JP2018031263A - ロータリ圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】２シリンダロータリ圧縮機では、中仕切板とピストン端面との隙間から油が漏れ込むために体積効率と圧縮機効率の低下という問題があった。【解決手段】ロータリ圧縮機の定常運転時には、上軸受プレートの下面、上ピストンの内周面、上偏心シャフトの上面で囲まれた上プレート室、および、下軸受プレートの上面、下ピストンの内周面、下偏心シャフトの下面で囲まれた下プレート室を吐出圧に保持するとともに、上偏心シャフトの下面、上ピストンの内周面、クランクシャフトの外周面、中仕切板の内周面、下ピストンの内周面、および、下偏心シャフトの上面で囲まれた中仕切室を吐出圧と吸込圧の中間となる中仕切圧に保持する。これにより、中仕切板とピストン端面との間の隙間を挟む両側の差圧が低下するため、中仕切板とピストン端面間隙間から吸込室や圧縮室へ漏れ込む高温の油の流量を抑制して、堆積効率と圧縮機効率を向上させる。【選択図】図２

Description

本発明は、ロータリ圧縮機に関し、特に、シリンダ穴とピストンが２対ある２シリンダロータリ圧縮機の体積効率と圧縮機効率の向上に関する。

従来の２シリンダロータリ圧縮機は、特許文献１で示されるように、クランクシャフトのクランク部（偏心シャフト）軸受隙間とクランク部軸受隙間に設ける油溝（偏心シャフト溝）からなる偏心シャフト流路のうちで、流量を強制的に規定する容積型給油ポンプで貯油部からその偏心シャフト流路に強制給油する偏心シャフト給油路の流入口（偏心シャフト流路口）から仕切板（中仕切板）の空間（中仕切室）へつながる部分の流路抵抗を増大させ、中仕切室を経由して吸込室や圧縮室へ流れ込む油量を抑制することを狙っている。

特開平７ー８３１８５号公報

特許文献１では、偏心シャフト流路口から流路抵抗を増大させた部分の偏心シャフト流路を通って中仕切室へ流れる油は、中仕切室へ流入後、ピストン端面と中仕切板の隙間（中仕切側ピストン端面隙間と呼称する）を通って中仕切室の圧力（中仕切圧と呼称する）よりも低圧の吸込室または圧縮室へ流入する。中仕切側ピストン端面隙間は狭いため、一般的に流路抵抗は大きい。これより、中仕切圧は偏心シャフト流路口の圧力よりも低下するとともに、吸込圧よりはかなり高い圧力になる。

ところで、多量の吐出圧油を流量規定タイプの強制給油ポンプ（例えば、特許文献１のトロコイドポンプ）で偏心シャフト流路口へ送り込む場合（例えば、特許文献１のトロコイドポンプを回転させるクランクシャフトが高速回転する運転条件時）、偏心シャフト流路口の圧力は吐出圧よりも高くなる。そして、送り込む流路の流路抵抗が大きいほど昇圧量は増大する。特許文献１の従来のロータリ圧縮機では、油を送り込む側の偏心シャフト流路の抵抗を増大させているため、偏心シャフト流路口における圧力は、吐出圧よりも非常に高圧になることが考えられる。よって、中仕切圧は、高い頻度で吐出圧以上になっている。

中仕切圧が吐出圧以上になると、中仕切側ピストン端面隙間の両側の圧力差が大きくなるため、中仕切室の油が大量に吸込室と圧縮室へ流れ込む。油は吐出圧の貯油部に溜まっていたため高温となっている。さらに通常の場合、油には作動流体が多量に溶け込んでいる。

この結果、ロータリ圧縮機の吸込み行程の後半では、三日月形の吸込室の長い内周部が中仕切側ピストン端面隙間を介して中仕切室と通じるため、中仕切室から多量の油が流入し、作動流体を加熱して、体積効率を低下させるという問題が生じる。

さらに、通常の場合、油へ吐出空間の作動流体が多量に溶け込んでいるため、吸込室へ流入して減圧した油から作動流体が急激に気化（発泡）し、この発泡現象による体積効率低下という問題も生じる。

また、圧縮室に対しても、圧縮行程初期の段階では、吸込室時と同様な理由で多量の油が流入する。この結果、圧縮室内の作動流体の加熱と発泡による圧力上昇で圧縮動作に要する回転駆動エネルギーが増大して、圧縮機効率を低下させるという問題が生じる。

本発明の目的は、体積効率と圧縮効率を向上させるロータリ圧縮機を提供することにある。

前記目的を達成するためのロータリ圧縮機は、内部にケーシング空間を形成するケーシングと、吸込圧の作動流体が前記ケーシングの外部から流入する吸込パイプと、吐出圧の作動流体が前記ケーシングの外部に吐出する吐出パイプと、前記ケーシング空間の上部に設けられ、回転駆動力を発生させる回転駆動源と、前記ケーシング空間の下部に設けられ、作動流体を圧縮する圧縮機構部と、前記ケーシング空間の最下部に設けられ、油を貯める貯油部と、を備え、前記圧縮機構部は、上シリンダ穴を有する円筒状の上シリンダと、該上シリンダ穴に偏心旋回可能に挿入された円環形状の上ピストンと、前記上シリンダ穴と前記上ピストンの間に形成される三日月形断面空間を前記吸込パイプに連通する上吸込室と前記吐出パイプに連通する上圧縮室に仕切る上ブレード機構と、を設けた上側圧縮機構と、下シリンダ穴を有する円筒状の下シリンダと、該下シリンダ穴に偏心旋回可能に挿入された円環形状の下ピストンと、前記下シリンダ穴と前記下ピストンの間に形成される三日月形断面空間を前記吸込パイプに連通する下吸込室と前記吐出パイプに連通する下圧縮室に仕切る下ブレード機構と、を設けた下側圧縮機構と、前記回転駆動源によって回転駆動され、前記上ピストンを装着する上偏心シャフトと前記下ピストンを装着する下偏心シャフトを設けたクランクシャフトと、前記上側圧縮機構の上方に配置され、前記上シリンダ穴の上方を塞ぐとともに、前記クランクシャフトを軸支する上軸受プレートと、前記上側圧縮機構と前記下側圧縮機構の間に配置され、前記クランクシャフトが貫通するとともに前記上シリンダ穴と前記下シリンダ穴を連通する軸穴を有する中仕切板と、前記下側圧縮機構の下方に配置され、前記下シリンダ穴の下方を塞ぐとともに、前記クランクシャフトを軸支する下軸受プレートと、からなり、定常運転時には、前記上軸受プレートの下面、前記上ピストンの内周面、前記上偏心シャフトの上面で囲まれた上プレート室、および、前記下軸受プレートの上面、前記下ピストンの内周面、前記下偏心シャフトの下面で囲まれた下プレート室を前記吐出圧に保持するとともに、前記上偏心シャフトの下面、前記上ピストンの内周面、前記クランクシャフトの外周面、前記中仕切板の内周面、前記下ピストンの内周面、および、前記下偏心シャフトの上面で囲まれた中仕切室を前記吐出圧と前記吸込圧の中間となる中仕切圧に保持する。

本発明により、ロータリ圧縮機の体積効率と圧縮機効率を安定して向上させることができるため、ロータリ圧縮機を搭載する機器の性能を向上させることができる。

実施例１のロータリ圧縮機のブレード機構を通る縦断面図。 実施例１のロータリ圧縮機の圧縮機構部付近の拡大縦断面図（図１のＭ部）。 実施例１のロータリ圧縮機の上ピストンや上シリンダの拡大横断面図（図２のＨａ−Ｈａ）。 実施例１のロータリ圧縮機の下ピストンや下シリンダの拡大横断面図（図２のＨｂ−Ｈｂ）。 実施例１のロータリ圧縮機の上ブレード機構付近の拡大横断面図（図５ＡのＮa部） 実施例１のロータリ圧縮機の下ブレード機構付近の拡大横断面図（図５ＢのＮb部） 実施例２のロータリ圧縮機の中仕切側上ピストン端面隙間を通る拡大横断面図（図２のＨｃ−Ｈｃ）で上油切欠きが中仕切室と上圧縮室を連通開始するクランクシャフト回転位相時。 実施例２のロータリ圧縮機の中仕切側上ピストン端面隙間を通る拡大横断面図（図２のＨｃ−Ｈｃ）で上油切欠きが中仕切室と上圧縮室を最大開口で連通するクランクシャフト回転位相時。 実施例２のロータリ圧縮機の中仕切側上ピストン端面隙間を通る拡大横断面図（図２のＨｃ−Ｈｃ）で上油切欠きが中仕切室と上圧縮室を連通終了するクランクシャフト回転位相時。 実施例２のロータリ圧縮機の圧縮室間欠油流入路のうちの圧縮室間欠油溝である油切欠きの拡大縦断面図（図３ＢのＶ−Ｖ）。 実施例１のロータリ圧縮機の端板側ピストン端面隙間付近の拡大縦断面図（図４のＳａ、Ｓｂ部）。 実施例３のロータリ圧縮機の端板側ピストン端面隙間付近の拡大縦断面図（図４のＳａ、Ｓｂ部）。 実施例７のロータリ圧縮機の端板側ピストン端面隙間付近の拡大縦断面図（図４のＳａ、Ｓｂ部）。 実施例８のロータリ圧縮機の端板側ピストン端面隙間付近の拡大縦断面図（図４のＳａ、Ｓｂ部）。 実施例３のロータリ圧縮機のシール波板ばねの中心線に沿った断面模式図。 実施例４のロータリ圧縮機のシール切立て板ばねの中心線に沿った断面模式図。 実施例５のロータリ圧縮機のシール波板傾斜板ばねの中心線に沿った断面模式図。 実施例６のロータリ圧縮機のシール切立て傾斜板ばねの中心線に沿った断面模式図。 実施例９のロータリ圧縮機の上軸受プレートのシリンダ側の平面図。 実施例９のロータリ圧縮機の下軸受プレートのシリンダ側の平面図。 実施例９のロータリ圧縮機の上ポケット給油穴付近の拡大図（図９ＡのＴ部）。 実施例１０のロータリ圧縮機の上ポケット給油穴付近の拡大図（図９ＡのＴ部）。 実施例１１のロータリ圧縮機の上ポケット給油穴付近の拡大図（図９ＡのＴ部）。 実施例９のロータリ圧縮機のポケット給油動作説明図。 実施例１２のロータリ圧縮機のブレード給油穴付近の拡大縦断面図（図２のＧ部）。 実施例１２のロータリ圧縮機の上吐出カバーの平面図。 実施例１３のロータリ圧縮機の圧縮室間欠油流入路のうちの圧縮室間欠油溝である貫通油切欠きの拡大縦断面図（図３ＢのＶ−Ｖ）。 実施例１４のロータリ圧縮機の圧縮室間欠油流入路のうちの油穴の拡大縦断面図（図３ＢのＶ−Ｖ）。 実施例１５のロータリ圧縮機の上ブレード機構付近の拡大横断面図（図５ＡのＮa部） 実施例１５のロータリ圧縮機の下ブレード機構付近の拡大横断面図（図５ＢのＮb部） 実施例１６のロータリ圧縮機のピストンブレードの拡大断面図（図１５Ａと図１５ＢのＪ―Ｊ） 実施例１６のロータリ圧縮機のピストンブレード先端部の拡大図（図１６のＷ部）

