JP5932675B2 - ベーン型圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、ベーン型圧縮機に関する。

従来、ロータ部に形成されたベーン溝にベーンが配置されたベーン型圧縮機が知られている（例えば、特許文献１参照）。特許文献１のベーン型圧縮機において、円柱形のロータ部がシリンダ内で回転運動する際に、そのベーンの先端がシリンダの内周面と当接しながら摺動する。ここで、ベーン先端の半径とシリンダの内周面の半径とが大きく異なるため、シリンダの内周面とベーン先端間に油膜が形成されず、流体潤滑の状態にはならずに境界潤滑の状態になる。一般的に、流体潤滑状態による摩擦係数は流体潤滑では０．００１〜０．００５程度なのに対し、境界潤滑状態による摩擦係数は概ね０．０５以上と大きくなる。このため、ベーン先端とシリンダの内周面とが境界潤滑状態で摺動した場合、摺動抵抗が大きく機械損失の増大による圧縮機効率の低下が発生してしまう。また、ベーン先端及びシリンダの内周面が摩耗しやすく長期の寿命を確保することが困難になる。

そこで、ベーンがロータ部の外周側において回転するとともに径方向に移動可能に保持されたベーン型圧縮機が提案されている（例えば、特許文献２、特許文献３）。このベーン型圧縮機において、ベーンはロータ部に対し１対の円柱状のブッシュを用いてシリンダの内周面の中心にて回転可能に支持されている。これにより、ベーンの長手方向は常にシリンダ内周面の中心に向かうため、ベーン先端はシリンダの内周面に沿うように回転することになる。また、ベーン先端部とシリンダの内周面とは微小な隙間を保ちながら非接触で運転するため、ベーン先端部での摺動による損失が発生せずベーン先端及びシリンダの内周面が摩耗するのを防止している。

特開平１０−２５２６７５号公報 特開２０００−３５２３９０号公報 国際公開第２０１２／０２３４２６号

特許文献２、３のようなベーン型圧縮機において、ブッシュは平面状の内側面においてベーン部と摺動する。また、半円柱状のブッシュは曲面形状を有する外側面においてロータ部と摺動する。この摺動する部位には、流体潤滑状態になるように潤滑油である冷凍機油が供給されるようになっている。しかし、ベーンがシリンダ内の空間を２つに仕切った際に２つの空間の圧力差により摺動部位の潤滑油が切れてしまい、ベーンの動作信頼性が損なわれる可能性がある。

本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、摺動部位への潤滑油の供給を確実に行いベーンの動作の信頼性を向上させることができるベーン型圧縮機を提供することを目的とするものである。

本発明に係るベーン型圧縮機は、略円周状の内周面を有し、軸方向の両端が開口しているシリンダと、シリンダの軸方向の両端を閉塞するシリンダヘッド及びフレームと、シリンダ内で回転運動する円柱形のロータ部及びロータ部に回転力を伝達するシャフト部を有し、下端が油溜めに浸漬するロータシャフトと、ロータ部に設置され、シリンダの内周面の中心周りに回転するように保持されたベーンとを備え、ベーンは、１対の略半円柱形状のブッシュの間に挟まされた状態でロータ部に設けられた軸方向に貫通した略円筒形状のブッシュ保持部に挿入されることにより、ロータ部に対し回転可能且つ移動可能に支持されており、フレーム及びシリンダヘッドは、シリンダ内のロータ部との対向面にシリンダの内周面と同心に形成された潤滑油が充填される凹部を有するものであり、ブッシュは、ベーンまたはロータ部に対向する側面に所定の回転位相において、シリンダヘッド及びフレームの一方もしくは双方の凹部に連通する油溝を有することを特徴とするものである。

本発明に係るベーン型圧縮機によれば、ベーンが動作する際にブッシュにおける側面の摺動部位に対し油溝から潤滑油が供給されるため、ベーンの動作の信頼性を確保することができる。

本発明のベーン型圧縮機の実施形態１を示す縦断面図である。 図１のベーン型圧縮機の圧縮要素の分解斜視図である。 図１のベーン型圧縮機における第１のベーンおよび第２のベーンの一例を示す模式図である。 図１のベーン型圧縮機におけるブッシュの一例を示す斜視図である。 図１のベーン型圧縮機におけるＩ−Ｉ断面図である。 図１のベーン型圧縮機におけるＩ−Ｉ断面図である。 図１のベーン型圧縮機におけるベーンアライナ部の回転動作を示す断面図である。 図５におけるベーン部の周辺部位を示す断面模式図である。 図１のベーン型圧縮機において油溝に給油される様子を示す断面模式図である。 図１のベーン型圧縮機において油溝に給油される様子を示す断面模式図である。 図４の油溝の変形例を示す斜視図である。 図４の油溝の変形例を示す斜視図である。 図４の油溝の変形例を示す斜視図である。 図４の油溝の変形例を示す斜視図である。 本発明のベーン型圧縮機におけるブッシュの実施形態２を示す要部断面図である。 本発明のベーン型圧縮機におけるブッシュの実施形態３を示す要部断面図である。 本発明のベーン型圧縮機におけるブッシュの実施形態４を示す要部断面図である。

実施形態１．
図１は本発明のベーン型圧縮機の実施形態１を示す縦断面図であり、図１を参照してベーン型圧縮機２００について説明する。なお、図１において実線で示す矢印は流体（ガス冷媒）の流れ、破線で示す矢印は冷凍機油２５の流れを示している。図１のベーン型圧縮機２００は、密閉容器１０３と、密閉容器１０３内に収納された圧縮要素１０１と、圧縮要素１０１の上部に位置し圧縮要素１０１を駆動する電動要素１０２と、密閉容器１０３内の底部に設けられ、冷凍機油２５を貯溜する油溜め１０４で構成される。

