JP4154737B2 - 容積型流体機械 - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えばポンプ、圧縮機、膨張機等に係り、特に容積形流体機械に関する。
【０００２】
【従来の技術】
古くから容積形の流体機械として、円筒状のシリンダ内をピストンが往復運動を繰り返すことにより作動流体を移動させるレシプロ式流体機械、円筒状のシリンダ内を円筒状のピストンが偏心回転運動することにより作動流体を移動させるロータリ式（ローリングピストン型）流体機械、端板上に直立した渦巻状のラップを有する一対の固定スクロール及び旋回スクロールを噛み合わせ、旋回スクロールを旋回運動させることにより作動流体を移動させるスクロール式流体機械が知られている。
【０００３】
レシプロ式流体機械は、その構造が単純であることから製作が容易でかつ安価であるという利点がある反面、吸入終了から吐出終了までの行程が軸回転角で１８０°と短く、吐出過程の流速が速くなるため圧力損失の増加による性能低下という問題、及び、ピストンを往復させる運動を必要とするため回転軸系を完全にバランスさせることができず振動や騒音が大きいという問題がある。
【０００４】
また、ロータリ式流体機械は、吸入終了から吐出終了までの行程は軸回転角で３６０°であるため吐出過程の圧力損失が増加するという問題はレシプロ式流体機械に比べ少ないものの、軸１回転に１回吐出するものであるためガス圧縮トルクの変動が比較的大きくレシプロ式流体機械同様振動と騒音の問題がある。
【０００５】
さらに、スクロール式流体機械は、吸入終了から吐出終了までの行程が軸回転角で３６０°以上と長い（空調用として実用化されているものは通常９００°程度）ため吐出過程の圧力損失が小さく、かつ、一般に複数の作動室が形成されるためガス圧縮トルクの変動も小さく振動及び騒音が小さいという利点がある。しかし、ラップ噛み合い状態での渦巻状のラップ間のクリアランスや、端板とラップ歯先間のクリアランスの管理が必要で、そのために精度の高い加工を施さねばならず加工費用が高価になるという問題がある。また、吸入終了から吐出終了までの行程が軸回転角で３６０°以上と長いため圧縮過程の時間が長く内部漏れが増加するという問題があった。
【０００６】
ところで、作動流体を移動させるデイスプレ−サ（旋回ピストン）が作動流体が吸入されたシリンダに対して相対的に自転運動せずにほぼ一定の半径で公転運動、すなわち旋回運動することにより作動流体を搬送する容積型機械の一種が特開昭５５−２３３５３号公報（文献１）、米国特許２１１２８９０号公報（文献２）、特開平５−２０２８６９号公報（文献３）及び特開平６−２８０７５８号公報（文献４）に提案されている。ここに提案されている容積形流体機械は、複数の部材（ベーン）が中心より放射状に延びている花びら形状を有するピストンと、このピストンとほぼ相似形の中空部を有するシリンダとから構成され、このピストンがこのシリンダ内を旋回運動することによって、作動流体を移動させるものである。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
上記文献１乃至文献４に示された容積形流体機械は、レシプロ式のように往復運動する部分を持たないため、回転軸系を完全にバランスさせることができる。このため振動が小さく、さらに、ピストンとシリンダ間の相対滑り速度が小さいので摩擦損失を比較的少なくできるといった容積型流体機械として本質的に有利な特長を備えている。
【０００８】
しかしながら、ピストンを構成する複数のベ−ンとシリンダとによって形成される個々の作動室の吸入終了から吐出終了までの行程が、軸回転角θｃで約１８０°（２１０゜）と短い（ロ−タリ式の約半分でレシプロ式と同程度）ため、吐出過程における流体の流速が速くなり圧力損失が増加して性能が低下する問題がある。また、これら文献に示された流体機械では、個々の作動室の吸入終了から吐出終了までの軸回転角が短く、作動流体の吐出が終了してから次の（圧縮）行程が始まる（吸入終了）までの時間的なずれ（タイムラグ）が存在していることとなり、吸入終了から吐出終了までの作動室が駆動軸周りに偏って形成されるようになるため力学的なバランスが悪く、圧縮された作動流体からの反力としてピストンに、ピストン自身を回転させようとする自転モ−メントが過大に作用し、ベ−ンの摩擦や摩耗といった信頼性上の問題が起こりやすいという欠点がある。
【０００９】
本発明の目的は、吐出過程の流体損失をスクロール式流体機械並に小さくでき、かつ、スクロール式流体機械よりも製作容易な流体機械を提供することにある。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
上記目的は、端板間にディスプレーサとシリンダとを配置し、回転軸の回転中心に前記ディスプレーサ中心を合わせたとき前記シリンダ内壁面及び前記ディスプレーサ外壁面により１つの空間が形成され、前記ディスプレーサ及び前記シリンダとの位置関係を旋回位置においたときは複数の空間が形成される容積型流体機械において、前記ディスプレーサは、前記ディスプレーサを旋回させて作動流体を圧縮したとき、圧縮による荷重ベクトルがほぼ前記駆動軸に向くように設けられ、前記複数の空間の内、吸入が終了し吐出が終了するまでの行程となっている空間の数の最大値が、前記シリンダ内方に向かって突出する突出部の数以上に設けられ、前記ディスプレーサは複数の円弧からなる輪郭形状が前記ディスプレーサ中心の周りに複数連続して設けられていて、前記ディスプレーサに設けられ前記ディスプレーサの中心部から先端部に向かうラップがくびれ部を有し、前記複数の空間のそれぞれが、吸入が終了し吐出が終了するまでの行程の軸回転角θｃが下式を満たし、前記シリンダ内壁面と前記ディスプレーサ外壁面と端板とで囲まれた前記複数の空間は、前記作動流体を吸入する空間との間に、前記作動流体を圧縮若しくは吐出する空間であって、前記作動流体を吐出する吐出ポートを挟んで隣接する作動室の流体を夫々異なる吸入ポートから吸入し、前記ディスプレーサ外壁と前記シリンダ内壁とで形成される空間のうち吸入行程にある空間が前記ディスプレーサの旋回に伴い分離して、夫々異なる圧縮若しくは吐出行程となる空間であり、吐出が終了した時点における前記シリンダの内壁と前記ディスプレーサの外壁とが接触するシール点に隣接する二つの空間が前記ディスプレーサの旋回に伴い１つの空間を形成して圧縮行程若しくは吐出行程となることにより達成される。式は（（（Ｎ−１）／Ｎ）・３６０゜）＜θｃ≦３６０゜であり、ただし、Ｎは前記シリンダ内方に向かって突出する突出部の数である。
【００１５】
【発明の実施の形態】
