JP3818175B2 - ラジアル型流体機械 - Google Patents
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Description
【発明の属する技術分野】
本発明はラジアル型流体機械に関するもので、高圧流体を減圧膨脹させながら機械的エネルギーを回収する膨脹機、又は流体を吸入吐出する圧縮機やポンプに適用して有効である。
【0002】
【従来の技術及び発明が解決しようとする課題】
膨脹機を用いて蒸気圧縮式冷凍機の消費動力の低減を図った発明として、例えば特開平10−19401号公報が知られている。
【0003】
ところで、膨脹機は高圧流体を等エントロピ的に膨脹させることにより、高圧流体から機械的エネルギを回収するものであるが、図11に示されるモリエル線図から明らかなように、エンタルピが小さくなるほど、等エントロピ線の傾きが大きくなって圧力の変化量に対するエンタルピの変化量が小さくなるため、減圧膨脹時に回収可能なエネルギの最大理論値は、圧縮時に必要とするエネルギに対して大幅に小さくなる。
【0004】
したがって、膨脹機の機械損失が大きいと、回収したエネルギが機械損失により消費され、蒸気圧縮式冷凍機の消費動力を十分に低減することができないおそれがある。
【0005】
本発明は、上記点に鑑み、膨脹機等のラジアル型流体機械の機械損失を低減することを目的とする。
【0006】
【課題を解決するための手段】
本発明は、上記目的を達成するために、請求項1に記載の発明では、回転する回転ライナー(11)と、
回転ライナー(11)内に設けられ、回転ライナー(11)の回転中心からずれた位置に、回転ライナー(11)の回転中心軸線と平行な回転中心軸線を有して回転する回転シリンダ(12)と、
回転シリンダ(12)に形成された挿入穴(12a)に、摺動可能に収納された円柱状ピストンからなるプランジャ(13)とを備え、
プランジャ(13)の先端部(13a)は回転ライナー(11)の内壁(11a)に接触しており、
プランジャ(13)は、挿入穴(12a)とプランジャ(13)とによって構成される作動室(12b)の体積変化に応じて回転ライナー(11)の内壁側から作動室(12b)の体積を縮小させる向きの力を受け、
さらに、プランジャ(13)の断面中心を通ってプランジャ(13)の摺動方向と平行なプランジャ摺動軸線(CLp)は、回転シリンダ(12)の回転中心からずれており、
回転ライナー(11)がプランジャ(13)に作用させる力(F)が略最大となる時に、プランジャ摺動軸線(CLp)は、回転ライナー(11)の回転中心を通ることを特徴とする。
【0007】
これにより、プランジャ(13)が回転ライナー(11)から反力として受ける力がそのまま回転シリンダ(12)を回転させる力となり得るので、プランジャ(13)と挿入穴(12a)の内壁との摩擦抵抗を増大させる力が発生し難い。
【0008】
請求項2に記載の発明では、請求項1に記載のラジアル型流体機械において、回転ライナー(11)がプランジャ(13)に作用させる力(F)が略最大となる時に、この力(F)の向きがプランジャ(13)の摺動方向と略平行になることを特徴とする。
【0012】
請求項3に記載の発明では、請求項1または2に記載のラジアル型流体機械において、プランジャ(13)のうち回転ライナー(11)からの力(F)を受ける先端部(13a)は曲面状に形成されており、
さらに、回転ライナー(11)のうち、先端部(13a)が接触する内壁(11a)は、先端部(13a)の曲率半径より大きな曲率半径を有する曲面状に形成されていることを特徴とする。
【0013】
これにより、プランジャ1(13)の先端側(13a)における接触面圧が増大することを抑制できる。
【0016】
請求項4に記載の発明では、請求項1ないし3のいずれか1つに記載のラジアル型流体機械において、
作動室(12b)と外部とを連通させる吸排ポート(18)を開閉する略円柱状のバルブ手段(14)が、回転シリンダ(12)の回転中心に配置されており、
さらに、吸排ポート(18)の断面中心を通るポート軸線(CL)は、プランジャ軸線(CLp)より回転シリンダ(12)の回転中心側に位置していることを特徴とする。
【0017】
