は容積が縮小して圧縮される。つまり作動室は圧縮室１００となる。この圧縮行程は、圧縮室１００の容積が０に近づく図９の左下図へ至る前に圧縮室１００が吐出流路２ｄと連通することで完了し、吐出行程が開始されて昇圧して吐出圧となった作動流体は、吐出流路２ｄを通ってＲＣ圧縮機の機内へ吐出される。

例えば、吐出時の圧縮室容積が吸込行程完了時の吸込室９５容積の２．２分の１になる場合、すなわち固有容積比が２．２の場合の圧縮行程完了から吐出行程開へ移行するタイミングを図１１に拡大して示す。この吐出行程は、図９のクランク角が３６０度すなわちクランク角０度で示す状態まで継続する。また、圧縮行程中の圧縮室１００には、常時バイパス穴２ｅが臨む。これにより、過圧縮時、バイパス穴２ｅとその上部に設ける一方向弁のバイパス弁２２は、圧縮室１００内の作動流体を吐出圧であるチャンバ８の機内空間へ流す動作を行う。すなわち、過圧縮抑制手段を構成する。これにより、過圧縮運転時には、余分な圧縮を回避できるため、圧縮機効率が向上するという効果がある。

ところで、このバイパス穴２ｅは、圧縮室１００が吐出室１０５へ移行した後も暫くの間は、吐出室１０５へ臨む位置に配されている。これは、図９の吐出行程となるクランク角２２５度の図で、バイパス穴２ｅが吐出室１０５に臨んでいることからわかる。これより、この時点でのバイパス穴２ｅは、吐出流路の役割を果たしていることになる。よって、吐出流路抵抗を低減できるため、圧縮機効率が向上するという効果がある。

さらに、このバイパス穴２ｅは作動室が吸込室９５の時もそこへ臨んでいることがわかる。それは、図１０のクランク角０度の図中で、吸込行程を完了した直後で圧縮行程を開始した右側の作動室にバイパス穴２ｅが全開していることから明らかである。これにより、液化した作動流体や油を大量に含む作動流体の吸込に伴う液圧縮が生じても、液圧縮を起こしている流体をバイパス穴２ｅで圧縮室１００から排出できるため、過大な圧力上昇による圧縮部の損傷を回避でき、信頼性が向上するという効果がある。

本実施例では、バイパス弁として、フラッパタイプの弁を用いている。これにより、圧縮室１００からバイパス弁２２の弁板までの距離を短く設定できるため、再膨張損失を抑制できるという効果がある。ここで、バイパス弁をリード弁タイプとしてももちろんよい。この場合、構造が単純となるため、コスト低減という効果がある。

次に、圧縮部の油の流れを、図９、図１２（図１のＢ−Ｂ断面で図３のＭ部拡大図）及び図１３を用いて説明する。ここでは、旋回軸受２３及び主軸受２４への給油及び本件の特徴であるピン機構への給油路とそれらの給油路へ油を流すための差圧給油に関して説明する。そして差圧給油で用いる背圧を使って、ピン機構への給油による隙間拡大の弊害を回避する背圧支持手段について説明を行う。さらに、背圧設定のための背圧流路による圧縮室への給油についても説明を行う。

前記した通り、貯油部１２５に常時浸かっている給油パイプ６ｘ、給油縦穴６ｂ、給油下主横穴６ｆ、給油上主横穴６ｅによって、貯油部１２５から主軸受２４へ繋がる給油路が設けられる。さらに、給油縦穴６ｂは、クランクシャフト６の上端にある偏心シャフト６ａも貫通する穴としてあるため、これによって旋回ピストン３に圧入されている旋回軸受２３へ繋がる給油路と、旋回ピストン３のスライド溝３ｂを通ってピン機構である固定ピン５へ繋がる給油路とが形成される。

前記したとおり、貯油部１２５内の圧力は吐出圧であるため、貯油部１２５の油も吐出圧となる。給油パイプ６ｘ及び給油縦穴６ｂの内径はともに大きく、スライド溝３ｂもそれ以上に開口断面積が大きい（図１２参照）。さらに、固定ピン５は給油縦穴６ｂのほとんど真上に設けられている（図１２参照）ため、貯油部１２５から固定ピン５へ至る流路は直線状となる。よって、固定ピン５へ至る給油路であるピン給油路の流路抵抗は極めて小さく、固定ピン５へ吐出圧の油を供給することが可能となる。固定ピン５には、吐出圧となる吐出室１０５やそれに近い高圧の圧縮室１００が隣接している。