以上説明した本発明の特徴は以下の実施形態によりさらに明確になる。以下、本発明の一実施の形態を図を用いて説明する。まず、本発明に係る旋回形流体機械の構造を図１乃至図３を用いて説明する。図１(a)は本発明に係る容積型流体機械を圧縮機として用いた場合における密閉型圧縮機の縦断面図（(b)のA-A断面図）、(b)は(a)のB-B断面図、図２容積型圧縮要素の作動原理図、図３は本発明に係る容積型流体機械を圧縮機として用いた場合における密閉型圧縮機の縦断面図である。
【００１６】
図１において、密閉容器３内には、本発明に係る容積型圧縮要素１及びこれを駆動する電動要素２（図示なし）が収納されている。容積型圧縮要素１の詳細を説明する。図１(b)には同一輪郭形状が３組組み合わされた３条ラップが示されている。シリンダ４の内周形状は、いちょうの葉のような形状をした中空部が１２０°（中心ｏ’）毎に同一の形状が表れるように形成されている。この個々のいちょうの葉状をした中空部の端部には、内方に向かって突出する複数（この場合は３条ラップであるので３つ存在する）の略円弧形状のベ−ン４ｂを有する。旋回ピストン５は、このシリンダ４の内側に配設されシリンダ４の内周壁４ａ（ベーン４ｂよりも曲率が大きい部分）及びベ−ン４ｂと噛み合うように構成されている。尚、シリンダ４の中心ｏ’と旋回ピストン５の中心ｏを一致させると、両者の輪郭形状の間には基本形状として一定幅の隙間が形成される。
【００１７】
次に、容積型圧縮要素１の作動原理を図１及び図２により説明する。記号ｏはデイスプレ−サである旋回ピストン５の中心、記号ｏ’はシリンダ４（あるいは駆動軸６）の中心である。記号ａ，ｂ，ｃ，ｄ，ｅ，ｆはシリンダ４の内周壁４ａ及びベ−ン４ｂと旋回ピストン５の噛み合いの接点を表す。ここで、シリンダ４の内周輪郭形状をみると、同じ曲線の組合せが３箇所連続して滑らかに接続されている。このうちの１箇所に着目すると、内周壁４ａ、ベ−ン４ｂを形作る曲線を、厚みのある一つの渦曲線（ベーン４ｂの先端を渦の巻始めと考える）とみることができ、その内壁曲線（ｇ−ａ）は巻き角がほぼ３６０°（設計上は３６０°であるが製造誤差のため丁度その値にはならないという意味である。以下、同様。尚、この巻角については詳細を後述する）の渦曲線で、外壁曲線（ｇ−ｂ）は巻き角がほぼ３６０°の渦曲線である。そして、上記１箇所の内周輪郭形状は、内壁曲線及び外壁曲線から形成されている。これら２つの曲線円周上にほぼ等ピッチ（３条ラップであるので１２０°）に配設し、隣合う渦巻体の外壁曲線と内壁曲線とは円弧等の滑らかな接続曲線（ｂ−ｂ’）で結ぶことによって、シリンダ４の内周輪郭形状が構成されている。旋回ピストン５の外周輪郭形状も上記シリンダ４と同じ原理で構成されている。
【００１８】
なお、３つの曲線からなる渦巻体を円周上にほぼ等ピッチ（１２０°）に配設するとしたが、これは後述する圧縮動作に伴う荷重を均等に分散させる目的と製造のし易さを配慮したためで、特に、これらのことが問題にならない場合は、不等ピッチでもよい。
【００１９】
さて、このように構成されたシリンダ４と旋回ピストン５による圧縮動作を図２を用いて説明する。７ａは吸入ポートであり、８ａは吐出ポートであり、夫々３か所に設けられている。駆動軸６を回転させることにより、旋回ピストン５が固定側であるシリンダ４の中心ｏ’の周りを自転することなしに旋回半径ε（＝ｏｏ’）で公転運動し、旋回ピストン５の中心ｏ周りに複数の作動室１５（シリンダ内周輪郭（内壁）とピストン外周輪郭（側壁）とにより囲まれて密閉された複数の空間のうち、吸入が終了し圧縮（吐出）行程となっている空間をいう。すなわち吸入終了から吐出終了までの期間となっている空間。前述の巻角が３６０゜の場合に限ると、圧縮終了時点ではこの空間は無くなるが、その瞬間に吸入も終了するのでこの空間を１つと勘定する。但し、ポンプとして用いる場合は、吐出ポートを介して外部と連通している空間をいう）が形成される（本実施の形態では常時３個の作動室）。接点ａと接点ｂで囲まれハッチングが施された１つの作動室（吸入終了時点では２つに別れているが、圧縮行程が開始されると直ぐにこの２つの作動室はつながって１つになる）に着目して説明する。図２（１）が吸入ポ−ト７ａからこの作動室への作動ガスの吸入が終了した状態である。この状態から９０°駆動軸６が回転した状態が図２（２）で、回転が進み最初から１８０°回転した状態が図２（３）で、さらに回転が進み最初から２７０°回転した状態が図２（４）である。図２（４）から９０°回転すると最初の図２（１）の状態に戻る。これより、回転が進むに従って作動室１５はその容積を縮少し、吐出ポ−ト８ａは吐出弁９（図１に示す）で閉じられているため作動流体の圧縮作用が行われることになる。そして、作動室１５内の圧力が外部の吐出圧力よりも高くなると圧力差で吐出弁９が自動的に開き、圧縮された作動ガスは吐出ポ−ト８ａを通って吐き出される。吸入終了（圧縮開始）から、吐出終了までの軸回転角は３６０°で、圧縮、吐出の各行程が実施されている間に次の吸入行程が準備されており、吐出終了時が次の圧縮開始となる。例えば、接点ａとｄによって形成される空間に着目すると、図２（１）の段階で既に吸入ポート７ａから吸入が開始されており、回転が進むにつれてその容積が増し、図２（４）の状態になると、この空間は分断される。この分断された量に相当する流体は接点ｂとｅによって形成される空間から補われる。
【００２０】
詳述する。図２（１）の状態の接点ａとｂとにより形成された作動室に着目すると、隣の接点ａとｄによって形成された空間は吸入が始まっており、この中の流体が軸回転角３６０°後に接点ａとｂによって形成される空間によって圧縮される筈であるが、この空間は、一旦図２（３）に示されるように広がった後、図２（４）になると分断されてしまうので、接点ａとｄによって形成された空間の全ての流体が接点ａとｂによって形成される空間で圧縮される訳ではない。分断されて接点ａとｄによって形成された空間に取り込まれなかった流体体積と同量の流体は、図２（４）において吸入過程にある接点ｂとｅによって形成される空間が、図２（１）に示されるように分断されて、吐出ポート付近の接点ｅと接点ｂとにより形成される空間に流入している流体によって充当される。これは、前述したように、不均等ピッチで配置したのではなく均等ピッチで配置したことによる。即ち、旋回ピストンおよびシリンダの形状が同一輪郭形状の繰返しにより形成されているため、いずれの作動室も異なる空間から流体を得てもほぼ同量の流体を圧縮することができるのである。なお、不均等ピッチであっても各空間に形成される容積が等しくなるように加工を施すことは可能であるが製作性が悪い。前出のいずれの従来技術においても吸込過程にある空間が閉じられてそのまま圧縮され吐出されるのに対して、このように作動室に隣合う吸入過程にある空間が分断されて圧縮動作を行うことは本実施形態の特徴の一つでである。
【００２１】