これにより、ポート軸線(CL)がプランジャ軸線(CLp)と一致しているものに比べて、小さな吸排角度にて吸排ポート(18)を連通させることができる。
【0018】
なお、吸排角度とは、後述する図5に示されるように、吸排ポート(18)の断面積全体がバルブ手段(14)と連通するに必要な円周角を言うものである。
【0019】
請求項5に記載の発明では、請求項4に記載のラジアル型流体機械において、
バルブ手段(14)は、バルブ手段(14)を長手方向に変位させることにより、回転シリンダ(12)の回転角に対する吸排ポート(18)の開閉時期を変化させることができるように構成されていることを特徴とする。
【0020】
これにより、後述するように、蒸気圧縮式冷凍機を効率よく運転することができ得る。
【0021】
請求項8に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮する圧縮機(1)と、圧縮機(1)から吐出する冷媒を放冷する放熱器(3)と、放熱器(3)から流出する冷媒を減圧膨脹させながら機械的エネルギーを回収し、その回収した機械的エネルギーを圧縮機(1)に与える請求項7に記載のラジアル型流体機械(4)と、減圧膨脹された冷媒を蒸発させる蒸発器(5)と、冷媒圧を利用してバルブ手段(14)を長手方向に変位させるアクチュエータ(19a、20、21)とを備えることを特徴とする。
【0022】
これにより、例えば、蒸気圧縮式冷凍機を効率よく運転することができ得る。
【0023】
請求項9に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮する圧縮機(1)と、圧縮機(1)から吐出する冷媒を放冷する放熱器(3)と、放熱器(3)から流出する冷媒を減圧膨脹させながら機械的エネルギーを回収し、その回収した機械的エネルギーを圧縮機(1)に与える請求項1ないし7のいずれか1つに記載のラジアル型流体機械(4)と、減圧膨脹された冷媒を蒸発させる蒸発器(5)とを備えることを特徴とする。
【0024】
これにより、後述するように、蒸気圧縮式冷凍機を効率よく運転することができ得る。
【0025】
請求項10に記載の発明のごとく、放熱器(3)内の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる場合があってもよい。
【0026】
因みに、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。
【0027】
【発明の実施の形態】
(第1実施形態)
本実施形態は、本発明に係るラジアル型流体機械を蒸気圧縮式冷凍機の膨脹機に適用したものであって、図1は蒸気圧縮式冷凍機の模式図であり、図2、3は膨脹機の軸方向断面図であり、図4は図2のA−A断面図であり、図5はバルブ14と吸排ポート18との接続部分を示す拡大図であり、図6(a)はバルブ14の斜視図であり、図6(b)はバルブ14のI-I断面図であり、図6(c)はバルブ14のII−II断面図である。
【0028】
先ず、図1に基づいて蒸気圧縮式冷凍機の構成について述べる。
【0029】
圧縮機1は電動式のモータ2から動力を得て冷媒を吸入圧縮し、放熱器3は圧縮機1からから吐出する冷媒を放冷する高圧側熱交換器である。膨脹機4は放熱器3から流出する高圧冷媒を減圧膨脹させながら機械的エネルギーを回収し、その回収した機械的エネルギーをモータ2に与えることにより間接的に回収したエネルギーを圧縮機1に与えるラジアル型流体機械であり、蒸発器5は減圧膨脹された冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器である。
【0030】
なお、本実施形態では、冷媒として二酸化炭素を採用しており、蒸発器5又は放熱器3側の熱負荷が大きいときには、放熱器3内の冷媒圧力、つまり圧縮機1の吐出圧を冷媒の臨界圧力以上まで上昇させて必要な能力を得ている。
【0031】
因みに、本実施形態では、圧縮機1、モータ2及び膨脹機4は互いのシャフトを直列に連結して一体化して膨脹機一体型圧縮機を構成している。
【0032】
次に、図2〜図6を用いて膨脹機4の構造について述べる。
【0033】
膨脹機4は、図2に示すように、概略、ハウジング10、回転ライナー11、回転シリンダ12、プランジャ13及びバルブ14等からなるものである。
【0034】