しかし、それらの領域と固定ピン５との間（ピストン上面３ｄとシリンダ穴２ｂ底面の隙間）は狭い隙間に設定されているため、作動流体等の流体はこれらの隙間から固定ピン５へ流入できない。これにより、固定ピン５への流路抵抗が実質０のピン給油路によって固定ピン５へ給油が行われる可能性が高くなる。ここで、ピストン上面３ｄとシリンダ穴２ｂの底面との隙間は、旋回ピストン３が設置されるシリンダ溝１ｃの底面高さに依存する。すなわち、ローリングシリンダ１の組み込み高さに依存する。

図１３からわかるように、ローリングシリンダ１の下面は、フレーム４のベッド面４ｄと対向する。よって、ベッド面４ｄの高さが、ピストン上面３ｄとシリンダ穴２ｂの底面との隙間を規定する。この例では、ピストン上面３ｄとシリンダ穴２ｂの底面との隙間が最大でも５０μｍ程度となるように、ベッド面４ｄの高さを設定する。これにより、作動流体が高圧領域から固定ピン５側へ流れようとしても、流路抵抗が大きいために流れることができず、ピン給油は阻害されない。

ところで、給油路へ油を流すためには、油へ駆動力を与える手段が必要となる。この例では、旋回軸受２３の下端と主軸受２４の上端との間、すなわち旋回ピストン３及びローリングシリンダ１の下方に形成される空間（以後、「背圧室１１０」と呼称する。）に吐出圧以下となる圧力（以後、「背圧」と呼称する。当然、吸込圧以上となる。）をかける。これは、その空間が各給油路の上流の空間となっており、下流の空間である吐出圧の貯油部１２５よりも圧力を低くすることで差圧給油が実現するからである。これにより、主軸受２４とともに旋回軸受２３にも油が供給され、両軸受の信頼性を向上させる効果がある。

さらに、旋回軸受２３への給油経路途中にある偏心シャフト６ａ上部にも油が潤沢に供給される。よって、偏心シャフト６ａ上部にある固定ピン５までのピン給油路の流路抵抗は、上記のとおり、実質０であるため、吐出圧油が固定ピン５へ潤沢に供給される。これにより、ピンスライド機構の課題であるピン機構への確実な給油を実現でき、ＲＣ圧縮機の信頼性を向上させるという効果がある。

ところで、ピン給油路によって、スライド溝３ｂにも油が流入するため、通常、スライド溝３ｂは油で満杯の状態となる。図９より、相対的にみると、固定ピン５はスライド溝３ｂ内を往復運動するととらえることができるため、密閉性を緩和させて、油圧縮を回避する必要がある。そこで、この例では、図１３に示すとおり、偏心シャフト６ａの上部空間を大きくして、油圧縮を回避する構成している。

ところで、スライド溝３ｂ内における固定ピン５の相対的な移動の向きは、吸込流路２ｓを設定しない吐出流路２ｄを設定する側に常に向かう（図９の各図で下側へ移動する）。このことから、スライド溝３ｂ内の油圧縮をあえて若干発生させるべく、偏心シャフト６ａの上部空間を狭めた構成も考えられる。この場合、油の圧力が吐出圧よりも若干高い吐出圧以上の圧力となり、吐出流路２ｄ付近の吐出圧領域への給油が可能となるため、吐出圧領域からの作動流体の漏れを抑制可能となる。これにより、圧縮機効率が向上するという効果がある。