以上説明したように、連続的な圧縮動作となる作動室が旋回ピストン５の中心部に位置する駆動軸受５ａの周りにほぼ等ピッチで分散して配設され、各作動室は各々位相がずれて圧縮が行われる。すなわち、一つの空間に着目すると吸入から吐出までは軸回転角で３６０°ではあるが、本実施形態の場合３個の作動室が形成され、これらが１２０°ずれた位相で吐出をするので、圧縮機として軸回転角で３６０°間に３回冷媒を吐出することになる。このように冷媒の吐出脈動を小さくし得る点がレシプロ式、ロータリ式及びスクロール式にない点である。
【００２２】
さて、圧縮動作を終了した瞬間の空間（接点ａとｂによって囲まれた空間）を一つの空間として見做すと、本実施形態の如く巻角が３６０゜の場合、いずれの圧縮機動作状態においても、吸入行程となっている空間と圧縮行程となっている空間とが交互になるように設計されており、このため、圧縮行程が終了した瞬間直ちに次の圧縮行程に移行することができ、滑らかで連続的に流体を圧縮することができる。
【００２３】
次に、このような形状をした旋回型圧縮要素１を組み込んだ圧縮機を図１及び図３を用いて説明する。図３において、旋回型圧縮要素１は、上記詳述したシリンダ４及び旋回ピストン５に加えて、旋回ピストン５の中心部の軸受にクランク部６ａが嵌合して旋回ピストン５を駆動する駆動軸６、前記シリンダ４の両端開口部を閉塞する端板と駆動軸６を軸支する軸受を兼ねた主軸受７と副軸受８、前記主軸受７の端板に形成された吸入ポ−ト７ａ、前記副軸受８の端板に形成された吐出ポ−ト８ａ、この吐出ポ−ト８ａを開閉するリ−ド弁形式（差圧で開閉する）の吐出弁９を有する。５ｂは旋回ピストン５に形成された貫通穴である。また、１０は主軸受７に取り付けられた吸入カバ−、１１は副軸受８に一体的に吐出室８ｂを形成するための吐出カバ−である。
【００２４】
電動要素２は、固定子２ａと回転子２ｂからなり、回転子２ｂは駆動軸６の一端に焼き嵌め等で固定されている。この電動要素２は、電動機効率向上のため、ブラシレスモータで構成され、３相インバータにより駆動制御される。ただし、他の電動機形式、例えば、直流電動機や誘導電動機でも差し支えない。
【００２５】
１２は密閉容器３の底部に溜められた潤滑油で、この中に駆動軸６の下端部が浸かっている。１３は吸入パイプ、１４は吐出パイプ、１５はシリンダ４の内周壁４ａ及びベ−ン４ｂと旋回ピストン５の噛み合いによって形成される前述した作動室である。また、吐出室８ｂはＯリング等のシ−ル部材１６により密閉容器３内の圧力と区画されている。
【００２６】
作動ガス（冷媒）の流れを図１により説明する。図中に矢印で示すように、吸入パイプ１３を通って密閉容器３に入った作動ガスは、主軸受７に取り付けられた吸入カバ−１０内に入り吸入ポ−ト７ａを通って旋回型圧縮要素１に入り、ここで駆動軸６の回転によって旋回ピストン５が旋回運動を行い作動室の容積が縮少することにより圧縮される。圧縮された作動ガスは、副軸受８の端板に形成された吐出ポ−ト８ａを通り吐出弁９を押し上げて吐出室８ｂ内に入り、吐出パイプ１４を通って外部に流出する。尚、吸入パイプ１３と吸入カバー１０との間に隙間が形成されている理由は、作動ガスを電動機要素２内にも流通させることによって電動機要素を冷却するためである。
【００２７】
ここで、本発明の旋回型圧縮要素１を構成する主要部品である旋回ピストン５及びシリンダ４の輪郭形状の構成方法を図４乃至図６を用いて説明する（３条ラップの場合を例にあげる）。図４（ａ）（ｂ）は、一例として平面形状が円弧の組合せにより構成された旋回ピストンの形状の一例で、（ａ）は平面図、（ｂ）は側面図である。図５（ａ）（ｂ）は、図４に示した旋回ピストンの対となって噛み合うシリンダ形状の一例で、（ａ）は平面図、（ｂ）は側面図である。また、図６は、図４に示した旋回ピストンの中心ｏと図５示したシリンダの中心ｏ’とを重ねて描いた図である（一組部分）。
【００２８】
図４（ａ）において、旋回ピストンの平面形状は中心ｏ（正三角形ＩＪＫの図心）の周りに同一の輪郭形状が３箇所連続して接続されている。その輪郭形状は、半径Ｒ１から半径Ｒ７までの全部で７つの円弧で形成されており、点ｐ，ｑ，ｒ，ｓ，ｔ，ｕ，ｖ，ｗは夫々異なる半径の円弧の接点である。曲線ｐｑは、正三角形の一辺ＩＪ上に中心を持つ半径Ｒ１の半径、ここで、点ｐは頂点ＩよりＲ７の距離にある。曲線ｑｒは辺ＩＪに中心を持つ半径Ｒ２の半円、曲線ｒｓは辺ＩＪ上に中心を持つ半径Ｒ３の半円、曲線ｓｔは同様に辺ＩＪ上に中心を持つ半径Ｒ４（＝２・Ｒ３＋Ｒ２）の円弧である。曲線ｔｕは接点ｔと半径Ｒ２の中心を結ぶ直線の延長線上に中心を持つ半径Ｒ５の円弧、曲線ｕｖは図心ｏを中心とする半径Ｒ６の円弧、曲線ｖｗは頂点Ｊを中心とする半径Ｒ７の円弧である。尚、半径Ｒ４，Ｒ５，Ｒ６の夫々の円弧の角度は接点において滑らかに接続する（接点での接線の傾きが同一）という条件により決められる。点ｐから点ｗに至る輪郭形状を図心ｏを中心に反時計周りに１２０°回転させると点ｗに点ｐが重なり、さらに１２０°回転させると全周の輪郭形状が完成する。これにより旋回ピストンの平面形状（厚みｈ）が得られる。
【００２９】
旋回ピストンの平面形状が決まると、この旋回ピストンが旋回半径εで旋回運動したときにこれに噛み合うシリンダの輪郭形状は、図６に示されるように旋回ピストンの輪郭形状を構成する曲線の外側の法線距離がεのオフセット曲線となる。
【００３０】
図５によりシリンダの輪郭形状を説明する。三角形ＩＪＫは図４と同一の正三角形である。輪郭形状は、旋回ピストンと同様に全部で７つの円弧で形成されており、点ｐ’，ｑ’，ｒ’，ｓ’，ｔ’，ｕ’，ｖ’，ｗ’は夫々異なる半径の円弧の接点である。曲線ｐ’ｑ’は、正三角形の一辺ＩＪ上に中心を持つ半径（Ｒ１−ε）の半円、ここで、点ｐ’は頂点Ｉより（Ｒ７＋ε）の距離にある。曲線ｑ’ｒ’は辺ＩＪに中心を持つ半径（Ｒ２−ε）の半円、曲線ｒ’ｓ’は辺ＩＪ上に中心を持つ半径（Ｒ３＋ε）の半円、曲線ｓ’ｔ’は同様に辺ＩＪ上に中心を持つ半径（Ｒ４＋ε）の円弧である。曲線ｔ’ｕ’は接点ｔ’と半径（Ｒ２−ε）の中心を結ぶ直線の延長線上に中心を持つ半径（Ｒ５＋ε）の円弧、曲線ｕ’ｖ’は図心ｏ’を中心とする半径（Ｒ６＋ε）の円弧、曲線ｖ’ｗ’は頂点Ｊを中心とする半径（Ｒ７＋ε）の円弧である。尚、半径（Ｒ４＋ε），（Ｒ５＋ε），（Ｒ６＋ε）の夫々の円弧の角度は旋回ピストン同様、夫々の接点において滑らかに接続する（接点での接線の傾きが同一）という条件により決められる。点ｐ’から点ｗ’に至る輪郭形状を図心ｏ’を中心反時計周りに１２０°回転させると点ｗ’に点ｐ’が一致し、さらに１２０°回転させると全周の輪郭形状が完成する。これによりシリンダの平面形状が得られる。シリンダの厚みＨは、旋回ピストンの厚みｈよりわずかに厚くなっている。
【００３１】
図６は旋回ピストンの中心ｏとシリンダの中心ｏ’を重ねた図である。図からも理解されるように、旋回ピストンとシリンダとの間に形成される隙間は旋回半径に等しいεとなる。尚、この隙間は、全周においてεであることが望ましいが、旋回ピストンの外周輪郭とシリンダの内周輪郭とにより形成される作動室が正常な動作をする範囲において、何らかの理由によって、この関係が崩れる箇所があっても差し支えない。