そして、回転ライナー11は軸受15aを介して第1保持器16に回転可能に支持された円筒状のものであり、回転シリンダ12は、図4に示すように、回転ライナー11内において、回転ライナー11の回転中心からずれた位置に、回転ライナー11の回転中心軸線と平行な回転中心軸線を有して回転する略円柱状のものである。
【0035】
なお、回転シリンダ12は、図2、3に示すように、軸受15b、15cを介して第1保持器16及び第2保持器17に可能に支持されているとともに、その回転軸12cにモータ2のシャフト2aがスプラインにて連結され、第1、2保持器16、17は、ハウジング10内に圧入固定されている。
【0036】
プランジャ13は、図4に示すように、回転シリンダ12に形成された挿入穴12aに摺動可能に収納された円柱状のピストンであり、その一端側13aは、回転ライナー11の内壁11aの曲率半径より小さな曲率半径を有する曲面状に形成されているとともに、回転ライナー11の内壁11aに接触している。
【0037】
このとき、挿入穴12aは、プランジャ13の断面中心を通ってプランジャ13の摺動方向と平行なプランジャ摺動軸線CLpが、回転シリンダ12の回転中心からずれるように回転シリンダ12に複数本(本実施形態では、4本)形成されている。
【0038】
バルブ14は、回転シリンダ12の回転中心に位置して外部、つまり放熱器3の冷媒出口側と作動室12bとを連通させる吸排ポート18を開閉する略円柱状のバルブ手段であり、このバルブ14の外周面には、図6に示すように、回転シリンダ12の回転角に対する吸排ポート18の開閉時期を制御する吸入溝部14a及び排出溝部14bが形成され、その中心部には、放熱器3から流出した高圧の冷媒を作動室12b内に導く導入通路14cが形成されている。
【0039】
なお、吸入溝部14aは作動室12bに流入する際に吸排ポート18の開閉時期を制御するものであり、排出溝部14bは作動室12bから流出する際に吸排ポート18の開閉時期を制御するものである。
【0040】
また、バルブ14は、図2に示すように、キー14dにて中心軸周りに回転することを防止された状態で、その長手方向に摺動可能に回転シリンダ12及び第3保持器19に保持されている。
【0041】
そして、このバルブ14は、バルブ14に形成されたフランジ部14eと第3保持器19とによって形成された制御圧室19a内の圧力と、フランジ部14eを挟んで制御圧力室19aと反対側に配置された弾性手段としてのコイルバネ20の弾性力が釣り合う位置で停止するように変位する。したがって、制御圧力室19a内の圧力を制御することによりバルブ14を摺動変位させることができる。
【0042】
また、吸排ポート18は、図5に示すように、吸排ポート18の断面中心を通るポート軸線CLがプランジャ摺動軸線CLpより回転シリンダ12の回転中心側に位置するようにプランジャ摺動軸線CLpに対してオフセット配置されている。因みに、本実施形態では、ポート軸線CLは回転シリンダ12の回転中心を通って回転シリンダ12の径方向に延びるシリンダ径方向軸線(図示せず。)と一致している。
【0043】
ここで、作動室12bとは、プランジャ13の他端側と挿入穴12aとによって形成される空間であり、本実施形態では、作動室12bの体積を拡大することにより冷媒を減圧膨脹させる。
【0044】
また、図2中、圧力制御弁21は、放熱器3から流出した高圧冷媒を調圧し、その調圧した冷媒圧を制御圧室19aに供給する圧力制御手段である。そして、本実形態では、制御圧室19a、コイルバネ20及び圧力制御弁21によりバルブ14を摺動変位させるアクチュエータが構成されている。
【0045】
因みに、制御圧室19aと圧力制御弁21とは連通路21aにより繋がっており、膨脹機4とモータ2側とはリップシール22により密閉されている。
【0046】
次に、本実施形態に係る膨脹機4、すなわちラジアル型流体機械の特徴的作動を述べる(図4参照)。
【0047】
なお、ラジアル型流体機械の基本的作動は、周知のラジアル型流体機械と同じであるので、ここで、周知のラジアル型流体機械との相違点を中心に本実施形態に係る膨脹機4、すなわちラジアル型流体機械の特徴的作動を述べる。
【0048】
因みに、ラジアル型流体機械について記載された書籍としては、例えば「ピストンポンプ・モータの理論と実際」(オーム社)等がある。