以上で差圧給油による各部への給油の説明を終わり、次に、前記ピン給油路の設置で生じる弊害とその対策を説明する。

ピン給油路によって、ピン機構へ吐出圧の油を潤沢に流し込むことができるようになるため、固定ピン５の信頼性が向上するが、この結果、旋回ピストン３のピストン上面３ｄ付近が吐出圧となる。さらに、ピストン上面３ｄと隣接するローリングシリンダ１の上面であるローリング円柱１ｂの上面にも吐出圧の領域が広がる。これにより、旋回ピストン３及びローリングシリンダ１は下方へ移動しようとする。この移動が生じてしまうと、ピストン上面３ｄ及びローリング円柱１ｂの上面とシリンダ穴２ｂの底面との隙間（これ以降、「上部隙間」と呼称する。）が拡大してしまう。こうなると、吐出室１０５や吐出圧に近い高圧の圧縮室１００から作動流体が上部隙間を通って低圧各部へ漏れ出てしまう。低圧空間である吸込室９５へも漏れ出てしまい、内部漏れとなって圧縮機効率を低下させる。

さらに、前記したピン機構へ作動流体が流れ込むため、ピン給油が不確実になり、最悪の場合、給油ができなくなる。そうなると、旋回軸受２３への給油も不確実となり、ピン機構である固定ピン５や旋回軸受２３の信頼性が損なわれる。以上より、ピン機構への給油を行っても、上部隙間を拡大させない対策が必須となる。

この例では、差圧給油による給油量が必要給油を確保できるように各部の隙間を調整しつつ、背圧室１１０の圧力である背圧を上げ、背圧でローリングシリンダ１及び旋回ピストン３を静止シリンダへ常時付勢させる背圧支持手段を用いる（この背圧設定の方法は後述）。これにより、上部隙間の拡大を回避できるため、ピン機構である固定ピン５や旋回軸受２３や主軸受２４の給油を確実に行うことができ、ＲＣ圧縮機の信頼性を向上できるとともに、上部隙間を漏れ流路とする内部漏れを抑制できるため、ＲＣ圧縮機の圧縮機効率を向上できるという効果がある。

背圧の設定方法を以下に説明する。

背圧弁流路２１０は、シリンダ穴２ｂの穴底及びシリンダ取付面２ａから、縦に各々圧縮室側背圧弁用縦穴２ｈ４及び背圧室側背圧縦穴２ｈ３を開け、それらを背圧横穴２ｈ２で結んでコの字型の流路を形成する（図１３参照）。ここで、背圧横穴２ｈ２は静止シリンダ２の外周側から開けるため、加工後に止め栓９２で封止する。連通する圧縮室１００は後述する背圧弁２６による昇圧分があるため、低圧側の圧縮室１００と連通させる。さらに、圧力差の設定は後述する背圧弁２６が担うため、各穴の径を大きくする。これにより、加工に用いるドリル刃を太いものに変更できるため、損傷の危険性が低減し、加工が容易となって囲うコストが低減するという効果がある。

以上のようにして構成したコの字形状の流路に、この例では背圧弁穴２ｈ５を静止シリンダ２条面側から加工し、その内部に背圧弁２６を以下のように設置し、背圧弁流路２１０を構成する。

図１３より、まず、背圧弁穴２ｈ５の底に背圧弁ピース２６ａを圧入固定する。そしてその上に背圧弁板２６ｂを置き、上に背圧弁ばね２６ｃを配置して、背圧弁キャップ２６ｄで背圧弁穴２ｈ５を封止する。この際、背圧弁ばね２６ｃは圧縮され、背圧弁板２６ｂを所定の力で背圧弁ピース２６ａへ押付ける。

これによって、背圧が連通する圧縮室１００の平均圧力よりも背圧弁ばね２６ｃの背圧弁ピース２６ａへの押付け力に応じた一定値だけ、高くなったときに、背圧弁２６が開口し、背圧を制御する。

ここで、背圧室１１０の圧力を高くする流体として、前記した背圧室１１０へ流入する油を用いる。つまり、背圧室流体導入路は、背圧室１１０へ流入する油の流入路全てとする。具体的には、主軸受２４から流入してくる流路と旋回軸受２３から流入してくる流路である。

以上のような、背圧弁流路による背圧設定により、背圧値は、連通する圧縮室の圧力よりも概略一定値だけ高い圧力となる。これは、前記したバイパス弁２２等による過圧縮抑制手段を採用した場合、旋回ピストン３やローリングシリンダ１を静止シリンダ２へ付勢するために最低限必要な圧力に近い圧力に近い値となるため、付勢に伴って発生する摺動損失を低減できる。よって、圧縮機効率を向上させることができるという効果がある。