圧縮要素１０１を駆動する電動要素１０２は、例えばブラシレスＤＣモータで構成される。電動要素１０２は、密閉容器１０３の内周に固定される固定子２１と、固定子２１の内側に配設された、永久磁石を使用する回転子２２とを備える。固定子２１には密閉容器１０３の上面に溶接により固定されたガラス端子２３から電力が供給される。密閉容器１０３の側面には吸入管２６が取り付けられており、上面には吐出管２４が取り付けられている。

図２は図１のベーン型圧縮機２００における圧縮要素１０１の一例を示す分解斜視図、図３は第１のベーンおよび第２のベーンの一例を示す模式図、図４はブッシュの一例を示す斜視図、図５は図１のベーン型圧縮機２００におけるＩ−Ｉ断面図を示すものであり、図１から図５を参照して圧縮要素１０１について説明する。尚、図１から図５のベーン型圧縮機２００においてはベーンが２つ設けられた場合について例示する。

（１）シリンダ１：全体形状が略円筒状で、軸方向の両端部が開口している。シリンダ内周面１ｂの一部には、軸方向に貫通し外側に抉られた切欠き部１ｃが設けられており、切欠き部１ｃには吸入管２６と連通した吸入ポート１ａが開口している。また、シリンダ１にはガス（冷媒）を吐出するための吐出ポート１ｄが設けられている。吐出ポート１ｄは、シリンダ内周面１ｂとロータ部４ａとの最近接点３２を挟んで吸入ポート１ａと反対側に位置し、最近接点３２の近傍のフレーム２に面した側に設けられている（図２、図５参照）。また、外周部には軸方向に貫通した油戻し穴１ｅが設けられている。

（２）フレーム２：断面が略Ｔ字状で、シリンダ１に接する部分が略円板状であり、シリンダ１の一方の開口部（図２では上側）を閉塞する。フレーム２のシリンダ１に対向する面には、シリンダ内周面１ｂと同心円で形成される凹部２ａが形成されており、フレーム２の中央部には円筒状の主軸受部２ｃが設けられている。なお、凹部２ａは、円形状の穴であってもよいしリング状の溝であってもよい。また、フレーム２には軸方向に貫通した吐出ポート２ｄが設けられており、吐出ポート２ｄはシリンダ１の第１の吐出ポート１ｄに連通している。さらに吐出ポート２ｄのシリンダ１の反対側の面には、吐出弁２７および吐出弁２７の開度を規制するための吐出弁押え２８が取付けられている。また、シリンダ１に設けた吐出ポート１ｄと連通し、軸方向に貫通した吐出ポート２ｄが設けられ、吐出ポート２ｄのシリンダ１と反対側の面には、吐出弁２７（図２に図示）および吐出弁２７の開度を規制するための吐出弁押え２８（図２に図示）がフレーム２に取り付けられている。

（３）シリンダヘッド３：断面が略Ｔ字状で、シリンダ１に接する部分が略円板状であり、シリンダ１の他方の開口部（図２では下側）を閉塞する。シリンダヘッド３のシリンダ１に対向する面には、シリンダ内周面１ｂと同心円で形成される凹部３ａが形成されており、シリンダヘッド３の中央部には円筒状の主軸受部３ｃが設けられている。なお、凹部３ａは円形状の穴であってもよいしリング状の溝であってもよい。

（４）ロータシャフト４：シリンダ１内で回転運動する円柱形のロータ部４ａおよびロータ部４ａに回転力を伝達するシャフト部４ｂ、４ｃを有し、ロータ部４ａとシャフト部４ｂ、４ｃとは一体となった構造を有している。シャフト部４ｂ、４ｃはそれぞれフレーム２の主軸受部２ｃ、シリンダヘッド３の主軸受部３ｃで支承される。ロータ部４ａには、断面が略円形で軸方向に貫通したブッシュ保持部４ｄ、４ｅ及びベーン逃がし部４ｆ、４ｇが形成されている。ブッシュ保持部４ｄとベーン逃がし部４ｆ、及びブッシュ保持部４ｅとベーン逃がし部４ｇとは連通しており、ベーン逃がし部４ｆおよびベーン逃がし部４ｇの軸方向端部はフレーム２の凹部２ａおよびシリンダヘッド３の凹部３ａと連通している。また、ブッシュ保持部４ｄとブッシュ保持部４ｅ、ベーン逃がし部４ｆとベーン逃がし部４ｇとはほぼ対称の位置に配置されている。ロータシャフト４の下端部には例えば特開２００９−２６４１７５号公報に記載されているようなロータシャフト４の遠心力を利用した油ポンプ３１（図１に図示）が設けられている。油ポンプ３１はロータシャフト４の内部に設けられ軸方向に延びる給油路４ｈと連通しており、給油路４ｈと凹部２ａとの間には給油路４ｉが設けられており、給油路４ｈと凹部３ａ間には給油路４ｊが設けられている。したがって、凹部２ａ、凹部３ａにはそれぞれ給油路４ｉ、４ｊから潤滑油（冷凍機油）２５が供給されることになる。また、シャフト部４ｂの主軸受部２ｃの上方の位置に排油穴４ｋ（図１に図示）が設けられている。

（５）第１のベーン５：略四角形の板状の部材で、シリンダ１の内周面１ｂの中心周りに回転するようにロータ部４ａに保持されている。第１のベーン５は、ベーン部５ａと、ベーン部５ａのフレーム２側の端面に設けられた、部分リング状のベーンアライナ部５ｃと、ベーン部５ａのシリンダヘッド３側の端面に設けられた、部分リング状のベーンアライナ部５ｄとを有している。そして、シリンダ内周面１ｂ側に位置するベーン先端部５ｂは外側に円弧形状に形成され、その円弧形状の半径は、シリンダ内周面１ｂの半径とほぼ同等の半径で構成されている。また、ベーン部５ａのベーン長さ方向およびベーン先端部５ｂの円弧の法線方向は、ベーンアライナ部５ｃ、５ｄを形成する円弧の中心を通るように形成されている。

