JP6541708B2 - ローリングシリンダ式容積型圧縮機 - Google Patents

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）を利用する圧縮機である。

特許文献１には、貯油部の圧力が吐出室の圧力と等しくなるように構成し、かつ、貯油部とスライド溝を繋ぐ油連通路を設けることにより、貯油部の潤滑油を固定ピン及びスライド溝に供給する、ローリングシリンダ式容積型圧縮機であって、バイパス穴を有するものが開示されている。このローリングシリンダ式容積型圧縮機は、固有容積比を有する。

国際公開第２０１６／０６７３５５号

特許文献１に記載されている、固有容積比を有するローリングシリンダ式容積型圧縮機では、固有圧縮行程の開始直前から圧縮室に繋がる最低容積比側のバイパス弁流路（圧縮室の圧力レベルが最も低いため、以後、「最低圧バイパス弁流路」と呼称する。）が開口する回転角期間（ローリングシリンダ回転角期間）が短い。このため、固有圧縮行程全期間の圧縮室にバイパス弁流路を設置するためには、高圧力比側の圧縮室に臨むバイパス弁流路数が増大し、製造コストが増大するという問題があった。また、高圧力比側の圧縮室に臨むバイパス弁流路数が同じであっても、バイパス弁流路が複数開口する回転角期間（ローリングシリンダ回転角期間）の重なり等が少なくなる。このため、バイパス弁流路抵抗が小さくなる回転角期間（ローリングシリンダ回転角期間）が短くなり、過圧縮抑制効果や液圧縮回避効果が低下するという問題があった。

本発明は、ローリングシリンダ式容積型圧縮機において、圧縮行程における過圧縮を抑制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、駆動伝達部及びフレーム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、静止シリンダには、吸込流路、吐出流路及びバイパス弁流路が設けられ、圧縮部には、往復運動により、吸込室、圧縮室及び吐出室が形成され、バイパス弁流路のうち、圧縮部に形成される圧縮室が最も低い圧力の状態で繋がる最低圧バイパス弁流路の開口部である最低圧バイパス口は、圧縮室が、吐出流路の開口部又は最低圧バイパス口の少なくとも一方と臨むように配置されている。

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、圧縮行程における過圧縮を抑制することができる。

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下面図である。 実施例１に係るＲＣ圧縮機のフレームを示す斜視図である。 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。 図１のＰ部の拡大断面図である。 実施例１に係るＲＣ圧縮機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圧縮機のバイパス弁流路を示す図１のＱ部の拡大断面図である。 実施例１に係るＲＣ圧縮機のローリングシリンダを示す上面図である。 実施例１に係るＲＣ圧縮機の旋回ピストンを示す上面図である。 実施例１に係るＲＣ圧縮機の吸込行程開始の作動室と圧縮行程開始の作動室とが共存する状態（図１１のクランク角０ｄｅｇ）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固有圧縮行程から固有吐出行程へ移行する状態（図９のクランク角１８０ｄｅｇと２２５ｄｅｇとの間）を示す拡大断面図である。 図１６に示すＮ１部の拡大断面図である。 実施例２に係るＲＣ圧縮機のローリングシリンダを示す上面図である。 実施例２に係るＲＣ圧縮機の旋回ピストンを示す上面図である。 実施例２に係るＲＣ圧縮機の吸込行程開始時の状態（図９のクランク角０ｄｅｇ）を示す拡大断面図である。 実施例２に係るＲＣ圧縮機の一方の作動室が固有圧縮行程から固有吐出行程へ移行する状態（図９のクランク角１８０ｄｅｇと２２５ｄｅｇとの間）を示す拡大断面図である。 図２１のＮ２部の拡大断面図である。 実施例３に係るＲＣ圧縮機のローリングシリンダを示す上面図である。 実施例３に係るＲＣ圧縮機の旋回ピストンを示す上面図である。 実施例３に係るＲＣ圧縮機の吸込行程開始時の状態（図９のクランク角０ｄｅｇ）を示す拡大断面図である。 実施例３に係るＲＣ圧縮機の一方の作動室が固有圧縮行程から固有吐出行程へ移行する状態（図９のクランク角１８０ｄｅｇと２２５ｄｅｇとの間）を示す拡大断面図である。 図２６のＮ３部の拡大断面図である。 実施例４に係るＲＣ圧縮機の図１のＱ部の拡大断面図である。