以下、本発明のロータリ圧縮機の実施例について、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。なお、各実施例の共通部分は同一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。

また、本発明に係るロータリ圧縮機は、基本構成、基本動作が共通する二つの圧縮機構を上下に並置したものである。両圧縮機構に共通する構成要素には共通の符号を付したうえで、上側圧縮機構対応の符号にはａ、下側圧縮機構対応の符号にはｂを付加する。さらに、上下圧縮機構の共通構成、共通動作については、上側圧縮機構を例に説明し、下側圧縮機構についての同等説明を省略するが、相違点ある場合は、下側圧縮機構の構成、動作も説明することとする。

実施例１のロータリ圧縮機１は、空気調和機、冷蔵庫、冷凍機、給湯機などの熱サイクルの一部を構成するものであり、ピストン（ローラ）とブレード（ベーン）が分離し、クランクシャフトが鉛直方向に設けられた縦型のロータリ圧縮機である。このロータリ圧縮機について、図１〜４、および、図７Ａを用いて説明する。

図１は、ロータリ圧縮機１のブレード機構（ベーン機構）を通る位置での縦断面図である。図２は、図１のＭで示す圧縮機構部付近の拡大縦断面図である。図３Ａは、上側圧縮機構を図２のｈａ−ｈａで切断した拡大横断面図、図３Ｂは、下側圧縮機構を図２のｈｂ−ｈｂで切断した拡大横断面図を示す。図４Ａは、図３ＡのＮａ部に示す上ブレード機構付近の拡大横断面図、図４Ｂは、図３ＢのＮｂ部に示す下ブレード機構付近の拡大横断面図を示す。また、図７Ａは、図２のＳａ、Ｓｂ部であって、端板側ピストン端面隙間付近の拡大縦断面図を示す。なお、ロータリ圧縮機１には、通常、上吸込パイプ５０ａや下吸込パイプに繋がる気液分離器も含むが、本実施例は気液分離器と直接関係がないため、以下では気液分離器を省略する。

まず、ロータリ圧縮機１の全体構成と作動流体（冷媒）及び油の概略の流れ（後述する圧縮機構部Ｍ内の流れは除く）を、主に図１と図２を用いて説明する。

図１に示すように、ロータリ圧縮機１は、上ケーシング８ｄと下ケーシング８ｅ、円筒ケーシング８ｃから成るケーシング８の内部空間であるケーシング空間１４０の下方に圧縮機構部Ｍを配置し、その上方に回転駆動力を発生させる回転駆動源（モータ７）を配置した構成となっている。

圧縮機構部Ｍは、外周が円筒ケーシング８ｃに溶接固定された上軸受プレート４ａと、その下方に設けられ、図３Ａに示す上吸込パイプ５０ａから吸い込まれた作動流体を圧縮する上側圧縮機構と、図３Ｂに示す下吸込パイプ５０ｂから吸い込まれた作動流体を圧縮する下側圧縮機構と、を備えている。

圧縮機構部Ｍとモータ７は、クランクシャフト６で接続されており、このクランクシャフト６は、圧縮機構部Ｍの上端部を成す上軸受プレート４ａに設けられた上プレート軸受４ａ２と、下端部を成す下軸受プレート４ｂに設けられた下プレート軸受４ｂ２で支持されている。

また、モータ７はロータ７ｃ及びステータ７ｄを備えて構成され、ステータ７ｄの巻き線と繋がるモータ線７ｅが、上ケーシング８ｄに溶接されたハーメチック端子２２０を介して、外部の電源に接続される。ステータ７ｄは円筒ケーシング８ｃに焼嵌めや溶接等により固定されており、ロータ７ｃはクランクシャフト６に焼嵌めや圧入等により固定されている。ここで、ロータ７ｃの上下端部には、バランスウエイトが装着されるが、各アンバランス量は小さいため、図示を省略する。

ケーシング８は、円筒ケーシング８ｃと上ケーシング８ｄと下ケーシング８ｅから構成されており、円筒ケーシング８ｃに上ケーシング８ｄと下ケーシング８ｅを溶接することで密閉されたケーシング空間１４０を形成する。ケーシング空間１４０の上部は、圧縮機構部Ｍの吐出領域であり、上ケーシング８ｄには外部吐出流路となる吐出パイプ５５が備えられている。また、ケーシング空間１４０の下部は貯油部１２０となる。

図２に示すように、ケーシング空間１４０は、上側圧縮機構の上面に設けた上吐出弁１８ａと、下側圧縮機構の下面に設けた下吐出弁１８ｂから吐出する吐出圧の作動流体によって、吐出圧となっている。

ここで、上吐出弁１８ａ、下吐出弁１８ｂのバルブ音を低減するため、図１に示すように、圧縮機構部Ｍの上下面に上吐出カバー１５ａと下吐出カバー１５ｂを設ける。このうち、下吐出カバー１５ｂは下吐出弁１８ｂから吐出する作動流体と貯油部１２０の油を仕切る役割も担う。そして、下吐出カバー１５ｂ内に吐出した作動流体は圧縮機構部Ｍを上下に貫通する吐出連通路１３０を通って上吐出カバー１５ａ内に入り、上吐出弁１８ａから吐出する作動流体と合流する。合流した作動流体は、上吐出カバー１５ａの中央に開口する内部吐出流路である吐出カバー穴１５ａ１からケーシング空間１４０へ吐出される。この後、作動流体は、ステータ７ｄの外周面に設けた複数のステータ周囲溝７ｄ１を主に通ってモータ７の上部へ流れ、最後にロータリ圧縮機１の外部と繋がる吐出パイプ５５からロータリ圧縮機１の外部へ吐出される。

一方の油は、貯油部１２０からクランクシャフト６の中心に設けられる給油縦穴６ｃを通り、図２に示す、上給油横穴６ａ２と下給油横穴６ｂ２の出口にあるクランクシャフト６の首部の空間である上首部空間１５０ａと下首部空間１５０ｂへ吸い上げられる。この油吸い上げは、上給油横穴６ａ２と下給油横穴６ｂの遠心ポンプ作用と後述するねじポンプ作用によって実現する。この後、油の流れは、以下で示す通り、２つに分岐する。

一つは、上らせん溝４ａ４や下らせん溝４ｂ４のねじポンプ作用によって、クランクシャフト６を軸支する上プレート軸受４ａ２や下プレート軸受４ｂ２へ供給する軸受給油の流れである。この後、下プレート軸受４ｂ２に供給された油は、直接、貯油部１２０へ戻る。一方、上プレート軸受４ａ２に供給された油は、上軸受プレート４ａの上部に一旦溜まり、周囲の上プレート貫通穴４ａ８を通って貯油部１２０へ戻る。

もう一つの流れは、クランクシャフト６の軸方向位置を規定する上スラスト面６ａ１の上スラスト溝６ａ３と、下スラスト面６ｂ１の下スラスト溝６ｂ３を通って、上プレート室１６０ａと下プレート室１６０ｂのそれぞれへ入る。この上プレート室１６０ａや下プレート室１６０ｂの詳細は、後述する圧縮機構部Ｍで述べる。

これにより、上スラスト面６ａ１と下スラスト面６ｂ１の潤滑を行う。特に、下スラスト面６ｂ１には、ロータ７ｃを含むクランクシャフト６の自重がかかるため、摩擦損失を低減する効果が大きい。この流れは、この後、作動室に入って、作動流体とともにケーシング空間１４０へ吹き出す流れである。この流れの説明は、圧縮機構部Ｍの構成に関わるため、後述する圧縮機構部Ｍの説明の中で行う。

ところで、貯油部１２０から上プレート室１６０ａや下プレート室１６０ｂまでの油流路は、流路口径が十分大きいため、流路抵抗は実質的に０である。さらに、この間には、トロコイドポンプのような容積型ポンプが無いので、逆方向の流路抵抗を極めて大きくする要素も無く、上プレート室１６０ａや下プレート室１６０ｂへ強制的に油が送り込まれることも無い。また、給油縦穴４ｃの下端には、遠心力を増大させるために給油縦穴６ｃの入口直径を絞る給油キャップ８５が設けられているが、この給油縦穴６ｃの入口直径でも十分に大きく、流路抵抗は実質０である。つまり、上プレート室１６０ａや下プレート室１６０ｂの圧力は、定常運転時において、常時、貯油部１２０と同一の圧力、すなわち吐出圧となっている。

