JP2024071820A - 回転式圧縮機および冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】潤滑油の過剰な供給を抑制することができる回転式圧縮機および冷凍サイクル装置を提供することである。【解決手段】実施形態の回転式圧縮機は、シリンダと、ロータと、ベーンと、給油通路と、断接構造と、を持つ。シリンダは、ケースの内部に配置される。シリンダは、流体を圧縮するシリンダ室を有する。シリンダは、圧縮した流体をシリンダ室からケースの内部に吐出する吐出孔を有する。ロータは、シリンダ室の内部に配置される。ベーンは、ロータのスリットに配置され、シリンダ室に対して進退する。給油通路は、ケースの下部からベーンの先端に潤滑油を供給可能である。断接構造は、ベーンの進退に伴って給油通路を遮断および接続する。【選択図】図４

Description

本発明の実施形態は、回転式圧縮機および冷凍サイクル装置に関する。

冷凍サイクル装置において、冷媒を圧縮するために回転式圧縮機が利用されている。スライディングベーン型の回転式圧縮機は、シリンダ室と、ロータと、ベーンと、を有する。ロータは、シリンダ室の内部に配置される。ベーンは、ロータのスリットに配置され、シリンダ室に対して進退する。ベーンの先端とシリンダ室の内面との間が摺動する。回転式圧縮機の摺動部に潤滑油が供給される。

特開２００４－３６５８０号公報 特開２０１１－２４７０９１号公報

しかしながら、圧縮室内部圧力の変化に応じて供給される潤滑油の量が一定ではなく、必要以上の潤滑油が供給されることで、圧縮機の性能低下を招くおそれがあった。潤滑油の過剰な供給を抑制することができる回転式圧縮機が求められる。
本発明が解決しようとする課題は、潤滑油の過剰な供給を抑制することができる回転式圧縮機および冷凍サイクル装置を提供することである。

実施形態の態様１の回転式圧縮機は、シリンダと、ロータと、ベーンと、給油通路と、断接構造と、を持つ。シリンダは、ケースの内部に配置される。シリンダは、流体を圧縮するシリンダ室を有する。シリンダは、圧縮した流体をシリンダ室からケースの内部に吐出する吐出孔を有する。ロータは、シリンダ室の内部に配置される。ベーンは、ロータのスリットに配置され、シリンダ室に対して進退する。給油通路は、ケースの下部からベーンの先端に潤滑油を供給可能である。断接構造は、ベーンの進退に伴って給油通路を遮断および接続する。

態様２の回転式圧縮機は、態様１の回転式圧縮機において、シャフトと、閉塞部と、をさらに有する。シャフトは、ロータと同軸状に配置され、第１端部がケースの下部に配置される。閉塞部は、シリンダ室の軸方向の端部を閉塞する。給油通路は、第１通路、第２通路および第３通路を有する。第１通路は、シャフトの第１端部から、シャフトの内部およびロータの内部を通り、閉塞部に当接するロータの端面に伸びる。第２通路は、閉塞部に当接するロータの端面に形成される。第２通路は、第１通路から、ベーンの側面に当接するスリットの内面に伸びる。第３通路は、閉塞部に当接するベーンの端面に形成される。第３通路は、スリットの内面に当接するベーンの側面から、ベーンの先端に伸びる。断接構造は、スリットの内面とベーンの側面との間にある。断接構造は、ベーンの進退方向に沿って伸び、第２通路と第３通路との間を遮断および接続する断接通路である。

態様３の回転式圧縮機は、態様１または２の回転式圧縮機において、断接構造は、吐出孔が開放された後に、給油通路を遮断するものである。

態様４の回転式圧縮機は、態様１から３のいずれか１つの回転式圧縮機において、ベーンの先端に配置され、シリンダ室の内周面に当接しながら回転する回転体をさらに有する。

態様５の回転式圧縮機は、態様１から４のいずれか１つの回転式圧縮機において、ベーンは、回転体との間に油貯留部を有するものである。給油通路は、油貯留部に伸びる。

実施形態の冷凍サイクル装置は、態様１から５のいずれか１つの回転式圧縮機と、放熱器と、膨張装置と、吸熱器と、を有する。放熱器は、回転式圧縮機に接続される。膨張装置は、放熱器に接続される。吸熱器は、膨張装置に接続される。

冷凍サイクル装置の回路図。 回転式圧縮機の断面図。 図２のＩＩＩ部の拡大図。 図３のＩＶ－ＩＶ線における断面図。 図４のＶ部の拡大図。 給油通路の遮断および接続作用の第１説明図。 給油通路の遮断および接続作用の第２説明図。 給油通路の遮断および接続作用の第３説明図。 給油通路の遮断および接続作用の第４説明図。 給油通路の遮断および接続作用の第５説明図。 給油通路の遮断および接続作用の第６説明図。 給油通路の遮断および接続作用の第７説明図。 第１変形例の回転式圧縮機のベーンの周辺の拡大図。 回転体の周辺の拡大図。