本発明は、旋回する旋回ピストンと、これに連れ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。

本明細書においては、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と、を備え、圧縮動作を滑らかに継続させるローリングシリンダ式容積型圧縮機について説明するが、これらの手段を設けない形式でももちろんよい。回転同期手段及び自転半減手段を有する上述の３つの主要圧縮要素の圧縮動作については、特許文献１において詳細に説明しているため、本明細書においては詳細な説明を省略する。

ローリングシリンダ式容積型圧縮機は、圧縮動作に伴って圧縮室が一方向に回転移動する。このため、所望の吐出圧となる圧縮室容積へ縮小する圧縮室回転位置に吐出穴を開口させることで、吐出弁を設けずに吐出流路を構成できる。このような圧縮室が移動することを利用する吐出弁レスの容積型圧縮機として、他にスクロール圧縮機がある。このような吐出弁レス容積型圧縮機は、吐出流路抵抗が低減するため、吐出時の圧縮室内における不要な圧力上昇を抑制できる。よって、圧縮機が消費するエネルギー量が低減し、圧縮機効率が向上する。

しかし、反面、吐出穴が圧縮室に開口して吐出行程が開始する際の圧縮室容積が一定となるため、元々一定である圧縮行程開始時（吸込行程終了時）の圧縮室容積（押除け容積）と合わせて、吐出開始時の容積比（押除け容積／吐出開始時の圧縮室容積、これを「固有容積比」と呼称する。）は一定となる。この結果、固有容積比に対応した吐出圧／吸込圧で定義される圧力比（「固有圧力比」と呼称され、固有容積比の作動流体の断熱指数べき乗となる。）では、高い圧縮機効率を実現する反面、固有圧力比からずれた圧力比で運転した場合（以下、当該圧力比を「運転圧力比」と呼称する。）には、圧縮機効率は低下する。

この運転圧力比が固有圧力比よりも低い場合、余分な圧縮仕事である過圧縮が発生して、エネルギー消費が増大し、圧縮機効率が低下する。このような過圧縮を抑制するために、圧縮行程後半の圧縮室と吐出系を繋ぐバイパス流路を備え、その流路に圧縮室から吐出系の流れだけを許容するバイパス弁を設置して、圧縮機効率を向上させている。このように、バイパス流路にはバイパス弁が必須であるため、以後、バイパス流路を「バイパス弁流路」とも呼称する。

さらに、圧縮室に液化した作動流体が入った場合、液圧縮が発生して圧縮室内が異常な高圧となり、圧縮部や軸受へ大きな負荷がかかるため、これらの部品が損傷する確率が上昇し、信頼性が低下する。このような液圧縮は、圧縮行程の開始時を含む前半に発生するため、圧縮行程開始から圧縮行程前半の圧縮室と吐出系を繋ぐバイパス弁流路を設けて、圧縮機の信頼性を確保する必要がある。

ここで、バイパス弁流路を設けた場合、運転条件によっては、圧縮室が吐出穴に至る前から圧縮行程が終了して吐出行程へ移行する場合がある。そこで、今後、混乱を避けるため、吐出行程のうちで吐出穴による吐出流路が繋がる吐出行程を、「固有吐出行程」と呼称する。さらに、圧縮行程開始から吐出穴による吐出流路が繋がるまでの行程を、「固有圧縮行程」と呼称する。

以上より、吐出弁レスで固有容積比を有するローリングシリンダ式容積型圧縮機では、固有圧縮行程開始直前（吸込行程終了直前）期間と固有圧縮行程終了直後（固有吐出行程開始直後）期間も追加した固有圧縮行程を拡大した期間の圧縮室（正確にいうと、固有圧縮行程開始直前期間では吸込室、固有圧縮行程終了直後期間では吐出室）にバイパス弁流路の設置が必要となる。

以下、本発明の実施形態に係る構成要素等について説明する。

吐出流路は、主吐出流路とバイパス弁流路とで構成してもよい。ここで、主吐出流路は、作動室の容積に対する圧縮行程開始時の作動室容積の比である作動室容積比が所定の固有容積比以上となる作動室と常時連通するものである。また、バイパス弁流路は、固有容積比以下の作動室及びその前後の吸込室と吐出室と繋がり、かつ、作動室内の圧力が吐出圧以上となる場合のみ開口動作を行うバイパス弁を途中に設けられたものである。

最低圧バイパス口は、バイパス弁流路のうち、最も低圧の圧縮室と繋がる最低圧バイパス弁流路の作動室側開口部である。

最低圧バイパス口は、その図心である最低圧口中心が、圧縮行程開始時における圧縮室のシリンダ先進隅点とローリングシリンダの回転中心とを繋ぐ線分である先進半径線の回転先進側領域に配置されていることが望ましい。