次に、圧縮機構部Ｍの構成及び作動流体の圧縮動作を、図２、図３Ａ、図３Ｂを用いて説明する。まず構成を説明する。

まず、圧縮機構部Ｍの上側では、上軸受プレート４ａの上プレート軸受４ａ２にクランクシャフト６を通し、偏心部である上偏心シャフト６ａに上ピストン穴３ａ７で上ピストン３ａを装着し、それらを上シリンダ２ａに設けられた円筒状の上シリンダ穴２ａ１へ入れる。このとき、上シリンダ穴２ａ１が上ピストン３ａと常時一箇所で近接するような配置で、上シリンダ２ａを上軸受プレート４ａの上プレート端板４ａ１へ上シリンダボルト穴４ａ９を通した上シリンダボルト９０ａにより固定する。そして、互いに近接する上吸込口２ａ２と上吐出口２ａ３の吸込吐出近接領域に後で詳細に説明する上ブレード機構２０ａを設ける。

ところで、上軸受プレート４ａの上プレート端板４ａ１は、上記した通り、上シリンダ穴２ａ１を覆うとともに上ピストン３ａが摺動して作動室の一壁面となり、上吐出弁１８ａが装着される上吐出弁口４ａ３が設けられる。さらに、クランクシャフト６と上プレート軸受４ａ２の下端部との当たりを緩和する上軸周囲溝４ａ５が中央寄りに設けられる。

次に、圧縮機構部Ｍの下側では、下シリンダ２ｂ、下ピストン３ｂ、下軸受プレート４ｂを中仕切板５を挟んで上シリンダ２ａの下面へ、上記上シリンダ側と同様にして組み付ける。このとき、中仕切板５は、中仕切板５の軸穴５ｈにクランクシャフト６を通した状態で挟み込む。この下シリンダの組み立ての詳細は、上記上シリンダ側の組み立ての説明において、要素名の上を全て下（符号のａをｂ）に読み替えればよいため、省略する。

次に、上側圧縮機構に設けられる上ブレード機構２０ａを、図３Ａ、図４Ａを用いて説明する。なお、図３Ｂ、図４Ｂに示す下側圧縮機構に設けられる下ブレード機構２０ｂの構成、動作は同等であるため、共通する説明は省略する。

図３Ａ、図４Ａに示すように、上シリンダ２ａに設けられる上ブレード機構２０ａは、上シリンダ２ａの吸込吐出近接領域に開口する上ベーン溝２ａ２０に隙間勘合した上ベーン２０ａ１を、後述するベーン付勢手段で付勢して上ピストン３ａの外周面に当接させた、上ピストン３ａと上ベーン２０ａ１を別体とした分離型ブレード機構である。

ここで用いられるベーン付勢手段は、上ベーン２０ａ１背面の上ベーン横穴２ａ２１に挿入される圧縮した上ベーンばね２１ａと上ベーン背面穴２ａ２２から導入されるケーシング空間の吐出圧によって実現している。

次に、上記のようにして組み立てられた圧縮機構部Ｍの各ピストンに形成される三日月形空間の説明を、上シリンダ２ａ側を例に行う。

この三日月形空間は、図３Ａ等に示すように、クランクシャフト６に垂直な平面上では、上シリンダ穴２ａ１の内周面とそこへ挿入された上ピストン３ａの外周面の間に形成されており、また、図２等に示すように、クランクシャフト６の軸方向では、上軸受プレート４ａと中仕切板５の間に形成されている。

また、図３Ａに示すように、上シリンダ穴２ａ１の外周面には、上吸込口２ａ２が設けられており、ここに挿入される上吸込パイプ５０ａを介して、三日月形空間と外部吸込領域が接続されている。

上吸込口２ａ２に近接する上吐出口２ａ３は、図２に示す上吐出弁口４ａ３と上吐出弁１８ａを介して、上吐出カバー１５ａの内部空間と繋がり、最終的に図１に示すケーシング空間１４０と繋がっている。

上シリンダ２ａに形成される三日月形空間は、上ブレード機構２０ａによって、上吸込口２ａ２と繋がる上吸込室９５ａと、上吐出口２ａ３と繋がる上圧縮室１００ａ（上吐出室１０５ａ）に仕切られる。なお、以下では、内部圧が低く上吐出弁１８ａが閉じた状態を上圧縮室１００ａと呼び、内部圧が吐出圧に達し上吐出弁１８ａが開いた状態を上吐出室１０５ａと呼ぶ。

また、図４Ａの矢印で示すように、上偏心シャフト６ａは、上吸込室９５ａの容積を拡大するとともに、上吐出室１０５ａの容積を縮小する方向に、上ピストン３ａを偏心旋回させる。この偏心旋回によって、上圧縮室１００ａ内の作動流体が圧縮され、圧縮された作動流体が上吐出口２ａ３、上吐出弁口４ａ３、上吐出弁１８ａ、上吐出カバー１５ａ内部空間を介して、ケーシング空間１４０に吐出される。

また、図２に示すように、上プレート室１６０ａは、上偏心シャフト６ａの上面と上スラスト面６ａ１を形成する段差部の外周と上ピストン穴３ａ７によって形成される。

さらに、図２に示すように、中仕切室１１０は、中仕切板５の軸穴５ｈ内面とクランクシャフト６の間に形成される空間、上偏心シャフト６ａの下方に形成される空間、下偏心シャフト６ｂの上方に形成される空間、の三者から構成される。

また、図１、２で明示されるように、上偏心シャフト６ａと下偏心シャフト６ｂは偏心方向が１８０°ずれているため、上吸込室９５ａと下吸込室９５ｂの吸込み行程、上圧縮室１００ａと下圧縮室１００ｂの圧縮行程、そして、上吐出室１０５ａと下吐出室１０５ｂの吐出行程は、常に１８０°位相がずれている。

図３と図４は、あるタイミングにおけるシリンダ２とピストン３の位置関係を示す断面図であり、上ピストン３ａと下ピストン３ｂの位相が１８０°ずれていることを示している。なお、図３Ａと図４Ａは、上方から見た断面図であるのに対し、図３Ｂと図４Ｂは、下方から見た断面図である。

以上で説明したように、上下の圧縮機構の工程が１８０°ずれているため、モータ７にかかる負荷トルクが平準化され、モータ効率向上による圧縮機効率向上という効果を奏する。また、吸込み流量や吐出流量も平準化され、吸込圧損や吐出圧損の低下による圧縮機効率向上という効果も奏する。

次に、圧縮機構部Ｍにおける油の流れの詳細を、主に図２を用いて説明する。ところで、全体の油の流れとして説明したとおり、下給油横穴６ｂ２と上給油横穴６ａ２を経由する油の流れが同様であることは、その下流にあたる圧縮機構部Ｍへの油の流れにも当てはまる。よって、上プレート室１６０ａと下プレート室１６０ｂを始点とする圧縮機構部Ｍにおける油の流れでも、上プレート室１６０ａを始点とする油の流れだけを説明し、下プレート室１６０ｂを始点とする油の流れについては共通する説明を省略する。

前記のとおり、上プレート室１６０ａ内の油の圧力は吐出圧であるため、上プレート室１６０ａ内の油は、端板側上ピストン端面３ａ１とピストン側上端板面４ａ６が形成する端板側上ピストン端面隙間と上偏心シャフト６ａの軸受隙間へ流入する。

まず最初に、端板側上ピストン端面隙間へ入る油の流れを説明する。端板側上ピストン端面隙間の上プレート室１６０ａ側開口部へ至った油は、差圧によって、吸込圧である上吸込室９５ａや吐出圧よりも低圧の上圧縮室１００ａといった吐出圧低下領域となる作動室へ漏れ込む。そして、圧縮行程の間、作動流体に混ざって、各部のシールや潤滑を行う。その後、上圧縮室１００ａの圧力が吐出圧に達した時点で圧縮工程が完了し、上圧縮室１００ａへの油の漏れ込み流れが止まる。また、上吐出弁１８ａが開放され、上圧縮室１００ａが上吐出室１０５ａとして機能するようになると、上吐出室１０５ａ内の油は、上吐出口２ａ３、上吐出弁口４ａ３を通って上吐出カバー１５ａの内部空間へ流出し、最終的に、作動流体とともにケーシング空間１４０に吐出される。

次に、もう一方の、上偏心シャフト６ａの軸受隙間へ流入する油の流れを説明する。この油の流路は、中仕切室１１０へ至るため、これまで説明した貯油部１２０から上プレート室１６０ａまでの給油路と合わせて、中仕切給油路を構成する。前記した通り、貯油部１２０から上プレート室１６０ａまでの給油路には流路抵抗がほとんど無いが、上プレート室１６０ａから中仕切室１１０までの流路は、上偏心シャフト６ａの軸受隙間に形成されるものであるため流路抵抗は大きい。この関係から、上プレート室１６０ａ・中仕切室１１０間の流路抵抗は、貯油部１２０・上プレート室１６０ａ間の流路抵抗よりも桁違いに大きくなっている。