【0049】
放熱器3からバルブ14に導かれた高圧冷媒は、吸入溝部14aと連通する吸排ポート18に連なる作動室12b内に流入する。そして、作動室12b内に流入した冷媒は、作動室12bの体積を拡大させる向きの力をプランジャ13に作用させるので、プランジャ13の先端側13aは、回転ライナー11の内径を拡大させるような向きの力を回転ライナー11の内壁11aに作用させる。
【0050】
このとき、プランジャ13は、回転ライナー11の内壁11aから反力Fとして、作動室12bの体積を縮小させる向きの力を受けるが、プランジャ摺動軸線CLpが回転シリンダ12の回転中心がずれているので、回転ライナー11の内壁11aからの反力Fが回転シリンダ12を回転させる力となる。
【0051】
そして、作動室12b内に流入した冷媒は、プランジャ13を回転ライナー11の内壁11a側に押し付けて作動室12bを拡大させて、自らは減圧膨脹していく。
【0052】
なお、図4において、▲1▼に示す位置にある作動室12bは、冷媒の吸入が完了した直後を示しており、反力Fが最も大きくなる時である。▲2▼に示す位置にある作動室12bは膨脹過程の最後を示しており、▲3▼に示す位置にある作動室12bは膨脹を終えた冷媒を排出する排出工程を示し、▲4▼に示す位置にある作動室12bは冷媒の吸入を開始する直前の状態を示すものである。
【0053】
また、バルブ14をその軸方向に変位させると、回転シリンダ12の回転角に対する、吸入溝部14a及び排出溝部14bと吸排ポート18とが連通するバルブ14の吸排角度θ(図5参照)が変化するように吸入溝部14a及び排出溝部14bの形状が選定されているため、圧力制御弁21により制御圧室19a内の圧力を制御することにより、作動室12b内に導入する冷媒量を可変制御することができる。
【0054】
次に、本実施形態の作用効果を述べる。
【0055】
図7は周知のラジアル型流体機械の特徴を示す断面図であり、本実施形態ではプランジャ摺動軸線CLpが回転シリンダ12の回転中心からずれているのに対して、周知のラジアル型流体機械では、プランジャ摺動軸線CLpが回転シリンダ12の回転中心と一致している。
【0056】
ここで、反力Fが略最大となる時、すなわち図4、7の▲1▼に示す位置において本実施形態と周知のラジアル型流体機械とを比較したとき、回転ライナー11の内壁11aがプランジャ13に対して作用させる反力Fの向きは、周知のラジアル型流体機械では、プランジャ13と内壁11aとの接点から回転ライナー11の回転中心に向かう向きであり、かつ、周知のラジアル型流体機械においては、反力Fプランジャ摺動軸線CLpの方向と反力Fの方向とが相違しているため、反力Fがそのまま回転シリンダ12を回転させる力とならない。
【0057】
つまり、周知のラジアル型流体機械では、反力Fが略最大となる時、反力Fのうちプランジャ摺動軸線CLpと直交する方向成分の力Frが回転シリンダ12を回転させる力となる。このとき、力Frはプランジャ13と挿入穴12aの内壁との摩擦抵抗を増大させる要因となる。
【0058】
これに対して、本実施形態では、反力Fがそのまま回転シリンダ12を回転させる力となり、かつ、反力Fプランジャ摺動軸線CLpの方向と反力Fの方向とが一致しているため、プランジャ13と挿入穴12aの内壁との摩擦抵抗を増大させる力が発生し難い。
【0059】
したがって、本実施形態に係る膨脹機4、つまりラジアル型流体機械によれば、周知のラジアル型流体機械に比べて機械損失を低減することができる。
【0060】
また、ポート軸線CLはプランジャ摺動軸線CLpより回転シリンダ12の回転中心側に位置しているので、ポート軸線CLがプランジャ摺動軸線CLpと一致させた場合に比べて、小さな吸排角度θにて吸排ポート18と吸入溝部14a又は排出溝部14bとを連通させることができる。
【0061】
したがって、バルブ14の製造バラツキ及びバルブ14の作動バラツキによる吸排角度θの誤差、つまり制御目標吸排量と実際の吸排量との差を小さくすることができる。
【0062】
また、プランジャ13の先端側13aは、本実施形態では、先端側13aに形成された曲面の曲率半径より大きな曲面、すなわち回転ライナー11の内壁11aに接触しているのに対して、図7に示すラジアル型流体機械はプランジャ13と内壁11aとの間にスリッパ100を介在させている。