シリンダ側面は、シリンダ穴の内面であるシリンダカバー面に設け、圧縮行程開始時に圧縮室を区画する、シリンダ溝の側面である。

シリンダ先進側線は、シリンダ側面のうち、回転先進側側面であるシリンダ先進側面のシリンダカバー面の端面となるシリンダ端面への投影図形である。

シリンダ先端線は、シリンダ溝の先端面であるシリンダ先端面のシリンダ端面への投影図形である。

先進半径線は、接続点であるシリンダ先進隅点からローリングシリンダの回転中心を繋ぐ線分である。

最低圧バイパス口の図心である最低圧口中心は、先進半径線の回転先進側領域に配置されていることが望ましい。

さらに、最低圧バイパス口は、面積基準で、その面の９０％が、圧縮行程開始時における圧縮室のシリンダ先進隅点とローリングシリンダの回転中心とを繋ぐ線分である先進半径線の回転先進側領域に配置されていることが望ましい。

最低圧バイパス口は、圧縮室のシリンダ先進側線が、最低圧バイパス口の図心である最低圧口中心を通過する時、最低圧口中心が、圧縮室を区画する旋回ピストンのピストン先端線より圧縮室のシリンダ先端線の側に離れた位置となるように配置されていることが望ましい。

最低圧口中心は、圧縮室のシリンダ後進側線とピストン先端線との交点の軌跡と、圧縮行程開始時におけるシリンダ先進側線との交点である重畳点を中心とし、旋回直径を半径とする領域に配置されていることが望ましい。

最低圧バイパス口の少なくとも一部は、圧縮行程開始時のシリンダ先進側線の回転後進側領域に配置されていることが望ましい。

言い換えると、液圧縮回避のためには、バイパス弁流路は、吸込室が吸込流路及びバイパス弁流路のいずれにも連通する部位が生じるように配置されていることが望ましい。

ピストン先端面は、ピストン先端線のシリンダ後進側線との交点における接線が、ローリングシリンダの外周面であるシリンダ外周面のシリンダ端面への投影図形であるシリンダ外周線のシリンダ後進側線の延長線との交点における接線よりも、シリンダ後進側線の向きに近づくように形成されていることが望ましい。

旋回ピストンの２つのピストン先端面は、１つの円柱の中心軸を共有し、当該円柱の側面を構成するものであってもよい。

旋回ピストンの２つのピストン先端面はそれぞれ、半円柱の側面形状を有するものであってもよい。

最低圧バイパス口は、製作性の観点から、円形状であることが望ましい。

バイパス弁流路は、２つ設けられていてもよい。

流路が切り替わる際の乱流を抑制する観点からは、バイパス弁流路は、１つ設けられていることが望ましい。

以下、本発明のローリングシリンダ式容積型圧縮機及びその効果について、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、模式図または模式的図示部として記載されない箇所においては、図示する各要素または要素各部の寸法比率は一実施形態を示している。これにより、図示した形状における各寸法の大小関係や寸法比率、角度などについても、一実施形態を示している。また、具体的な寸法値については、以下の実施例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５ｍｍ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。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、静止シリンダ上部壁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。静止シリンダ上部壁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、静止シリンダ上部壁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及び偏心給油溝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することとし、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する。

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。

図１３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１３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柱先端面３ｅ（ピストン先端面）の位置を二点鎖線で示している。ピストン偏心円柱先端面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の底面は、シリンダ円柱１ｂの上面（図４のシリンダ上面部１ｅ）と平行になっている。

このシリンダ溝１ｃは、図１３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（均一壁１ｗ）を有する。ここで、シリンダ溝１ｃの隅部（小黒丸箇所）には、加工可能な曲率半径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１４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よりもわずかに大きい曲率半径とすればよい。また、面取りとしてもよく、加工が容易になる。ここで、旋回ピストン３は、旋回軸受２３にクランクシャフト６の旋回半径がＥ（後述の図６）となる偏心シャフト６ａを挿入し、クランクシャフト６を回転させて旋回半径Ｅで旋回運動させられるため、シリンダ溝１ｃの底面中央に偏心シャフト挿入穴１ｄを設ける。

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、かつ、シール幅（図１３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。

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。

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（図９）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。またアルミニウム合金であれば、アルマイト処理等が考えられる。

図１４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。ピストン偏心円柱先端面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１３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柱先端面３ｅと図１３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、ピストン偏心円柱先端面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１４の小白丸箇所）は、シリンダ溝１ｃの隅部（図１３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１３の小黒丸箇所）の曲率半径Ｒよりも大きい曲率半径とすればよい。