（６）第２のベーン６：略四角形の板状の部材で、シリンダ１の内周面１ｂの中心周りに回転するようにロータ部４ａに保持されている。第２のベーン６は、ベーン部６ａと、ベーン部６ａのフレーム２側の端面に設けられた、部分リング状のベーンアライナ部６ｃと、ベーン部６ａのシリンダヘッド３側の端面に設けられた、部分リング状のベーンアライナ部６ｄとを有している。そして、シリンダ内周面１ｂ側に位置するベーン先端部６ｂは外側に円弧形状に形成され、その円弧形状の半径は、シリンダ内周面１ｂの半径とほぼ同等の半径で構成されている。また、ベーン部６ａのベーン長さ方向およびベーン先端部６ｂの円弧の法線方向は、ベーンアライナ部６ｃ、６ｄを形成する円弧の中心を通るように形成されている。上述したベーンアライナ部５ｃとベーンアライナ部６ｃとは、フレーム２の凹部２ａに収容され、凹部２ａの外周面からなるベーンアライナ軸受部２ｂに沿って回転可能に支持される。同様に、ベーンアライナ部５ｄとベーンアライナ部６ｄとは、シリンダヘッド３の凹部３ａに収容され、凹部２ａの外周面であるベーンアライナ軸受部２ｂに沿って回転可能に支持される。

（７）ブッシュ７、８：略半円柱状で、１対で構成される。１対のブッシュ７および８がロータシャフト４のブッシュ保持部４ｄ、４ｅに挿入され、円弧状の外側面７ｂ、８ｂにおいてロータ部４ａと摺動する。また、１対のブッシュ７、８は平面状の内側面７ｅ、８ｅ側で板状の第１のベーン５のベーン部５ａ、第２のベーン６のベーン部６ａを挟んで保持する。これにより、第１のベーン５および第２のベーン６は、ロータ部４ａに対してブッシュ中心７ａ、８ａを軸に回転自在かつ略法線方向に移動可能（スライド可能）に保持される。また、外側面７ｂ、８ｂには油溝７ｆ、８ｆが形成されており、内側面７ｅ、８ｅには油溝７ｇ、８ｇが形成されている。また、ブッシュ７、８は、円柱の一部を切り欠いた切り欠き側面７ｃ、７ｄ、８ｃ、８ｄを備えている（図４参照）。

次に、図５を参照してベーン型圧縮機２００内に形成される吸入室９、中間室１０、圧縮室１１について説明する。図５において、ロータ部４ａとシリンダ内周面１ｂとは１箇所（最近接点３２）において最近接しており、第１のベーン５と最近接点３２とにより仕切られた吸入室９と、第１のベーン５および第２のベーン６により仕切られた中間室１０と、第２のベーン６と最近接点３２とにより仕切られた圧縮室１１とが形成される。

具体的には、最近接点３２は、シリンダ内周面１ｂとロータ部４ａの外周面との間の空間が吸入室９および圧縮室１１とに仕切る。また、ベーン先端部５ｂがシリンダ内周面１ｂに近接してシリンダ内周面１ｂとロータ部４ａの外周面との間の空間を仕切る。ここで、ベーンアライナ軸受部２ｂ、３ｂの半径をｒ_ａ（図３参照）、シリンダ内周面１ｂの半径をｒ_ｃ（図５参照）としたとき、第１のベーン５のベーンアライナ部５ｃ、５ｄの外周側とベーン先端部５ｂ間の距離ｒ_ｖ（図３参照）は、下記としている。なお、式（１）においてδはベーン先端部５ｂとシリンダ内周面１ｂ間の隙間を示す。
ｒ_ｖ＝ｒ_ｃ−ｒ_ａ−δ ・・・ （１）

式（１）のように距離ｒ_ｖを設定することで、第１のベーン５はシリンダ内周面１ｂに接触することなく回転することになる。ここで、隙間δが極力小さくなるように距離ｒ_ｖを設定し、ベーン先端部５ｂからの冷媒の漏れを極力少なくしている。なお、式（１）の関係は、第２のベーン６においても同様で、第２のベーン６のベーン先端部６ｂとシリンダ内周面１ｂ間は狭い隙間を保ちつつ、第２のベーン６は回転することになる。

そして、第１のベーン５、第２のベーン６、シリンダ内周面１ｂにより、シリンダ１内に吸入室９、中間室１０、圧縮室１１の３つの空間が形成される。吸入室９には、切欠き部１ｃを介して吸入管２６を介して冷凍サイクルの低圧側に連通する吸入ポート１ａが開口している。圧縮室１１は、シリンダ１に設けた吐出ポート１ｄを介して吐出時以外は吐出弁２７で閉塞されるフレーム２に設けた吐出ポート２ｄに連通している。切欠き部１ｃは最近接点３２の近傍から、第１のベーン５のベーン先端部５ｂとシリンダ内周面１ｂが相対する点Ａの範囲まで設けられている。したがって、中間室１０は、回転角度９０°までは吸入ポート１ａと連通するが、その後、吸入ポート１ａ、吐出ポート１ｄのいずれとも連通しない回転角度の範囲があり、その後吐出ポート１ｄと連通する。

図６は図１のベーン型圧縮機におけるＩ−Ｉ断面図であり、図６を参照しながら、吸入室９、中間室１０及び圧縮室１１の容積が変化する様子を説明する。なお、図６では簡単のため、吸入ポート１ａ、切欠き部１ｃ、吐出ポート１ｄを省略し、吸入ポート１ａ、吐出ポート１ｄをそれぞれ矢印で吸入、吐出として示している。また、図６の回転角度（回転位相）は、ロータシャフト４のロータ部４ａとシリンダ内周面１ｂとが最近接している最近接点３２と、第１のベーン５とシリンダ内周面１ｂとが相対する一箇所とが一致するときを「回転角度０°」と定義する。ここで、「回転角度１８０°」以降の状態は、「回転角度０°」において、第１のベーン５と第２のベーン６が入れ替わった状態と同じになり、以降は「回転角度０°」から「回転角度１３５°」までと同じ圧縮動作になる。また、図６の「回転角度０°」の図に示す矢印は、ロータシャフト４の回転方向（図６では時計方向）を示している。