ここで、本実施例では、上プレート室１６０ａ・中仕切室１１０間の油流路として、軸受隙間に加えて、圧縮負荷のかからない方向に上平面カット部６ａ４（図４Ａではクランクシャフト６の右上方向の位置）を設けて給油量を補填している。上平面カット部６ａ４は、軸受隙間よりは流路抵抗が小さいものの、軸受隙間よりやや小さい程度の流路抵抗を持つため、貯油部１２０から上プレート室１６０ａまでの給油路に比べると、流路抵抗は軸受隙間と同様に桁違いに大きい。この上平面カット部６ａ４は、必須ではなく、設定しなくてももちろん良い。これより、貯油部１２０から上プレート室１６０ａまでの油路は中仕切給油路上流部、上プレート室１６０ａから中仕切室１１０までの流路は、上偏心シャフトへの給油路であるとともに中仕切給油路下流部とみなすことができる。

以上で説明した本実施例の構成では、貯油部１２０の圧力が吐出圧であり、また、中仕切給油路下流の入口までの圧力低下が実質的に無いことから、中仕切給油路下流入口までの圧力も吐出圧となる。また、中仕切給油路下流入口は、上偏心シャフト６ａの軸受隙間の上プレート室１６０ａ側開口部なので、上プレート室１６０ａまでが吐出圧となる。

ところで、本実施例では、上プレート室１６０ａのみを中仕切給油路下流入口としたが、例えば、図６の細い二点鎖線で示すような、上平面カット部６ａ４の途中に開口する上偏心横穴６ａ５を追加し、その開口部も中仕切給油路下流入口としてもよい。

上偏心横穴６ａ５を追加することにより、遠心ポンプ作用が大きくなり、貯油部１２０の液面が低下しても、各部への給油が継続するため、給油信頼性を向上できるという効果がある。また、流路抵抗の大きい中仕切給油路下流部を、上偏心シャフト６ａの軸受給油路としたことで、新たな流路を設けることが不要となり、圧縮機の構成が単純化されて、加工コストが低減するという効果がある。

このようにして、中仕切室１１０へ入った油は、中仕切側上ピストン端面３ａ２と中仕切板５の上面である上中仕切面５ａとの隙間である中仕切側上ピストン端面隙間を通って、上吸込室９５ａや上圧縮室１００ａへ流入する。

その後は、前記した端板側上ピストン端面隙間から流入した油と同様の流れとなる。この中仕切側上ピストン端面隙間は、前記した中仕切給油路上流部よりも十分流路抵抗が大きい上に、中仕切室１１０から吐出圧よりも低い圧力領域である吐出圧低下領域へ油を流出させる流路であるため、中仕切油流出路とみなすことができる。

以上より、中仕切室１１０は流路抵抗の大きい中仕切給油路下流部と同様に流路抵抗の大きい中仕切油流出路に挟まれる。そして、上記の通り、中仕切給油路下流部の最上流部である中仕切給油路下流入口が定常な運転時においては常に吐出圧となり、一方、中仕切油流出路の最下流部は吸込圧か吐出圧よりも低い吐出圧低下領域となっていることから、中仕切室１１０の圧力である中仕切圧は、常に吐出圧と吸込圧の中間である中間圧となる。

この結果、中仕切室１１０が吐出圧かそれ以上の圧力となっている場合と比較して、中仕切側上ピストン端面隙間の圧力差を小さくすることができる。よって、中仕切室１１０から上吸込室９５ａや上圧縮室１００ａへ流入する油量を低減させることができる。

上吸込室９５ａへ流入する油は、吐出領域内の貯油部１２０に溜まっているため一般に高温である。よって、上吸込室９５ａへ流入する油量を低減することにより、上吸込室９５ａ内の作動流体の加熱を抑制することができる。

これより、上吸込室９５ａの作動流体の密度が増大するため、同一の動力を加えても体積効率が向上し、圧縮機効率の向上という効果を奏する。

一方、上圧縮室１００ａへ流入する油を低減することにより、上圧縮室１００ａ内の作動流体の温度上昇による圧力上昇を抑制することができる。よって、圧縮に要する動力を低減でき、圧縮機効率の向上という効果を奏する。このようにして、体積効率が高く、さらに圧縮機効率が高いロータリ圧縮機を提供できるという効果がある。

次に、図５、図６、図７Ａを用いて、実施例２のロータリ圧縮機について説明する。なお、実施例１と共通する点は説明を省略する。

上述した通り、実施例１の構成によれば、ロータリ圧縮機の体積効率、圧縮機効率をともに高めることができるが、以下の不利益もある。

実施例１の構成では、中仕切油流出路となる中仕切側上ピストン端面隙間は変化が大きく、その隙間が狭くなるにつれて流路抵抗が増大する。一方、中仕切給油路下流部である上偏心シャフト６ａの軸受隙間は変化が小さく、その流路抵抗はほぼ一定である。

これにより、中仕切側上ピストン端面隙間または中仕切側下ピストン端面隙間が小さくなると中仕切圧は上昇する。なぜならば、中仕切給油路下流口から中仕切室１１０を経由して吸込室９５や圧縮室１００へ至る油流路のうち、中仕切室１１０より下流側の流路抵抗だけ増大するため、中仕切圧は低圧側から離れて吐出圧に近づくためである。

ところが、中仕切圧が上昇すると、上ピストン３ａや下ピストン３ｂにかかる軸方向の力が変化して、中仕切板５から上ピストン３ａや下ピストン３ｂを離す向きの力が増加し、中仕切側ピストン端面隙間が逆に増大してしまう。上ピストン３ａや下ピストン３ｂにかかる軸方向の力は、中仕切側上ピストン端面３ａ２と端板側上ピストン端面３ａ１にかかる圧力差で決まり、中仕切側上ピストン端面３ａ２の圧力が上昇すると上ピストン３ａは上プレート端板４ａ側へ移動するためである。

このように、なんらかの理由で、上ピストン３ａが軸方向に移動すると、中仕切圧が変動し、その中仕切圧は、上ピストン３ａの軸方向の移動量を低減する方向に変化する。このメカニズムが収斂する場合は、問題無いが、振動したり、発散したりする場合がある。

以上で説明したように、実施例１の構成では、圧縮機の寸法精度等の制御不可能なパラメータや運転状況によって、中仕切圧が変動する場合が生じ、中仕切室１１０から上吸込室９５ａや上圧縮室１００ａへ流入する油量を低減できない現象が予測不能に起こることも考えられる。

実施例２は、この予測不能な現象を回避できるロータリ圧縮機１に関するものであり、その詳細を、図５、図６、および、図７Ａを用いて説明する。

図５は、実施例２のロータリ圧縮機１の、図２のＨｃ−Ｈｃ位置での断面図（中仕切側上ピストン端面隙間を通る拡大横断面図）であり、本実施例で新たに設けた上油切欠き２００ａの連通動作を説明するものである。この上油切欠き２００ａは、上圧縮室１００ａと中仕切室１１０を連通する中仕切油流出路の一種であり、実施例１で説明した中仕切油流出路に加えて設けたものである。

図５において、図５Ａは連通開始時、図５Ｂは連通路の最大開口時、図５Ｃは連通終了時に対応しており、クランクシャフト６が１２０°回転する図５Ａから図５Ｃに至る期間、上圧縮室１００ａと中仕切室１１０が上油切欠き２００ａを介して連通する状況を示している。ここで、実線はクランクシャフト６、給油縦穴６ｃ、中仕切室１１０、上油切欠き２００ａなど、中仕切板５の上面と同じ高さに配置された構成を示しており、二点鎖線は、上ピストン３ａ、上シリンダ２ａの上シリンダ穴２ａ１、上ブレード機構２０ａ（もしくは後述する上バルーンピストン３０ａ）、上吐出口２ａ３など、中仕切板５の上面よりも上方に配置された構成を示す。

一方、図６は、図５ＢのＶ−Ｖでの拡大縦断面図であって、上油切欠き２００ａと下油切欠き２００ｂの形状、位置を示すものである。さらに、図７Ａは、図６のＳａに示す、端板側上ピストン端面隙間付近の拡大縦断面図である。なお、図６に示すように、下油切欠き２００ｂは、上油切欠き２００ａの真下に設けた、形状同一のものであるため、下油切欠き２００ｂに関する上油切欠き２００ａと共通の説明は省略する。

図５に示すように、本実施例では、中仕切板５の軸穴５ｈの特定の方向に切欠き状の上油切欠き２００ａを設けている。その特定の方向とは、上圧縮室１００ａ内の圧力が中仕切圧と略等しい圧力になったときに、上シリンダ２ａと上ピストン３ａの近接点と、クランクシャフト６の中心の二点を結んだ直線を延長した方向であり、本実施例では、図５Ｂのように、クランクシャフト６の中心から見て、上偏心シャフト６ａの方向から１８０°ずれた正反対の方向である。

ここで、中仕切圧と吸込圧の比を圧力比αとすると、本実施例の構成における圧力比αの設定適正値は、大凡１．５〜１．８程度とすれば良いことを試作により得ている。また、圧力比αを１．５〜１．８とした場合、上油切欠き２００ａの設置位置は、クランクシャフト６の回転方向に、上ブレード機構２０ａから３００〜３５０°進んだ位置、より望ましくは、３３０°進んだ位置とすればよい。

また、上油切欠き２００ａが、中仕切側上ピストン端面３ａ２によって全て閉塞されて、上油切欠き２００ａによる中仕切油流出路が閉じるタイミングがあるように、クランクシャフト６中心から上油切欠き２００ａの外側端部までの距離を、上ピストン３ａの外周半径と上偏心シャフト６ａの偏心量の和よりも小さくなるように設定する。さらに、上油切欠き２００ａが、中仕切側上ピストン端面３ａ２で閉塞されないで、中仕切油流出路として機能するタイミングがあるように、クランクシャフト６中心から上油切欠き２００ａの外側端部までの距離を、上ピストン３ａの外周半径から上偏心シャフト６ａの偏心量を引いた差よりも大きくなるように設定する。