さらに、各部への給油を継続することができ、給油を行う各部の信頼性と給油によるシール性を継続して確保でき、安定な圧縮機の運転を可能にするという効果がある。

この例では、背圧弁流路２１０は、吸込室９５へは臨まない位置に設定したが、場合によっては、背圧弁流路２１０の連通初期において吸込室９５に臨む位置としてもよい。この場合、背圧弁流路２１０によって吸込室９５への給油を行うことができるため、体積効率の向上による圧縮機効率向上を図ることができる。しかし、油温が高い場合には、吸込加熱が大きくなり、逆に体積効率を低下させる可能性もある。よって、運転条件により、背圧弁流路２１０の連通区間を調整する必要がある。

以上のように、背圧弁流路２１０によって圧縮室１００へ流入した油は、圧縮室１００のシール性を向上させる。よって、圧縮行程の内部漏れを抑制し、圧縮効率の向上させる効果がある。このようにして圧縮室１００へ流入した油は、最終的に作動流体とともに吐出行程へ移行し、前記したとおり、吐出流路２ｄを通って、圧縮機内部へ吐出される。

ここで、本実施例では、ローリングシリンダ１のシリンダ溝１ｃの反対側である下方端部に、シリンダ回転軸に垂直な平板状のローリング端板１ａがローリング端部として設けてある。これは、前記した背圧支持によるローリングシリンダ１の静止シリンダ２側への付勢によって、ローリング端板１ａの上面である端板おもて面がシリンダ取付面２ａへ付勢される。これにより、背圧室１１０と、吸込室９５や圧縮室１００や吐出室１０５とのシール性が向上し、内部漏れが抑制されて圧縮機効率が向上するという効果が得られる。しかし、そのシール性は完全ではなく、若干の漏れが発生する。その場合には、背圧室１１０へ流入した油が背圧よりも圧力が低い吸込室９５や圧縮室１００へ流れる。これによって、シール性の改善が図られる。また、吸込室９５へ流入した油は、吸込室９５のシール性を向上させるため、体積効率向上による圧縮機効率を向上させる効果がある。

ところで、図４Ｃ、４Ｄで示すように、ローリング端板を別部材とした、平板の別体ローリング端板１ａ’を端板ネジ１ｗで本体側に固定する構成としてもよい。この場合、端板の仕上げ加工に平研が可能となり、精度向上とともに、コスト低減を図ることが可能となる。さらに、本体とのネジ固定には位置精度は要求されないため、ネジ固定によるコスト上昇も限定的となり、総合的に、コスト低減効果が生じる。

さらに、本実施例では、旋回ピストン３またはローリングシリンダ１の表面に不連続性馴染み皮膜８５を設けているため、上部隙間や端板おもて面（ローリング端板１ａの上面）とシリンダ取付面２ａ間やピストン下面３ｆとシリンダ溝１ｃ底面間の隙間が形状補正を伴って全体的に縮小し、漏れ損失が低減するとともに、互いの形状が滑らかになって摺動損失が低減し、圧縮機効率が向上するという効果がある。また、背圧支持による付勢がなされない対向面（例えば、ローリング円柱１ｂ外周面とシリンダ穴２ｂ内周面間やピストンカット面３ｃとシリンダ溝１ｃ側面間）においても、馴染み切った後では、馴染み皮膜を設けない場合よりも隙間が縮小するため、シール性が向上し、圧縮機効率が向上するという効果がある。

さらに、本実施例では、端板おもて面をシリンダ溝１ｃ底面よりもローリングシリンダ１の背面寄りに設ける。つまり、端板おもて面（ローリング端板１ａの上面）よりもシリンダ溝１ｃ底面を高くし、段差をつける（図４Ａ、４Ｃ参照）。これにより、円環状の端板おもて面をシリンダ溝１ｃと切り離して旋盤による加工が可能となり、加工コストが低減するという効果がある。さらに、段差部の外周面とシリンダ穴２ｂ内周面間の隙間がシリンダ溝１ｃに形成される作動室（吸込室９５や圧縮室１００や吐出室１０５）と背圧室１１０間のシール隙間となるため、その隙間の漏れを抑制し、圧縮機効率が向上するという効果もある。

