JP2019218861A - ローリングシリンダ式容積型圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】ローリングシリンダ式容積型圧縮機において、作動室のシール性を向上させて高い圧縮機効率を実現する。【解決手段】シリンダ溝を有する円柱状のローリングシリンダと、スライド溝を有する旋回ピストンと、ピン機構を有する静止シリンダと、旋回ピストンの旋回運動の駆動源であるピストン旋回駆動源と、旋回ピストンとピストン旋回駆動源とを繋ぐ駆動伝達部と、駆動伝達部が貫通するフレームと、旋回ピストン、ローリングシリンダ、静止シリンダ、ピストン旋回駆動源及び駆動伝達部を内蔵するケーシングと、を備えたローリングシリンダ式容積型圧縮機であって、旋回ピストン、ローリングシリンダ及び静止シリンダは、圧縮部を構成し、旋回ピストンは、シリンダ溝にて相対的に往復運動をするものであり、シリンダ溝における往復運動の両端部には、シリンダ溝外周壁が設けられている。【選択図】図１

Description

本発明は、ローリングシリンダ式容積型圧縮機に関する。

ローリングシリンダ式容積型圧縮機は、幾何学的に独特の軌跡（ハイポサイクロイド）を利用する装置である。この装置を用いて冷媒等の作動流体を圧縮する場合、作動流体の漏れを防止することが効率向上のために必須である。作動流体の漏れを防止するためには、摺動部に十分な量の潤滑油を万遍なく供給することも重要である。

特許文献１には、ローリングシリンダに旋回ピストンをはめ込んだ１つの圧縮部を有し、旋回ピストンの往復運動により作動流体を圧縮するローリングシリンダ式容積型圧縮機であって、摺動部への潤滑油の十分な供給を可能としたものが開示されている。

国際公開第２０１６／０６７３５５号

特許文献１に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機は、シリンダ溝がローリングシリンダの外周面まで延在しているため、シリンダ溝に形成される作動室がシリンダ溝の底面部（シリンダ底端板）の外周を経由して背面空間に通じる漏れ流路が生じ、圧縮機効率の低下を引き起こす点で改善の余地があった。

本発明は、ローリングシリンダ式容積型圧縮機において、作動室のシール性を向上させて高い圧縮機効率を実現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圧縮機は、シリンダ溝を有する円柱状のローリングシリンダと、スライド溝を有する旋回ピストンと、ピン機構を有する静止シリンダと、旋回ピストンの旋回運動の駆動源であるピストン旋回駆動源と、旋回ピストンとピストン旋回駆動源とを繋ぐ駆動伝達部と、駆動伝達部が貫通するフレームと、旋回ピストン、ローリングシリンダ、静止シリンダ、ピストン旋回駆動源及び駆動伝達部を内蔵するケーシングと、を備え、旋回ピストン、ローリングシリンダ及び静止シリンダは、圧縮部を構成し、旋回ピストンは、シリンダ溝にて相対的に往復運動をするものであり、シリンダ溝における往復運動の両端部には、シリンダ溝外周壁が設けられている。

本発明によれば、ローリングシリンダ式容積型圧縮機において、作動室のシール性を向上させて高い圧縮機効率を実現することができる。

実施例１に係るＲＣ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ＲＣ圧縮機のローリングシリンダを示す斜視図である。 実施例１に係るＲＣ圧縮機の旋回ピストンを示す斜視図である。 実施例１に係る固定ピンを有する静止シリンダを示す底面図である。 実施例１に係るＲＣ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ＲＣ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旋回ピストン側へずれた断面で見た図を用いて示すフロー図である。 実施例１に係るＲＣ圧縮機の図８のクランク角０ｄｅｇにおける配置を示す拡大断面図である。 実施例１に係るＲＣ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８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１のＰ部の拡大断面図である。 図１１の変形例を示す拡大断面図である。 実施例２のピンスライド機構のスライド溝挿入部を示す拡大縦断面図である。 実施例２のピンスライド機構のスライダを示す斜視図である。 実施例３のローリングシリンダを示す斜視図である。 実施例４のローリングシリンダを示す斜視図である。 実施例５のローリングシリンダを示す斜視図である。 実施例５のローリングシリンダを示す上面図である。 実施例６のローリングシリンダを示す斜視図である。 実施例６のローリングシリンダを示す上面図である。 実施例７のローリングシリンダを示す斜視図である。 実施例８のローリングシリンダを示す斜視図である。 実施例１のローリングシリンダを示す上面図である。 実施例１の旋回ピストンを示す上面図である。 実施例９のローリングシリンダを示す上面図である。 実施例９の旋回ピストンを示す上面図である。 実施例１０のローリングシリンダを示す上面図である。 実施例１０の旋回ピストンを示す上面図である。

本発明は、旋回する旋回ピストンと、連動して回転するローリングシリンダと、これらを組込む静止シリンダと、を３つの主な圧縮要素とする形式を代表的な構成とする圧縮機であって、これらの圧縮要素により作動流体である気体の圧縮を行うローリングシリンダ式容積型圧縮機（以下「ＲＣ圧縮機」ともいう。）に関する。ここで、作動流体には、空気等の非凝縮ガスだけでなく、空気調和機や冷凍機に用いられる冷媒も含まれる。

本発明のＲＣ圧縮機の基本的な構成については、特許文献１において開示しているため、本明細書においては、本発明における課題及びその解決手段に焦点を当てて説明する。

特に、旋回ピストンの自転軸であるピストン自転軸とローリングシリンダの回転軸であるシリンダ回転軸が重なるタイミングにおいて極めて高い頻度で生じる機構停止を回避するために、圧縮動作を滑らかに継続させるため、旋回ピストン及びローリングシリンダの自転速度を同期させる回転同期手段と、旋回ピストンの自転速度を旋回速度の半分に規定する自転半減手段による旋回ピストンの姿勢規制手段と、を備えるローリングシリンダ式容積型圧縮機に関する。

これらの手段により、旋回ピストンが如何なる旋回位相下であろうとも、常時、旋回ピストンのピストンカット面の中心軸であるカット軸がシリンダ回転軸を通るように、旋回ピストンの姿勢が制御される。よって、旋回ピストンは、旋回ピストンが嵌合されるシリンダ溝を直径部に有するローリングシリンダの受動的な回転を阻害することが無くなり、圧縮動作を停止させることがなくなる。このため、前記した機構停止を回避するために従来行われてきた圧縮部を複数設け、さらにそれら複数のローリングシリンダを一体的に回転させる回転一体化手段を施す必要がなくなる。

よって、旋回ピストン１個とローリングシリンダ１個からなる１組の圧縮部だけを有するローリングシリンダ式容積型流体機械が実現可能となる。これにより、冷蔵庫などの小容量または二酸化炭素等の高圧下で使用するために大容量であっても押除け容積が小さい圧縮機には最適となり、圧縮機の小型化を可能にできるという効果がある。

今回の実施形態では、一か所の圧縮部を有するものだけを示すが、そこで示す圧縮部を複数備えるタイプの圧縮機も当然実現できる。例えば、回転トルク変動を抑える目的で、圧縮部を２個にしてもよい。この場合、ローリングシリンダの一体化は不要となるため、圧縮部の組み立て性が向上する。

次に、本発明のローリングシリンダ式容積型圧縮機の大枠の仕様について述べる。

本発明のローリングシリンダ式容積型圧縮機は、旋回ピストンと、ローリングシリンダと、ピストン旋回駆動源と、駆動伝達手段と、ローリングシリンダ回転支持部と、回転同期手段と、自転半減手段と、静止シリンダと、ケーシングと、を備えている。

旋回ピストンは、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。

ローリングシリンダは、シリンダ回転軸を中心に回転運動する円柱的な形状を有し、シリンダ回転軸と直交するシリンダ溝軸を中心軸としシリンダ回転軸に平行な一定幅のシリンダ溝を有し、シリンダ溝の両側面がシリンダ溝軸に対して平行となる。

ピストン旋回駆動源は、旋回ピストンの旋回運動の駆動源である。

駆動伝達手段は、旋回ピストンとピストン旋回駆動源を繋ぐ。

ローリングシリンダ回転支持部は、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に平行としかつピストン旋回軸に対する偏心量であるシリンダ偏心量を旋回半径と等しいＥとして配置させる。

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と同期させる。

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。

静止シリンダは、旋回ピストンをシリンダ溝へ隙間嵌合させてシリンダ溝を仕切ることにより隔成される２つの空間を概略密閉して２つの作動室を形成する圧縮部とするべく、旋回ピストンとローリングシリンダを内包する。

ケーシングは、圧縮部とともに貯油部を内蔵する。

静止シリンダには、吸込流路と吐出流路が接続している。

吸込流路は、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一方の作動室を吸込系と繋いで吸込室とする。

吐出流路は、旋回ピストンの旋回運動で容積が減少するもう一方の作動室を吐出系と繋いで吐出室とする。

吸込流路及び吐出流路は、容積が増大を終了し減少を開始する直前まで吸込室であった作動室を、吐出室へ移行するまで、吸込系にも吐出系にも繋がらない期間を設けて圧縮室とすべく配置されている。