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、及びピン固定穴２ｘの配置が明瞭に示されている。

静止シリンダ２は、基本的にピストン旋回軸（シャフト軸）を中心軸とする円柱形状を有する。静止シリンダ２の下面であるシリンダ取付面２ａは、フレーム４に取付ける面となる。シリンダ取付面２ａには、ピストン旋回軸から旋回半径Ｅだけ偏心した位置に円形の偏心シリンダ穴２ｂが開けられている。偏心シリンダ穴２ｂの中心軸は、シリンダ回転軸となる。静止シリンダ２の上面からは、偏心シリンダ穴２ｂへ貫通する最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１が設けられている。

ピン固定穴２ｘは、ピストン旋回軸を対称軸としてシリンダ回転軸の点対称の位置に設けられている。ピン固定穴２ｘには、後述する方法によりピン機構５が設置される。ピン固定穴２ｘの中心軸は、ピン軸となる。この結果、ピン軸、ピストン旋回軸、シリンダ回転軸は互いに平行な同一平面上の３軸となり、ピストン旋回軸を中心にピン軸とシリンダ回転軸は同一距離Ｅだけ離れて配置される。したがって、ピン軸とシリンダ回転軸との距離は、旋回半径Ｅの２倍である。

図１２は、図１のＱ部の拡大断面図であり、本実施例のバイパス弁流路を示したものである。

図１２に示すように、静止シリンダ２の上面から下方に貫通する最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１（高圧側均一壁バイパス穴２ｅ２も同様）は、偏心シリンダ穴２ｂ（図６参照）の底面に設けられている。なお、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１及び高圧側均一壁バイパス穴２ｅ２の適正な設置位置については、後で詳細に説明する。

最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１及び高圧側均一壁バイパス穴２ｅ２の上端部には、バイパスリード弁２１が設置されている。バイパスリード弁２１は、リード弁座２１ｃにリード弁板２１ａを載せ、そのリード弁板２１ａをリードリテーナ２１ｆとともにリード弁ねじ２１ｇで静止シリンダ２の上面に固定して設けたものである。これにより、バイパスリード弁２１は、作動流体が偏心シリンダ穴２ｂから上方へ抜ける方向の流れだけを許容する一方向弁となる。

図７は、圧縮部のベースとなるフレームの斜視図である。

本図において、フレーム４は、後に静止シリンダ２を取付けるフレーム取付面４ａを上面とし、中央部に主軸受穴４ｂを設けた構成を有する。この主軸受穴４ｂには、上主軸受２４ａと下主軸受２４ｂ（図１参照）を圧入して、クランクシャフト６を回転支持する主軸受２４を形成する。その主軸受穴４ｂの上面周囲には、つば受面４ｃを設け、その一か所または複数個所に主軸受２４を潤滑した油の出口路となるつば受切欠き４ｃ１を設けている。そして、つば受面４ｃを取り囲んだ位置には、ローリングシリンダ１を載せるベッド面４ｄを設けている。このベッド面４ｄには、油の通路となるベッド放射溝４ｅを設けている。一方、フレーム４の外周部には、フレーム外周溝４ｍを設けている。

図８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。

次に、ピン機構５を、図９及び１０を用いて説明する。

図９は、図１のＰ部の拡大断面図である。

図１０は、ＲＣ圧縮機のピンスライド機構のスライダを示す斜視図である。

図９において、ピン機構５は、スライダ５ａを、その中心に固定ピン５ｓを通したうえで、固定ピン５ｓの下方段差部とスライダフランジ５ｂとの間に挟み込むことにより、偏心シリンダ穴２ｂ（図６参照）の底面に、ピン軸を中心に回転自在な形で設置したものである。

スライダ５ａは、拡大すると、図１０に示す構成を有する。

スライダ５ａの側面であるスライダカット面５ａ１は、スライド溝３ｂ（図５参照）に対して隙間嵌合する。そして、スライダ５ａのスライダ軸穴５ａ２と固定ピン５ｓも、隙間嵌合する。これらの嵌合により、滑り軸受が形成される。

これにより、ピン機構５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にかかり、さらに、スライダ軸穴５ａ２から固定ピン５ｓにかかる。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。よって、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得られる。スライダカット面５ａ１には、一端からもう一端にわたって貫通したスライダグルーブ５ａ３、スライダ先端面５ａ５には、スライダ軸穴５ａ２に設けるスライダ軸穴溝５ａ７と繋がるスライダ横貫通穴５ａ６を開口させる。