【００３２】
尚、ここでは旋回ピストン及びシリンダの輪郭形状の構成方法として多円弧の組合せによる方法を説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく任意の（高次）曲線の組合せによっても同様の輪郭形状を構成することができる。
【００３３】
図７は、吸入終了時からの軸回転角θを横軸にとって本発明における作動室の容積変化特性（吸入容積Ｖｓと作動室容積Ｖの比で表す）を他形式の圧縮機と比較して示す。これより本実施形態に係る旋回型圧縮要素１の容積変化特性は、吐出開始容積比０．３７の空調機条件（例えば作動ガスがフロンＨＣＦＣ２２の場合、吸入圧力Ｐｓ＝０．６４ＭＰａ，吐出圧力Ｐｄ＝２．０７ＭＰａ）で比べて見ると、圧縮過程はレシプロ式とほぼ同等で、短時間に圧縮過程が終了するため作動ガスの漏れが低減され、圧縮機の能力及び効率を向上することができる。一方、吐出過程はロ−タリ式（ロ−リングピストン型）よりも約５０％長くなり、吐出流速が遅くなるため圧力損失が低減され、吐出過程の流体損失（過圧縮損失）を大幅に低減して性能向上を図ることができる。
【００３４】
図８は、本実施形態における軸１回転中の仕事量の変化、すなわちガス圧縮トルクＴの変化を他形式の圧縮機と比較して示す（ここに、Ｔｍは平均トルクである）。これより本発明の旋回型圧縮要素１のトルク変動はロ−タリ式の約１／１０と非常に小さく、スクロ−ル式と同等だが、スクロ−ル式のオルダムリングのような旋回スクロ−ル自転防止のために往復摺動する機構をもたないため、完全に回転軸系のバランスがとれ圧縮機の振動・騒音を低減することができる。また、スクロ−ル式のような長い渦巻き形状でないため、加工時間の短縮、コスト低減が図れるとともに、渦巻き形状を保持するための端板（鏡板）が無いので、冶具を貫通させて加工することができなかったスクロール式に比べてロータリ式並の加工で製作することができるほか、スラスト荷重が作用しなく、圧縮機の性能に重要な影響をおよぼす軸方向クリアランスの管理もしやすくなるため性能向上が図れる。さらに圧縮機の小型、軽量化にも寄与することができる。
【００３５】
次に前述の巻角θと吸入終了から吐出終了までの軸回転角θｃとの関係について詳細に説明する。巻角θを変えることにより軸回転角θｃを変えることが可能である。例えば、巻角を３６０°よりも小さくすることによって吸入終了から吐出終了までの軸回転角を小さくする場合、吐出ポートと吸入ポートが連通する状態が生じ、吐出ポート内の流体の膨張作用で一旦吸入された流体が逆流するといった問題が起こる。また、吸入終了から吐出終了までの軸回転角を巻角３６０°よりも大きくすることによって軸回転角を大きくする場合、吸入終了から吐出ポートのある空間に連通するまでの間に大きさの異なるの２つの作動室が形成され、圧縮機として用いたとき、これら２つの作動室の圧力上昇が各々異なるために両者合体時に不可逆的な混合ロスが生じ、圧縮動力の増加になると共に旋回ピストンの剛性が低下する。また、液体ポンプとして用いようとしても、吐出ポートに連通しない作動室が形成されることからポンプとしては成り立たなくなる。このため、巻角θは許容される精度の範囲内において極力３６０°が望ましいといえる。
【００３６】
前述の特開昭５５−２３３５３号公報（文献１）に記載の流体機械における圧縮行程の軸回転角θｃは、θｃ＝１８０゜であり、特開平５−２０２８６９号公報（文献３）及び特開平６−２８０７５８号公報（文献４）に記載の流体機械における圧縮行程の軸回転角θｃは、θｃ＝２１０゜である。作動流体の吐出が終了してから次の圧縮行程が始まる（吸入終了）までの期間は、文献１においては軸回転角θｃで１８０゜、文献３及び文献４においては１５０゜である。
【００３７】
圧縮行程の軸回転角θｃが２１０゜の場合における軸の１回転中の各作動室（符号Ｉ、II、III、IVで示す）の圧縮行程線図を図９（ａ）に示す。但し、条数Ｎ＝４である。軸回転角θｃが３６０゜内には４個の作動室が形成されるが、ある角度において同時に形成される作動室数ｎは、ｎ＝２あるいは３となっている。同時に形成される作動室数の最大値は条数よりも少ない３である。
【００３８】
同様に条数Ｎ＝３であり圧縮行程の軸回転角θｃが２１０゜の場合を図１０（ａ）に示す。この場合も同時に形成される作動室数ｎは、ｎ＝１あるいは２であり、同時に形成される作動室数の最大値は条数よりも少ない２である。
【００３９】
このような状態では、作動室が駆動軸の周りに偏って形成されるため、力学的アンバランスが発生し、旋回ピストンに働く自転モーメントが過大になり、旋回ピストンとシリンダとの接触荷重が増大し機械摩擦損失の増加による性能低下やベーンの摩耗による信頼性低下の問題がある。
【００４０】
この問題を解決するため、本実施の形態では、圧縮行程の軸回転角θｃが、
（（（Ｎ−１）／Ｎ）・３６０゜）＜θｃ≦３６０゜（数１）
を満たすように、旋回ピストンの外周輪郭形状及びシリンダの内周輪郭形状を形成している。換言すると、前述の巻角θが数式１の範囲になっている。図９（ｂ）を参照すると、圧縮行程の軸回転角θｃが、２７０゜より大きくなっており、同時に形成される作動室数ｎは、ｎ＝３あるいは４となり、作動室数の最大値は４である。この値は、条数Ｎ（＝４）に一致する。また、図１０（ｂ）では、圧縮行程の軸回転角θｃが、２４０゜より大きくなっており、同時に形成される作動室数ｎは、ｎ＝２あるいは３となり、作動室数の最大値は３である。この値は、条数Ｎ（＝３）と一致する。
【００４１】
このように圧縮行程の軸回転角θｃの下限値を数式１の左辺の値よりも大きくすることにより、作動室数の最大値が条数Ｎ以上となり、作動室が駆動軸の周りに分散して配置されるようになるため、力学的なバランスがよくなり、旋回ピストンに働く自転モーメントが低減され、旋回ピストンとシリンダとの接触荷重も低減され機械摩擦損失の低減による性能向上と共に接触部の信頼性を向上することができる。
【００４２】
一方、圧縮行程の軸回転角θｃの上限は数式１によると３６０゜となっている。この圧縮行程の軸回転角θｃの上限は３６０゜が理想である。前述したように、作動流体の吐出が終了してから次の圧縮行程が始まる（吸入終了）までのタイムラグを０にすることができ、θｃ＜３６０゜の場合に起こる隙間容積内のガスの再膨張による吸入効率の低下を防止することができると共に、θｃ＞３６０゜の場合に起こる２つの作動室の圧力上昇が異なるために両者合体時に発生する不可逆的な混合ロスを防止することができる。後者について図１１を用いて説明する。
【００４３】