回転同期手段は、シリンダ溝の２側面と摺接する旋回ピストンの側面に、ピストン自転軸と直交するカット軸を中心軸としピストン自転軸に平行な一定間隔の二平面であるピストンカット面を設けることにより実現する。

自転半減手段は、旋回ピストンの側面のうちでピストン自転軸と直交する二つのピストン側端面の一つ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一定幅のスライド溝と、ピストン旋回軌跡円上に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スライド溝へ挿入するローリングシリンダ回転支持部に配されるピン機構からなるピンスライド機構で構成されている。そして、ピン軸を、ピストン旋回軌跡円上に配置するシリンダ回転軸に対して、ピストン旋回軸を中心として１８０度対向する位置からピン軸調整角δだけ回転したピストン旋回軌跡円上の位置に配置するとともに、スライド軸を、ピストン自転軸を中心として、カット軸の法線方向からピン軸調整角と同一回転方向にピン軸調整角の半分であるδ／２度だけ回転させて設置することにより実現する。

以下、本発明のローリングシリンダ式容積型圧縮機について複数の実施例を用い、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、各実施例の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。なお、模式的図示と記載される以外の箇所においては、図示する各要素の寸法比率は一実施形態を示している。よって、図示される形状における各寸法の大小関係や角度も一実施形態を示す。さらに、図中の括弧付の付番は、括弧付の付番の対象部の有無によって２通りの実施形態を示す。また、具体的な寸法値についても、特に限定されるものではないが、ローリングシリンダ式容積型圧縮機の外径が１０ｍｍから２０００ｍｍまでの範囲であることが望ましい。

図１は、実施例１のＲＣ圧縮機の全体構成を示したものである。なお、本図の説明においては、特許文献１に記載されている構成については簡略なものとしている。

本図に示すように、ＲＣ圧縮機は、大きく分けると、圧縮部と、駆動源であるモータ７と、貯油部１２５と、で構成されている。

本図においては、ケーシング円筒部８ａ、ケーシング上フタ８ｂ及びケーシング下フタ８ｃで構成されているケーシング内の上部から、圧縮部、モータ７及び貯油部１２５が順に配置されている。

圧縮部は、圧縮される作動流体に直接作用する構成要素として、ローリングシリンダ１と、旋回ピストン３と、静止シリンダ２と、を含む。これらの材質に関して、旋回ピストン３、ローリングシリンダ１及び静止シリンダ２をすべて鋳鉄で作製すれば、コストを低く抑えることができる。また、ローリングシリンダ１をアルミニウム合金で作製し、旋回ピストン３及び静止シリンダ２を鋳鉄で作製してもよい。このようにすれば、受動的に回転するローリングシリンダ１を軽量化することができるため、動作不良を起こしにくくすることができ、かつ、運転を滑らかにすることができる。さらに、旋回ピストン３、ローリングシリンダ１及び静止シリンダ２をすべてアルミニウム合金で作製すれば、ＲＣ圧縮機全体を軽量化することができる。

圧縮部は、上部を静止シリンダ２、下部をフレーム４で覆った構成である。フレーム４には、上主軸受２４ａと下主軸受２４ｂとからなる主軸受２４が設けられている。この主軸受２４によりクランクシャフト６が回転可能な状態で支持されている。クランクシャフト６は、下方へ突き出ている。

圧縮部においては、ローリングシリンダ１と、旋回ピストン３と、静止シリンダ２と、で作動室が形成される。作動室は、吸込室９５又は圧縮室１００となる。

静止シリンダ２には、シリンダ回転軸を中心軸とする円形の偏心シリンダ穴２ｂが設けられている。また、静止シリンダ２は、その外周側面にシリンダ外周溝２ｍを有する。静止シリンダ２の上面からは、偏心シリンダ穴２ｂへ貫通するバイパス穴２ｅが設けられている。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、弁座に弁板を配置し、その上部から弁板をばねで軽く押さえた構成となっている。これにより、バイパス弁２２は、偏心シリンダ穴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。偏心シリンダ穴２ｂの底面には、ピン機構５が設けられている。

圧縮部には、吸込路２ｓ及び吐出穴２ｄ１が設けられている。吸込路２ｓは、偏心シリンダ穴２ｂの底面に設ける吸込溝２ｓ２と、静止シリンダ２の上面から吸込溝２ｓ２に繋がる吸込穴２ｓ１と、で構成されている。

静止シリンダ２の上部には、シリンダ上部壁２ｗが静止シリンダ２をフレーム４へ取り付けるためのシリンダボルト９０よりも内側を覆うように配置されている。シリンダ上部壁２ｗの上面には、吐出カバー２３０が固定され、これが吐出穴２ｄ１やバイパス穴２ｅ等を覆っている。そして、シリンダ上部壁２ｗの複数箇所には、内周部と外周部を繋ぐ上部壁溝２ｗ１が設けられている。

ローリングシリンダ１は、シリンダ溝の底面を形成するシリンダ底端板１ａと、シリンダ溝外周壁３０１と、を有する。そして、ローリングシリンダ１の底面中央部には、偏心シャフト挿入穴１ｄが設けてある。

旋回ピストン３のスライド溝３ｂには、ピン機構５が挿入されている。

旋回ピストン３に設けた旋回軸受穴３ａ（図２）には、旋回軸受２３が圧入されている。 旋回軸受２３には、クランクシャフト６の偏心シャフト６ａが挿入されている。偏心シャフト６ａは、偏心シャフト挿入穴１ｄを介して旋回ピストン３に接続されている。クランクシャフト６の上部には、大径部であるシャフトつば部６ｃが設けられている。シャフトつば部６ｃより上部には、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６ｄとからなる偏心部が設けられている。

モータ７は、ケーシング円筒部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、で構成されている。ここで、モータ７は、ピストン旋回駆動源であり、また、シャフト回転駆動源でもある。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。また、ステータ７ｂには、ステータ巻線７ｂ２が設けられている。

貯油部１２５は、ケーシング円筒部８ａ、ケーシング下フタ８ｃ及び副フレーム３５で囲まれた領域である。

圧縮部は、ケーシング円筒部８ａへ溶接等によって固定配置されている。

クランクシャフト６の下端には、昇圧能力を有する給油ポンプ２００が設けられている。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（給油路）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。上主軸受２４ａは、給油上主横穴６ｅ及び給油主軸溝６ｋにより給油されるようになっている。

給油ポンプ２００から吐出される油の一部は、ポンプ連結管６ｚの周囲の隙間を通って給油ポンプシャフト室１５０へ入り、副軸受２５への給油が行われるようになっている。

クランクシャフト６と旋回軸受２３と旋回ピストン３とで囲まれた領域は、シャフト偏心端部空間１１５である。旋回軸受２３は、シャフト偏心端部空間１１５及び給油偏心溝６ｈにより給油されるようなっている。

フレーム４には、油の通路となる複数のベッド放射溝４ｅが設けられている。フレーム４の下面には、ロータカップ２１０がロータ７ａの周囲を覆うようにして密着固定されている。ベッド放射溝４ｅを通過した油は、背圧室１１０やベッド背圧室１１０ａに流入し、油排出路４ｘからフレーム４の下方であってロータカップ２１０の外側に排出されるようになっている。

圧縮部の外周には、シリンダ外周隙間２ｇやフレーム外周隙間４ｇといった隙間、シリンダ外周溝２ｍやフレーム外周溝４ｍがあり、これらが吐出圧の作動流体の流路となる。

吸込パイプ５０は、ケーシング８の内部に設けられている圧縮部へ外部から作動流体を導入するものである。吐出パイプ５５は、圧縮部で昇圧された作動流体を外部へ吐出するものである。吸込パイプ５０及び吐出パイプ５５は、ケーシング上フタ８ｂに設けられている。このほか、ケーシング上フタ８ｂには、ハーメチック端子２２０が設けられている。このハーメチック端子２２０にモータ線７ｂ３が接続され、外部の電源（図示せず）からモータ７のステータ巻線７ｂ２に電力を供給できるようになっている。

吸込パイプ５０から導入された作動流体は、圧縮部で昇圧され、吐出パイプ５５から外部に吐出されるようになっている。

ここで、作動流体の流れについて説明する。

吸込パイプ５０から導入された作動流体は、圧縮部において圧縮され、吐出穴２ｄ１やバイパス穴２ｅ等から上方へ吹き出す。そして、作動流体は、一旦、吐出カバー２３０に衝突する。このとき、作動流体に含まれる油は、吐出カバー２３０に付着し、分離される。油の量が少なくなった作動流体は、上部壁溝２ｗ１から吹き出す。そして、作動流体は、更にケーシング円筒部８ａの内壁に衝突し、再度油が分離される。その後、作動流体は、ケーシング上部室１２０へ入り、ケーシング上フタ８ｂに設けられた吐出パイプ５５から装置の外部に吐出される。なお、ケーシング上部室１２０においては、作動流体の流速が低下するため、わずかに残った油ミストが沈降しやすくなり、作動流体に含まれる油の量はきわめて少なくなる。