「回転角度０°」では、最近接点３２と第２のベーン６で仕切られた右側の中間室１０は、切欠き部１ｃを介して吸入ポート１ａと連通しており、中間室１０に吸入ポート１ａからガス（冷媒）が吸入される。一方、最近接点３２と第２のベーン６で仕切られた左側の空間は吐出ポート１ｄに連通した圧縮室１１となる。

「回転角度４５°」では、第１のベーン５と最近接点３２で仕切られた空間は吸入室９となる。一方、第１のベーン５と第２のベーン６で仕切られた中間室１０は、切欠き部１ｃを介して吸入ポート１ａと連通しており、中間室１０の容積は「回転角度０°」のときより大きくなりガス（冷媒）の吸入を続ける。また、第２のベーン６と最近接点３２で仕切られた空間は圧縮室１１となる。圧縮室１１の容積は「回転角度０°」のときより小さくなり、ガス（冷媒）は圧縮され徐々にその圧力が高くなる。

「回転角度９０°」では、第１のベーン５のベーン先端部５ｂがシリンダ内周面１ｂ上の点Ａと重なるので、中間室１０は吸入ポート１ａと連通しなくなる。これにより、中間室１０でのガス（冷媒）の吸入は終了する。また、この状態で、中間室１０の容積は略最大となる。圧縮室１１の容積は「回転角度４５°」のときより更に小さくなり、ガス（冷媒）の圧力は上昇する。吸入室９の容積は「回転角度４５°」のときより大きくなり、ガス（冷媒）の吸入を続ける。

「回転角度１３５°」では、中間室１０の容積は「回転角度９０°」のときより小さくなり、ガス（冷媒）の圧力は上昇する。また、圧縮室１１の容積も「回転角度９０°」のときより小さくなり、ガス（冷媒）の圧力は上昇する。吸入室９の容積は「回転角度９０°」のときより大きくなり、ガス（冷媒）の吸入を続ける。

その後、第２のベーン６が吐出ポート１ｄに近づくが、圧縮室１１の圧力が冷凍サイクルの高圧（吐出弁２７を開くのに必要な圧力も含む）を上回ったときに吐出弁２７が開き、圧縮室１１のガス（冷媒）は吐出ポート１ｄ、吐出ポート２ｄを通って、図１に示すように密閉容器１０３内に吐出される。密閉容器１０３内に吐出されたガス（冷媒）は、電動要素１０２を通過して密閉容器１０３の上部に固定（溶接）された吐出管２４から外部（冷凍サイクルの高圧側）に吐出される。したがって、密閉容器１０３内の圧力は高圧である吐出圧力となる。

第２のベーン６が吐出ポート１ｄを通過した後、圧縮室１１に高圧のガス（冷媒）が若干残る（ロスとなる）。そして、「回転角度１８０°」（図示せず）で、圧縮室１１が消滅したとき、この高圧の冷媒は吸入室９にて低圧の冷媒に変化する。なお、「回転角度１８０°」では吸入室９が中間室１０に移行し、中間室１０が圧縮室１１に移行して、以降圧縮動作が繰り返される。

このように、ロータシャフト４の回転により、吸入室９は徐々に容積が大きくなり、ガス（冷媒）の吸入を続ける。以後中間室１０に移行するが徐々に容積が大きくなり、更にガス（冷媒）の吸入を続ける。途中で、中間室１０の容積は最大となり、吸入ポート１ａに連通しなくなるので、ここでガス（冷媒）の吸入を終了する。以後、中間室１０の容積は徐々に小さくなり、ガスを圧縮する。その後、中間室１０は圧縮室１１に移行して、ガスの圧縮を続ける。所定の圧力まで圧縮されたガスは、吐出ポート１ｄ、吐出ポート２ｄを通って吐出弁２７を押し上げて、密閉容器１０３内に吐出される。

図７はベーンアライナ部５ｃ、６ｃの回転動作の一例を示す断面図であり、図７を参照してベーン型圧縮機２００の動作例について説明する。なお、図７に示す回転角度（回転位相）の定義は図６に示す角度の定義と同一のものである。ロータシャフト４のシャフト部４ｂが電動要素１０２の駆動部からの回転動力を受け、ロータ部４ａがシリンダ１内で回転する。ロータ部４ａの回転に伴い、ロータ部４ａの外周付近に配置されたブッシュ保持部４ｄ、４ｅは、ロータシャフト４を中心とした円周上を移動する。そして、ブッシュ保持部４ｄ、４ｅ内に保持されている１対のブッシュ７、８、およびその１対のブッシュ７、８の間に回転可能に保持されている第１のベーン５のベーン部５ａ、第２のベーン６のベーン部６ａもロータ部４ａとともに回転する。

第１のベーン５、第２のベーン６は、回転による遠心力を受け、ベーンアライナ部５ｃ、６ｃおよびベーンアライナ部５ｄ、６ｄがベーンアライナ軸受部２ｂ、３ｂにそれぞれ押付けられて摺動しながら、ベーンアライナ軸受部２ｂ、３ｂの中心まわりに回転する。ここで、ベーンアライナ軸受部２ｂ、３ｂとシリンダ内周面１ｂとは同心であるため、第１のベーン５、第２のベーン６はシリンダ内周面１ｂの中心まわりに回転することになる。すると、第１のベーン５のベーン部５ａ、第２のベーン６のベーン部６ａの長さ方向がシリンダ中心に向かうように、ブッシュ７、８がブッシュ保持部４ｄ、４ｅ内で、ブッシュ中心７ａ、８ａまわりに回転することになる。