図１１に示された容積形流体機械の圧縮行程の軸回転角θｃは３７５゜となっている。図１１（ａ）は、図中網掛けが施された２つの作動室１５ａと１５ｂの吸入が終了した状態である。このとき２つの作動室１５ａと１５ｂの圧力は吸入圧力Ｐｓで両者等しくなっている。吐出口８ａは作動室１５ａと１５ｂの間に位置しており、両作動室とは連通していない。この状態から軸回転角θｃで１５゜回転が進んだ状態を図１１（ｂ）に示す。吐出口８ａと両作動室１５ａと１５ｂが連通する直前の状態である。このとき作動室１５ａの容積は図１１（ａ）の吸入終了時よりも小さく圧縮が進行しており圧力も吸入圧力Ｐｓよりも高い圧力になっている。これに対して、作動室１５ｂの容積は逆に吸入終了時よりも大きくなっており、膨張作用により圧力も吸入圧力Ｐｓよりも低くなっている。次の瞬間作動室１５ａと１５ｂが合体（連通）する際に、図１１（ｃ）に矢印で示すような不可逆的な混合が起こり、圧縮動力の増加による性能低下が発生することとなる。従って、圧縮行程の軸回転角θｃの上限は３６０゜が理想的であると結論される。
【００４４】
ちなみに、図１１に示された容積形流体機械は、図１に示したものと若干形状が相違している。これは、図１にて説明した容積形流体機械では、ベーンを挟んだ空間のうち一方が吸入空間となり他方が作動室となる場合が生じ、このような細いベーン形状では圧縮動作中にベーンが変形して内部漏れを起こし圧縮効率が低下する問題があり、この点を解決するために図１１に示した形状としたものである。図１１に示した容積形流体機械の圧縮行程の軸回転角θｃを３６０゜とすれば、図１に示した容積形流体機械とほぼ同等の特性を有する。また、両者とも旋回ピストンの形状は中心部から各条が延び、途中にくびれがある点共通している。
【００４５】
図１２は文献３若しくは文献４に記載された旋回型流体機械の圧縮要素であり、（ａ）が平面図（ｂ）が側面図である。条数Ｎは３であり、圧縮行程の軸回転角θｃ（巻角θ）は２１０゜である。この図において、作動室数ｎは図１０（ａ）に示したようにｎ＝１あるいは２となる。この図は軸回転角θｃが０゜の状態を示しており、作動室数ｎは２である。本図から明らかなように、旋回ピストンの外周輪郭形状とシリンダの内周輪郭形状とにより形成される空間の内右側の空間は作動室となってなく、吸入口７ａと吐出口８ａが連通している。このため、吐出口７ａの隙間容積内ガスの再膨張により一旦吸入口８ａからシリンダ４内に流入したガスが逆流し、吸入効率が低下する問題がある。
【００４６】
ところで、この図に示された容積形流体機械の圧縮行程の軸回転角θｃを、本実施の形態の考え方を用いて拡大する場合を考える。圧縮行程の軸回転角θｃを拡大するためには２点鎖線で図示するようにシリンダ４の輪郭曲線の巻角を大きくしなければならないが、図示の如くベーン４ｂの厚さが極端に薄くなり、作動室数ｎの最大値が条数Ｎ（Ｎ＝３）以上となるように圧縮行程の軸回転角θｃを２４０゜より大きくすることは困難である。
【００４７】
図１３に図１２に示された容積形流体機械と同一行程容積（吸入容積）、同一外径寸法、同一旋回半径の容積形流体機械の圧縮要素の実施形態を示す。この図１３に示された圧縮要素の圧縮行程の軸回転角θｃは２４０゜より大きい３６０゜を実現している。これは、図１２に示された圧縮要素では、作動室を形成するシール点間が滑らかな曲線によって構成されているため、例え、本実施の形態の考え方に基づいて圧縮行程の軸回転角θｃを拡大しようとしても最大で２４０゜が限界であるが、図１３に示された本実施の形態による圧縮要素では、シール点間（点ａ−点ｃ）が滑らかではなく（一様の曲線ではなく）接点ｂ付近の形状が旋回ピストンから見て突出するように形成され、旋回ピストンの各条が中心部から先端部に向かう途中にくびれ部が存在している。これらは図１に示した実施の形態についても云えることである。これらの形状により、接点ａから接点ｂまでの巻角θを２４０゜より大きい３６０゜とすることができ、接点ｂから接点ｃまでの巻角θを２４０゜より大きい３６０゜とすることができる。この結果、圧縮行程の軸回転角θｃを２４０゜より大きな３６０゜とすることができ、作動室数ｎの最大値を条数Ｎ以上とすることができる。このため、作動室が分散配置され自転モーメントを小さくすることができる。
【００４８】
さらに、このように有効に機能しうる作動室数が増加したことで、図１２に記載の圧縮要素のシリンダ高さ（厚み）をＨとしたとき、図１３に記載の圧縮要素のシリンダ高さは０．７Ｈとなり、３０％低くなるので、圧縮要素の小型化を図ることができる。
【００４９】
図１４は、本実施形態における旋回ピストン５に作用する荷重及びモ−メントの説明図である。記号θは駆動軸６の回転角、εは旋回半径である。作動ガスの圧縮に伴い、各作動室１５の内圧によって旋回ピストン５には、図に示すように偏心方向に直角な接線方向力Ｆｔと偏心方向にあたる半径方向力Ｆｒが作用する。ＦｔとＦｒの合力がＦである。この合力Ｆの旋回ピストン５の中心ｏからのずれ（腕の長さｌ）によって旋回ピストンを回転させようとする自転モ−メントＭ（＝Ｆ・ｌ）が働く。この自転モ−メントＭを支えるのが旋回ピストン５とシリンダ４の接点ｇと接点ｂにおける反力Ｒ１と反力Ｒ２である。本発明では常時、吸入ポ−ト７ａに近い２ないし３箇所の接点でモ−メントを受け、その他の接点には反力が作用しない。本発明の旋回型圧縮要素１は、旋回ピストン５の中心部に嵌合された駆動軸６のクランク部６ａの周りにほぼ等ピッチで吸入終了から吐出終了までの軸回転角がほぼ３６０°となる作動室を分散して配設しているため、合力Ｆの作用点を旋回ピストン５の中心ｏに近付けることができ、モ−メントの腕の長さｌを縮少して自転モ−メントＭを低減することができる。したがって、反力Ｒ１と反力Ｒ２が軽減される。また、接点ｇと接点ｂの位置からわかるように、自転モ−メントＭをうける旋回ピストン５とシリンダ４の摺動部位を、温度が低く油粘度の高い作動ガスの吸入口７ａ付近になるようにしているため摺動部の油膜が確保され、摩擦・摩耗の問題を解決した信頼性の高い旋回型圧縮機を提供することが出来る。
【００５０】
図１５は作動流体の内圧によって旋回ピストンに働く軸１回転中の自転モーメントＭを図１２に示された圧縮要素及び図１３に示された圧縮要素で比較したものである。計算条件は作動流体ＨＦＣ１３４ａの冷凍条件（吸入圧力Ｐｓ＝０．０９５Ｍｐａ、吐出圧力Ｐｄ＝１．０４３Ｍｐａ）である。これにより作動室数の最大値が条数以上となる本実施の形態による圧縮要素では、吸入終了から吐出終了までの作動室が駆動軸の周りにほぼ等ピッチで分散して配置されるため力学的なバランスがよくなり、圧縮による荷重ベクトルがほぼ中心を向くように構成できる。このため旋回ピストンに働く自転モーメントＭを低減することができる。この結果、旋回ピストンとシリンダの接触荷重も軽減され機械効率を向上することができると共に圧縮機としての信頼性を向上することができる。
【００５１】
ここで、吸入口７ａと吐出口８ａとが連通する期間と圧縮行程軸回転角との関係について説明する。吸入口と吐出口が連通する期間、すなわち作動流体の吐出が終了してから次の圧縮行程が始まる（吸入終了）までの間の軸回転角で表すタイムラグΔθは、圧縮行程の軸回転角θｃとして、Δθ＝３６０゜−θｃで表される。