一方、圧縮部の下方には、作動流体の主流は無いが、圧縮部の外周の隙間であるシリンダ外周隙間２ｇやフレーム外周隙間４ｇ、さらには、圧縮部の外周溝であるシリンダ外周溝２ｍやフレーム外周溝４ｍを通って、吐出圧の作動流体が流入するようになっている。これにより、圧縮部の下方を含むケーシング空間全域が吐出圧となる。すなわち、高圧チャンバ方式を実現する。

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、で構成されている。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をケーシング円筒部８ａに溶接された副フレーム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の下部を回転支持するようになっている。

つぎに、圧縮部の下方に流れる一部の油の流れについて説明する。

油排出路４ｘからフレーム４の下方へ流出する油は、ロータ７ａの周囲を覆ってフレーム４の下面に密着固定されているロータカップ２１０の外側に出る。そして、ロータカップ２１０の外周を伝って、ステータ７ｂへ落下し、さらにステータ巻線７ｂ２が通る穴や外周のステータカット面７ｂ１を通って、モータ７の下の空間へ至る。その後、少量が副フレーム中央穴３５ｂを通って副軸受２５のボール２５ａの内外周に給油する以外は、副フレーム周囲穴３５ａを通って、貯油部１２５へ戻る。

なお、ＲＣ圧縮機は、円筒形状のケーシングの中心軸を水平方向（横）に向けて設置することもできる。この場合に、円筒の中心軸が斜めになっていても問題はない。ただし、この場合は、貯油部１２５の仕切りである副フレーム３５の副フレーム周囲穴３５ａ及び副フレーム中央穴３５ｂの配置を調整して、適量の潤滑油が貯油部１２５の滞留するようにする必要がある。

以下の説明においては、特許文献１に記載されている各図の構成と異なる部分について記載し、特許文献１に記載されている構成と同じものについては省略している。

図２は、図１のＡ−Ａ断面図（圧縮室形成部）である。

図３は、Ｂ−Ｂ断面図（旋回ピストン及びローリングシリンダの上方の静止シリンダとの隙間における横断面図）である。

なお、図２及び３に示すＣ１−Ｃ２−Ｏ−Ｃ３−Ｃ４は、図１の縦断面図に対応する部位であり、図１は、Ｃ１−Ｃ２−Ｏ−Ｃ３−Ｃ４を通る縦断面図である。ここで、Ｃ２、Ｃ３は、図２、３中に各二箇所あるが、これは、図１においては、２つのＣ２間及び２つのＣ３間を省略したことを意味する。

図２においては、ローリングシリンダ１にシリンダ溝外周壁３０１を設けている。シリンダ溝外周壁３０１は、シリンダ溝１ｃにおける旋回ピストン３の往復運動の両端部に設けられている。言い換えると、シリンダ円柱には、シリンダ溝１ｃとローリングシリンダ１の外周面であるシリンダ外周面との間を仕切るシリンダ溝外周壁３０１が設けられている。このため、図２に示す断面には吸込穴を設けていない。

静止シリンダ２の外周側面の一部には、シリンダ外周溝２ｍが設けてあり、下方のフレームに設けたフレーム外周溝４ｍに連通するように配置されている。

図３においては、実際には静止シリンダ２の偏心シリンダ穴２ｂの底面に設けられている吸込路２ｓを二点鎖線で示している。吸込路２ｓは、偏心シリンダ穴２ｂの底面に設ける吸込溝２ｓ２と、静止シリンダ２の上面から吸込溝２ｓ２に繋がる吸込穴２ｓ１と、吸込溝屈折部２ｓ２ｋと、で構成されている。吸込溝２ｓ２は、シリンダ溝外周壁３０１の内側面より内側に寄った位置に設けられている。吸込溝屈折部２ｓ２ｋは、シリンダ溝外周壁３０１の内側面より外側であってシリンダ溝外周壁３０１の外側面より内側に設けられている。吸込溝２ｓ２及び吸込溝屈折部２ｓ２ｋは、吸込穴２ｓ１により静止シリンダ２の上面部に連通されている。

偏心シリンダ穴２ｂの底面には、吐出溝２ｄ２と、吐出穴２ｄ１と、が設けられている。吐出穴２ｄ１は、静止シリンダ２の上面から吐出溝２ｄ２に繋がっている。吐出溝２ｄ２及び吐出穴２ｄ１は、吐出路２ｄを構成する。

まとめると、吸込路２ｓ（吸込流路）及び吐出路２ｄ（吐出流路）は、静止シリンダ２に設けられ、シリンダ溝外周壁３０１の内壁面よりも中心軸寄りで圧縮部の作動室に臨む構成となっている。

図４は、本実施例のローリングシリンダを示す斜視図である。

本図に示すように、ローリングシリンダ１には、シリンダ上面部１ｅと同じ高さまでシリンダ溝外周壁３０１が設けてある。これにより、作動室の側面はすべてシールされる。シリンダ溝１ｃの底面中央部には、偏心シャフト挿入穴１ｄが設けられている。

なお、寸法Ｆは、シリンダ溝１ｃの深さを示している。

図２３は、図４のローリングシリンダのシリンダ溝外周壁３０１について形状を限定した例を示す上面図である。

図２３においては、ローリングシリンダ１には、シリンダ溝外周壁として厚さが均一な均一壁１ｗが設けられている。また、旋回ピストン３がシリンダ溝１ｃ内で図中左側の均一壁１ｗに寄った時のピストン偏心円筒先端面３ｅの位置を二点鎖線で示している。ピストン偏心円筒先端面３ｅと偏心シャフト挿入穴１ｄの図中右端との距離の最小値は、最小シール幅であり、最小シール幅を十分に確保することにより、シリンダ溝１ｃにおいて旋回ピストン３により形成される作動室のシールを確実なものとすることができる。

ローリングシリンダ１は、円柱形状でローリング軸を中心軸として内部にシリンダ溝１ｃがあるシリンダ円柱１ｂと、シリンダ溝１ｃの底面を形成するシリンダ底端板１ａからなる。このシリンダ溝１ｃは、シリンダ円柱１ｂの反シリンダ底端板側の端面に開口する形で設けられ、ローリング軸と直交するシリンダ溝軸を中心軸としてローリング軸に平行な一定幅の平坦で互いに平行な側面を有する。さらに、シリンダ溝１ｃ底面は各上面と平行になっている。

シリンダ溝１ｃは、図２３で示すとおり、シリンダ外周面１ｓとの間に、シリンダ溝外周壁となる。ここで、シリンダ溝１ｃの隅部（小黒丸箇所）には、加工可能となるＲを設ける。例えば、シリンダ溝１ｃをエンドミルで加工する場合には、隅部（小黒丸箇所）のＲを使用するエンドミルの半径以上にする。また、後述するようにシリンダ円柱１ｂとシリンダ底端板１ａを別体化させる場合、放電加工であるワイヤーカットによる加工も考えられる。その場合には、ワイヤーの半径と放電によって除去される隙間を加えた半径程度にする。一方、このシリンダ溝１ｃへ旋回ピストン３を隙間嵌合させるため、旋回ピストン３の角部（図２４の小白丸箇所）は、シリンダ溝１ｃの隅部（小黒丸箇所）と干渉しないように形状を調整する。例えば、シリンダ溝１ｃの隅部（小黒丸箇所）のＲよりも大きいＲとすればよい。

なお、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、さらにシール幅（図２３に最小シール幅を示す。）を確保す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、シリンダ円柱１ｂの直径が増大する。よって、ローリングシリンダ１の直径が増大し、それを組込む静止シリンダ２の直径が増大するため、ケーシング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。

本実施例は、図１に示すとおり、偏心シャフト６ａよりも小径部のシャフトネック６ｄで偏心シャフト挿入穴１ｄを通すようにシャフトネック６ｄを設けている。この結果、シール幅を確保しつつ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。

更に述べると、図３において、吸込溝２ｓ２の大半は、偏心シリンダ穴２ｂの側面からシリンダ溝外周壁の厚さ程度（本実施例では、均一壁１ｗの厚さ）だけ内側に寄った位置に設けられている。一方、吸込行程の開始時点から吸込室９５が吸込溝２ｓ２に臨むように、吸込溝２ｓ２の端部を屈折させて吸込溝屈折部２ｓ２ｋが設けられている。ここで、吸込溝屈折部２ｓ２ｋも、吐出室１０５に臨まず、また均一壁１ｗを横断しないように設けられている。さらに、吸込溝２ｓ２や吸込溝屈折部２ｓ２ｋと静止シリンダ２の上面を繋ぐように吸込穴２ｓ１が設けられている。ここで、吸込穴２ｓ１は、偏心シリンダ穴２ｂの底面を貫通しないように設けられている。このような吸込溝２ｓ２と吸込穴２ｓ１を設けることで、吸込流路の吸込室寄り区間である吸込路２ｓを形成する。