以上の動作において、ブッシュ７と第１のベーン５のベーン部５ａの側面およびブッシュ８と第２のベーン６のベーン部６ａの側面は互いに摺動を行う。また、ロータシャフト４のブッシュ保持部４ｄとブッシュ７、ブッシュ保持部４ｅとブッシュ８も互いに摺動することになる。

図８は図５のベーン部５ａの周辺部位を示す断面模式図であり、図１から図８を参照して冷凍機油（潤滑油）２５の流れについて説明する。なお、図８中、実線で示す矢印は冷凍機油２５の流れを示している。図１に破線で示すように、ロータシャフト４の回転により、油ポンプ３１により油溜め１０４から冷凍機油２５が吸い上げられ、給油路４ｈに送り出される。給油路４ｈに送り出された冷凍機油２５は、給油路４ｉを通ってフレーム２の凹部２ａ、給油路４ｊを通ってシリンダヘッド３の凹部３ａに送り出される。

凹部２ａ、３ａに送り出された冷凍機油２５は、ベーンアライナ軸受部２ｂ、３ｂを潤滑するとともに、凹部２ａ、３ａと連通したベーン逃がし部４ｆ、４ｇに供給される。ここで、密閉容器１０３内の圧力は高圧である吐出圧力になっているため、凹部２ａ、３ａおよびベーン逃がし部４ｆ、４ｇ内の圧力も吐出圧力となる。また、凹部２ａ、３ａに送り出された冷凍機油２５の一部は、フレーム２の主軸受部２ｃおよびシリンダヘッド３の主軸受部３ｃに供給される。

ベーン逃がし部４ｆの圧力は吐出圧力であり、吸入室９、中間室１０の圧力より高いため、冷凍機油２５は、ブッシュ７、８の外側面７ｂ、８ｂとロータ部４ａとの摺動部位及び内側面７ｅ、８ｅとベーン部５ａとの間の摺動部位を潤滑しながら、圧力差および遠心力によって吸入室９および中間室１０に送り出される。中間室１０に送り出された冷凍機油２５の一部はベーン先端部５ｂとシリンダ１の内周面１ｂ間の隙間をシールしながら吸入室９に流入する。

なお、第１のベーン５で仕切られる空間が吸入室９と中間室１０である場合について示したが、回転が進んで、第１のベーン５で仕切られる空間が中間室１０と圧縮室１１となる場合でも同様である。そして、圧縮室１１内の圧力がベーン逃がし部４ｆの圧力と同じ吐出圧力に達した場合でも、遠心力によって冷凍機油２５は圧縮室１１に向かって送り出されることになる。以上の動作は第１のベーン５に対して示したが、第２のベーン６においても同様の動作を行う。

ここで、上述のように各ベーン５、６がシリンダ１内の空間を仕切った際、回転方向側の圧力が反回転方向側の圧力よりも大きくなる。この各ベーン５、６の両側に生じる圧力差により、ベーン５、６に対して反回転方向側への変動荷重が周期的に作用し、ベーン５、６を挟んだ１対のブッシュ７、８のうちで反回転方向側のブッシュ７、８に作用する荷重が大きくなる。このため、反回転方向側のブッシュ７、８において、内側面７ｅ、８ｅとベーン部５ａ、６ａとの摺動面において磨耗が発生する、あるいは焼付きが発生する場合がある。さらに、ブッシュ７、８は、ブッシュ保持部４ｄ、４ｅに対し、隙間を開けて挿入され保持されている。そして、ロータ部４ａの回転に追従してブッシュ７、８がロータ部４ａの回転中心と同心で回転動作するようになっている。このとき、ブッシュ７、８にはロータ部４ａの径方向を基準として外側に向かう遠心力が作用し、外側面７ｂ、８ｂとブッシュ保持部４ｄ、４ｅとの対向面のうち、ロータ径方向基準で外側の隙間が詰まり、磨耗や焼付きが発生しやすい。

このように、ブッシュ７、８において、内側面７ｅ、８ｅとベーン部５ａ、６ａとの摺動面及び外側面７ｂ、８ｂとロータ部４ａとの摺動面において摩耗等が発生する場合がある。一方で、上記摩擦面における隙間を大きく設定して給油量を増やした場合、信頼性は改善されるが、ブッシュ摺動部を介した漏れは増加するため、漏れによる損失も増加し性能低下の原因となる。

そこで、図５のブッシュ７、８の側面７ｂ、７ｅ、８ｂ、８ｅには、冷凍機油（潤滑油）２５が給油される油溝７ｆ、７ｇ、８ｆ、８ｇがそれぞれ設けられている。各油溝７ｆ、７ｇ、８ｆ、８ｇは、ブッシュ７、８の上面から下面まで直線状に延びた溝であって、ロータシャフト４が所定の回転角度（回転位相）になったとき、凹部２ａ、３ａと連通するようになっている。凹部２ａ、３ａには供給路４ｉ、４ｊを介して冷凍機油２５が充填されているため、各油溝７ｆ、７ｇ、８ｆ、８ｇが凹部２ａ、３ａに連通した際に凹部２ａ、３ａから給油されることになる。

図９及び図１０はそれぞれ各油溝７ｆ、７ｇに給油される様子を示す断面模式図であり、図９及び図１０を参照して各油溝７ｆ、７ｇへの給油について説明する。なお、以下にブッシュ７の油溝７ｆ、７ｇについて説明するが、ブッシュ８の油溝８ｆ、８ｇについても同様である。まず、図９及び図１０において、フレーム２の凹部２ａ及びシリンダヘッドの凹部３ａには油ポンプ３１によって油溜め１０４から給油路４ｉを介して冷凍機油２５が給油される。したがって、油溝７ｆ、７ｇが凹部２ａ、３ａに連通する所定の回転角度αでは、凹部２ａ、３ａ内の冷凍機油２５が油溝７ｆ、７ｇへ強制給油される。一方、油溝７ｆ、７ｇが凹部２ａ、３ａに連通しない回転角度では油溝７ｆ、７ｇへの油の給油が停止される。