【００５２】
Δθ≦０゜の場合は、吸入口と吐出口が連通する期間が存在しないため、吐出口の隙間容積内ガスの再膨張による吸入効率の低下はない。
【００５３】
Δθ＞０゜の場合には吸入口と吐出口が連通する期間が存在するため、吐出口の隙間容積内ガスの再膨張に起因する吸入効率の低下が起こり、圧縮機の（冷凍）能力が低下することになる。また、吸入効率（体積効率）の低下は圧縮機のエネルギ効率である断熱効率あるいは成績係数の低下にもつながる。
【００５４】
圧縮行程の軸回転角θｃは旋回ピストンあるいはシリンダの輪郭曲線の巻角θと吸入口及び吐出口の位置によって決定される。旋回ピストンあるいはシリンダの輪郭曲線の巻角θを３６０゜にした場合には、圧縮行程の軸回転角θｃは３６０゜にできると共に吸入口あるいは吐出口のシール点を移動することによってθｃ＜３６０゜にもすることができる。しかし、θｃ＞３６０゜にはすることはできない。例えば、前述の図１１に示した圧縮要素の圧縮行程の軸回転角θｃ＝３７５゜を吐出口の位置や大きさを変えることによりθｃ＝３６０゜に変更することができる。これは、図１１における吸入終了状態の直後に作動室１５ａと作動室１５ｂとが連通するように吐出口を大きくすることにより実現することができる。このような変更を行うことによりθｃ＝３７５゜の時に発生していた２つの作動室の圧力上昇が異なるために起こる不可逆的な混合ロスを低減することができる。従って、輪郭曲線の巻角θは、圧縮行程の軸回転角θｃを決定する必要条件ではあるが十分条件ではないと云うことができる。
【００５５】
さて、上記説明した本実施形態では、密閉容器３内の圧力が低圧（吸入圧力）タイプの密閉型圧縮機について説明したが、低圧タイプにすることにより以下のような利点がある。
【００５６】
（１）圧縮された高温の作動ガスによる電動要素２の加熱が少ないため、固定子２ａ，回転子２ｂの温度が低下し、モ−タ効率が向上して性能向上が図ることができる。
【００５７】
（２）フロン等の潤滑油１２と相溶性のある作動流体では、圧力が低いため潤滑油１２中に溶解する作動ガスの割合が少なくなり、軸受等での油の発泡現象が起こりにくく、信頼性を向上することができる。
【００５８】
（３）密閉容器３の耐圧を低くでき、薄肉・軽量化が図ることができる。
【００５９】
次に、密閉容器３内の圧力が高圧（吐出圧力）タイプのものについて説明する。図１６は、本発明の他の実施形態に係る旋回型流体機械を圧縮機として用いた高圧タイプの密閉型圧縮機の要部拡大断面図である。図１６において、前述の図１〜図３と同一符号を付したものは同一部品であり、同一の作用をなす。図において、７ｂは吸入カバ−１０によって主軸受７に一体的に形成された吸入室で、シ−ル部材１６等によって密閉容器３内の圧力（吐出圧力）と区画されている。１７は吐出室８ｂ内と密閉容器３内を連通する吐出通路である。旋回型圧縮要素１の作動原理等は前述した低圧（吸入圧力）タイプと同様である。
【００６０】
作動ガスの流れは図中に矢印で示すように、吸入パイプ１３を通って吸入室７ｂに入った作動ガスは、主軸受７に形成された吸入ポ−ト７ａを通って旋回型圧縮要素１に入り、ここで駆動軸６の回転によって旋回ピストン５が旋回運動を行い作動室１５の容積が縮少することにより圧縮される。圧縮された作動ガスは、副軸受８の端板に形成された吐出ポ−ト８ａを通り吐出弁９を押し上げて吐出室８ｂ内に入り、吐出通路１７を通って密閉容器３内に入り、この密閉容器３に接続された吐出パイプ（図示せず）より外部に流出する。
【００６１】
このような高圧タイプの利点は、潤滑油１２が高圧になっているため、駆動軸６の回転による遠心ポンプ作用等によって各軸受摺動部に給油された潤滑油１２が旋回ピストン５の端面の隙間等を通ってシリンダ４内に供給され易くなるため、作動室１５のシ−ル性及び摺動部の潤滑性を向上できる点にある。
【００６２】
以上、本発明の旋回型流体機械を用いた圧縮機では機器の仕様や用途あるいは生産設備等に応じて低圧タイプ、高圧タイプどちらでも選択することが可能となり、設計の自由度が大幅に拡大する。
【００６３】
次に本発明の実施例に係る旋回ピストンの製造方法、特にその独特の形状をした外周輪郭の仕上げ方法について説明する。図１７はこの説明図であり、図１８は旋回ピストンの外周加工状態の断面図である。図において、１８は加工治具でベ−ス１８ａとこのベ−ス１８ａに固定された複数のピン部１８ｂ及び工作物を固定するクランプ１８ｃよりなる。１９は加工工具で研削用工具１９ａ、切削用工具１９ｂ等からなる。鋳物あるいは鍛造等で作られた旋回ピストン５の素材はまず両端面を加工され、位置決め用の貫通穴５ｂ及び軸受５ａが精密に位置決め加工される。次に、図１７に示すように前記貫通穴５ｂを基準に加工治具１８のピン部１８ｂに沿って嵌合され、クランプ１８ｃによりベ−ス１８ａにねじあるいは機械力で締め付け固定される。この取り付け状態（図１８）で、マシニングセンタ等を用い、研削用工具１９ａ、切削用工具１９ｂ等により外周輪郭の仕上げ加工が行われる。このように、旋回ピストン５の中心部の軸受５ａ周りに複数の貫通穴５ｂを形成し、この貫通穴５ｂを加工治具１８への取付けの位置決め基準としているため、正確な位置決めが可能になるとともに、切削・研削加工時の変形等も防止され、輪郭形状の寸法精度を向上することができる。また、この貫通穴は組立て及び検査用治具の位置決めと共通化することにより効率的に組立てや検査作業を行うことができる。さらに、旋回ピストン５の重量軽減にも貢献する。一方、シリンダ４の内周輪郭の加工はシリンダ４の外周を取付け治具に固定しマシニングセンタ等を利用して加工される。なお、シリンダ４のベ−ン４ｂ部の剛性を高めるために、シリンダ４を主軸受７の端板面に固着してもよいし、シリンダ４と主軸受７を一体で構成してもよい。
【００６４】
以上、シリンダ４の内周に３箇所のベ−ン４ｂをもつ旋回型流体機械について説明してきたが、本発明はこれに限定されるものではなく、ベ−ン４ｂの数が２個以上Ｎ個の旋回型流体機械に拡張することができる（Ｎの値は実用上は８〜１０以下となる）。
【００６５】
図１９〜図２１は、本発明の他の実施例に係る旋回型流体機械の圧縮要素を示し、図１９はＮ＝２（２条ラップ）の場合、図２０はＮ＝４（４条ラップ）の場合、図２１はＮ＝５（５条ラップ）の場合である。これらの旋回型圧縮要素１の基本的な作動原理は図２に示したものと同様であり、説明は省略する。
【００６６】
このようにベ−ンの数Ｎが実用できる範囲でしだいに多くなるにしたがって以下のような利点がある。
【００６７】
（１）トルク変動が小さくなり、振動・騒音が低減される。
【００６８】
（２）シリンダが同一外径で比較した場合、同じ吸入容積Ｖｓを確保するためのシリンダ高さが低くなり、圧縮要素の寸法を小型化できる。