これにより、シリンダ溝外周壁である均一壁１ｗの内側に形成される作動室と均一壁１ｗの外側に形成される隙間領域であるシリンダ外周面１ｓと偏心シリンダ穴２ｂ側面の間隙空間を跨ぐ流路が無くなる。これにより、シリンダ外周面１ｓと偏心シリンダ穴２ｂ側面の間隙空間と通じる空間と、吸込室９５や吸込路２ｓ（吸込穴２ｓ１と吸込溝２ｓ２）などの吸込圧空間とのシール性が向上する。

本実施例では、シリンダ外周面１ｓと偏心シリンダ穴２ｂ側面の間隙空間は吐出圧に保持される背圧室１１０と繋がっている。これにより、背圧室１１０から吐出圧の流体が吸込室９５へ漏れ込むことを抑制できるため、体積効率や圧縮機効率を向上させるという効果がある。

また、過圧縮条件（例えば、固有容積比が２．２の場合）では、作動流体がバイパス穴２ｅからバイパス弁２２を通って吐出する。本実施例では、吸込行程の後半から圧縮行程の全域、および吐出行程の前半で、作動室にバイパス穴２ｅが臨むように２個のバイパス穴２ｅが設計してある。これにより、過圧縮条件での過圧縮回避や吐出流路抵抗の低減により、圧縮機効率向上の効果がある。また、吸込行程を含んでいることから、液圧縮を回避できるため、圧縮機の信頼性向上の効果がある。

図５は、旋回ピストンを示す斜視図である。

本図に示すように、旋回ピストン３は、厚さが小さい円柱状の材料の側面に、互いに平行でありかつ旋回軸に平行である２つのピストンカット面３ｃを設けた構成である。旋回ピストン３の上底面はピストン上面３ｄ、旋回ピストン３の下底面はピストン下面３ｆである。ピストン上面３ｄ及びピストン下面３ｆは、ピストン側端面であり、互いに平行である。また、ピストン上面３ｄ及びピストン下面３ｆは、平坦である。

ピストン上面３ｄには、スライド溝３ｂが設けられている。ピストン下面３ｆには、断面が円形の旋回軸受穴３ａが設けられている。旋回軸受穴３ａには、旋回軸受２３が圧入されている。

スライド溝３ｂは、旋回軸受穴３ａと通じる深さで形成されている。これにより、旋回軸受２３への給油路とスライド溝３ｂへの給油路とが共通となり、給油系統が単純になっている。これにより、製造コストが低減するという効果がある。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。

なお、寸法Ｈは、旋回ピストン３の厚さを示している。

本図においては、二点鎖線で示すように、ピストンカット面３ｃの中央部にスライド溝３ｂと繋がるピストンカット溝３ｉを設けてもよい。図示していないが、反対側のピストンカット面３ｃにも同様のピストンカット溝３ｉを設けてもよい。これにより、図４のシリンダ溝１ｃの側面及びピストンカット面３ｃのシール隙間へ油を潤沢に供給できるため、内部漏れや摩擦を一層低減するという効果がある。

また、スライド溝３ｂは、ピストンカット面３ｃへの給油路ともなる。ところで、本実施例では、スライド軸をカット軸（旋回軸受軸に垂直な軸）の法線方向とする。つまり、スライド軸をカット軸に平行な２つのピストンカット面３ｃに垂直な方向に設ける。これは、ピン軸調整角δを０度としたものである。

さらに、スライド溝３ｂには、固定ピン５ｓを挿入するため、摩耗の危険性がある。そこで、摩耗の危険性を低下させるため、スライド溝３ｂの側平面の硬度を増大させる表面処理を施してもよい。例えば、旋回ピストン３が鉄製であれば、浸炭焼き入れや窒化処理などが考えられる。またアルミ合金であれば、アルマイト処理等が考えられる。

図２４は、旋回ピストンを示す上面図である。

本図に示すように、旋回ピストン３を上方から見ると、スライド溝３ｂの中に旋回軸受穴３ａ及び旋回軸受２３が部分的に見えるようになっている。ピストン偏心円筒先端面３ｅは、作動室を形成する面の一つとなる。

旋回ピストン３は、図２３のシリンダ溝１ｃに隙間嵌合されている。旋回ピストン３の運動によりピストン偏心円筒先端面３ｅと図２３の均一壁１ｗとが接触する際は、作動室ができるだけ狭くなるように、ピストン偏心円筒先端面３ｅと均一壁１ｗの内壁面の形状（曲率）を同じものとすることが望ましい。また、旋回ピストン３の角部（図２４の小白丸箇所）は、シリンダ溝１ｃの隅部（図２３の小黒丸箇所）と干渉しないように形状を調整する。例えば、シリンダ溝１ｃの隅部（図２３の小黒丸箇所）のＲよりも大きいＲとすればよい。

図６は、静止シリンダの底面図である。

本図においては、静止シリンダ２の外周側面に設けたシリンダ外周溝２ｍ、吸込穴２ｓ１と吸込溝２ｓ２と吸込溝屈折部２ｓ２ｋとからなる吸込路２ｓ、吐出穴２ｄ１と吐出溝２ｄ２とからなる吐出路２ｄ、及びピン機構５の配置が明瞭に示されている。また、静止シリンダ２の上面からは、偏心シリンダ穴２ｂへ貫通するバイパス穴２ｅが設けられている。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。バイパス弁２２の底面からは、偏心シリンダ穴２ｂへ貫通するバイパス穴２ｅがシリンダ溝外周壁３０１（図４）の内面の半径に対応する部位の近くに設けられている。本実施例では、バイパス穴２ｅは２個とする。

なお、本図に示すように、ピン機構５の中心であるピン軸とシリンダ回転軸との距離が旋回半径Ｅの２倍である。

図７は、圧縮部の構成要素とクランクシャフトとの組み合わせを展開した状態で示す斜視図である。

本図においては、シリンダ外周溝２ｍ、フレーム外周溝４ｍ等の配置、クランクシャフト６の上端部を構成する偏心シャフト６ａ、シャフトネック６ｄ、シャフトつば部６ｃ等の形状が明瞭に示されている。また、ピン軸、ピストン自転軸、シャフト軸（ピストン旋回軸）及びシリンダ回転軸と各構成要素との関係も明瞭に示されている。

図８は、図１のＢ−Ｂ断面よりもわずかに旋回ピストン側へずれた断面を用いて圧縮動作を説明するための図である。ここで、図８においては、Ｂ−Ｂ断面のすぐ上にある吸込溝２ｓ２が破線によって示されている。

図９は、図８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１０は、後述するバイパス弁２２が動作しない場合に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８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１１は、ピン機構取り付け部の縦断面図であり、図１のＰ部の拡大図である。

偏心シリンダ穴２ｂ（図７）の底面にピン軸を中心軸とする円柱状の固定ピン５ｓを固定配置して、ピン機構５（図７）とする。このピン機構５をスライド溝３ｂ（図７）へ挿入することにより、ピンスライド機構が構成される。ピンスライド機構は、旋回ピストン３の旋回位相に伴って姿勢（カット軸方向）を規定する役目を担い、ＲＣ圧縮機の圧縮動作を滑らかに継続するための機構である。

図１１においては、固定ピン５ｓは、静止シリンダ２の上面から偏心シリンダ穴２ｂまで貫通した穴に挿入されている。固定ピン５ｓは、固定ピンフランジ部５ｓ１を有し、固定ピンフランジ部５ｓ１は、１本または複数本のピン固定ねじ５ｓ８を用いて固定する。これにより、固定ピン５ｓの先端近くに軸方向に垂直な方向の衝撃的荷重がかかって固定ピン５ｓをこじるようなトルクがかかっても、ピン軸から離れた箇所でねじ固定しているため、腕の長さが長くなり、対抗するトルクを容易に発生させることができる。これにより、固定ピン５ｓが静止シリンダ２から脱落する危険性を回避でき、確実な圧縮動作を継続できる。

また、ピン固定ねじ５ｓ８の代わりに、固定ピン５ｓの本体上部にピン固定本体ねじ５ｓ９を設けてもよい。この場合、固定ピンフランジ部５ｓ１の径選択の幅が広がり、設計の自由度が向上するという効果がある。

図１２は、図１１の変形例である。

図１２においては、固定ピン５ｓの静止シリンダ２への取付方法を、図１１に示すねじ止めの代わりに、かしめに変更している。

図１２に示すように、つば部を小さくした固定ピン小フランジ部５ｓ１’を設け、ピンかしめ穴５ｓ６を設けたこと以外は、図１１と同様である。このため、共通点の説明は省略する。

図１２においては、固定ピン５ｓの固定は、ピンかしめ穴５ｓ６に先端がテーパ状のプレス治具を挿入し、それを静止シリンダ２に押し込むことにより完了する。このため、組み立てコストの低減という効果がある。

本実施例のピン機構５を構成する固定ピン５ｓの固定配置方法は、固定ピン５ｓにかかる衝撃力が小さい場合、固定ピンフランジ部５ｓ１や固定ピン小フランジ部５ｓ１’を設けずに単純な円筒形状として、圧入、焼きばめ、冷やしばめ、さらに溶接や接着なども考えられる。この方法によれば、挿入する穴は貫通としなくてもよくなり、設計の自由度が向上するとともに、固定ピン５ｓの製造コストを低減できるという効果がある。