さらに、図４Ａ、４Ｂに示す通り、厚肉部を取った中空穴１ｖ（中空部）を設けることも考えられる。これにより、ローリングシリンダ１の慣性モーメントが低減するため、旋回ピストン３によって容易に回転させることが可能となり、不要な衝突の低減により、振動騒音の低減、磨耗の低減による信頼性向上、良好な油膜形成によるエネルギー効率向上を図ることが可能となる。

本実施例では、ピン軸調整角を０度としたが、図６Ｂに示すようにピン軸調整角をδとしてもよい。この場合、スライダ溝３ｂは、旋回回転方向と逆向きに微小修正回転角をλとする以外に、図５Ｃの二点鎖線で示す通り、ピン軸調整角δの半分だけ同じ向きに傾斜させることで、旋回ピストンの自転量を旋回量の半分に規定する自転半減手段を実現できる。図５Ｃに示す二点鎖線に平行な一点鎖線は、ピストンカット面に対して前記旋回ピストンの公転運動の回転方向に９０度＋δ／２から微小修正回転角λを差し引いた角度だけ傾斜している。これを用いると、バイパス弁や背圧弁の設定位置との重ならないように、δをプラス方向やマイナス方向に設定できるため、設計の自由度が向上する。しかし、自転半減手段の規定度合いを高めるにはδを０とすることが最良であることは、特許文献１で詳細に説明されている。結局、δの絶対値を大きくすると、前記した摩擦対抗トルクゼロ期間において旋回シリンダが旋回動作不能となるロック現象の回避が困難になってくる。よって、ピン軸調整角δを０とすることにより、滑らかな運転が可能になるという効果がある。

次に、実施例２に係るＲＣ圧縮機について、図１５を用いて説明する。

図１５はローリングシリンダ１または旋回ピストン３の表面近くの拡大断面図であり、表面から内側へ入るにつれて馴染み性が連続的に低下していく連続性馴染み皮膜８６とする以外は、実施例１と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。なお、連続性馴染み皮膜８６も、摺動する表面全域に形成することが望ましい。

このような皮膜の例としては、処理剤に浸して表面を改質する表面改質馴染み皮膜があげられる。これは図１５で示すように、元の母材表面から構成物が表面上へ析出して処理剤と反応し馴染み性の高い析出層を形成するとともに、元の母材側は侵食されて多孔性となったところへ処理剤が侵食して母材よりは馴染み性がわずかに高いが析出層よりは馴染み性の低い侵食層を形成することで実現できる。例えば、母材が鋳鉄の場合、燐酸マンガン処理による皮膜がある。これによって、不連続性馴染み皮膜８５の場合よりも皮膜はがれが生じにくくなり、信頼性が向上するという効果がある。

また、母材の元表面位置でもある程度の馴染み性が発生するため、馴染み皮膜を設ける母材寸法の管理が容易となる。例えば、母材における旋回ピストン３の高さが母材におけるシリンダ溝１ｃの深さより多少大きくなっても、旋回ピストン３の連続性馴染み皮膜８６により、母材寸法以下まで磨耗させることができる。つまり、母材寸法の公差を互いの干渉を許容する設定にできるため、馴染み切ったときの稠密な表面間（母材の元表面間）の距離が小さくなり、シール性が一層向上して圧縮機効率が向上するという効果がある。

次に、実施例３に係るＲＣ圧縮機について、図１６及び図１７を用いて説明する。

図１６は、図１のＰ部の拡大縦断面図である。また、図１７は、図１６のＦ−Ｆ断面図であり、固定ピン５を転動体５ｅにより、固定側であるスライダ柱５ｄに対してスライダ５ｃを転がり軸受支持した構造である。転動体５ｅは、ボールベアリング、ニードルベアリング、ローラベアリング等である。これにより、スライダ５ｃはピン軸を中心として非常に滑らかに回転するとともに、スライダ溝３ｂとスライダ５ｃが平面摺動するため、摺動部に良好な油膜を形成できるため、磨耗の危険性が回避され、信頼性が向上するという効果がある。また、軸部の摩擦も低減し、摩擦損失が低減するため、ＲＣ圧縮機のエネルギー効率が向上するという効果もある。