この油溝７ｆ、７ｇと凹部２ａ、３ａとが連通する回転角度αの設定は、油溝７ｆ、７ｇの位置によって定まるものであり、油溝７ｆ、７ｇの位置がロータ部４ａの内周側に近づくほど回転角度αは広くなっていく。油溝７ｆ、７ｇと凹部２ａ、３ａとが連通する所定の回転角度αは、第１のベーン５を跨いだ圧力差が所定の圧力以上になる範囲に設定される。ここで、回転角度＝０°で第２のベーン６に対して回転方向側の圧縮室１１の圧力が高圧に達する（あるいは回転角度＝１８０°の時点で第１のベーン５に対して回転方向側のあるいは中間室１０の圧力が高圧に達する）ものと仮定した場合、油溝７ｆ、７ｇは、回転角度α＝１３５°〜２４５°のときに凹部２ａ、３ａと連通するような位置に設けられている。これは、回転角度＝０°〜１３５°の範囲では、第１のベーン５を跨いだ吸入室９と中間室１０は共に低圧であるため、第１のベーン５を跨いだ圧力差は生じていないからである。このように、圧力差が低圧の状態の場合には、油溝７ｆ、７ｇから冷凍機油２５が供給されないようにすることにより、過剰給油による漏れ損失の増加を抑制することができる。

一方、回転角度＝１３５°〜３６０°の範囲において、回転角度＝１３５°〜２４５°の範囲内において油溝７ｆ、７ｇは凹部２ａ、３ａと連通し、回転角度＝２４５°〜３６０°の範囲において、油溝７ｆ、７ｇは凹部２ａ、３ａと連通しない。具体的には、回転角度＝１３５°〜１８０°では、第１のベーン５を跨いで反回転方向側の吸入室９は低圧であり、回転方向側の中間室１０は中間圧〜高圧であるため、第１のベーン５の側面に圧力差が生じる。さらに、回転角度＝１８０°では、吸入室９が中間室１０に移行し、中間室１０が圧縮室１１に移行し、回転方向側の圧縮室１１が昇圧している分だけ第１のベーン５を跨いだ圧力差は回転角度＝１３５°に比べて大きくなる。そのため、第１のベーン５を挟んだ１対のブッシュ７のうちで反回転方向側のブッシュ７に作用する荷重が大きくなり、外側面７ｂと内側面７ｅの摺動面における油膜がなくなり易くなる。したがって、回転角度α＝１３５°〜１８０°の範囲では、ブッシュ７の油溝７ｆ、７ｇが凹部２ａ、３ａに連通し、凹部２ａ、３ａ内の冷凍機油２５が油溝７ｆ、７ｇに強制給油されるようにする。

また、回転角度＝１８０°〜３６０°の範囲において、ブッシュ７の回転方向側の圧力は高圧である。一方、ブッシュ７の反回転方向側の圧力は、回転角度＝１８０°〜２７０°の範囲では低圧に推移し、回転角度＝２７０°〜３６０°の範囲では低圧から高圧に推移する。上述した回転方向側の圧力と反回転方向側の圧力との関係において、回転角度α＝１８０°〜２４５°の範囲では第１のベーン５の両側の空間における圧力差が高圧になる。このため、回転角度＝１８０°〜２４５°の範囲において油溝７ｆ、７ｇが凹部２ａ、３ａに連通し、回転角度＝２４５°〜３６０°の範囲では連通しない。

すなわち、第１のベーン５を跨いだ圧力差は、回転角度＝０°〜９０°の範囲で最小となり、回転角度＝９０°〜１８０°の範囲で増加し、回転角度＝１８０°〜２７０°の範囲で最大となり、回転角度＝２７０°〜３６０°の範囲で減少していく。そのうち、圧力差が所定の高圧状態になる回転角度＝１８０°〜２４５°の範囲において、油溝７ｆ、７ｇは凹部２ａ、３ａに連通するようになっている。

なお、前述の通り、この説明は簡略化のために回転角度＝０°で第２のベーン６の回転方向側の圧縮室１１の圧力が高圧に達する（あるいは回転角度＝１８０°で第１のベーン５の回転方向側の中間室１０の圧力が高圧に達する）と仮定した場合であるが、それ以外の運転条件においても、ベーン５を跨いだ圧力差の変動はおよそ同様の傾向を示す。

このように、ベーン５を跨いだ圧力差が増加する回転角度（回転位相）α、すなわち摺動面の油膜がなくなり易い回転角度αの近傍の範囲に限定して、油溝７ｆ、７ｇへ強制的に給油することで、過剰給油による漏れ損失の増加を抑制しながら、ベーンの動作の信頼性を向上させることができる。また、ベーン部５ａ、６ａ側に油溝を設けるのではなく、ブッシュ７、８側に油溝７ｆ、７ｇを設けることにより、溝の形成によるベーン部５ａ、６ａの強度の低下を防止することができる。

なお、ブッシュ７の油溝７ｆ、７ｇと凹部２ａ、３ａが、所定の回転角度＝１３５°〜２４５°で連通する場合について例示したが、第１のベーン５を跨いだ圧力差が増加する回転位相の近傍の範囲で、ブッシュ７の油溝７ｆ、７ｇと凹部２ａ、３ａが連通するように設定するものであれば、上記回転角度αに限定されない。また、ブッシュ７の油溝７ｆ、７ｇと凹部２ａ、３ａの位置関係について説明したが、ブッシュ８の油溝８ｆ、８ｇと凹部２ａ、３ａにおいても同様の位置関係であり、同様の効果が得られる。