また、本実施例のピン機構５は、固定ピン５ｓ内に外周面に出口を有する給油穴（固定ピン縦穴や固定ピン横穴）を設けてよいが、図１１又は１２のＭ部で示すように、給油穴を設けなくてもよい。この場合、穴加工が不要となるので、製造コスト低減の効果がある。

圧縮部の動作については、図８、９及び１０（ともに図１のＢ−Ｂ断面よりもわずかに下方の断面）に示したとおりである。

図８に示すように、シリンダ溝１ｃを有するローリングシリンダ１の自転に伴い、旋回ピストン３は、シリンダ溝１ｃにて相対的に往復運動をする。言い換えると、旋回ピストン３は、シリンダ溝１ｃにてその両端部のシリンダ溝外周壁３０１の間でシリンダ溝１ｃに対して相対的に往復運動をする。

詳細については、特許文献１において説明しているので、省略する。

本発明においては、シリンダ溝外周壁３０１を設けたため、吸込路２ｓ及び吐出路２ｄの配置が特許文献１とは異なるが、圧縮部の動作及び圧縮部の作動流体の流れについては、原理的に異なるものではない。

油の流れについて特許文献１と異なる点について説明する。

本発明においては、図１に示すように、貯油部１２５に給油ポンプ２００を設けた点で異なる。他の構成は、特許文献１とほぼ同様である。よって、油の流れに関する詳細な説明は省略する。

本実施例においては、シリンダ溝１ｃの両端にシリンダ溝外周壁である均一壁１ｗ（図２３）が設けられているため、この均一壁１ｗの上面も対向面である偏心シリンダ穴２ｂの底面に接近または摺動する。よって、前記した背圧室１１０からシリンダ外周隙間（シリンダ外周面１ｓと偏心シリンダ穴２ｂの内周面の間の隙間）と直列に繋がる均一壁１ｗの上面隙間のうち後者（均一壁１ｗの上面隙間）を低減できる。

以上より、シリンダ溝外周壁である均一壁１ｗを設けることによって、シリンダ溝１ｃが旋回ピストン３により仕切られて形成される作動室を取り囲む全ての軸方向隙間を縮小できる。この結果、吸込室９５や圧縮室１００や吐出室１０５となる全ての作動室のシール性が向上し、体積効率及び圧縮機効率の向上を実現できるという効果がある。

また、ローリングシリンダ１の静止シリンダ２への付勢可能な面は、ローリングシリンダ１を円柱形状としたため、ローリングシリンダ１の上面に限定することができる。よって、ローリングシリンダ１上面の一部であるシリンダ溝外周壁（本実施例では均一壁１ｗ）上面はその対向面である偏心シャフト挿入穴１ｄの底面との隙間を縮小させることができる。その結果、シリンダ溝外周壁（本実施例では均一壁１ｗ）の幅を小さくしても、シール性はほとんど低下しない。よって、ローリングシリンダ１の外径を小さくできるため、高い圧縮機効率と小径化を両立させたＲＣ圧縮機が実現可能となる効果がある。

ところで、旋回ピストン３は、静止シリンダ２に対し、自転運動と旋回運動が重なる極めて複雑な相対運動を行う。よって、旋回ピストン３が、シリンダ底端板１ａと偏心シリンダ穴２ｂの底面に挟みこまれて、ピストン上面３ｄ（図５参照）が偏心シリンダ穴２ｂの底面との間で付勢力を掛け合う場合、ピストン上面３ｄに作用する摩擦力は大きくなる上に複雑に変化し、旋回ピストン３の旋回速度や自転速度は大きく変動する。この結果、自らは回転駆動源をもたずに旋回ピストン３の動きで回転を起こすローリングシリンダ１の回転運動にも変動が生じ、それが、旋回ピストン３の運動の変動を一層増大させる。このようにして、圧縮動作には極めて大きな不規則変動が伴うようになり、圧縮部の各部での不規則な衝突や摺動部での極端な荷重変動が生じ、振動騒音の増大や、摩耗の発生、漏れや摩擦力の増大による圧縮機効率の低下が生じる。

そこで、シリンダ溝１ｃの深さＦ（図４参照）を旋回ピストン３の厚さＨ（図５参照）よりも大きくする（Ｆ＞Ｈ）場合も考えられる。但し、隙間の大きさとなる両者の差（Ｆ−Ｈ）は、油膜によってシールが可能なミクロンオーダーとする。

この結果、圧縮可動部を静止シリンダ２へ付勢しても、ピストン上面３ｄに付勢力は作用しない。よって、ピストン上面３ｄに作用する摩擦力も小さく、さらに、摩擦力の不規則変動も抑えられる。この結果、旋回ピストン３は滑らかな運動をする。一方、ローリングシリンダ１の上面は、偏心シリンダ穴２ｂの底面に付勢されるために、摩擦力が発生するが、その摩擦力は、単純なローリングシリンダ１の回転運動に起因するため、油膜が形成されて潤滑性が向上して摩擦係数が低下し、摩擦力が極めて小さくなる。さらに、前記した通り、ローリングシリンダ１の回転駆動源である旋回ピストン３も滑らかな運動をするために、前記した摩擦係数の低下を阻害することがない。

これより、Ｆ＞Ｈにすると、圧縮動作は極めて滑らかになり、ピン機構に代表される圧縮部各部で発生する不規則な衝突を抑えることができ、振動騒音の低減や、摩耗の抑制による信頼性の向上という効果がある。さらに、摺動部での極端な荷重変動を回避できるため、油膜の保持が容易となり、シール性や潤滑性の向上を図ることが可能となり、漏れの抑制や摩擦力低減を実現し、圧縮機効率の向上を実現できるという効果がある。

ところで、背圧室１１０へ流入した油は、油排出路４ｘから排出される。ここで、油排出路４ｘの背圧室１１０側開口部の大半は、背圧室１１０の最も高いベッド面４ｄに設けられるため、背圧室１１０及びベッド背圧室１１０ａは吐出圧の油でほぼ満たされる。ローリングシリンダ１の下面はこのベッド面４ｄとほぼ同じ高さにくるため、通常の場合、ローリングシリンダ１の下面まで背圧室１１０内部の油が来ている。

これにより、ローリングシリンダ１の上部に形成される吐出圧よりも低い圧力の吸込室９５や圧縮室１００へ向かって背圧室１１０と作動室間を繋ぐわずかな隙間に油が流入する。この隙間としてはシリンダ外周隙間（シリンダ外周面１ｓと偏心シリンダ穴２ｂの内周面の間の隙間）やそれと直列に繋がる均一壁１ｗの上面隙間、また、ピストン下面３ｆとシリンダ溝１ｃの底面であるシリンダ底端板１ａの上面との隙間がある。これらの隙間に油が流入することにより、シール性や潤滑性が向上し、体積効率や圧縮機効率の向上という効果がある。

ところで、油排出路４ｘの背圧室１１０側開口部を背圧室１１０の低いところに設ける場合も考えられる。この場合、背圧室１１０には油がほとんど溜まらないため、ローリングシリンダ１の下端に油が接触しない。これにより、油の撹拌損失を回避できるため、ローリングシリンダ１が高速で回転する運転下や、ローリングシリンダ１の定格運転時での回転数が高いようなＲＣ圧縮機の場合（例えば、押除け容積を小さく設定した場合など）の圧縮機効率を向上できるという効果がある。

図１３は、本実施例のピンスライド機構のスライド溝挿入部を示す縦断面図であり、図１１又は１２のＭ部の拡大図である。

図１３においては、ピン機構５を構成する固定ピン５ｓの先端部（下端部）にスライダフランジ５ｂを設け、固定ピン５ｓとスライダフランジ５ｂとの間にスライダ５ａをピン軸に対して回転自在に挟み込み、スライド溝３ｂに隙間嵌合させている。

図１４は、ピンスライド機構のスライダを示す斜視図である。

本図に示すように、スライダ５ａは、スライダ軸穴５ａ２を有し、スライダカット面５ａ１を有する。スライダカット面５ａ１は、互いに平行な２つの平面部として設けたものであり、スライド溝３ｂに隙間嵌合させる部分である。

スライダフランジ５ｂを、スライダ軸穴５ａ２に小さい隙間（直径で５〜２０μｍ程度）で挿入した後、固定ピン５ｓへ圧入することにより、ピン機構５を作製する。

これにより、ピン機構にかかる衝撃荷重は、スライド溝３ｂの側面からスライダカット面５ａ１へかかり、さらに、スライダ軸穴５ａ２からスライダフランジ５ｂの軸部へかかる。２箇所の荷重の受け渡しは、前者が平面同士であり、後者がピストン偏心円筒周面同士であるため、集中荷重を伴う荷重の受け渡しはない。このため、ピン機構における荷重の集中を回避することができるため、ピンスライド機構部での摩耗の危険性を低減し、信頼性が向上するという効果がある。