【0063】
したがって、本実施形態では、図7に示すラジアル型流体機械に比べて部品点数の低減を図りながら、プランジャ13の先端側13aにおける接触面圧が増大することを抑制できる。
【0064】
また、放熱器3又は蒸発器5における熱負荷が変化すると、膨脹機4に流入する冷媒の密度が変化するので、熱負荷に応じて膨脹機4に流入させる冷媒量を変化させることが望ましい。
【0065】
これに対して、本実施形態では、前述したように、容易に膨脹機4に流入させる冷媒量を制御することができるので、蒸気圧縮式冷凍機を効率よく運転することができる。
【0066】
因みに、図2はバルブ14の長手方向(軸方向)位置が図3よりも右側へ移動した状態を示しており、この場合は、バルブ14の吸入溝部14aのうち円周長さが小さい部分(図6(b)に示す部分)が吸排ポート18と連通する。これにより、図2は膨脹機4に流入させる冷媒量が最小となる状態を示す。
これに対し、図3はバルブ14の長手方向(軸方向)位置が図2よりも左側へ移動した状態を示しており、この場合は、バルブ14の吸入溝部14aのうち円周長さが大きい部分(図6(c)に示す部分)が吸排ポート18と連通する。これにより、図3は膨脹機4に流入させる冷媒量が最大となる状態を示すものである。
【0067】
(第2実施形態)
第1実施形態では、本発明に係るラジアル型流体機械を膨脹機に適用したが、本実施形態は、本発明に係るラジアル型流体機械を圧縮機又はポンプに適用したものである。
【0068】
そして、図8は本実施形態に係るラジアル型流体機械の軸方向断面図であり、膨脹機として本発明を適用した第1実施形態と圧縮機又はポンプに適用した本実施形態との最も大きな相違点は、流体流れ及び回転シリンダ12及び回転ライナー11の回転の向きが逆転することであり、その他、基本的な作動及び特徴は同じである。
【0069】
なお、図8中、吐出弁14fは吐出される流体が逆流することを防止するリード弁状の弁であり、ストッパ14gは吐出弁14の最大開度を規制するものである。
【0070】
(その他の実施形態)
上述の実施形態では、反力Fが略最大となる時に反力Fの方向がプランジャ摺動軸線CLpと一致するように、換言すれば、反力Fが略最大となる時にプランジャ摺動軸線CLpが回転ライナー11の回転中心を通るように、プランジャ摺動軸線CLpをシリンダ径方向軸線からずらしたが、本発明はこれに限定されるものではなく、反力Fが略最大となる時に反力Fの方向がプランジャ摺動軸線CLpと相違していてもよい。
【0071】
また、上述の実施形態では、ポート軸線CLはシリンダ径方向軸線と一致していたが、本発明はこれに限定されるものでない。
【0072】
上述の実施形態では、回転ライナー11の内壁11aの曲面をそのまま利用してプランジャ13の先端側13aが接触する曲面の曲率半径を先端側13aの曲率半径より大きくしたが、本発明はこれに限定されるものではなく、図9に示すように、先端側13aの曲率半径より大きい曲率半径を有する曲面が形成された凹部11bを形成してもよい。
【0073】
また、上述の実施形態では、制御圧室19a、コイルバネ20及び圧力制御弁21にて冷媒圧を調圧し、バルブ14を摺動変位させるアクチュエータが構成されていたが、本発明は、これに限定されるものではなく、モータ等の電磁力利用したアクチュエータやピエゾ素子を利用したアクチュエータなどであってもよい。
【0074】
また、上述の実施形態では、膨脹機4、モータ2及び圧縮機1の順で直列に並んで一体化されていたが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えば図10に示すように、電動式圧縮機の圧縮機1に膨脹機4を直列に接続してもよい。
【0075】
また、上述の実施形態では、蒸気圧縮式冷凍機に本発明に係るラジアル型流体機械を適用したが、本発明の適用はこれに限定されるものではない。
【0076】
また、上述の実施形態では、蒸気圧縮式冷凍機では、二酸化炭素を冷媒として高圧側の冷媒圧力を冷媒の臨界圧力以上としたが、本発明はこれに限定されるものではない。
【0077】