図１１Ａ〜図１１Ｄは油溝７ｆ、７ｇの変形例を示す斜視図である。なお、以下にブッシュ７の油溝７ｆ、７ｇについて説明するが、ブッシュ８の油溝８ｆ、８ｇにおいても同様の構成とすることができる。図１１Ａのブッシュ７において、油溝７ｆ、７ｇは、軸方向に沿って直線状に延びているとともに、ブッシュ７の上下端面を貫通せずに２分割にされている。図１１Ｂのブッシュ７は、図１１Ａと同様、油溝７ｆ、７ｇは軸方向に沿って直線状に延びているがブッシュ７の上下端面を貫通せずに２分割にされている。さらに、各側面７ｂ、７ｅにおいてそれぞれ複数の油溝７ｆ、７ｇが形成されている。図１１Ｃのブッシュ７において、油溝７ｆ、７ｇは軸方向に対し傾斜して直線状に延びているとともに、ブッシュ７の上下端面を貫通せずに２分割にされている。図１１Ｄのブッシュ７において、ブッシュ７には所定の曲率の曲線状に油溝７ｆ、７ｇが設けられている。

図１１Ａ〜図１１Ｄに示す形状を有する油溝７ｆ、７ｇであっても、ベーン５を跨いだ圧力差が増加する回転位相、すなわち摺動面の油膜がなくなり易い回転角度（回転位相）αの近傍の範囲に限定して、油溝７ｆ、７ｇへ強制的に給油することで、過剰給油による漏れ損失の増加を抑制しながら、ベーン５、６の動作の信頼性を向上させることができる。なお、図１１Ａ〜図１１Ｄのブッシュ７において、外側面７ｂと内側面７ｅとに形成される油溝７ｆ、７ｇが同一のパターンを有する場合について例示しているが、それぞれ図１１Ａ〜１１Ｄの異なるパターンを組み合わせるようにしてもよい。

図１２〜図１４は本発明のベーン型圧縮機におけるブッシュ７、８の実施形態２〜４を示す模式図であり、図１２〜図１４を参照してブッシュ７、８の実施形態２〜４について説明する。なお、図１２〜図１４において図８と同一の構成を有する部位には同一の符号を付してその説明を省略する。

図１２においては、第１のベーン５を挟んだ１対のブッシュ７のうち、反回転方向のブッシュ７にのみ油溝７ｆ、７ｇが設けられている。前述の通り、ベーン部５ａを跨いだ圧力差による荷重は反回転方向側に作用するため、摺動面の信頼性の確保が困難な反回転方向側のブッシュ７側にのみ油溝７ｆ、７ｇが設けられている。これにより、ブッシュ７における摺動面の信頼性を向上し、かつ、回転方向側のブッシュ７の側面における過剰給油を抑制し、漏れによる損失の増加を抑制することができる。

図１３においては、第１のベーン５を挟んだ１対のブッシュ７のうち、外側面７ｂ側にのみ油溝７ｆが設けられており、内側面７ｅ側には設けられていない。この構成では、ブッシュ７に遠心力が作用することで隙間が詰まり易くなる外側面７ｂ側に積極的に給油することで、外側面７ｂの磨耗や焼付きを抑制することができる。なお、ブッシュ７の外側面の油溝７ｆについて説明したが、ブッシュ８の油溝８ｆにおいても同様の構成とすることで同様の効果が得られる。

図１４においては、ブッシュ７の内側面７ｅ側にのみ油溝７ｇが設けられており、内側面７ｅ側には設けられていない。ベーン逃がし部４ｆの圧力は常に高圧であり、吸入室９ならびに中間室１０の圧力は回転位相によって低圧から高圧に推移する。そのため、油溝７ｆ、７ｇを双方ともに設けない場合、外側面７ｂと内側面７ｅを通過する油の圧力は、ベーン逃がし部４ｆと吸入室９（あるいは中間室１０）の中間圧となる。このとき、図１４のように、内側面７ｅの油溝７ｇを設けて高圧の油を直接給油することにより、その分だけ外側面７ｂに比べて圧力が高くなり、外側面７ｂの全面をロータ部４ａに押し付けることができる。

これにより、遠心力によってロータ部４ａの径方向外側の隙間のみが詰まり易かった外側面７ｂの隙間を摺動面全面に渡って押し付けることが可能となるため、外側面７ｂの磨耗や焼付きを抑制することができる。なお、ここではブッシュ７の油溝７ｇについて説明したが、ブッシュ８の油溝８ｇにおいても同様の構成とすることで同様の効果が得られる。

本発明の実施形態は上記各実施形態に限定されない。たとえば、上記各実施形態において、ベーン枚数が２枚の場合について示したが、ベーン枚数が１枚または３枚以上の場合であってもよい。

また、上記各実施形態１〜４において、ロータシャフト４の遠心力を利用した油ポンプ３１について示したが、油ポンプ３１の形態はいずれでもよく、例えば特開２００９−６２８２０号公報に記載の容積形ポンプを油ポンプ３１として用いてもよい。

また、上記各実施形態１〜４において、部分リング形状のベーンアライナがベーンに一体に取り付けられる場合について示したが、例えば、ロータシャフトの内側を中空に構成しその中にベーンの固定軸を配し、ベーンはその固定軸に回転可能に取り付けられている場合においても、同様の効果が得られる。

また、上記各実施形態において、ベーンアライナ部５ｃ、５ｄ、６ｃ、６ｄが部分リング形状である場合について例示しているが、ロータ部４ａ内のベーンが１つである場合はベーンアライナ部がリング形状であってもよい。

さらに、上記各実施形態において、油溝７ｆ、７ｇ、８ｆ、８ｇは、いわゆるＵ字状の溝に形成されている場合について例示しているが、断面矩形状もしくは断面三角形状を有するものであってもよい。また、図１２〜図１４に示す油溝７ｆ、７ｇ、８ｆ、８ｇとして図１１Ａ〜図１１Ｄに示す各形状のいずれを採用してもよい。