以下、実施形態の回転式圧縮機および冷凍サイクル装置を、図面を参照して説明する。
図１は、冷凍サイクル装置１の回路図である。冷凍サイクル装置１は、回転式圧縮機１０と、四方弁３と、第１熱交換器４と、膨張装置５と、第２熱交換器６と、これらに対して冷媒を流通させる冷媒流路８と、を有する。冷媒は、相変化しながら冷凍サイクル装置１を循環する。

回転式圧縮機１０は、内部に取り込まれる低圧の気体冷媒を圧縮して高温・高圧の気体冷媒にする。回転式圧縮機１０の上流側には、アキュムレータ（気液分離器）２ｂが配置される。アキュムレータ２ｂは、気液二相冷媒を分離して、気体冷媒を回転式圧縮機１０に供給する。

四方弁３は、第１熱交換器４、膨張装置５および第２熱交換器６の冷媒流路８における冷媒の流通方向を逆転させる。四方弁３が図１の状態にあるとき、回転式圧縮機１０から吐出された冷媒は、第１熱交換器４、膨張装置５、第２熱交換器６の順に流通する。このとき、第１熱交換器４は凝縮器（放熱器）として機能し、第２熱交換器６は蒸発器（吸熱器）として機能する。
四方弁３が図１の状態から切り換わると、回転式圧縮機１０から吐出された冷媒は、第２熱交換器６、膨張装置５、第１熱交換器４の順に流通する。このとき、第２熱交換器６は凝縮器（放熱器）として機能し、第１熱交換器４は蒸発器（吸熱器）として機能する。

凝縮器は、回転式圧縮機１０から吐出される高温・高圧の気体冷媒から放熱して、高温・高圧の気体冷媒を高圧の液体冷媒にする。
膨張装置５は、凝縮器から送り込まれる高圧の液体冷媒の圧力を下げ、高圧の液体冷媒を低温・低圧の気液二相冷媒にする。例えば、膨張装置５は膨張弁である。
蒸発器は、膨張装置５から送り込まれる気液二相冷媒を低圧の気体冷媒にする。蒸発器において、低圧の気液二相冷媒が気化する際に周囲から気化熱を奪うことで周囲が冷却される。蒸発器を通過した低圧の気体冷媒は、アキュムレータ２ｂを介して、上述した回転式圧縮機１０の内部に取り込まれる。

このように、冷凍サイクル装置１では、作動流体である冷媒が気体と液体との間で相変化しながら循環する。冷媒は、気体から液体に相変化する過程で放熱し、液体から気体に相変化する過程で吸熱する。冷凍サイクル装置１は、冷媒の放熱または吸熱を利用して、暖房や冷房、除霜などを行う。

図２は、実施形態の回転式圧縮機１０の断面図である。図３は、図２のＩＩＩ部の拡大図である。図４は、図３のＩＶ－ＩＶ線における断面図である。

本願において、円筒座標系のＺ方向、Ｒ方向およびθ方向が以下のように定義される。Ｚ方向は、ロータ１７の軸方向である。＋Ｚ方向は、圧縮機構部２０から電動機部１４に向かう方向である。例えば、Ｚ方向は鉛直方向であり、＋Ｚ方向は鉛直上方である。Ｒ方向は、ロータ１７の径方向である。＋Ｒ方向は、径方向の外側に向く方向である。θ方向は、ロータ１７の周方向である。＋θ方向は、＋Ｚ方向に進む右ねじの回転方向向きである。
なお、＋Ｚ方向、＋Ｒ方向、＋θ方向それぞれの逆向きを－Ｚ方向、－Ｒ方向、－θ方向とする。

回転式圧縮機１０は、スライディングベーン（ロータリーベーン）型の回転式圧縮機である。図２に示されるように、回転式圧縮機１０は、ケース１１と、電動機部１４と、ロータシャフト１５と、圧縮機構部２０と、を有する。

ケース１１は、両端部が閉塞された円筒状に形成される。ケース１１は、電動機部１４、ロータシャフト１５および圧縮機構部２０を収容する。ケース１１の内部の下方（下部）には、圧縮機構部２０を潤滑する潤滑油１２が収容される。ケース１１の内部の上方には、圧縮機構部２０により圧縮された気体冷媒が収容される。ケース１１の内部の気体冷媒および潤滑油は高圧である。気体冷媒は、ケース１１の上部の吐出口１３から、冷媒流路８を通じ、四方弁３（図１参照）に供給される。

電動機部１４は、ケース１１の内部の＋Ｚ方向に配置される。電動機部１４は、固定子１４ａと、回転子１４ｂと、を有する。固定子１４ａは、ケース１１の内周面に固定される。回転子１４ｂは、固定子１４ａの－Ｒ方向に配置される。

ロータシャフト１５は、ケース１１と同軸状に配置される。ロータシャフト１５は、シャフト１６と、ロータ１７と、を有する。本実施形態ではシャフト１６およびロータ１７は一体であるが、別体でもよい。シャフト１６の＋Ｚ方向には、電動機部１４の回転子１４ｂが固定される。シャフト１６の－Ｚ方向には、ロータ１７が配置される。電動機部１４は、シャフト１６を介して、ロータ１７を回転させる。ロータ１７は、圧縮機構部２０に収容される。