この上油切欠き２００ａは、クランクシャフト６の回転位相に応じて流路断面積が変化する油流路であり、中仕切室１１０と上圧縮室１００ａを繋ぐ流路としては、実施例１の中仕切側上ピストン端面隙間に並列するバイパス流路として機能する。

バイパス流路としての上油切欠き２００ａは、流路抵抗が中仕切側上ピストン端面隙間の大きさに依存しない安定した流路であるため、これを有さない実施例１の構成と比較して、中仕切室１１０と上圧縮室１００ａを繋ぐ中仕切油流出路の流路抵抗が安定し、中仕切圧も安定することになる。

この結果、中仕切室１１０から上吸込室９５ａや上圧縮室１００ａへ流入する油量を安定して低減できるため、実施例１の構成で生じ得る、流入油量を低減できないという予測不能な現象を回避できるので、体積効率と圧縮機効率も安定して向上するという効果がある。

また、図５からも分かるように、この新たに設置した中仕切油流出路（上油切欠き２００ａ）は、上吸込室９５ａには繋がらず、上圧縮室１００ａだけに繋がることから圧縮室油流入路となっている。これにより、中仕切側上ピストン端面隙間から上吸込室９５ａへ流入する高温の油を無くすことができるため、吸込み加熱を抑制できる。さらに、油に溶け込んでいる作動流体が吸込室へ流入する際の発泡による体積効率の低下を抑制できる。以上より、体積効率の向上やそれに伴う圧縮機効率の向上を実現できるという効果がある。

さらにまた、この新たな中仕切油流出路（上油切欠き２００ａ）は、クランクシャフト６の回転に同期して、間欠的に通じることから、圧縮室間欠油流入路となっている。これにより、常時連通の油流入路に求められる高精度の流路断面積管理が不要となるため、加工コストを低減できるという効果がある。また、中仕切室１１０と通じる上圧縮室１００ａの圧力範囲が限定されるため、中仕切圧が安定化し、圧縮動作や各漏れ隙間に形成される油膜が安定する。よって、漏れ損失や摩擦損失が低減し、圧縮機効率が向上するという効果もある。

この中仕切圧は、この圧縮室間欠油流入路の連通期間が短いほど安定する。本実施例は、連通期間はクランクシャフト６の１２０°回転期間とし（図５参照）、非連通期間よりも短く設定してある。これにより、中仕切圧が一層安定化し、一層圧縮機効率が向上するという効果がある。

ところで、上油切欠き２００ａは、上圧縮室１００ａへの連通時に油が噴き出す。このときは、大きな圧力差のために、噴き出す速度が極めて高くなり、霧状となる。さらに、油に作動流体が溶解している場合には、圧力低下による溶解度の低下により、油から作動流体がガス化して発泡し、それによってもさらに油滴が微細化する。この結果、作動流体の漏れ流れに乗りやすくなり、漏れ隙間に容易に流入してシールを行うため、内部漏れを抑制し、圧縮機効率を向上するという効果がある。

さらに、上油切欠き２００ａの設置箇所は、高圧期間が長い上吐出口２ａ３近くであるため、シールが必要な箇所であることから、効果的な噴き出し箇所となっている。特に、上ブレード機構２０ａは、上吸込室９５ａと高圧側作動室である上圧縮室１００ａや上吐出室１０５ａの仕切りとなっているため、その周囲の隙間は、最もシールを要する場所である。本実施例では、上油切欠き２００ａは、上ブレード機構２０ａを臨む位置で開口するため、連通時に多量の油をブレードに直接噴き付けシール性能を高めることができる。これにより、内部漏れを極めて効果的に抑制できるため、圧縮機効率を一層向上できるという効果がある。また、上吸込室９５ａへの吐出流体の漏れ込みも抑制することから、体積効率も向上し、さらに一層圧縮機効率が向上する。

次に、実施例３に係るロータリ圧縮機について、図７Ｂ、図８Ａなどを用いて説明する。なお、上記した実施例と共通する点については説明を省略する。図７Ｂは本実施例における端板側上ピストン端面隙間付近（図６のＳａ部）の拡大縦断面図であり、図８Ａはシール波板ばね１１ａ１の中心線に沿った展開断面模式図である。ここで、端板側上ピストン端面隙間（図６のＳａ部）と端板側下ピストン端面隙間（図６のＳｂ部）の状況は同一であるため、端板側上ピストン端面隙間について説明し、端板側下ピストン端面隙間に関しては共通する説明を省略する。

図７Ｂに示す通り、本実施例のロータリ圧縮機１では、端板側上ピストン端面３ａ１に上ピストンリング溝３ａ３を設け、そこへ、上シール波板ばね１１ａ１と上リングシール９ａを重ねて装着する。また、図８Ａに示すように、上シール波板ばね１１ａ１は、上ピストンリング溝３ａ３に挿入された上リングシール９ａを下方から付勢する板ばねであり、複数の凹凸を有するものである。

この構成により、内周側の上プレート室１６０ａから、吐出圧の油が上リングシール９ａの底面に流入し、上リングシール９ａをピストン側上端板面４ａ６へ付勢するとともに、外周側へも付勢するため、端板側上ピストン端面隙間のシール性を向上させることができる。これにより、上プレート室１６０ａからの吐出油の作動室への流入や作動流体の内部漏れが抑制され、体積効率や圧縮機効率が向上する効果がある。

ここで、中仕切室１１０を中間圧とする実施例２では、上ピストン３ａが中仕切板５へ付勢され、端板側上ピストン端面隙間が拡大するという現象が生じる。この理由を以下に述べる。

中仕切側上ピストン端面３ａ２は、外周の作動室と内周の中仕切室１１０との間の漏れ流れにより圧力分布が生じる。それは内周側の圧力と外周側の圧力を直線で繋ぐ分布となるため、中仕切側上ピストン端面３ａ２にかかる圧力による力は、中仕切側上ピストン端面３ａ２を中央で二分割した中央円の内側環状部に中仕切圧、外側環状部に作動室圧力がかかる簡略化圧力分布で近似計算可能となる。

対する端板側上ピストン端面３ａ１にかかる力も、同様に、中央円の内側環状部に上プレート室１６０ａの圧力である吐出圧、外側環状部に作動流体圧力がかかるとして、計算可能である（厳密にいえば、中仕切側上ピストン端面３ａ２は、面積的に狭い中央寄りの一部領域が中仕切室１１０に臨むため、中央円で圧力領域を分割すると誤差が生じるが、その誤差は小さいため無視する。）。

これより、中央円の外側環状部は二端面とも同一の作動流体圧力が同様にかかるため、つり合う。よって、残りの外側環状部の圧力の大きい方が、合力は大きくなる。外側環状部全面に吐出圧がかかる端板側上ピストン端面３ａ１の方が中間圧がかかる中仕切側上ピストン端面３ａ２よりも圧力が大きくなることから、結局、上ピストン３ａは中仕切板５側へ付勢される。このため、実施例２では、中仕切側上ピストン端面隙間はほぼ０となる反面、端板側上ピストン端面隙間は拡大してしまう。

上記した通り、実施例２では中仕切側上ピストン端面隙間はほぼ０となって、シール性が向上する一方、端板側上ピストン端面隙間は拡大し、シール性が低下する。しかし、隙間の大きさは安定化するため、油膜の形成が容易となり、シール性低下は小さい。よって、総合的に、油流入や作動流体の内部漏れが抑制され、圧縮機効率が向上する。

本実施例は、この拡大する端板側上ピストン端面隙間に、上リングシール９ａを装着して、漏れ流路を遮断したため、端板側上ピストン端面隙間が拡大したにもかかわらず、シール性を格段に向上できる。以上より、中仕切室１１０の中間圧化による中仕切側上ピストン端面３ａ２の隙間縮小と合わせて、主要な漏れ流路である上ピストン３ａの両端面における油流入と作動流体の内部漏れを抑制できるため、体積効率や圧縮機効率を、格段に向上できるという効果がある。

本実施例は、上ピストン３ａに、片側の端面のみに上リングシール９ａを装着するだけで、両端面のシール性を向上できることから、シール性向上の割に製造コストが低減するという効果がある。

さらに本実施例は、上ピストンリング溝３ａ３の外周を、端板側上ピストン端面３ａ１の中央円よりも内側に設ける。上ピストンリング溝３ａ３は吐出圧であるため、端板側上ピストン端面３ａ１にかかる力は、吐出圧領域が縮小し、吐出圧よりも低い圧力がかかる領域が拡大するため、低下する。これにより、上ピストン３ａの中仕切板５への付勢力を低減できるため、そこで発生する摩擦力を低減し、圧縮機効率が向上するという効果がある。

また本実施例は、上リングシール９ａの背面に上シール波板ばね１１ａを装着し、起動時の吐出圧が昇圧しない場合でも、上リングシール９ａを端板側上ピストン端面３ａ１へ付勢できるため、圧縮動作の開始を円滑に行うことができるという効果がある。この上シール波板ばね１１ａは無くてももちろん良い。

さらに、上プレート室１６０ａ側の上ピストンリング溝３ａ３の内壁を一周に渡って切欠いた上ピストンリング内側一周切欠き３ａ４を設けたため、上リングシール９ａの背面に吐出油が容易に流入できるようになり、起動時の圧縮動作の開始を円滑に行うことができるという効果がある。この上ピストンリング内側一周切欠き３ａ４はリングシール付勢手段であり、その中のリングシール背面吐出油導入路である。

次に、実施例４に係るロータリ圧縮機について、図８Ｂのシール切立て板ばねの中心線に沿った展開断面模式図を用いて説明する。本実施例は、リングシールの背面に装着する板ばね形状を変更する以外は、実施例３と同様であるため、同様な箇所に関する説明は省略する。