【００６９】
（３）旋回ピストンに働く自転モ−メントが小さくなるため、旋回ピストンとシリンダの摺動部の機械摩擦損失を低減できるとともに信頼性を向上できる。
【００７０】
（４）吸入・吐出配管内の圧力脈動が小さくなり、一層の低振動、低騒音化を図ることができる。これにより、医療用や産業用等で要求のある無脈流の流体機械（圧縮機、ポンプ等）を実現できる。
【００７１】
図２２に、本発明の旋回型圧縮機を適用した空調システムを示す。このサイクルは冷暖房が可能なヒ−トポンプサイクルで、前述の図３で説明した本発明の旋回型圧縮機３０、室外熱交換器３１とそのファン３１ａ、膨張弁３２、室内熱交換器３３とそのファン３３ａ、４方弁３４から構成されている。一点鎖線３５は室外ユニット、３６は室内ユニットである。
【００７２】
旋回型圧縮機３０は、図２に示した作動原理図に従って動作し、圧縮機を起動することによりシリンダ４と旋回ピストン５間で作動流体（例えばフロンＨＣＦＣ２２やＲ４０７Ｃ，Ｒ４１０Ａ等）の圧縮作用が行われる。
【００７３】
冷房運転の場合、圧縮された高温・高圧の作動ガスは破線矢印で示すように吐出パイプ１４から４方弁３４をとおり室外熱交換器３１に流入して、ファン３１ａの送風作用で放熱、液化し、膨張弁３２で絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、室内熱交換器３３で室内の熱を吸熱してガス化された後、吸入パイプ１３を経て旋回型圧縮機３０に吸入される。一方、暖房運転の場合は、実線矢印で示すように冷房運転とは逆に流れ、圧縮された高温・高圧の作動ガスは吐出パイプ１４から４方弁３４を通り室内熱交換器３３に流入して、ファン３３ａの送風作用で室内に放熱して、液化し、膨張弁３２で絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、室外熱交換器３３で外気から熱を吸熱してガス化された後、吸入パイプ１３を経て旋回型圧縮機３０に吸入される。
【００７４】
図２３は、本発明の旋回型圧縮機を搭載した冷凍システムを示す。このサイクルは冷凍（冷房）専用のサイクルである。図において、３７は凝縮器、３７ａは凝縮器ファン、３８は膨張弁、３９は蒸発器、３９ａは蒸発器ファンである。
【００７５】
旋回型圧縮機３０を起動することによりシリンダ４と旋回ピストン５間で作動流体の圧縮作用が行われ、圧縮された高温・高圧の作動ガスは実線矢印で示すように吐出パイプ１４から凝縮器３７に流入して、ファン３７ａの送風作用で放熱、液化し、膨張弁３８で絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、蒸発器３９で吸熱ガス化された後、吸入パイプ１３を経て旋回型圧縮機３０に吸入される。ここに、図２２、図２３ともに本発明の旋回型圧縮機を搭載しているので、エネルギ効率に優れ、低振動・低騒音で信頼性の高い冷凍・空調システムが得られる。なお、ここでは旋回型圧縮機３０として低圧タイプを例にあげて説明したが、高圧タイプでも同様に機能し、同様の効果を奏することができる。
【００７６】
次に本発明のもう一つ別の実施例について説明する。図２４は、本発明の別の実施形態に係る旋回型流体機械をポンプとして用いた要部縦断面図（図２５のＣ−Ｃ断面相当）、図２５は、図２４のＢ−Ｂ横断面図である。なお、前述の図１〜図３と同一符号を付したものは同一部品であり、同一の作用をなす。図において、４０は固定側部材で固定渦巻体４０ａ、端板部４０ｂ、主軸受部４０ｃからなり各部は一体で構成されている。４１は旋回側部材で旋回渦巻体４１ａ、この旋回渦巻体４１ａを渦巻体の軸方向中央付近の外周部で連結する補強板４１ｂ、旋回渦巻体４１ａの中心部に配設された軸受４１ｃからなる。４２は固定側渦巻体４０ａの外周を取り囲むリング部で、内部に吸入室４２ａを形成し吸入ポ−ト４２ｂにより外部と連通する。４３は逆止弁、４４は軸封装置である。また４５は固定渦巻体４０ａと旋回渦巻体４１ａの噛み合いによって形成される作動室である。記号Ｏｍはデイスプレ−サである旋回側部材４１の中心、記号Ｏｆは固定側部材４（あるいは駆動軸６）０の中心である。ここで固定側部材４０は、巻き角がほぼ３６０°の固定渦巻体４０ａを端板部４０ｂ上に３箇所（少なくとも２箇所以上）、中心Ｏｆ周りにほぼ等ピッチに配設している。旋回側部材４１の旋回渦巻体４１ａの形状は、前記固定渦巻体４０ａとの噛み合い関係を満足するように決められる。
【００７７】
作動流体（この例では非圧縮性の液体）の流れは、図２４に矢印で図示するようにリング部４２に形成された吸入ポ−ト４２ｂを通って吸入室４２ａに入った作動流体は、電動要素（図示せず）により駆動軸６が回転し、旋回側部材４１が旋回運動を行うことによって作動室４５に吸い込まれ、作動室４５の容積が縮少することにより移動して副軸受８の端板に形成された吐出ポ−ト８ａを通って吐出室８ｂ内に入り、逆止弁４３、吐出パイプ１４を通って外部に搬送される。本実施例においてもその基本的な作動原理は前述の図２で説明した旋回型圧縮要素１と同様である。両者の違いは、作動流体が非圧縮性の液体のため、吸入終了と同時に次に吐出行程が始まることである。また、作動室４５の容積変化特性及びガスを圧縮した場合の軸１回転中のガス圧縮トルクＴの変化も、図７及び図８と同様になる。したがって、吐出過程の流体損失（過圧縮損失）を大幅に低減して性能向上を図ることができるとともに、振動・騒音を低減することができるといった前述の実施形態と同様の効果を上げることができる。
【００７８】
以上、固定側部材４０の端板部４０ｂ上に巻き角が実質的にほぼ３６０°の固定渦巻体４０ａを３箇所もつ旋回型流体機械について説明してきたが、本発明はこれに限定されるものではなく、前述した実施例と同様に、固定渦巻体４０ａの数が２個以上Ｎ個（多条）の旋回型流体機械に拡張できる（Ｎの値も前述した実施例と同様、実用上は８〜１０以下となる）。図２６は、本発明のもう一つ別の実施形態に係る旋回型流体機械の横断面図を示し、Ｎ＝２の場合である。図において、図２４、図２５と同一符号を付したものは同一部品であり、同一の作用をなす。基本的な作動原理等は、図２４、図２５と同様である。トルク変動をある程度許容できるものでは、本実施例のように固定渦巻体４０ａの数を減らし、構造を簡略化してコスト低減を図ることができる。
【００７９】
これまでに述べた実施形態では、旋回型流体機械として圧縮機及びポンプを例に挙げて説明したが、本発明はこれ以外に膨張機や動力機械にも応用することができる。また、本発明では運動形態として、一方（シリンダ側）が固定しもう一方（旋回ピストン）がほぼ一定の旋回半径で自転せずに公転運動を行う形式としたが、相対的に上記の運動と等価な運動形態となる両回転式の旋回型流体機械にも適用することができる。
【００８０】
【発明の効果】