圧縮機構部２０は、ケース１１の内部の－Ｚ方向に配置される。圧縮機構部２０は、シリンダ２１と、第１軸受３０と、第２軸受３５と、ベーン４０（図４参照）と、を有する。

シリンダ２１は、ケース１１と同軸状に配置される。シリンダ２１は、ケース１１の内周面に固定される。図４に示されるように、シリンダ２１は、シリンダ室２２を有する。シリンダ室２２は、シリンダ２１をＺ方向に貫通する貫通孔の内側に形成される。シリンダ室２２の中心軸は、シリンダ２１の中心軸から偏心している。シリンダ室２２の内側にロータ１７が配置される。ロータ１７の中心軸は、シリンダ２１の中心軸に一致する。

シリンダ２１の中心軸に対するシリンダ室２２の中心軸の偏心方向（図４の上方向）では、ロータ１７の外周面とシリンダ室２２の内周面との距離が最大になる。シリンダ室２２の中心軸の偏心方向におけるシリンダ室２２の内周面を、シリンダ室２２の下死点と呼ぶ。シリンダ室２２の中心軸の偏心方向の反対方向（図４の下方向）では、ロータ１７の外周面がシリンダ室２２の内周面に当接する。ロータ１７の外周面と当接するシリンダ室２２の内周面を、シリンダ室２２の上死点と呼ぶ。

第１軸受（主軸受）３０は、図３に示されるように、シリンダ２１の＋Ｚ方向に配置される。第１軸受３０は、軸受部３１と、閉塞部３２と、を有する。第１軸受３０の軸受部３１は、ロータ１７の＋Ｚ方向のシャフト１６を回転可能に支持する。第１軸受３０の閉塞部３２は、シリンダ室２２の＋Ｚ方向の開口を閉塞する。

第２軸受（副軸受）３５は、シリンダ２１の－Ｚ方向に配置される。第２軸受３５は、軸受部３６と、閉塞部３７、を有する。第２軸受３５の軸受部３６は、ロータ１７の－Ｚ方向のシャフト１６を回転可能に支持する。第２軸受３５の閉塞部３７は、シリンダ室２２の－Ｚ方向の開口を閉塞する。

シリンダ２１は、図４に示されるように、冷媒の吸込孔２３と、吐出孔２５と、吐出室２６と、を有する。吸込孔２３は、シリンダ２１をＲ方向に貫通する。吸込孔２３は、アキュムレータ２ｂ（図２参照）から供給された気体冷媒を、シリンダ室２２に導入する。吐出室２６は、シリンダ２１の外周の凹部に形成される。吐出孔２５は、シリンダ２１をＲ方向に貫通し、シリンダ室２２と吐出室２６とを連通する。吐出室２６には、吐出孔２５を開閉する弁体２７が配置される。

図４の例では、ロータ１７が＋θ方向（反時計回り）に回転する。本願では、ロータ１７の回転方向の上流側（－θ方向）を単に「上流側」と呼び、ロータ１７の回転方向の下流側（＋θ方向）を単に「下流側」と呼ぶ場合がある。吸込孔２３は、シリンダ室２２の上死点の下流側に配置される。吐出孔２５は、シリンダ室２２の上死点の上流側に配置される。

ベーン４０は、平板状である。ベーン４０は、ロータ１７に形成されたスリット１８に配置される。
本願において、ベーン４０およびスリット１８の局所座標系として、直交座標系のＺ方向、Ｘ方向およびＹ方向が以下のように定義される。Ｚ方向は、円筒座標系のＺ方向と同じである。Ｘ方向は、ベーン４０の進退方向であり、Ｒ方向と交差する。＋Ｘ方向は、ベーン４０がスリット１８の外側に前進する方向である。Ｙ方向は、ベーン４０の厚さ方向である。

スリット１８は、ロータ１７をＺ方向に貫通する。スリット１８の＋Ｘ方向の端部は、ロータ１７の外周に開口する。スリットの－Ｘ方向の端部には、背圧室１９が形成される。背圧室１９には高圧の潤滑油１２（図２参照）が進入する。ベーン４０は、背圧室１９の潤滑油１２の圧力とシリンダ室２２の基体冷媒の圧力との圧力差と、遠心力とにより、シリンダ室２２の内周面に向かって押し付けられる。

ベーン４０は、シリンダ室２２をθ方向に、吸込室および圧縮室に区画する。ベーン４０の上流側の吸込室は、吸込孔２３から気体冷媒を吸い込む。ベーン４０の下流側の圧縮室は、気体冷媒を圧縮する。圧縮室の気体冷媒の圧力が上昇すると、弁体２７が吐出孔２５を開放する。高圧力の気体冷媒が、吐出孔２５から吐出室２６に吐出される。吐出室２６は、ケース１１の内部と連通している。

複数のベーン４０が、θ方向に等角度間隔で配置される。ロータ１７の１回転当たりに、気体冷媒の吸込および吐出が複数回実施される。図３の例では２個のベーン４０が配置されるが、ベーン４０の個数は１個でもよく、３個以上でもよい。