１ シリンダ、１ａ 吸入ポート、１ｂ シリンダ内周面、１ｃ 切欠き部、１ｄ 吐出ポート、１ｅ 油戻し穴、２ フレーム、２ａ 凹部、２ｂ ベーンアライナ軸受部、２ｃ 主軸受部、２ｄ 吐出ポート、３ シリンダヘッド、３ａ 凹部、３ｂ ベーンアライナ軸受部、３ｃ 主軸受部、４ ロータシャフト、４ａ ロータ部、４ｂ、４ｃ シャフト部、４ｄ、４ｅ ブッシュ保持部、４ｆ、４ｇ ベーン逃がし部、４ｈ、４ｉ、４ｊ 給油路、４ｋ 排油穴、５ 第１のベーン、６ 第２のベーン、５ａ、６ａ ベーン部、５ｂ、６ｂ ベーン先端部、５ｃ、６ｃ、５ｄ、６ｄ ベーンアライナ部、７、８ ブッシュ、７ａ、８ａ ブッシュ中心、７ｂ、８ｂ 外側面、７ｃ、７ｄ、８ｃ、８ｄ 切り欠き側面、７ｅ、８ｅ 内側面、７ｆ、７ｇ、８ｆ、８ｇ 油溝、９ 吸入室、１０ 中間室、１１ 圧縮室、２１ 固定子、２２ 回転子、２３ ガラス端子、２４ 吐出管、２５ 冷凍機油（潤滑油）、２６ 吸入管、２７ 吐出弁、２８ 吐出弁押さえ、３１ 油ポンプ、３２ 最近接点、１０１ 圧縮要素、１０２ 電動要素、１０３ 密閉容器、１０４ 油留め、２００ ベーン型圧縮機、ｒ_ｖ 距離、α 所定の回転角度（回転位相）、δ 隙間。

Claims (16)

1. 略円周状の内周面を有し、軸方向の両端が開口しているシリンダと、
   前記シリンダの軸方向の両端を閉塞するシリンダヘッド及びフレームと、
   前記シリンダ内で回転運動する円柱形のロータ部及び前記ロータ部に回転力を伝達するシャフト部を有し、下端が油溜めに浸漬するロータシャフトと、
   前記ロータ部に設置され、前記シリンダの内周面の中心周りに回転するように保持されたベーンと
   を備え、
   前記ベーンは、１対の略半円柱形状のブッシュの間に挟まされた状態で前記ロータ部に設けられた軸方向に貫通した略円筒形状のブッシュ保持部に挿入されることにより、前記ロータ部に対し回転可能且つ移動可能に支持されており、
   前記フレーム及び前記シリンダヘッドは、前記シリンダ内の前記ロータ部との対向面に前記シリンダの内周面と同心に形成された潤滑油が充填される凹部を有するものであり、
   前記ブッシュは、前記ベーンまたは前記ロータ部に対向する側面に所定の回転位相において、前記シリンダヘッド及び前記フレームの一方もしくは双方の前記凹部に連通する油溝を有する
   ことを特徴とするベーン型圧縮機。
2. 前記ベーンは、前記シリンダの内周面と前記ロータ部の外周面との間の空間を仕切るベーン部と、前記フレーム及び前記シリンダヘッドの前記凹部の外周面に沿って摺動自在に回転し前記ベーン部を支持するベーンアライナ部とを有するものであることを特徴とする請求項１に記載のベーン型圧縮機。
3. 前記ロータシャフトは、前記凹部に前記油溜め内の冷凍機油を送るための給油手段および給油路を有することを特徴とする請求項１または２に記載のベーン型圧縮機。
4. 前記ブッシュには、前記ベーンの両側の空間の圧力差が所定の圧力差になる回転位相において前記油溝が前記凹部の形成領域内に位置するように設けられていることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１項に記載のベーン型圧縮機。
5. １対の前記ブッシュのうち、前記ロータ部の反回転方向側の前記ブッシュにのみ前記油溝が設けられていることを特徴とする請求項１〜４のいずれか１項に記載のベーン型圧縮機。
6. 前記油溝は、前記ブッシュの前記ロータ部に対向する外側面にのみ設けられていることを特徴とする請求項１〜５のいずれか１項に記載のベーン型圧縮機。
7. 前記油溝は、前記ブッシュの前記ベーンに対向する内側面にのみ設けられていることを特徴とする請求項１〜５のいずれか１項に記載のベーン型圧縮機。
8. 前記油溝は、前記ベーンに対向する側面または前記ロータ部に対向する側面に複数設けられていることを特徴とする請求項１〜７のいずれか１項に記載のベーン型圧縮機。
9. 前記油溝は、前記ロータ部の軸方向に沿った直線形状を有するものであることを特徴とする請求項１〜８のいずれか１項に記載のベーン型圧縮機。
10. 前記油溝は、前記ロータ部の軸方向に対し傾斜した直線形状を有するものであることを特徴とする請求項１〜９のいずれか１項に記載のベーン型圧縮機。
11. 前記油溝は、曲線形状を有するものであることを特徴とする請求項１〜８のいずれか１項に記載のベーン型圧縮機。
12. 前記シリンダの内周面と前記ロータ部の外周面とが最も近接する最近接点を前記回転位相を０°としたとき、前記所定の回転位相は略１３５°〜２４５°であることを特徴とする請求項１〜１１のいずれか１項に記載のベーン型圧縮機。
13. 前記ベーンの先端部は外側に円弧形状に形成され、前記円弧形状の半径は前記シリンダの前記内周面の半径とほぼ同等であることを特徴とする請求項１〜１２のいずれか１項に記載のベーン型圧縮機。
14. 前記ベーンアライナ部は、前記ベーンの先端部と前記シリンダの前記内周面との間に隙間を保つように前記ベーンを支持することを特徴とする請求項２に記載のベーン型圧縮機。
15. 前記ベーンアライナ部は、前記ベーン部と一体に取り付けられ、あるいは前記ベーン部と一体で形成されたことを特徴とする請求項２又は１４に記載のベーン型圧縮機。
16. 前記ベーンアライナ部は、部分リング形状またはリング形状であることを特徴とする請求項２、１４又は１５のいずれか１項に記載のベーン型圧縮機。

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