次に、実施例４に係るＲＣ圧縮機について、図１８を用いて説明する。

図１８は、図１のＰ部の拡大縦断面図である。

本図においては、ピン軸フランジ５ｆを設けた固定ピン５を用い、ピンネジ５ｇで静止シリンダ２にねじ固定している。この点以外は、第１乃至３の実施形態と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

固定ピン５には、前記したとおり、衝撃的な荷重がかかる。このため、円筒面だけの固定の場合、衝撃荷重を線状の領域で受けるため、少しずつ穴が拡大してピン機構５が静止シリンダ２から脱落する危険性があった。本実施例のように、ピン固定フランジ５ａを設けることで、衝撃荷重をピン軸フランジ５ｆの面及びピンネジ５ｇで受けることができるため、ピン機構５の脱落を回避でき、圧縮機の信頼性が向上するという効果がある。ところで、図１８では、ピンネジ５ｇは１本のみであるが、複数本でももちろんよい。

以上の実施例においては、冷凍空調用の冷媒等の圧縮性流体を作動流体とし、この作動流体の吸込、圧縮及び吐出をする機能を有するローリングシリンダ式容積型圧縮機について説明したが、本発明は、これに限定されるものではなく、非圧縮性流体である潤滑油等の吸込及び吐出をする機能を有するローリングシリンダ式容積型ポンプその他のローリングシリンダ式容積型流体機械にも適用可能である。この場合、上記の実施例における圧縮部は、吸込及び吐出の機能を有するポンプ部と呼ぶべきものである。ポンプ部の構造は、上記の実施例の圧縮部と同様であり、構成要素として、シリンダ溝を有するローリングシリンダと、シリンダ溝に摺動可能に収容された旋回ピストンと、ローリングシリンダを回転可能に収容した偏心シリンダ穴を有する静止シリンダと、を含む。

１：ローリングシリンダ、１ａ：ローリング端板、１ａ’：別体ローリング端板、１ｂ：ローリング円柱、１ｃ：シリンダ溝、１ｄ：偏心シャフト挿入穴、１ｈ：ローリング円筒端部、１ｖ：中空穴、１ｗ：端板ネジ、２：静止シリンダ、２ａ：シリンダ取付面、２ｂ：シリンダ穴、２ｄ：吐出流路、２ｄ１：シリンダ内部吐出溝、２ｄ２：シリンダ貫通吐出穴、２ｄ３：シリンダ外部吐出溝、２ｅ：バイパス穴、２ｈ１：圧縮室側背圧縦穴、２ｈ２：背圧横穴、２ｈ３：背圧室側背圧縦穴、２ｈ４：圧縮室側背圧弁用縦穴、２ｈ５：背圧弁穴、２ｓ：吸込流路、２ｓ１：吸込穴、２ｓ２：吸込溝、３：旋回ピストン、３ａ：旋回軸受穴、３ｂ：スライド溝、３ｂ１：スライド溝両端封止部、３ｃ：ピストンカット面、４：フレーム、４ｄ：ベッド面、４ｖ：中空穴、４ｗ：中空穴、５：固定ピン、５ａ：ピンスライド部、５ｂ：スライダ保持フランジ、５ｃ：スライダ、５ｄ：スライダ柱、５ｅ：転動体、５ｆ：ピン固定フランジ、５ｇ：ピンネジ、５ｃ１：スライダピストンカット面、６：クランクシャフト、６ａ：偏心シャフト、６ｂ：給油縦穴、６ｃ：シャフトネック、６ｄ：シャフトつば部、７：モータ、７ａ：ロータ、７ｂ：ステータ、８：チャンバ、８ａ：チャンバ円筒部、８ｂ：チャンバ上フタ、８ｃ：チャンバ下フタ、２２：バイパス弁、２３：旋回軸受、２４：主軸受、２５：副軸受、２６：背圧弁、２６ａ：背圧弁ピース、２６ｂ：背圧弁板、２６ｃ：背圧弁ばね、２６ｄ：背圧弁キャップ、３５：下フレーム、５０：吸込パイプ、５５：吐出パイプ、８５：不連続性馴染み皮膜、８６：不連続性馴染み皮膜、９０：シリンダボルト、９５：吸込室、１００：圧縮室、１０５：吐出室、１１０：背圧室、１１０ａ：ベッド背圧室、１２５：貯油部、２００：背圧直流路、２１０：背圧弁流路、２２０：ハーメチック端子。