以上詳細に説明したように、本発明によれば、駆動軸の周りに２箇所以上の複数の作動室を配設し、個々の作動室の吸入終了から吐出終了までの軸回転角をほぼ３６０°になるように構成することにより、吐出過程の過圧縮損失を大幅に低減し、かつ旋回ピストンに働く自転モ−メントを軽減して旋回ピストンとシリンダ間の摩擦損失を低減することにより、性能向上が図れかつ信頼性の高い容積型流体機械が得られる。また、このような旋回型流体機械を冷凍サイクルに搭載することにより、エネルギ効率に優れ、信頼性の高い冷凍・空調システムが得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る旋回型流体機械を圧縮機に適用した密閉型圧縮機の圧縮要素の縦断面図及び平面図
【図２】本発明に係る旋回型流体機械の作動原理説明図
【図３】本発明に係る旋回型流体機械の縦断面図
【図４】本発明に係る旋回型流体機械の旋回ピストンの輪郭構成法を示す図
【図５】本発明に係る旋回型流体機械のシリンダの輪郭構成法を示す図
【図６】図４及び図５に示される旋回ピストンとシリンダを重ねあわせた図
【図７】本発明における作動室の容積変化特性図
【図８】本発明におけるガス圧縮トルク変化図
【図９】４条ラップにおける軸回転角と作動室との関係を示す図
【図１０】３条ラップにおける軸回転角と作動室との関係を示す図
【図１１】圧縮要素の巻角が３６０゜より大きい場合の動作説明図
【図１２】圧縮要素の巻角の拡大を説明する図
【図１３】図１に示した容積形流体機械の変形例
【図１４】本発明の旋回ピストンに作用する荷重及びモ−メント説明図
【図１５】圧縮要素の軸回転角と自転モーメント比との関係を示す図
【図１６】本発明の他の実施形態に係る密閉型圧縮機の要部縦断面図
【図１７】本発明に係る旋回ピストンの外周輪郭加工の説明図
【図１８】本発明に係る旋回ピストンの加工治具取付け状態を示す断面図
【図１９】本発明の他の実施形態に係る旋回型流体機械の圧縮要素図で、作動室が２個の場合を示す図
【図２０】本発明の他の実施形態に係る旋回型流体機械の圧縮要素図で、作動室が４個の場合を示す図
【図２１】本発明の他の実施形態に係る旋回型流体機械の圧縮要素図で、作動室が５個の場合を示す図
【図２２】本発明の旋回型圧縮機を適用した空調システムを示す図
【図２３】本発明の旋回型圧縮機を適用した冷凍システムを示す図
【図２４】本発明の別の実施形態に係る旋回型流体機械をポンプとして用いた要部縦断面図
【図２５】図１９のＢ−Ｂ横断面図
【図２６】本発明のもう一つ別の実施形態に係る旋回型流体機械の横断面図で、作動室が２個の場合を示す図
【符号の説明】
１…旋回型圧縮要素、２…電動要素、３…密閉容器、４…シリンダ、４ａ…内周壁、４ｂ…ベ−ン、５…旋回ピストン、５ａ…軸受、５ｂ…貫通穴、６…駆動軸、６ａ…クランク部、７…主軸受、７ａ…吸入ポ−ト、８…副軸受、８ａ…吐出ポ−ト、８ｂ…吐出室、９…吐出弁、１０…吸入カバ−、１１…吐出カバ−、１２…潤滑油、１３…吸入パイプ、１４…吐出パイプ、１５…作動室、１６…シ−ル部材、１７…吐出通路、１８…加工治具、１８ａ…ベ−ス、１８ｂ…ピン部、１８ｃ…クランプ、１９…加工工具、１９ａ…研削工具、１９ｂ…切削工具、３０…旋回型圧縮機、３１…室外熱交換器、３２…膨張弁、３３…室内熱交換器、３４…４方弁、３７…凝縮器、３８…膨張弁、３９…蒸発器、４０…固定側部材、４０ａ…固定渦巻体、４０ｂ…端板部、４０ｃ…主軸受部、４１…旋回側部材、４１ａ…旋回渦巻体、４１ｂ…補強板、４１ｃ…軸受、４２…リング部、４２ａ…吸入室４２ａ、４２ｂ…吸入ポ−ト、４３…逆止弁、４４…軸封装置、４５…作動室、ｏ…旋回ピストン中心、ｏ’…シリンダ中心、Ｏｍ…旋回側部材中心、Ｏｆ…固定側部材中心。

Claims (5)

1. 端板間にディスプレーサとシリンダとを配置し、駆動軸の回転中心に前記ディスプレーサ中心を合わせたとき前記シリンダ内壁面及び前記ディスプレーサ外壁面により１つの空間が形成され、前記ディスプレーサ及び前記シリンダとの位置関係を旋回位置においたときは前記シリンダ内壁面及び前記ディスプレーサ外壁面とが接することで複数の空間が形成される容積型流体機械において、
   前記ディスプレーサは、前記ディスプレーサを旋回させて作動流体を圧縮したとき、圧縮による荷重ベクトルがほぼ前記駆動軸に向くように設けられ、前記複数の空間の内、吸入が終了し吐出が終了するまでの行程となっている空間の数の最大値が、前記シリンダ内方に向かって突出する突出部の数以上に設けられ、前記ディスプレーサは複数の円弧からなる輪郭形状が前記ディスプレーサ中心の周りに複数連続して設けられていて、前記ディスプレーサに設けられ前記ディスプレーサの中心部から先端部に向かうラップがくびれ部を有し、前記複数の空間のそれぞれが、吸入が終了し吐出が終了するまでの行程の軸回転角θｃが下式を満たし、前記シリンダ内壁面と前記ディスプレーサ外壁面と端板とで囲まれた前記複数の空間は、前記作動流体を吸入する空間との間に、前記作動流体を圧縮若しくは吐出する空間であって、前記作動流体を吐出する吐出ポートを挟んで隣接する作動室の流体を夫々異なる吸入ポートから吸入し、前記ディスプレーサ外壁と前記シリンダ内壁とで形成される空間のうち吸入行程にある空間が前記ディスプレーサの旋回に伴い分離して、夫々異なる圧縮若しくは吐出行程となる空間であり、吐出が終了した時点における前記シリンダの内壁と前記ディスプレーサの外壁とが接触するシール点に隣接する二つの空間が前記ディスプレーサの旋回に伴い１つの空間を形成して圧縮行程若しくは吐出行程となる容積型流体機械。
   （（（Ｎ−１）／Ｎ）・３６０゜）＜θｃ≦３６０゜
   ただし、Ｎは前記シリンダ内方に向かって突出する突出部の数である。
2. 請求項１記載の容積型流体機械において、前記式のθ c ＝３６０°のとき、前記吸込みポートと前記吐出ポートとが前記空間を介して連通しない容積型流体機械。
3. 請求項１乃至２のいずれか一つに記載された容積型流体機械において、前記ディスプレーサの外壁面と異なる面同士を貫通する穴を前記駆動軸を挿入する穴以外に設けた容積型流体機械。
4. 請求項１乃至２のいずれか一つに記載された容積型流体機械において、前記ディスプレーサが旋回中に前記シリンダ内壁と前記ディスプレーサ外壁とにより形成される空間が作動流体の吸入終了時点にある空間であるとき、前記シリンダ内壁と前記ディスプレーサ外壁との接点間に形成される前記シリンダ及びディスプレーサの輪郭形状が、内壁曲線の巻角及び外壁曲線の巻角がともにほぼ３６０゜の曲線を備えた容積型流体機械。
5. 請求項１乃至２のいずれか一つに記載された容積型流体機械において、作動流体の吸入終了から吐出終了までの前記駆動軸の回転角度がほぼ３６０°となる作動室を、駆動軸の周りの同一平面上に少なくとも２箇所有する容積型流体機械。

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