スライディングベーン型の回転式圧縮機１０は、ロータ１７がシャフト１６と同軸で回転する。この回転式圧縮機１０は、低コスト、低振動および低騒音である。この回転式圧縮機１０では、複数のベーン４０によりシリンダ室２２が複数の小室に区画される。一区画当たりの体積流量が低減され、吸込脈動および吐出脈動が低減される。この回転式圧縮機１０では、ベーン４０がロータ１７に配置され、シリンダ２１に配置されない。シリンダ室２２の内径寸法が大きくなり、排除容積が大きくなって、圧縮性能が向上する。

潤滑油１２の給油通路５０について説明する。
給油通路５０は、ケース１１の下部からベーン４０の先端に潤滑油を供給可能である。給油通路５０は、ケース１１の内部とシリンダ室２２の内部との圧力差と、遠心力とにより、ベーン４０の先端に潤滑油を供給する。給油通路５０は、図５に示されるように、第１通路５１と、第２通路５５と、第３通路５８と、断接通路５６と、を有する。

第１通路５１は、図２および図３に示されるように、シャフト１６の第１端部１６ｂから、シャフト１６の内部およびロータ１７の内部を通り、第１軸受３０の閉塞部３２に当接するロータ１７の端面１７ｓに伸びる。第１通路５１は、幹通路５２と、枝通路５４と、を有する。

幹通路５２は、シャフト１６の中心軸に沿って、シャフト１６の内部に形成される。幹通路５２は、シャフト１６の－Ｚ方向の第１端部１６ｂ（図２参照）から、第１軸受３０の＋Ｚ方向の端部付近まで伸びる。幹通路５２の内部には、ねじり板等のポンプ手段（不図示）が設けられる。ポンプ手段は、シャフト１６の回転に伴って、ケース１１の下部から潤滑油１２を＋Ｚ方向に汲み上げる。幹通路５２から、第１軸受３０の軸受部３１の内周面に向かって、軸受通路５３が伸びる。

枝通路５４は、シャフト１６およびロータ１７の内部に形成される。枝通路５４は、ロータ１７のＺ方向の中央部付近で、幹通路５２から分岐する。枝通路５４は、幹通路５２から＋Ｒ方向および＋Ｚ方向に、直線状に伸びる。ロータ１７の＋Ｚ方向の端面１７ｓは、第１軸受３０の閉塞部３２の－Ｚ方向の端面３２ｓに当接する。枝通路５４は、ロータ１７の端面１７ｓまで伸びて、ロータ１７の外部に開口する。

図４に示されるように、ベーン４０の個数に合わせて、複数の枝通路５４が形成される。複数の枝通路５４は、θ方向に等角度間隔で配置される。本実施形態では、２個のベーン４０に合わせて、２本の枝通路５４が形成される。

第２通路５５は、図３に示されるように、第１軸受３０の閉塞部３２に当接するロータ１７の端面１７ｓに形成される。図５に示されるように、第２通路５５は、第１通路５１から、ベーン４０の側面４８に当接するスリット１８の内面１８ｓに伸びる。

図３に示されるように、第２通路５５は、ロータ１７の端面１７ｓに、溝として形成される。ロータ１７の端面１７ｓに第１軸受３０の閉塞部３２の端面３２ｓが当接して、第２通路５５の＋Ｚ方向の開口が閉塞される。第２通路５５が溝として形成されるので、第２通路５５の加工が容易である。

図５に示されるように、第２通路５５は、Ｒ方向に直線状に伸びる。第２通路５５の－Ｒ方向の端部は、第１通路５１の枝通路５４に連通する。第２通路５５の＋Ｒ方向の端部は、ベーン４０の側面４８に当接するスリット１８の内面１８ｓまで伸びて、スリット１８に開口する。

図３に示されるように、ロータ１７の端面１７ｓにおけるシャフト１６の周囲には、リング溝１７ｃが形成される。軸受通路５３から第１軸受３０の軸受部３１に供給された潤滑油１２が、リング溝１７ｃに流入する。図５に示されるように、リング溝１７ｃの潤滑油１２が、スリット１８の背圧室１９に流入する。

第２通路５５は、リング溝１７ｃの＋Ｒ方向に形成される。第２通路５５とリング溝１７ｃとは、相互に連通しない。給油通路５０を流通する潤滑油１２が、リング溝１７ｃに流入しない。給油通路５０は、ベーン４０の先端に潤滑油１２を供給可能である。

第３通路５８は、第１軸受３０の閉塞部３２（図３参照）に当接するベーン４０の端面４７に形成される。第３通路５８は、スリット１８の内面１８ｓに当接するベーン４０の側面４８から、ベーン４０の先端４５に伸びる。

第３通路５８は、ベーン４０の端面４７に、溝として形成される。ベーン４０の端面４７に第１軸受３０の閉塞部３２の端面３２ｓが当接して、第３通路５８の＋Ｚ方向の開口が閉塞される。第３通路５８が溝として形成されるので、第３通路５８の加工が容易である。

第３通路５８は、主通路５８ａと、接続通路５８ｂと、を有する。主通路５８ａは、Ｘ方向に伸びる。主通路５８ａの＋Ｘ方向の先端は、ベーン４０の＋Ｘ方向の先端４５に開口する。主通路５８ａの－Ｘ方向の先端は、接続通路５８ｂに連通する。接続通路５８ｂは、主通路５８ａからＹ方向に折れ曲がり、ベーン４０の側面４８に開口する。