Claims (5)

1. ピストン自転軸を中心に自転運動し、前記ピストン自転軸と平行なピストン旋回軸を中心に旋回半径Ｅで旋回運動するべくピストン回動駆動源を備える旋回ピストンと、
   シリンダ回転軸を中心に回転運動し、前記シリンダ回転軸とシリンダ溝中心軸が直交して側面が前記シリンダ回転軸と平行なシリンダ溝を備えるローリングシリンダと、
   前記ローリングシリンダと旋回ピストンを内蔵するポンプケーシングと、
   前記シリンダ回転軸を前記ピストン自転軸の旋回軌跡であるピストン旋回軌跡円上に固定配置するべく、前記シリンダ回転軸を前記ピストン旋回軸と平行としかつ前記ピストン旋回軸に対して前記旋回半径と等しい偏心量Ｅで偏心配置させるローリングシリンダ回転支持部と、
   前記旋回ピストンの自転角量であるピストン自転量を前記ローリングシリンダの回転角量であるシリンダ回転量と同期させる回転同期手段と、
   前記ピストン自転量を前記旋回ピストンの旋回角量であるピストン旋回量の半分に制御する自転半減手段と、を備え、
   前記旋回ピストンを前記シリンダ溝に隙間嵌合して前記旋回ピストンで前記シリンダ溝を仕切って隔成される２つの作動室のうち、前記旋回ピストンの旋回運動で容積が増大する前記作動室に吸込系と繋ぐ吸込流路と、容積が減少する前記作動室に吐出系と繋ぐ吐出流路を設け、
   前記回転同期手段を、前記ピストンの前記シリンダ溝の２側面との摺接部に、前記ピストン自転軸と直交するカット軸を中心軸とする前記旋回ピストンの側面に設ける互いに平行な一対の平面からなるピストンカット面を設けることで実現し、
   前記自転半減手段を、前記旋回ピストンの端面に前記ピストン自転軸と直交するスライド軸を中心軸とし前記ピストン自転軸に平行なスライド溝と、前記ピストン旋回軌跡円上に固定配置されて前記ピストン旋回軸と平行なピン軸が前記スライド軸と常に直交するべく、前記ピン軸を中心軸としてシリンダ溝へ挿入するピン機構からなるピンスライド機構で実現し、
   前記ピストン旋回軌跡円上に固定配置する前記シリンダ回転軸に対して、前記ピン軸を１８０度対向位置に配置したときに、前記スライド軸を前記ピストン自転軸を中心に９０度よりも前記旋回運動の回転方向と反対側に微小修正回転角だけ回転させる、ローリングシリンダ式容積型流体機械。
2. ピストン自転軸を中心に自転運動し、前記ピストン自転軸と平行なピストン旋回軸を中心に旋回半径Ｅで旋回運動するべくピストン回動駆動源を備える旋回ピストンと、
   シリンダ回転軸を中心に回転運動し、前記シリンダ回転軸とシリンダ溝中心軸が直交して側面が前記シリンダ回転軸と平行なシリンダ溝を備えるローリングシリンダと、
   前記ローリングシリンダと旋回ピストンを内蔵するポンプケーシングと、
   前記シリンダ回転軸を前記ピストン自転軸の旋回軌跡であるピストン旋回軌跡円上に固定配置するべく、前記シリンダ回転軸を前記ピストン旋回軸と平行としかつ前記ピストン旋回軸に対して前記旋回半径と等しい偏心量Ｅで偏心配置させるローリングシリンダ回転支持部と、
   前記旋回ピストンの自転角量であるピストン自転量を前記ローリングシリンダの回転角量であるシリンダ回転量と同期させる回転同期手段と、
   前記ピストン自転量を前記旋回ピストンの旋回角量であるピストン旋回量の半分に制御する自転半減手段と、を備え、
   前記旋回ピストンを前記シリンダ溝に隙間嵌合して前記旋回ピストンで前記シリンダ溝を仕切って隔成される２つの作動室のうち、前記旋回ピストンの旋回運動で容積が増大する前記作動室に吸込系と繋ぐ吸込流路と、容積が減少する前記作動室に吐出系と繋ぐ吐出流路を設け、