さらに、本実施例においては、図１３に示すように、スライダフランジ５ｂにスライダフランジ縦穴５ｂ１及びスライダフランジ横穴軸５ｂ２を設け、油が満たされているシャフト偏心端部空間１１５からスライダ軸穴５ａ２及びスライダフランジ５ｂの摺動部へ直接油を供給する給油路を設けている。これにより、ピンスライド機構部での摩耗の危険性を一層低減し、ＲＣ圧縮機の信頼性を一層高めるという効果がある。この給油路は、なくてももちろんよい。

なお、スライダ５ａの材質としては、鋳鉄や炭素鋼が一般的であるが、軸受材でもよい。例えば、主として炭素の粒子を焼き固めたカーボン焼結材を用いてもよい。

図１４においては、スライダカット面５ａ１の一端からもう一端の全長にわたって貫通したスライダグルーブ５ａ３を設けている。

図１３に示すスライド溝３ｂは、通常油で満たされ、その中をピン機構５が往復動する。この際、ピン機構５はスライド溝３ｂを仕切る形となっている（図８参照）ため、仕切られて形成された２つのスライド溝空間のうちで容積が縮小する側の油の圧力がわずかに上がる。この圧力差によって、スライダグルーブ５ａ３に油が流れる。

これにより、スライダカット面５ａ１へ油を潤沢に供給できるため、スライダカット面５ａ１とスライド溝３ｂの摺動部の摩擦損失が低減し、圧縮機効率が向上するという効果がある。また、スライダ５ａの上下側の隙間が小さい場合には、油の昇圧を抑制して、入力される電力の増大を抑制するという効果もある。

ところで、スライダグルーブ５ａ３は、各スライダカット面５ａ１に一本ではなく複数本設けてもよい。さらに、スライダカット面５ａ１上に二点鎖線で描いた、敢えて途中で止める非貫通スライダグルーブ５ａ４としてもよい。この場合は、両端から途中で止めるものとする。これにより、昇圧作用が働き、油膜の保持力が上がって、スライダカット面５ａ１とスライド溝３ｂでの摩耗の危険性を一層低減できるという効果がある。

さらに、２か所のスライダ先端面５ａ５とスライダ軸穴５ａ２を繋ぐ二点鎖線で描いた２本のスライダ軸給油穴５ａ６を設けてもよい。これにより、ピン機構５で仕切られて形成された２つのスライド溝空間のうちで容積が縮小する側の油が少し昇圧するため、油が、その空間に臨むスライダ軸給油穴５ａ６を通って、スライダ軸穴５ａ２へ多量に流れ込み、スライダ軸穴５ａ２とスライダフランジ５ｂの軸摺動部を確実に潤滑する。これにより、スライダ軸穴５ａ２とスライダフランジ５ｂの軸摺動部における摩耗の危険性をより一層低減するとともに、摩擦力を低減して、圧縮機効率を向上させるという効果がある。

図１５は、本実施例のローリングシリンダを示す斜視図である。

本図においては、シリンダ外周面１ｓにシリンダ環状凹部１ｎが設けられている。これにより、シリンダ環状凸部３１０が形成される。これ以外の構成については、実施例１と同様であるため、同様な箇所に関する説明は省略する。

シリンダ外周面１ｓは、偏心シリンダ穴２ｂ（図７）の内周面に対向して回転するため、ローリングシリンダ１は、偏心シリンダ穴２ｂの軸受に支持されて回転する軸部とみなすことができる。本発明では、シリンダ溝外周壁３０１を設けたために、ローリングシリンダ１という軸部の摺動面積（シリンダ外周面１ｓの面積）が、シリンダ溝１ｃの断面積の２倍と、シリンダ溝外周壁３０１の厚さ増加に起因する面積増加の合計分だけ増加する。軸受部の摩擦損失は、軸の摺動面積が増大すると、一般に増大する。このため、単にシリンダ溝外周壁３０１を設けると、シリンダ外周面１ｓの面積増大によって、偏心シリンダ穴２ｂでの摩擦損失の増大という弊害が生じ、性能向上量が少し低下してしまう。

そこで、本実施例では、シリンダ外周面１ｓにシリンダ環状凹部１ｎを設け、軸受部の摺動面積を縮小するとともに、シリンダ環状凹部１ｎをシリンダ外周面１ｓの中央寄りに設けたので、片当たり等の軸受支持状況の変化が起きず、摩擦損失を低減させることができる。これにより、シリンダ溝外周壁３０１の弊害の一つである摺動面積増大を回避できるため、圧縮機効率を、シリンダ溝外周壁３０１で実現できる本来の漏れ抑制による圧縮機効率向上に近づけることができるという効果がある。

図１６は、本実施例のローリングシリンダを示す斜視図である。

本図においては、シリンダ外周面１ｓの中央寄りにシリンダ環状凹部１ｎを設けることで形成されるシリンダ環状凸部３１０のうちの下側に、背圧室１１０（図１参照）とシリンダ環状凹部１ｎを繋ぐローリング外周下端凹み部１ｖを概略等間隔に複数設けている。これにより、更に背圧室１１０にローリング外周下端凹み部１ｖの下端高さまで吐出圧の油を貯めている（図示せず）。これ以外は、実施例３と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

シリンダ環状凹部１ｎからシリンダ環状凸部３１０のうちの上側の表面を経由して低圧の作動室へ至る漏れ流路はわずかに存在するため、シリンダ環状凹部１ｎの圧力は、吐出圧の背圧室１１０よりもわずかに低下する。よって、背圧室１１０の吐出圧の油が、ローリング外周下端凹み部１ｖを通って、シリンダ環状凹部１ｎへ流入する。そして、さらに、シリンダ環状凸部のうちの上側の表面とローリングシリンダ１の上面を通って、作動室へ流入する。この結果、シリンダ環状凸部やローリングシリンダ１の上面などの摺動部の潤滑を行うため、摩擦係数が低下して摩擦損失が低減する。

一方、吐出圧の油が低圧の作動室へ流入することで油中に溶解する作動流体による実質的な漏れや作動流体の加熱などの弊害が生じるが、流量が極めて少ないために、無視できるオーダーとなる。

よって、総合的に、供給する電力が低減するため、圧縮機効率が向上するという効果がある。

図１７は、本実施例のローリングシリンダを示す斜視図である。図１８は、本実施例のローリングシリンダを示す上面図である。

これらの図に示すように、本実施例においては、シリンダ外周面１ｓに、カット面１ｑとそのカット面１ｑに繋がるカット面給油穴１ｐを設けている。これ以外は、実施例１乃至４と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

ここで、カット面給油穴１ｐの他端は、シリンダ溝１ｃの側面に開口し、シリンダ溝１ｃに挿入される旋回ピストン３のスライド溝３ｂ（図７参照）に常時臨むように開口させる。すなわち、図１８に示すとおり、旋回ピストン３がシリンダ溝１ｃの両端へ移動した際にも、カット面給油穴１ｐのシリンダ側開口部がスライド溝３ｂへ臨むように設ける。そして、カット面１ｑは、シリンダ溝外周壁３０１の中央からローリングシリンダ１の回転方向（旋回運動と同一方向）へ９０度以下の角度θ（本実施例では６０度程度）となる位置に設ける。

ここで、実施例３で説明したとおり、シリンダ溝外周壁３０１を設けるローリングシリンダ１は、偏心シリンダ穴２ｂの軸受に支持されて回転する軸部とみなすことができる。そして、さらに、シリンダ溝外周壁３０１を設けると、旋回ピストン３でシリンダ溝１ｃを仕切って形成される２つの作動室内の作動流体の圧力差により、ローリングシリンダ１は、シリンダ溝１ｃの方向に平行な力を受ける。それは、シリンダ溝外周壁３０１の内面にかかる圧力が２つの作動室で異なるために、圧力の低い作動室から圧力の高い作動室へ向かう力がローリングシリンダ１に作用するためである。これにより、ローリングシリンダ１は、低圧側作動室から高圧側作動室へ向かう向きに荷重を受ける軸、そして、偏心シリンダ穴２ｂはその軸を支持するジャーナル滑り軸受とみなすことができる。

これにより、ジャーナル滑り軸受の理論から明らかなように、高圧側作動室を形成するシリンダ溝外周壁３０１の中央からローリングシリンダ１の回転方向（旋回運動と同一方向）へ少し回転した位置に、ローリングシリンダ１の偏心によって、ジャーナル滑り軸受隙間の極小部が発生する。

さらに、ジャーナル滑り軸受の理論から、軸受隙間極小部を境にしてローリングシリンダ１の回転方向前方側の軸受隙間極小部近傍は、周囲よりも低圧の領域となる。そして、軸受隙間極小部の位置は、荷重の大きさやローリングシリンダ１の回転速度や油の粘度などで決まるが、少なくとも、荷重方向（シリンダ溝１ｃの方向）からローリングシリンダ１の回転方向９０度よりも小さい位置となることもわかる。