実施例３では、複数の凹凸を有する１枚の上シール切立て板ばね１１ａ１で上リングシール９ａを下方から付勢する構成としたが、本実施例では、一端が凸部であり他端が凹部である上シール切立て板ばね１１ａ２を複数枚並べて上リングシール９ａを下方から付勢する構成とした。

本実施例で用いる上シール切立て板ばね１１ａ２は加工しやすい形状であるため、実施例３に比べ、加工コストが低減するという効果がある。また、上リングシール９ａが起動時などで上下に振動すると、上リングシール９ａを切立ての傾斜側（図８Ｂでは左側）に相対的に移動させる作用があるため、上リングシール９ａと上シール切立て板ばね１１ａ２を相対的に移動させて、異常な片当たりなどを抑制することができる。これにより、信頼性をさらに向上できるという効果がある。

次に、実施例５に係るロータリ圧縮機について、図８Ｃのシール波板傾斜板ばね１１ａ３の中心線に沿った展開断面模式図を用いて説明する。本実施例は、リングシールの背面に装着する板ばねを外周側（図８Ｃでは右側）がわずかに下がるように傾斜させた以外は、実施例３と同様であるため、同様な箇所に関する説明は省略する。

上シール波板傾斜板ばね１１ａ３は、板ばねの中心線を外周側が下がるようにわずかに傾斜させて配置したものであるため、上リングシール９ａを上ピストンリング溝３ａ３の外周壁に容易に付勢できる。この結果、圧縮動作の開始を含む過渡的な圧縮機運転時でも、上リングシール９ａをピストン側上端板面４ａ６に付勢できるため、運転条件の変更を一層円滑に行うことができるという効果がある。

次に、実施例６に係るロータリ圧縮機について、図８Ｄのシール切立て傾斜板ばねの中心線に沿った展開断面模式図を用いて説明する。本実施例は、リングシールの背面に装着する板ばねを外周側にわずかに傾斜させた形状に変更する以外は、実施例４と同様であるため、同様な箇所に関する説明は省略する。

上シール切立て傾斜板ばね１１ａ４は、実施例５と同様、板ばねの中心線を外周側がわずかに下がるように傾斜させた形状であるため、上リングシール９ａを上ピストンリング溝３ａ３の外周壁に容易に付勢できる。この結果、圧縮動作の開始を含む過渡的な圧縮機運転時でも、上リングシール９ａをピストン側上端板面４ａ６に付勢できるため、運転条件の変更を一層円滑に行うことができるという効果がある。

次に、実施例７に係るロータリ圧縮機について、図７Ｃの端板側ピストン端面隙間付近の拡大縦断面図（図６のＳａ）を用いて説明する。本実施例は、上ピストン３ａのリングシール背面吐出油導入路を、上ピストンリング溝３ａ３内周壁の一箇所または複数か所を切欠いた上ピストンリング内側切欠き３ａ５とする以外は、実施例３から実施例６と同様であるため、同様な箇所に関する説明は省略する。

図７Ａに示した上ピストンリング内側一周切欠き３ａ４は、一周切欠きとしたため、旋盤などでの加工が可能となるため加工コストが低減するが、上リングシール９ａの背面に近い箇所まで切欠いて、吐出圧の導入を容易にしようとした場合、上ピストンリング溝３ａ３の内周壁が全域で低くなり、上リングシール９ａが上ピストンリング溝３ａ３から逸脱してしまうという不利益があった。

これに対して本実施例は、上リングシール９ａの背面に近い箇所のみ深く切欠いて、吐出圧の導入を集中させることができるため、圧縮動作の開始を含む過渡的な圧縮機運転時でも、上リングシール９ａをピストン側上端板面４ａ６に付勢でき、運転条件の変更を一層円滑に行うことができるという効果がある。

次に、実施例８に係るロータリ圧縮機について、図７Ｄの端板側ピストン端面隙間付近の拡大縦断面図（図６のＳａ）を用いて説明する。本実施例は、上ピストン３ａのリングシール背面吐出油導入路を、上ピストンリング溝３ａ３内周壁の一箇所または複数か所を切欠いた上ピストンリング内側底穴３ａ６とする以外は、実施例３から実施例６と同様であるため、同様な箇所に関する説明は省略する。

本実施例では、実施例７の上ピストンリング内側切欠き３ａ５に代え、底部に向けて貫通する上ピストンリング内側底穴３ａ６を上ピストンリング溝３ａ３内周壁に設けた。これにより、上リングシール９ａが上ピストンリング溝３ａ３から逸脱する量を増大させることなく、上リングシール９ａの背面に直接吐出油を導く流路になるため、圧縮動作の開始を含む過渡的な圧縮機運転時でも、上リングシール９ａをピストン側上端板面４ａ６に確実に付勢できるため、運転条件の変更をより一層円滑に行うことができるという効果がある。

次に、実施例９に係るロータリ圧縮機について、図９、１０Ａ、１１を用いて説明する。なお、本実施例は、上吸込口２ａ２近傍のピストン側上端板面４ａ６に上ポケット給油穴４ａ２０を追加した構成に特徴があり、他の構成は上述した実施例と共通するため、詳細な説明は省略する。

図９Ａは、上軸受プレート４ａのシリンダ側の平面図、図９Ｂは、下軸受プレート４ｂのシリンダ側の平面図、図１０Ａは上ポケット給油穴付近の拡大図（図９ＡのＴ部）、図１１は、ポケット給油動作の説明図である。ここで、図９Ａと図９Ｂでは二点鎖線によって、装着されるシリンダ形状を示している。上軸受プレート４ａと下軸受プレート４ｂは外周の形状は異なるが、以下で説明する中央寄りの構造や動作は同様であるため、上軸受プレート４ａのみで上ポケット給油穴４ａ２０の説明を行い、下ポケット給油穴４ｂ２０の説明は省略する。

これまで述べてきたとおり、ロータリ圧縮機における作動室への吐出油流入は、圧縮機効率低下の主因の一つである。しかし、この油は、作動室のシール性向上を担う役割も持っており、作動室流入油の過度な抑制は、逆に作動室のシール性を低下させ、圧縮機効率を低下させる。これまで示してきた、中仕切室１１０の中間圧化と端板側ピストン端面隙間へのシール挿入によると、作動室流入油の主要な流路であるピストン端面隙間をほぼ完全にシールしてしまうため、油切欠きや油穴の圧縮室油流入路で実現する吐出口付近の給油以外の箇所で給油不足が生じる。特に、圧縮室油流入路の出口から遠い吸込口付近などで給油の不足が発生する。この吸込室給油不足を改善する策の一つが、本実施例で示すポケット給油穴による吸込室給油である。

図１１に示す通り、上ポケット給油穴４ａ２０は、上ピストン３ａの旋回運動によって、上吸込室９５ａと上プレート室１６０ａを交互に連通する。これにより、上ポケット給油穴４ａ２０は、上プレート室１６０ａに臨んだ際に、吐出圧の油が入り、上吸込室９５ａへ臨んだ際に圧力差でその油が上吸込室９５ａへ噴き出す。これにより、上吸込室９５ａへのポケット給油を実現する。この動作によって、吸込室側の給油不足が改善され、体積効率や圧縮機効率が向上する。

ところで、上ポケット給油穴４ａ２０が、上吸込室９５ａと上プレート室１６０ａを交互に行き来するためには、図１０Ａで示すように、端板側ピストン端面外線の最内位置と端板側ピストン端面外線の最外位置を示す円で挟まれた環状領域に入っている必要がある。
本実施例は３個のポケット給油穴で構成しているが、必要な給油量に応じて数を変更してかまわない。また、３個の各々のポケット給油穴は、すべて上軸受プレート中心から等距離（Ｌ１＝Ｌ２＝Ｌ３）に配置されているが、これによって、各々のポケット給油穴が給油を開始するタイミングは等時間間隔となる。さらに、上ポケット給油穴４ａ２０の総容積は、上吸込室の最大容積の４０００分の１から１０００分の１とする。これにより、圧縮機効率が最大になることが、実験等により見出されている。

次に、実施例１０に係るロータリ圧縮機について、図１０Ｂを用いて説明する。図１０Ｂは、上ポケット給油穴付近の拡大図（図９ＡのＴ部）であり、３個の各々のポケット給油穴の配置する位置が、ブレード機構に近づくほど上軸受プレート中心から離れて（Ｌ１＞Ｌ２＞Ｌ３）配置される、上ポケット距離増加給油穴４ａ２１とする以外は、実施例９と同様であるので、同様な箇所に関する説明は省略する。

これにより、Ｌ１＝Ｌ２＝Ｌ３となる実施例９の場合に比べて、３個のポケット給油穴で給油するクランクシャフト６の回転位相角期間が延びる。よって、クランクシャフト６の回転速度が比較的小さい条件で高効率を狙う場合に適している。

次に、実施例１１に係るロータリ圧縮機について、図１０Ｃを用いて説明する。図１０Ｃは、上ポケット給油穴付近の拡大図（図９ＡのＴ部）であり、３個の各々のポケット給油穴の配置する位置が、ブレード機構に近づくほど上軸受プレート中心に近づいて（Ｌ１＜Ｌ２＜Ｌ３）配置される、上ポケット距離減少給油穴４ａ２２とする以外は、実施例９と同様であるので、同様な箇所に関する説明は省略する。

これにより、Ｌ１＝Ｌ２＝Ｌ３となる実施例９の場合に比べて、３個のポケット給油穴で給油するクランクシャフト６の回転位相角期間が短くなり短時間に一気に給油される。よって、クランクシャフト６の回転速度が比較的大きい条件で高効率を狙う場合に適している。