給油通路５０の断接構造について説明する。
断接構造は、ベーン４０の進退に伴って給油通路５０を遮断および接続する。図５に示されるように、給油通路５０は、断接構造として断接通路５６を有する。断接通路５６は、スリット１８の内面１８ｓとベーン４０の側面４８との間にある。断接通路５６は、ベーン４０の進退方向に沿って伸びる。断接通路５６は、第２通路５５と第３通路５８との間を遮断および接続する。

断接通路５６は、スリット１８の内面１８ｓとベーン４０の側面４８との間にある。本実施形態では、断接通路５６がロータ１７に形成されるが、ベーン４０に形成されてもよい。断接通路５６は、ロータ１７の端面１７ｓ（図３参照）とスリット１８の内面１８ｓとの角部に、切り欠きとして形成される。ロータ１７の端面１７ｓに第１軸受３０の閉塞部３２の端面３２ｓが当接して、断接通路５６の＋Ｚ方向の開口が閉塞される。スリット１８の内面１８ｓにベーン４０の側面４８が当接して、断接通路５６のスリット１８側の開口が閉塞される。断接通路５６が切り欠きとして形成されるので、断接通路５６の加工が容易である。一般に、ベーン４０は、耐摩耗性を確保するため硬質である。断接通路５６がロータ１７に形成されるので、ベーン４０に形成される場合と比べて、断接通路５６の加工が容易である。

断接通路５６は、第２通路５５に連通する。断接通路５６は、Ｘ方向に伸びる。ベーン４０が＋Ｘ方向に前進すると、断接通路５６と第３通路５８との間が接続され、給油通路５０が接続される。給油通路５０が接続されると、給油通路５０により潤滑油１２をベーン４０の先端に供給することが可能になる。ベーン４０が－Ｘ方向に後退すると、断接通路５６と第３通路５８との間が遮断され、給油通路５０が遮断される。給油通路５０が遮断されると、給油通路５０により潤滑油１２をベーン４０の先端に供給することが不可能になる。断接通路５６の位置および長さは、ベーン４０の先端に潤滑油１２を供給するタイミングに合わせて設定される。

図６から図１１は、給油通路５０の遮断および接続作用の、第１から第６説明図である。図６から図１４にかけて、ロータ１７が＋θ方向に回転する。

圧縮工程におけるベーン４０の動作と位置について、第１ベーン４１と第１ベーン４１の反対側に位置する第２ベーン４２とを用いて説明する。
図６には、第１ベーン４１がシリンダ２１の吸込孔２３を通過した状態が示される。第１ベーン４１は－Ｘ方向に後退している。第１ベーン４１の給油通路５０ａは遮断されている。
ロータ１７の回転方向において、第１ベーン４１の下流側（＋θ方向）が圧縮室２２ａであり、上流側（－θ方向）が吸込室２２ｂである。圧縮開始直後の圧縮室２２ａは低圧力である。ケース１１の内部とシリンダ室２２の内部との圧力差が大きい。第１ベーン４１の給油通路５０ａが遮断されることにより、第１ベーン４１の先端４５への潤滑油１２の過剰な供給が抑制される。

図７には、第１ベーン４１の給油通路５０ａが接続された状態が示される。ロータ１７の回転に伴って、第１ベーン４１は＋Ｘ方向に前進する。第１ベーン４１の給油通路５０ａが接続される。潤滑油１２が第１ベーン４１の先端４５に供給される。

図８には、第１ベーン４１がシリンダ室２２の下死点を通過した状態が示される。第１ベーン４１は－Ｘ方向への後退を開始する。第１ベーン４１の給油通路５０ａは接続されている。
圧縮室２２ａは高圧力であり、吸込室２２ｂは低圧力である。第１ベーン４１のθ方向の両側の圧力差が大きくなり、第１ベーン４１がスリット１８の内面１８ｓに押し付けられる。第１ベーン４１とスリット１８の内面１８ｓとの摩擦力が大きくなり、第１ベーン４１が－Ｘ方向に後退しにくくなる。第１ベーン４１の先端４５とシリンダ室２２の内周面との摩擦力が大きくなる。第１ベーン４１の給油通路５０ａが接続されることにより、第１ベーン４１の先端４５に潤滑油１２が供給される。第１ベーン４１の先端４５およびシリンダ室２２の内周面の摩耗が抑制される。

図９には、弁体２７が吐出孔２５を開放した状態が示される。圧縮室２２ａが高圧力になり、弁体２７が吐出孔２５を開放する。圧縮された基体冷媒が、吐出孔２５から吐出される。第１ベーン４１は－Ｘ方向に後退する。第１ベーン４１の給油通路５０ａは接続されている。