ところで、ジャーナル滑り軸受内の油が滞留すると、油温が上昇して粘度が低下し、軸受隙間が実質的に０となり、焼き付きの可能性が高まる。このため、ジャーナル滑り軸受では、圧力が周囲よりも低下する軸受隙間極小部から回転方向寄りの箇所に給油路を開口させることで、軸受隙間へ油を潤沢に供給し、軸受部の焼き付きを回避して、信頼性を向上させる。

今回のローリングシリンダ１のシリンダ外周面１ｓにおいて、同様の対策をしたのが、本実施例である。すなわち、圧力が周囲よりも低下するシリンダ溝外周壁３０１の中心から９０度以下の角度θ（本実施例では６０度程度）となる位置にカット面１ｑを設け、そこへ吐出圧の油で常時満たされているスライド溝３ｂと繋がるカット面給油穴１ｐを設ける。すなわち、カット面１ｑはシリンダ給油溝となり、カット面給油穴１ｐはシリンダ給油溝路（単に「給油穴」ともいう。）となる。そして、それはスライド溝３ｂと繋がっているので、スライド溝連通路となっている。

これにより、カット面１ｑを介して、シリンダ外周面１ｓと偏心シャフト挿入穴１ｄ内周面の隙間へ油を潤沢に供給できるようになるため、シリンダ外周面１ｓと偏心シャフト挿入穴１ｄ内周面の焼き付きを回避でき、信頼性を向上するという効果がある。また、シリンダ外周面１ｓと偏心シャフト挿入穴１ｄ内周面の隙間に安定した油膜を形成できるため、ローリングシリンダ１の回転運動を安定化させることができる。よって、このジャーナル滑り軸受部の摩擦損失を低減できるため、圧縮機効率が向上するという効果がある。

ここで、カット面１ｑをシリンダ溝外周壁３０１の中心から９０度の位置に設けてもよい。この場合には、如何なる運転条件においても、カット面１ｑは、軸受隙間極小部から回転方向寄りに設置することになるため、運転条件を考慮せずに、設置が可能になるという設計上の長所がある。

また、シリンダ給油溝路として、カット面給油穴１ｐの代わりに、カット面給油溝１ｒとしてもよい。このときは、背圧室１１０内の油がカット面１ｑに供給される。この場合、旋回ピストン３へのシリンダ給油溝路の設置が不要となるうえに、カット面１ｑをシリンダ外周面１ｓの下端まで伸ばすだけで設置できるため、加工コストが低減できるという効果がある。

図１９は、本実施例のローリングシリンダを示す斜視図である。図２０は、本実施例のローリングシリンダを示す上面図である。ここで、シリンダ外周面１ｓは模式的に示している。なお、実施例５のように、シリンダ外周面１ｓに、シリンダ環状凹部１ｎや、カット面１ｑとカット面給油穴１ｐや、カット面１ｑとカット面給油溝１ｒを設けてもよい。

図４に示すローリングシリンダ１のシリンダ底端板１ａとシリンダ円柱１ｂを、平板状の別体シリンダ底端板１ａ’と円筒状の別体シリンダ円柱１ｂ’とし、シリンダ軸と別体シリンダ底端板１ａ’の中心軸が合うように端板ねじ１ｆで固定する以外は、実施例１乃至９と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

別体シリンダ円柱１ｂ’は、シリンダ溝１ｃとなる貫通孔を有する。

本実施例によれば、シリンダ底端板１ａ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。

別体シリンダ底端板１ａ’と別体シリンダ円柱１ｂ’とを別体化しない場合は、シリンダ溝１ｃの底隅部には必ずＲが付くため、旋回ピストン３の下方角部（ピストンカット面３ｃおよびピストン偏心円筒先端面３ｅとピストン下面３ｆの境界部）は、干渉回避のために面取り等の角部除去が必須となる。この結果、旋回ピストン３の下方角部とシリンダ溝１ｃの底隅部との間には隙間が生じてしまい、それは２つの作動室を繋ぐ漏れ流路となって、圧縮機効率の低下を招いていた。

本実施例では、シリンダ溝１ｃの底隅部は、別体シリンダ底端板１ａ’と別体シリンダ円柱１ｂ’の合体により形成されるため、Ｒ部は生じない。よって、旋回ピストン３の下方角部は角部除去も不要となり、旋回ピストン３の下方角部の漏れ流路は形成されないため、シリンダ底端板１ａとシリンダ円柱１ｂを一体化したＲＣ圧縮機よりも圧縮機効率が向上するという効果がある。

また、別体シリンダ底端板１ａ’の外半径を別体シリンダ円柱１ｂ’の外半径よりも小さくすることが考えられる。言い換えると、別体シリンダ底端板１ａ’の外周直径を別体シリンダ円柱１ｂ’の外周直径よりも小さくする。このようにした場合、端板ねじ１ｆによるねじ固定時に、別体シリンダ底端板１ａ’と別体シリンダ円柱１ｂ’の中心合わせは半径差だけの誤差を許容できるため、製造コストを低減させる効果がある。

さらに、別体シリンダ円柱１ｂ’と別体シリンダ底端板１ａ’をねじ固定せず、溶接や接着でもよい。

図２１は、本実施例のローリングシリンダを示す斜視図である。

本図においては、別体化するシリンダ円柱を、外周面下端にシリンダ環状凹部１ｎを設ける片寄り凹部付別体シリンダ円柱１ｂ’’とし、別体化するシリンダ底端板の径をシリンダ円柱の最外径に一致させた別体シリンダ大径底端板１ａ’’とする以外は、実施例３と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

シリンダ円柱の外周面の下端側を削ることで、シリンダ環状凹部１ｎを形成できるため、加工コストの低減効果がある。

図２２は、本実施例のローリングシリンダを示す斜視図である。

本図においては、別体化するシリンダ円柱を、外周面中央側にシリンダ環状凹部１ｎを設ける中寄り凹部付別体シリンダ円柱１ｂ’ ’ ’とし、別体化するシリンダ底端板の径をシリンダ円柱の最外径よりも小さくする別体シリンダ小径底端板１ａ’ ’ ’とする以外は、実施例３と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

端板ねじ１ｆによる固定時に、別体シリンダ小径底端板１ａ’ ’ ’と中寄り凹部付別体シリンダ円柱１ｂ’ ’ ’の中心合わせは半径差だけの誤差を許容できるため、組み立てが容易となり、製造コストを低減させる効果がある。

また、シリンダ溝１ｃが存在する高さ範囲の上端と下端にシリンダ環状凸部を設けることになるため、ローリングシリンダ１が受ける作動流体の圧縮による水平方向ガス荷重に対抗する力（軸受支持力）を二か所のシリンダ環状凸部から二等分割して受ける。よって、最大の軸受支持力を小さくできるため、信頼性が向上するという効果がある。また、シリンダ環状凸部における摩擦係数が小さくなり、摩擦損失を低減できる。よって、圧縮機効率を向上できるという効果がある。

図２５は、本実施例のローリングシリンダを示す上面図である。図２６は、本実施例の旋回ピストンを示す上面図である。

これらの図においては、旋回ピストン３の２つの先端面が中心軸を同一とするピストン円筒先端面３ｘとなり、それに対応して、シリンダ溝外周壁３０１が、周方向の両端側へいくにつれて厚さが増大する不均一壁１ｘとする以外は、実施例１乃至８と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

旋回ピストン３は、旋回軸受穴３ａと同軸で先端面であるピストン円筒先端面３ｘを加工した上で、ピストンカット面３ｃを加工すればいい。よって、旋回軸受穴３ａとピストン円筒先端面３ｘが同一チャッキングによる旋盤加工で、高い同軸度を伴って加工可能になるため、製造コストが低減するという効果がある。

また、シリンダ溝外周壁３０１には大きなガス荷重がかかるため、高い剛性が必要となる。本実施例では、シリンダ溝外周壁３０１を、周方向の両端側へいくにつれて厚さが増大する不均一壁１ｘとするため、壁の根元が厚い形態となっている。よって、剛性が高いシリンダ溝外周壁３０１となるため、ガス荷重による変形が抑制され、シリンダ溝外周壁３０１内面と旋回ピストン３の先端面との干渉やシリンダ溝外周壁３０１外面と偏心シリンダ穴２ｂ内周面との干渉の危険性を低減でき、信頼性が向上するという効果がある。また、シリンダ溝外周壁３０１外面の変形が抑制されることにより、偏心シリンダ穴２ｂ内周面との摩擦係数が小さくなり、摩擦損失を低減できる。よって、圧縮機効率を向上できるという効果がある。
一方、シリンダ溝外周壁３０１の剛性増大分を、シリンダ溝外周壁３０１の厚さ縮小に使う場合も考えられる。これにより、ローリングシリンダ１の外径を縮小可能になるため、ＲＣ圧縮機を小径化できるという効果がある。

図２７は、ローリングシリンダを示す上面図である。図２８は、旋回ピストンを示す上面図である。

これらの図においては、旋回ピストン３の２つの先端面が２つのピストンカット面３ｃの距離を直径とする円筒面からなるピストン半円筒先端面３ｙとし、それに対応して、シリンダ溝外周壁３０１が、周方向の両端側へいくにつれて実施例９の不均一壁１ｘよりも更に厚さが増大する長穴形成壁１ｙとする以外は、実施例９と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