また、上述の実施形態では、回転ライナー11を円筒状とし、回転シリンダ12を円柱状としたが、本発明はこれに限定されるものではなく、プランジャ13の先端13aは回転ライナー11の内壁11aを摺動するものでないので、例えば回転ライナー11の内壁及び回転シリンダ12外周を多角形状としてもよい。
【0078】
また、本明細書でいう「プランジャ摺動軸線CLpが中心を通る」とは、厳密に中心がプランジャ摺動軸線CLpに位置するものを意味するものではなく、技術思想として、「プランジャ摺動軸線CLpが中心を通る」という意味である。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍機の模式図である。
【図2】本発明の第1実施形態に係る膨脹機の軸方向断面図である。
【図3】本発明の第1実施形態に係る膨脹機の軸方向断面図である。
【図4】図2のA−A断面図である。
【図5】本発明の実施形態に係る膨脹機のバルブ14と吸排ポート18との接続部分を示す拡大図である。
【図6】(a)はバルブ14の斜視図であり、(b)はバルブ14のI-I断面図であり、(c)はバルブ14のII−II断面図である。
【図7】従来の技術に係るラジアル型流体機械の軸方向断面図である。
【図8】本発明の第2実施形態に係る圧縮機の軸方向断面図である。
【図9】本発明のその他の実施形態に係るラジアル型流体機械のプランジャ先端部の拡大図である。
【図10】本発明のその他の実施形態に係る膨脹機一体型電動圧縮機の模式図である。
【図11】モリエル線図である。
【符号の説明】
11…回転ライナー、12…回転シリンダ、13…プランジャ、
14…バルブ、14a…吸入溝部、14b…排出溝部、14c…導入通路。
Claims (5)
- 回転する回転ライナー(11)と、
前記回転ライナー(11)内に設けられ、前記回転ライナー(11)の回転中心からずれた位置に、前記回転ライナー(11)の回転中心軸線と平行な回転中心軸線を有して回転する回転シリンダ(12)と、
前記回転シリンダ(12)に形成された挿入穴(12a)に、摺動可能に収納された円柱状ピストンからなるプランジャ(13)とを備え、
前記プランジャ(13)の先端部(13a)は前記回転ライナー(11)の内壁(11a)に接触しており、
前記プランジャ(13)は、前記挿入穴(12a)と前記プランジャ(13)とによって構成される作動室(12b)の体積変化に応じて前記回転ライナー(11)の内壁側から前記作動室(12b)の体積を縮小させる向きの力を受け、
さらに、前記プランジャ(13)の断面中心を通って前記プランジャ(13)の摺動方向と平行なプランジャ摺動軸線(CLp)は、前記回転シリンダ(12)の回転中心からずれており、
前記回転ライナー(11)が前記プランジャ(13)に作用させる力(F)が略最大となる時に、前記プランジャ摺動軸線(CLp)は、前記回転ライナー(11)の回転中心を通ることを特徴とするラジアル型流体機械。 - 前記回転ライナー(11)が前記プランジャ(13)に作用させる力(F)が略最大となる時に、この力(F)の向きが前記プランジャ(13)の摺動方向と略平行になることを特徴とする請求項1に記載のラジアル型流体機械。
- 前記プランジャ(13)のうち前記回転ライナー(11)からの力(F)を受ける前記先端部(13a)は曲面状に形成されており、
さらに、前記回転ライナー(11)のうち、前記先端部(13a)が接触する前記内壁(11a)は、前記先端部(13a)の曲率半径より大きな曲率半径を有する曲面状に形成されていることを特徴とする請求項1または2に記載のラジアル型流体機械。 - 前記作動室(12b)と外部とを連通させる吸排ポート(18)を開閉する略円柱状のバルブ手段(14)が、前記回転シリンダ(12)の回転中心に配置されており、
さらに、前記吸排ポート(18)の断面中心を通るポート軸線(CL)は、前記プランジャ軸線(CLp)より前記回転シリンダ(12)の回転中心側に位置していることを特徴とする請求項1ないし3のいずれか1つに記載のラジアル型流体機械。 - 前記バルブ手段(14)は、前記バルブ手段(14)を長手方向に変位させることにより、前記回転シリンダ(12)の回転角に対する前記吸排ポート(18)の開閉時期を変化させることができるように構成されていることを特徴とする請求項4に記載のラジアル型流体機械。
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