図１０には、第１ベーン４１の給油通路５０ａが遮断された状態が示される。第１ベーン４１は－Ｘ方向に後退する。第１ベーン４１の給油通路５０ａは遮断される。
第１ベーン４１の反対側の第２ベーン４２が、吸込孔２３を通過している。第１ベーン４１のθ方向の両側の圧力差が小さくなると共に、圧縮室内の圧力を受ける第１ベーンの側面面積も小さくなる。第１ベーン４１とスリット１８の内面１８ｓとの摩擦力が小さくなり、第１ベーン４１が－Ｘ方向に後退しやすくなる。第１ベーン４１の先端４５とシリンダ室２２の内周面との摩擦力が小さくなる。第１ベーン４１の先端４５に潤滑油１２が供給されなくても、第１ベーン４１の先端４５およびシリンダ室２２の内周面は摩耗しにくい。第１ベーン４１の給油通路５０ａが遮断されることにより、高圧力のシリンダ室２２から給油通路５０への気体冷媒の逆流が抑制される。回転式圧縮機１０の圧縮効率の低下が抑制される。

図１１には、弁体２７が吐出孔２５を閉塞した状態が示される。第１ベーン４１が吐出孔２５を通過し、圧縮室で圧縮された基体冷媒の吐出が完了する。圧縮室が低圧力になり、弁体２７が吐出孔２５を閉塞する。第１ベーン４１は－Ｘ方向に後退する。第１ベーン４１の給油通路５０ａは遮断されている。

図１２には、第１ベーン４１がシリンダ室２２の上死点を通過した状態が示される。第１ベーン４１は＋Ｘ方向への前進を開始する。第１ベーン４１の給油通路５０ａは遮断されている。
第１ベーン４１の＋θ方向のシリンダ室２２は、低圧力の吸込室である。第１ベーン４１の－θ方向のシリンダ室２２も低圧力である。ケース１１の内部とシリンダ室２２の内部との圧力差が大きい。第１ベーン４１の給油通路５０ａが遮断されることにより、第１ベーン４１の先端４５への潤滑油１２の過剰な供給が抑制される。シリンダ室２２に供給された潤滑油１２は、気体冷媒と混合して、回転式圧縮機１０の外部に流出する。シリンダ室２２への潤滑油１２の過剰な供給が抑制されることにより、冷媒と一緒に吐出される潤滑油１２の量を低減し、回転式圧縮機１０の内部での潤滑油１２の不足が抑制される。また、潤滑油１２の不足による摺動抵抗の増加が抑制されることなどにより、圧縮機の性能低下を抑制することができる。特に、高速回転時においても過剰に潤滑油１２が供給されることがない。
図１２の状態から、さらにロータ１７が回転すると、図６の状態に戻る。

以上に説明されたように、図４に示される範囲Ｑにベーン４０の先端４５があるとき、給油通路５０が接続される。範囲Ｑにベーン４０の先端４５があるとき、ベーン４０のθ方向の両側の圧力差が大きい。ベーン４０の先端４５とシリンダ室２２の内周面との摩擦力が大きい。このとき、給油通路５０が接続されて、ベーン４０の先端４５に潤滑油１２が供給される。ベーン４０の先端４５およびシリンダ室２２の内周面の摩耗が抑制される。範囲Ｑでは特に、下死点を越える動作を行う範囲であり、ベーン４０がシリンダ室２２内に最も前進し後退する向きに先端４５に加わる力の方向が切り替わると共に、下死点付近ではロータ１７の回転中心から最も離間しベーン４０に加わる遠心力も最も大きくなるため、先端４５がシリンダ室２２の内周面に押し付けられる力がより大きい状態となる。そのため、下死点を含む範囲Ｑにおいて先端４５への潤滑油１２の供給を行うことで、効果的に摩耗を抑制することができる。

図４に示される位置Ｐにベーン４０の先端４５があるとき、弁体２７が吐出孔２５を開放する。吐出孔２５の開放前の圧縮室の気体冷媒は、吐出圧力を超過する過圧縮の状態である。吐出孔２５の開放後に時間を置いて、圧縮室が吐出圧力まで低下する。圧縮室が吐出圧力に低下するまで、ベーン４０のθ方向の両側の圧力差が大きい。弁体２７が吐出孔２５を開放するタイミングよりも、給油通路５０が切断されるタイミングの方が遅い。吐出孔２５の開放後にも、しばらくの時間は、ベーン４０の先端４５に潤滑油１２が供給される。ベーン４０の先端４５およびシリンダ室２２の内周面の摩耗が抑制される。

図４に示される範囲Ｑ以外にベーン４０の先端４５があるとき、給油通路５０が遮断される。範囲Ｑ以外にベーン４０の先端４５があるとき、ベーン４０のθ方向の両側の圧力差は小さい。ベーン４０の先端４５とシリンダ室２２の内周面との摩擦力が小さい。第１ベーン４１の先端４５に潤滑油１２が供給されなくても、第１ベーン４１の先端４５およびシリンダ室２２の内周面は摩耗しにくい。このとき、第１ベーン４１の給油通路５０ａが遮断されることにより、第１ベーンの先端への潤滑油１２の過剰な供給が抑制される。これにより、過剰な潤滑油１２の供給による圧縮機の性能低下を抑制することができる。

また、断接通路５６がベーン４０の－θ方向側に位置していることで、範囲Ｑ以外で断接通路５６が第３通路５８から遮断された状態で、ベーン４０の側面４８に潤滑油１２が供給される。これにより、ロータ１７の高回転化に伴いベーン４０の－θ方向面に働くロータ１７への押し付け力と進退移動の影響による側面４８の片当り摩耗を低減させることができる。