旋回ピストン３は、ローリングシリンダ１のシリンダ溝１ｃに対して相対的に往復運動を行う。一方、シリンダ溝１ｃの底部（シリンダ底端板）中央には、背圧室と通じる偏心シャフト挿入穴１ｄが開口している。よって、旋回ピストン３がシリンダ溝１ｃ内の片側へ寄った場合でも、旋回ピストン３の先端面と偏心シャフト挿入穴１ｄの間にシール部を設けなければならない。

本実施例においては、シール部設置を必要とする箇所のシール幅をほぼ同一の最小シール幅（図２７参照）としている。これにより、作動室と背圧室１１０間の漏れを最小のシール幅で効果的に抑制しているとみなすことができる。これは、旋回ピストン３のピストンカット面３ｃとピストン先端面の接続位置をピストン自転軸側へシフトさせたことに起因している。

この結果、シリンダ溝外周壁３０１を、周方向の両端側へいくにつれて厚さが非常に増大する長穴形成壁１ｙにできるため、壁の根元が非常に厚い形態となっている。よって、剛性が非常に高いシリンダ溝外周壁３０１となるため、ガス荷重による変形が完全に抑制され、シリンダ溝外周壁３０１内面と旋回ピストン３の先端面との干渉やシリンダ溝外周壁３０１外面と偏心シリンダ穴２ｂ内周面との干渉の危険性を極めて高い確度で低減でき、信頼性が非常に向上するという効果がある。また、シリンダ溝外周壁３０１外面の変形が非常に抑制されることにより、偏心シリンダ穴２ｂ内周面との摩擦係数がとても小さくなり、摩擦損失を一層低減できる。よって、圧縮機効率を一層向上できるという効果がある。

一方、シリンダ溝外周壁３０１の剛性増大分を、シリンダ溝外周壁３０１の厚さ縮小に使う場合も考えられる。これにより、ローリングシリンダ１の外径を一層縮小可能になるため、ＲＣ圧縮機を一層小径化できるという効果がある。

さらに、シリンダ溝１ｃを、２つのピストンカット面３ｃの距離を直径とするエンドミルで加工することが可能となる。これにより、加工コストが低減するという効果がある。

本発明によれば、ローリングシリンダ式容積型圧縮機において、作動室のシール性を向上させることができ、高い圧縮機効率を実現することができる。また、作動室のシール性向上に伴う圧縮要素の大径化を抑制し、高い圧縮機効率と小型化とを両立することができる。

本発明によれば、ローリングシリンダのシリンダ底端板の外周を経由してシリンダ底端板の背面空間と通じる漏れ流路を遮断できるため、作動室のシール性を向上でき、高い圧縮機効率を実現できる。また、大型化を伴わずに前記漏れ流路の遮断を実現し、高い圧縮機効率とともに小型化も実現できる。

１：ローリングシリンダ、１ａ：シリンダ底端板、１ａ’：別体シリンダ底端板、１ｂ：シリンダ円柱、１ｃ：シリンダ溝、１ｄ：偏心シャフト挿入穴、１ｆ：端板ねじ、１ｎ：シリンダ環状凹部、１ｐ：カット面給油穴、１ｑ：カット面、１ｒ：カット面給油溝、１ｓ：シリンダ外周面、１ｖ：ローリング外周下端凹み部、１ｗ：均一壁、１ｘ：不均一壁、１ｙ：長穴形成壁、２：静止シリンダ、２ａ：シリンダ取付面、２ｂ：偏心シリンダ穴、２ｄ：吐出路、２ｅ：バイパス穴、２ｇ：シリンダ外周隙間、２ｍ：シリンダ外周溝、２ｓ：吸込路、２ｗ：静止シリンダ上部壁、３：旋回ピストン、３ａ：旋回軸受穴、３ｂ：スライド溝、３ｃ：ピストンカット面、３ｄ：ピストン上面、３ｆ：ピストン下面、３ｅ：ピストン偏心円筒先端面、３ｉ：ピストンカット溝、３ｘ：ピストン円筒先端面、３ｙ：ピストン半円筒先端面、４：フレーム、４ａ：フレーム取付面、４ｂ：主軸受穴、４ｃ：つば受面、４ｃ１：つば受切欠き、４ｄ：ベッド面、４ｅ：ベッド放射溝、４ｇ：フレーム外周隙間、４ｍ：フレーム外周溝、４ｘ：油排出路、５：ピン機構、５ａ：スライダ、５ａ１：スライダカット面、５ａ２：スライダ軸穴、５ａ５：スライダ先端面、５ａ６：スライダ軸給油穴、５ｂ：スライダフランジ、５ｂ１：スライダフランジ縦穴、５ｂ２：スライダフランジ横穴、５ｃ：スライダ転動体、５ｓ：固定ピン、５ｓ１：固定ピンフランジ部、５ｓ１’：固定ピン小フランジ部、５ｓ３：固定ピン縦穴、５ｓ５：固定ピン横穴、５ｓ６：ピンかしめ穴、５ｓ８：ピン固定ねじ、５ｓ９：ピン固定本体ねじ、６：クランクシャフト、６ａ：偏心シャフト、６ｂ：給油縦穴、６ｃ：シャフトつば部、６ｄ：シャフトネック、６ｅ：給油上主軸受穴、６ｆ：給油下主軸受穴、６ｇ：給油副横穴、６ｈ：給油偏心溝、６ｋ：給油主軸溝、６ｚ：ポンプ連結管、７：モータ、７ａ：ロータ、７ｂ：ステータ、７ｂ１：ステータカット面、７ｂ２：ステータ巻線、７ｂ３：モータ線、８：ケーシング、８ａ：ケーシング円筒部、８ｂ：ケーシング上フタ、８ｃ：ケーシング下フタ、２２：バイパス弁、２３：旋回軸受、２４：主軸受、２４ａ：上主軸受、２４ｂ：下主軸受、２５：副軸受、２５ａ：ボール、２５ｂ：ボールホルダ、３５：副フレーム、３５ａ：副フレーム周囲穴、３５ｂ：副フレーム中央穴、５０：吸込パイプ、５５：吐出パイプ、８０：主バランス、８２：カウンタバランス、８５：不連続性馴染み皮膜、８６：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、１１５：シャフト偏心端部空間、１２０：ケーシング上部室、１２５：貯油部、１５０：給油ポンプシャフト室、２００：給油ポンプ、３０１：シリンダ溝外周壁、３１０：シリンダ環状凸部。

Claims (8)

1. シリンダ溝を有する円柱状のローリングシリンダと、
   スライド溝を有する旋回ピストンと、
   ピン機構を有する静止シリンダと、
   前記旋回ピストンの旋回運動の駆動源であるピストン旋回駆動源と、
   前記旋回ピストンと前記ピストン旋回駆動源とを繋ぐ駆動伝達部と、
   前記駆動伝達部が貫通するフレームと、
   前記旋回ピストン、前記ローリングシリンダ、前記静止シリンダ、前記ピストン旋回駆動源及び前記駆動伝達部を内蔵するケーシングと、を備え、
   前記旋回ピストン、前記ローリングシリンダ及び前記静止シリンダは、圧縮部を構成し、
   前記旋回ピストンは、前記シリンダ溝にて相対的に往復運動をするものであり、
   前記シリンダ溝における前記往復運動の両端部には、シリンダ溝外周壁が設けられている、ローリングシリンダ式容積型圧縮機。
2. 前記シリンダ溝の深さは、前記旋回ピストンの厚さより大きい、請求項１記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
3. 前記圧縮部は、吸込流路と吐出流路とを有し、
   前記吸込流路及び前記吐出流路は、前記静止シリンダに設けられ、前記シリンダ溝外周壁の内壁面よりも中心軸寄りで前記圧縮部の作動室に臨む構成である、請求項１又は２に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
4. 前記ローリングシリンダのシリンダ外周面と前記シリンダ溝とを繋ぐ給油路が設けられている、請求項１乃至３のいずれか一項に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
5. 前記シリンダ外周面には、前記給油路に連なるシリンダ給油溝が設けられ、
   前記シリンダ給油溝は、前記シリンダ溝外周壁の中央から前記旋回運動と同一方向となる前記ローリングシリンダの回転方向であるローリングシリンダ回転方向へ９０度以下の角度だけ回転させた位置に設けられている、請求項４記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
6. 前記シリンダ外周面には、シリンダ環状凹部が設けられている、請求項１乃至５のいずれか一項に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
7. 前記ローリングシリンダは、別体シリンダ底端板と別体シリンダ円柱とを一体化した構成を有し、
   前記別体シリンダ円柱は、前記シリンダ溝となる貫通孔を有する、請求項１乃至６のいずれか一項に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
8. 前記別体シリンダ底端板の外周直径は、前記別体シリンダ円柱の外周直径よりも小さい、請求項７記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。

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