次に、実施例１２に係るロータリ圧縮機について、図９Ａと図１２Ａと図１２Ｂを用いて説明する。図９Ａは、上軸受プレート４ａの平面図、図１２Ａは、ブレード給油穴付近の拡大縦断面図（図２のＧ部）であり、図１２Ｂは、上吐出カバー１５ａの平面図である。

実施例９で説明した通り、中仕切室１１０の中間圧化と端板側ピストン端面隙間へのシール挿入では、圧縮室油流入路の出口から遠い吸込口付近などで給油の不足が発生するため、その吸込室給油不足を改善する対策が必要となる。

本実施例は、その一策であり、ブレード機構の隙間から吸込室へ給油するために、後方穴（上ベーン背面穴２ａ２２、上ブレード背面穴２ａ３２）の上方にブレード給油穴４ａ１０を設けるとともに、ブレード給油穴４ａ１０を覆う上吐出カバー１５ａのカバー拡大部１５ａ２と、そこに繋がるカバー傾斜部１５ａ３を設ける以外は、実施例３から実施例１１と同様であるので、同様な箇所に関する説明は省略する。

これにより、上吐出弁１８ａから作動流体とともに吐出する油は、上吐出カバー１５ａに衝突して、作動流体から分離し、カバー傾斜部１５ａ３の内面を伝って、カバー拡大部１５ａ２に至る。そして、重力によって、下方のブレード給油穴４ａ１０を通り、ブレードが臨む後方穴に油が垂れる。これにより、差圧によってブレード周囲の隙間から上吸込室９５ａと下吸込室９５ｂに給油される。これにより、体積効率や圧縮機効率が向上する。

ところで、ブレード給油穴４ａ１０を通る油は、上吐出カバー１５ａに衝突して作動流体が油から発泡した直後であるため、温度は低い。これにより、低温の油を吸込室に給油できるため、吸込み加熱を抑制できるから、体積効率や圧縮機効率を一層向上できる

次に、実施例１３に係るロータリ圧縮機について、図１３の圧縮室間欠油流入路である貫通油切欠きの拡大縦断面図（図５ＢのＶ−Ｖ）を用いて説明する。上下の油切欠きを一体化した貫通油切欠き２０５を設ける以外は、実施例３から実施例１２と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

上下の溝位置を合わせる必要がなく、一箇所の溝加工で圧縮室間欠油流入路を実現できるため、加工コストが低減するという効果がある。

次に、実施例１４に係るロータリ圧縮機について、図１４の圧縮室間欠油流入路である油穴の拡大縦断面図（図５ＢのＶ−Ｖ）を用いて説明する。圧縮室間欠油流入路を、中央油穴２１０ｃと上油穴２１０ａと下油穴２１０ｂからなる油穴とする以外は、実施例３から実施例１２と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

中仕切室１１０では、油がミスト状もしくは泡状になっているため、重力の影響を受けて、上方よりも下方の方が油の存在密度が高い。よって、上圧縮室１００ａと下圧縮室１００ｂで圧縮間欠油流入路の中仕切室１１０側開口部の高さが異なる場合、下方寄りに開口した圧縮間欠油流入路の方が流量が多くなる。

例えば、実施例３では下圧縮室１００ｂへの流入油量が上圧縮室１００ａへの流入油量よりも多くなる。このため、上圧縮室１００ａの給油不足によるシール性低下の可能性または下圧縮室１００ｂの給油過多による、作動流体加熱の影響が出て、圧縮機効率が低下する問題が発生する場合がある。

これを改善するため、本実施例では、圧縮間欠油流入路の中仕切室１１０との連通箇所を、中央油穴２１０ｃの開口位置が限定された一箇所とした。この結果、上圧縮室１００ａと下圧縮室１００ｂにほぼ同量の油を供給することができ、圧縮機効率が向上するという効果がある。ここで、中央油穴２１０ｃから上油穴２１０ａと下油穴２１０ｂへ分岐する際に下油穴２１０ｂへ多く油が分岐する可能性は低い。それは、流路断面積が限定され場所での油の流れであるために、流速が大きく、重力の影響が小さくなるためである。

次に、実施例１５に係るロータリ圧縮機について、図１５Ａと図１５Ｂを用いて説明する。図１５Ａは、上ブレード機構付近の拡大横断面図（図３ＡのＮa部）、図１５Ｂは下ブレード機構付近の拡大横断面図（図３ＢのＮb部）である。上ブレード機構と下ブレード機構は同様の構造で動作も同様であるため、上ブレード機構で説明を行い、下ブレード機構の対応する説明は省略する。

上ブレード機構のブレード部を上ピストン３ａと一体化して、上ピストンブレード３０ａ１とし、上バルーンピストン３０ａを形成する。そして、上ピストンブレード３０ａ１を、上シリンダ２ａの吸込吐出近接領域に開口する上ブレード溝２ａ３０と、上ブレード溝２ａ３０に接続する円形穴である上ヒンジ穴２ａ３１と上ブレード背面穴２ａ３２に挿入する。そして、上ピストンブレード３０ａ１と上ヒンジ穴２ａ３１の間の空間に半円柱形状の上セミシリンダ３１ａを隙間嵌合する。このように、ブレード機構を、上ピストン３ａと一体化した上バルーンピストン３０ａとする以外は、実施例１から実施例１４と同様である。

上述した実施例のように、分離ブレード機構で中仕切室１１０を中間圧にした場合、上ピストン３ａが上軸受プレート４ａ側へ押し付けられるため、上ピストン３ａの回転が阻害され、上ブレード機構２０ａが長期間ピストンの同一箇所へ押圧されて、ベーンとピストン間が異常磨耗し、漏れ増大による圧縮機効率低下の可能性があった。

しかし、本実施例の一体化ブレード機構では、ベーンとピストンの押圧箇所が無いことから、漏れ増大を原因とする性能低下を回避でき、安定した性能を維持して信頼性の高いロータリ圧縮機を提供できるという効果がある。

最後に、実施例１６に係るロータリ圧縮機について、図１６と図１７と図８を用いて説明する。

図１６は、ピストンブレードの拡大断面図（図１５Ａと図１５ＢのＪ―Ｊ）であり、図１７は、ピストンブレード先端部の拡大図（図１６のＷ部）、そして図８は、各種板ばねの中心線に沿った断面模式図である。上ブレード機構と下ブレード機構は同様の構造で動作も同様であるため、上ブレード機構で説明を行い、下ブレード機構の対応する説明は省略する。ピストンブレードの端面のうちで軸受プレート側の面に、直線状シールを設ける以外は、実施例１５と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

本実施例では、図１６に示すように、上ピストンブレード３０ａ１の上軸受プレート４ａ側の端面に上ピストン直線溝３０ａ２を設け、その中に、図８に示す各種上板ばね１１ａ１、１１ａ２、１１ａ３、１１ａ４とともに、上ラインシール１０ａを重ねて装着する。さらに、図１７に示す通り、上ピストン直線溝３０ａ２が間欠的に上ブレード背面穴２ａ３２に臨むようにしてあるため、これによって、上ラインシール１０ａの背面に吐出圧を導入し、上軸受プレート４ａへ確実に付勢でき、シール性を向上する。

以上で説明した本実施例の構成によれば、中仕切室１１０の中間圧化によって、上バルーンピストン３０ａの円環状部である上ピストン３ａが中仕切板５側へ付勢されるために、上ピストンブレード３０ａ１も中仕切板５側へ付勢される。この結果、上ピストンブレード３０ａ１の上軸受プレート４ａ側の端面隙間が拡大するが、そこへ上ラインシール１０ａを設けたために、シールが確保され、内部漏れが抑制されて、圧縮機効率や体積効率が向上するという効果がある。

１ ロータリ圧縮機
２ａ 上シリンダ
２ａ１ 上シリンダ穴
２ａ２ 上吸込口
２ａ３ 上吐出口
２ａ２０ 上ベーン溝
２ａ２１ 上ベーン横穴
２ａ２２ 上ベーン背面穴
２ａ３０ 上ブレード溝
２ａ３１ 上ヒンジ穴
２ａ３２ 上ブレード背面穴
３ａ 上ピストン
３ａ１ 端板側上ピストン端面
３ａ２ 中仕切側上ピストン端面
３ａ３ 上ピストンリング溝
３ａ４ 上ピストンリング内側一周切欠き
３ａ５ 上ピストンリング内側切欠き
３ａ６ 上ピストンリング内側底穴
３ａ７ 上ピストン穴
４ａ 上軸受プレート
４ａ１ 上プレート端板
４ａ２ 上プレート軸受
４ａ３ 上吐出弁口
４ａ４ 上らせん溝
４ａ５ 上軸周囲溝
４ａ６ ピストン側上端板面
４ａ８ 上プレート貫通穴
４ａ９ 上シリンダボルト穴
４ａ１０ ブレード給油穴
４ａ２０ 上ポケット給油穴
４ａ２１ 上ポケット距離増加給油穴
４ａ２２ 上ポケット距離減少給油穴
５ 中仕切板
５ａ 上中仕切面
５ｈ 軸穴
６ クランクシャフト
６ａ 上偏心シャフト
６ａ１ 上スラスト面
６ａ２ 上給油横穴
６ａ３ 上スラスト溝
６ａ４ 上平面カット部
６ａ５ 上偏心横穴
６ｃ 給油縦穴
７ モータ
７ｃ ロータ
７ｄ ステータ
７ｄ１ ステータ周囲溝
７ｅ モータ線
８ ケーシング
８ｃ 円筒ケーシング
８ｄ 上ケーシング
８ｅ 下ケーシング
９ａ 上リングシール
１０ａ 上ラインシール
１１ａ１ 上シール波板ばね
１１ａ２ 上シール切立て板ばね
１１ａ３ 上シール波板傾斜ばね
１１ａ４ 上シール切立て傾斜ばね
１５ａ 上吐出カバー
１５ａ１ 吐出カバー穴
１５ａ２ カバー拡大部
１５ａ３ カバー傾斜部
１８ａ 上吐出弁
２０ａ 上ブレード機構
２０ａ１ 上ベーン
２１ａ 上ベーンばね
３０ａ 上バルーンピストン
３０ａ１ 上ピストンブレード
３０ａ２ 上ピストン直線溝
３１ａ 上セミシリンダ
５０ａ 上吸込パイプ
５５ 吐出パイプ
８５ 給油キャップ
９０ａ 上シリンダポルト
９５ａ 上吸込室
１００ａ 上圧縮室
１０５ａ 上吐出室
１１０ 中仕切室
１２０ 貯油部
１３０ 吐出連通路
１４０ ケーシング空間
１５０ａ 上首部空間
１６０ａ 上プレート室
２００ａ 上油切欠き
２０５ 貫通油切欠き
２１０ａ 上油穴
２１０ｃ 中央油穴
２２０ ハーメチック端子
Ｍ 圧縮機構部