また、ベーン４０が範囲Ｑよりも吸込孔２３側を移動する範囲では、ベーン４０のθ方向両側の圧力差は小さく、さらにロータ１７の回転に伴い離間していくシリンダ室２２の内周面にベーン４０の先端が追従していく状態となるため、ベーン４０の先端にかかる力はより小さい。さらにこの範囲では、ベーン４０のθ方向両側の圧力はケース１１内の圧力に比べ低い状態であり、仮に給油通路５０が接続された場合、潤滑油１２の供給量がより多量となる恐れがある。この範囲で遮断通路５６を遮断することにより、過剰な供給を抑制することができる。

また、ベーン４０が範囲Ｑよりも吐出孔２５側を移動する状態では、ベーン４０のθ方向両側の圧力差が小さくベーン４０の進退移動範囲も小さいため、先端４５にかかる力と摩擦は小さい。この吐出孔２５付近での潤滑油１２の供給量を低減させることで性能低下を抑止すると共に、冷媒と共に吐出される潤滑油１２の量を低減することができる。これにより、吐出口１３から吐出される冷媒に溶け込んだ潤滑油１２の量を低減し、回転式圧縮機１０内部での潤滑油１２の不足を抑制することができる。

以上に詳述されたように、実施形態の回転式圧縮機１０は、給油通路５０と、断接構造と、を有する。給油通路５０は、ケース１１の下部からベーン４０の先端に潤滑油１２を供給可能である。断接構造は、ベーン４０の進退に伴って給油通路５０を遮断および接続する。断接構造は、断接通路５６である。断接通路５６は、スリット１８の内面１８ｓとベーン４０の側面４８との間にある。断接通路５６は、ベーン４０の進退方向に沿って伸びる。断接通路５６は、第２通路５５と第３通路５８との間を遮断および接続する。
この構造によれば、ベーン４０の先端への潤滑油１２の供給が不必要なタイミングで、給油通路５０が遮断される。これにより、潤滑油１２の過剰な供給が抑制される。また、過剰な潤滑油１２の供給による圧縮機の性能低下を抑制することができる。

断接構造は、吐出孔２５を開放した後に、給油通路５０を遮断する。
吐出孔２５の開放後にも、しばらくの時間は、ベーン４０の先端４５に潤滑油１２が供給される。これにより、回転式圧縮機１０の摩耗が抑制される。
なお、給油通路５０のベーン４０の先端４５に開口した面の開口位置と角度に応じて、断接構造の開口タイミングを適宜変更しても良い。

（第１変形例）
図１３は、第１変形例の回転式圧縮機のベーン４０の周辺の拡大図である。図１４は、回転体６０の周辺の拡大図である。第１変形例の回転式圧縮機は、ベーン４０の先端に回転体６０を有する点で、前述された実施形態とは異なる。実施形態と同様である部分に関する第１変形例の説明は省略される場合がある。

回転体６０は円柱形状である。回転体６０の中心軸は、Ｚ方向と平行である。回転体６０は、ベーン４０の＋Ｘ方向の先端に配置される。回転体６０のＺ方向の高さは、ベーン４０のＺ方向の高さと同等である。回転体６０の直径は、ベーン４０のＹ方向の幅よりも小さい。

回転体６０は、回転体保持部６２により保持される。回転体保持部６２は、ベーン４０の＋Ｘ方向の先端から＋Ｘ方向に伸びる。回転体保持部６２は、回転体６０の回転軸の＋Ｘ方向まで伸びる。一対の回転体保持部６２が、Ｙ方向に間隔を置いて配置される。一対の回転体保持部６２の内面の形状は、回転体６０の外周面の形状と同等である。一対の回転体保持部６２の内側に、回転体６０が回転可能な状態で保持される。一対の回転体保持部６２により、ベーン４０の＋Ｘ方向への回転体６０の脱落が抑制される。

ロータ１７の回転に伴ってベーン４０がθ方向に移動すると、回転体６０はシリンダ室２２の内周面と接触しながら回転する。給油通路５０の第３通路５８の＋Ｘ方向の先端は、回転体６０の－Ｘ方向に開口する。給油通路５０から供給された潤滑油１２は、回転体６０の外周面に付着する。回転体６０の回転に伴って、回転体６０と回転体保持部６２との摺動部および回転体６０とシリンダ室２２の内周面との接触部に、潤滑油１２が供給される。これにより、回転式圧縮機１０の摩耗が抑制される。

図４に示されるように、シリンダ室２２の中心軸は、シリンダ２１の中心軸から偏心している。シリンダ室２２の内周面に対して、前述された実施形態のベーン４０の先端４５を、常に面接触させるのは困難である。ベーン４０の先端４５における給油通路５０の開口が、シリンダ室２２の内周面から離れると、給油通路５０からシリンダ室２２に潤滑油１２が過剰に供給される可能性がある。シリンダ室２２が高圧力の場合には、気体冷媒が給油通路５０に逆流する可能性がある。