   前記回転同期手段を、前記ピストンの前記シリンダ溝の２側面との摺接部に、前記ピストン自転軸と直交するカット軸を中心軸とする前記旋回ピストンの側面に設ける互いに平行な一対の平面からなるピストンカット面を設けることで実現し、
   前記自転半減手段を、前記旋回ピストンの端面に前記ピストン自転軸と直交するスライド軸を中心軸とし前記ピストン自転軸に平行なスライド溝と、前記ピストン旋回軌跡円上に固定配置されて前記ピストン旋回軸と平行なピン軸が前記スライド軸と常に直交するべく、前記ピン軸を中心軸としてシリンダ溝へ挿入するピン機構からなるピンスライド機構で実現し、
   前記ピストン旋回軌跡円上に固定配置する前記シリンダ回転軸に対して、前記ピン軸を１８０度対向位置から前記ピストン旋回軸を中心にピン軸調整角δだけ回転して配置したときに、前記スライド軸を前記ピストン自転軸を中心に９０度＋δ／２度よりも前記旋回運動の回転方向と反対側に微小修正回転角だけ回転させる、ローリングシリンダ式容積型流体機械。
3. 前記旋回ピストンは、両側面に平坦な２つのピストンカット面を有し、
   前記微小修正回転角は、次の式（１）〜（３）で表される、請求項１又は２に記載のローリングシリンダ式容積型流体機械。
   ＭＩＮλ≦λ≦ＭＡＸλ …（１）
   ＭＩＮλ＝ａｒｃｔａｎ（（２Ｃ）／（２Ｅ））＝ａｒｃｔａｎ（Ｃ／Ｅ） …（２）
   ＭＡＸλ＝ａｒｃｔａｎ（Ｇ／Ｌ） …（３）
   （ただし、λは前記微小修正回転角であり、ＭＩＮλはλの最小値であり、ＭＡＸλはλの最大値であり、Ｃは、前記２つのピストンカット面から等距離でかつ平行であるカット軸が前記ピン軸から外れたときの最大距離であり、Ｅは、前記旋回ピストンの旋回半径であり、Ｇは、軸一致タイミングに前記カット軸が前記シリンダ溝中心軸から外れたときの最大距離であり、Ｌは、前記ピストンカット面の長さである。）
4. シャフト軸を回転中心とし偏心シャフトを有するクランクシャフトと、
   前記クランクシャフトに回転駆動トルクを付与する回転駆動源と、
   作動流体の吸込及び吐出をするポンプ部と、を備え、
   前記ポンプ部は、シリンダ溝を有するローリングシリンダと、前記シリンダ溝に摺動可能に収容された旋回ピストンと、前記ローリングシリンダを回転可能に収容した偏心シリンダ穴を有する静止シリンダと、を含み、
   前記ローリングシリンダと前記旋回ピストンと前記静止シリンダとで囲まれた空間は、前記ローリングシリンダ及び前記旋回ピストンの回転に伴い、吸込室及び吐出室として機能し、
   前記偏心シャフトは、前記シャフト軸とは異なる中心線を有し、
   前記旋回ピストンは、前記偏心シャフトの前記中心線であるピストン自転軸を中心に自転可能に配置され、前記クランクシャフトの回転に従いピストン旋回軸を中心に公転し、
   前記静止シリンダの前記偏心シリンダ穴には、前記シャフト軸とは異なる中心線を有する固定ピンが配置され、
   前記旋回ピストンは、スライド溝を有し、前記固定ピンは、前記スライド溝に摺動可能に嵌合された構成を有し、
   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が同期するように構成するとともに、前記旋回ピストンの自転角速度を前記クランクシャフトの回転角速度の半分に調整し、
   前記ローリングシリンダは、ローリング円柱と、ローリング端板と、を有し、
   前記ローリング円柱は、中空部を有する、ローリングシリンダ式容積型流体機械。
5. 前記ローリングシリンダは、ローリング円柱と、別部材である別体ローリング端板と、を結合した構成である、請求項１〜４のいずれか一項に記載のローリングシリンダ式容積型流体機械。

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