Claims (17)

1. 内部にケーシング空間を形成するケーシングと、
   吸込圧の作動流体が前記ケーシングの外部から流入する吸込パイプと、
   吐出圧の作動流体が前記ケーシングの外部に吐出する吐出パイプと、
   前記ケーシング空間の上部に設けられ、回転駆動力を発生させる回転駆動源と、
   前記ケーシング空間の下部に設けられ、作動流体を圧縮する圧縮機構部と、
   前記ケーシング空間の最下部に設けられ、油を貯める貯油部と、
   を備えたロータリ圧縮機であって、
   前記圧縮機構部は、
   上シリンダ穴を有する円筒状の上シリンダと、該上シリンダ穴に偏心旋回可能に挿入された円環形状の上ピストンと、前記上シリンダ穴と前記上ピストンの間に形成される三日月形断面空間を前記吸込パイプに連通する上吸込室と前記吐出パイプに連通する上圧縮室に仕切る上ブレード機構と、を設けた上側圧縮機構と、
   下シリンダ穴を有する円筒状の下シリンダと、該下シリンダ穴に偏心旋回可能に挿入された円環形状の下ピストンと、前記下シリンダ穴と前記下ピストンの間に形成される三日月形断面空間を前記吸込パイプに連通する下吸込室と前記吐出パイプに連通する下圧縮室に仕切る下ブレード機構と、を設けた下側圧縮機構と、
   前記回転駆動源によって回転駆動され、前記上ピストンを装着する上偏心シャフトと前記下ピストンを装着する下偏心シャフトを設けたクランクシャフトと、
   前記上側圧縮機構の上方に配置され、前記上シリンダ穴の上方を塞ぐとともに、前記クランクシャフトを軸支する上軸受プレートと、
   前記上側圧縮機構と前記下側圧縮機構の間に配置され、前記クランクシャフトが貫通するとともに前記上シリンダ穴と前記下シリンダ穴を連通する軸穴を有する中仕切板と、
   前記下側圧縮機構の下方に配置され、前記下シリンダ穴の下方を塞ぐとともに、前記クランクシャフトを軸支する下軸受プレートと、からなり、
   定常運転時には、
   前記上軸受プレートの下面、前記上ピストンの内周面、前記上偏心シャフトの上面で囲まれた上プレート室、および、前記下軸受プレートの上面、前記下ピストンの内周面、前記下偏心シャフトの下面で囲まれた下プレート室を前記吐出圧に保持するとともに、
   前記上偏心シャフトの下面、前記上ピストンの内周面、前記クランクシャフトの外周面、前記中仕切板の内周面、前記下ピストンの内周面、および、前記下偏心シャフトの上面で囲まれた中仕切室を前記吐出圧と前記吸込圧の中間となる中仕切圧に保持することを特徴とするロータリ圧縮機。
2. 請求項１に記載のロータリ圧縮機において、
   前記上プレート室または前記下プレート室から前記中仕切室に至る給油路下流部の流通抵抗は、前記貯油部から前記上プレート室または前記下プレート室に至る給油路上流部の流通抵抗よりも大きく、
   前記中仕切室から油が流出する油流出路の流通抵抗は、前記給油路上流部の流通抵抗よりも大きいことを特徴とするロータリ圧縮機。
3. 請求項２に記載のロータリ圧縮機において、
   前記給油路下流部は、前記上偏心シャフトの外周の一部に設けたカット部と前記上ピストンの隙間、または、前記下偏心シャフトの外周の一部に設けたカット部と前記下ピストンの隙間であることを特徴とするロータリ圧縮機。
4. 請求項２に記載のロータリ圧縮機において、
   前記油流出路は、
   前記上ピストンの下面と前記中仕切板の上面の間を通って前記上圧縮室に至る上油流出路と、
   前記下ピストンの上面と前記中仕切板の下面の間を通って前記下圧縮室に至る下油流出路と、
   からなることを特徴とするロータリ圧縮機。
5. 請求項４に記載のロータリ圧縮機において、
   前記油流出路は、前記クランクシャフトの回転に同期して間欠的に連通することを特徴とするロータリ圧縮機。
6. 請求項５に記載のロータリ圧縮機において、
   前記油流出路が連通する時間は、連通しない時間よりも短いことを特徴とするロータリ圧縮機。
7. 請求項５に記載のロータリ圧縮機において、
   前記上油流出路は、前記中仕切板の上面の内周側に設けられ、
   前記クランクシャフトの中心から前記上油流出路の外側端部までの距離は、
   前記上ピストンの外周半径と前記上偏心シャフトの偏心量の和より小さく、かつ、
   前記上ピストンの外周半径と前記上偏心シャフトの偏心量の差より大きく、
   前記下油流出路は、前記中仕切板の下面の内周側に設けられ、
   前記クランクシャフトの中心から前記下油流出路の外側端部までの距離は、
   前記下ピストンの外周半径と前記下偏心シャフトの偏心量の和より小さく、かつ、
   前記下ピストンの外周半径と前記下偏心シャフトの偏心量の差より大きい、
   ことを特徴とするロータリ圧縮機。
8. 請求項５に記載のロータリ圧縮機において、
   前記上油流出路の設置位置を、前記上ブレード機構の設置位置から前記クランクシャフトの回転方向に３００〜３５０°進んだ位置とするとともに、
   前記下油流出路の設置位置を、前記下ブレード機構の設置位置から前記クランクシャフトの回転方向に３００〜３５０°進んだ位置とすることを特徴とするロータリ圧縮機。
9. 請求項８のロータリ圧縮機において、
   前記上油流出路を前記上ブレードを臨む位置に設定し、
   前記下油流出路を前記下ブレードを臨む位置に設定することを特徴とするロータリ圧縮機。
10. 請求項１から請求項９何れか一項に記載のロータリ圧縮機において、
    前記上ピストンの上面には、環状の上リング溝と、該上リング溝に挿入した環状の上リングシールを設けて前記上ピストンと前記上軸受プレートの隙間をシールするとともに、
    前記下ピストンの下面には、環状の下リング溝と、該下リング溝に挿入した環状の下リングシールを設けて前記下ピストンと前記下軸受プレートの隙間をシールすることを特徴とするロータリ圧縮機。
11. 請求項１０に記載のロータリ圧縮機において、
    前記上リングシールを前記上軸受プレートの方向に付勢する上リングシール付勢手段と、
    前記下リングシールを前記下軸受プレートの方向に付勢する下リングシール付勢手段が設けられることを特徴とするロータリ圧縮機。
12. 請求項１１に記載のロータリ圧縮機において、
    前記上リングシール付勢手段は、前記上リング溝の全周または一部に設けた油導入路を介して前記上プレート室から流入した吐出油、または、前記上リングシールの下方に設けたリングばねであり、
    前記下リングシール付勢手段は、前記下リング溝の全周または一部に設けた油導入路を介して前記下プレート室から流入した吐出油、または、前記下リングシールの上方に設けたリングばねであることを特徴とするロータリ圧縮機。
13. 請求項１から請求項９何れか一項に記載のロータリ圧縮機において、
    前記上軸受プレートには、前記上プレート室と前記上吸込室に交互に連通する上ポケット給油穴を設けるととともに、
    前記下軸受プレートには、前記下プレート室と前記下吸込室に交互に連通する下ポケット給油穴を設けることを特徴とするロータリ圧縮機。
14. 請求項１３に記載のロータリ圧縮機において、
    前記上軸受プレートに設けられる上ポケット給油穴は一個または複数個であり、
    前記下軸受プレートに設けられる下ポケット給油穴は一個または複数個であることを特徴とするロータリ圧縮機。
15. 請求項１３に記載のロータリ圧縮機において、
    前記上ポケット給油穴の総容積を、前記上吸込室の最大容積の４０００分の１から１０００分の１とし、
    前記下ポケット給油穴の総容積を、前記下吸込室の最大容積の４０００分の１から１０００分の１とすることを特徴とするロータリ圧縮機。
16. 請求項１から請求項９何れか一項に記載のロータリ圧縮機において、
    前記上ブレード機構の上面には、直線状の上ブレード溝と、該上ブレード溝に挿入された上ラインシールと、該上ラインシールを前記上軸受プレートの方向へ付勢する上ラインシール付勢手段と、が設けられ、
    前記下ブレード機構の下面には、直線状の下ブレード溝と、該下ブレード溝に挿入された下ラインシールと、該下ラインシールを前記下軸受プレートの方向へ付勢する下ラインシール付勢手段と、が設けられることを特徴とするロータリ圧縮機。
17. 請求項１から請求項９何れか一項に記載のロータリ圧縮機において、
    前記中仕切圧と前記吸込圧の比を１．５〜１．８としたことを特徴とするロータリ圧縮機。

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