第１変形例では、給油通路５０から、回転体６０と回転体保持部６２との摺動部を通って、回転体６０とシリンダ室２２の内周面との接触部に、潤滑油１２が供給される。潤滑油１２の過剰な供給が抑制される。気体冷媒の給油通路５０への逆流が抑制される。

図１４に示されるように、ベーン４０は、＋Ｘ方向の先端に油貯留部６４を有する。油貯留部６４は、一対の回転体保持部６２のＹ方向の内側に、溝として形成される。油貯留部６４の＋Ｘ方向の開口は、回転体６０により閉塞される。油貯留部６４は、ベーン４０のＺ方向の全体に伸びる。油貯留部６４の＋Ｚ方向の端部は、給油通路５０の第３通路５８に連通する。

給油通路５０から油貯留部６４の＋Ｚ方向の端部に供給された潤滑油１２は、重力により油貯留部６４のＺ方向の全体に充填される。潤滑油１２の粘性により、回転体６０の外周面のＺ方向の全体に潤滑油１２が付着する。回転体６０とシリンダ室２２の内周面との接触部のＺ方向の全体に、潤滑油１２が供給される。シリンダ室２２が高圧力の場合でも、回転体６０とシリンダ室２２の内周面との接触部に、潤滑油１２が供給される。これにより、回転式圧縮機１０の摩耗が抑制される。

前述された実施形態および第１変形例の回転式圧縮機１０は、ロータシャフト１５の回転軸が鉛直方向と平行な縦置き型の回転式圧縮機１０である。これに対して、回転式圧縮機１０は、ロータシャフト１５の回転軸が水平方向と平行な横置き型の回転式圧縮機１０でもよい。
前述された実施形態の断接構造は、断接通路５６である。これに対して、断接構造は、給油通路５０を遮断および接続する弁などでもよい。

以上説明した少なくともひとつの実施形態によれば、ベーン４０の進退に伴って給油通路５０を遮断および接続する断接構造を持つ。これにより、潤滑油１２の過剰な供給を抑制することができる。

本発明のいくつかの実施形態を説明したが、これらの実施形態は、例として提示したものであり、発明の範囲を限定することは意図していない。これら実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更を行うことができる。これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれると同様に、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれるものである。

１…冷凍サイクル装置、４…第１熱交換器（放熱器、吸熱器）、５…膨張装置、６…第２熱交換器（吸熱器、放熱器）、１０…回転式圧縮機、１１…ケース、１２…潤滑油、１６…シャフト、１６ｂ…第１端部、１７…ロータ、１７ｓ…端面、１８…スリット、１８ｓ…内面、２１…シリンダ、２２…シリンダ室、２５…吐出孔、３２…閉塞部、４０…ベーン、４５…先端、４７…端面、４８…側面、５０…給油通路、５１…第１通路、５５…第２通路、５６…断接通路（断接構造）、５８…第３通路、６０…回転体、６４…油貯留部。

Claims (6)

1. ケースの内部に配置され、流体を圧縮するシリンダ室を有し、圧縮した前記流体を前記シリンダ室から前記ケースの内部に吐出する吐出孔を有するシリンダと、
   前記シリンダ室の内部に配置されるロータと、
   前記ロータのスリットに配置され、前記シリンダ室に対して進退するベーンと、
   前記ケースの下部から前記ベーンの先端に潤滑油を供給可能な給油通路と、
   前記ベーンの進退に伴って前記給油通路を遮断および接続する断接構造と、を有する、
   回転式圧縮機。
2. 前記ロータと同軸状に配置され、第１端部が前記ケースの下部に配置されるシャフトと、
   前記シリンダ室の軸方向の端部を閉塞する閉塞部と、をさらに有し、
   前記給油通路は、第１通路、第２通路および第３通路を有し、
   前記第１通路は、前記シャフトの第１端部から、前記シャフトの内部および前記ロータの内部を通り、前記閉塞部に当接する前記ロータの端面に伸び、
   前記第２通路は、前記閉塞部に当接する前記ロータの端面に形成され、前記第１通路から、前記ベーンの側面に当接する前記スリットの内面に伸び、
   前記第３通路は、前記閉塞部に当接する前記ベーンの端面に形成され、前記スリットの内面に当接する前記ベーンの側面から、前記ベーンの先端に伸び、
   前記断接構造は、前記スリットの内面と前記ベーンの側面との間にあり、前記ベーンの進退方向に沿って伸び、前記第２通路と前記第３通路との間を遮断および接続する断接通路である、
   請求項１に記載の回転式圧縮機。
3. 前記断接構造は、前記吐出孔が開放された後に、前記給油通路を遮断する、
   請求項１または２に記載の回転式圧縮機。
4. 前記ベーンの先端に配置され、前記シリンダ室の内周面に当接しながら回転する回転体をさらに有する、
   請求項１または２に記載の回転式圧縮機。
5. 前記ベーンは、前記回転体との間に油貯留部を有し、
   前記給油通路は、前記油貯留部に伸びる、
   請求項４に記載の回転式圧縮機。
6. 請求項１または２に記載の回転式圧縮機と、
   前記回転式圧縮機に接続された放熱器と、
   前記放熱器に接続された膨張装置と、
   前記膨張装置に接続された吸熱器と、を有する、
   冷凍サイクル装置。

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