ところで、スライド溝３ｂ（図５参照）は、油で満たされている。このため、後述の図１１に示すピン機構５（要部は図９及び１０のスライダ５ａである。）は、スライド溝３ｂを仕切りながらスライド溝３ｂ内の油中を往復動することになる。これにより、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空間から他方の空間へ向かって、スライダグルーブ５ａ３内を油が流れる。同様に、スライダ軸穴溝５ａ７を途中に介するスライダ横貫通穴５ａ６を油が流れる。

これにより、スライド溝３ｂ内の油圧縮を緩和するとともに、摺動部であるスライダカット面５ａ１及びスライダ軸穴５ａ２の潤滑が改善して摩擦損失が低減し、圧縮機効率が向上するという効果が得られる。

さらに、スライダ横貫通穴５ａ６やスライダグルーブ５ａ３の数を増加させると、油圧縮を一層緩和するとともに、潤滑性を向上できるという効果が得られる。

固定ピン５ｓは、図９に示すように、偏心シリンダ穴２ｂ（図８参照）の穴底にピン固定穴２ｘをあけ、固定ピンフランジ部５ｓ１を１本以上のピン固定ねじ５ｓ８によって固定配置されている。ピン機構５は、旋回ピストン３のスライド溝３ｂとともにピンスライド機構を構成し、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。

つぎに、圧縮部の構成及び動作について、図２、３、１１、１５及び１６を用いて説明する。

図１１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１１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１５は、図１１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１６は、後述するバイパスフラッパ弁２２（図２８）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１１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。

圧縮部の動作については、図１１、１５及び１６（ともに図１のＢ−Ｂ断面よりもわずかに下方の断面）に示すとおりである。

図１１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、圧縮部の動作については、原理的に異なるものではない。

以下、本発明の特徴に関連する内容について説明する。

図１１に示すように、圧縮動作の途中においては、旋回ピストン３の２つのピストン偏心円柱先端面３ｅ（図２参照）に各々隣接して作動室が２つ形成されるが、クランク角０ｄｅｇの場合は、一方の作動室が容積０となり、他方の作動室が最大の容積となる状態である。すなわち、容積０となる作動室は、吐出行程が完了する吐出室１０５または吸込行程を開始する吸込室９５であり、容積が最大となる作動室は、吸込行程が完了した吸込室９５または圧縮行程を開始する圧縮室１００である。

ところで、クランクシャフト６の回転方向とローリングシリンダ１の回転方向とは同一の方向である。本実施例では、ともに時計方向に回転する場合としている（図２及び３にローリングシリンダ１の回転方向を示す矢印を記載）。

図３に拡大して示す吸込路２ｓ（吸込流路）は、ローリングシリンダ１がクランク角０ｄｅｇの状態から時計回りに回転する過程で、容積０の作動室（旋回ピストン３の左側作動室）が吸込行程を行うように設けられている。

具体的には、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（図１３参照）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及び吸込溝屈折部２ｓ２ｋと静止シリンダ２の上面とを繋ぐように、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及び吸込穴２ｓ１を設けることにより、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。

そして、ローリングシリンダ１が時計回りに更に回転すると、容積が最大となった作動室は、圧縮室１００として圧縮行程を行うべく、吐出流路の吐出室寄り区間である吐出路２ｄ（吐出穴２ｄ１及び吐出溝２ｄ２）にも、吸込流路の吸込室寄り区間である吸込路２ｓ（吸込穴２ｓ１と吸込溝２ｓ２）にも通じない密閉状態となる。すなわち、固有圧縮行程に移行する。

そして、本実施例においては、吐出路２ｄは、圧縮室１００の容積が吸込行程完了時の吸込室９５の容積÷２．２まで縮小して作動流体が昇圧した時に吐出路２ｄが連通を開始する位置に設けられている（図１６参照）。すなわち、固有容積比が２．２の場合を示している。また、その時から、圧縮室１００は、常時吐出室１０５となり、吐出路２ｄは、固有吐出行程の全期間で吐出室１０５と連通するように設けられている。すなわち、吐出路２ｄは、吐出室１０５の容積が０となる固有吐出行程の完了時に吐出路２ｄが吐出室１０５から外れるような位置と大きさに設けられる（図２及び図１５参照）。なお、この固有容積比は、この数値に限定されるものではなく、圧縮機として圧縮及び吐出の機能が得られればよい。この結果、吐出弁を設けること無く、昇圧した作動流体を圧縮部の上方へ出すことができるため、吐出流路抵抗を低減でき、高い圧縮機効率を実現できるという効果がある。

ここで、圧縮部には、給油ポンプ２００により給油縦穴６ｂへ送り込まれた油が、いくつかの流路で供給される。

一つは、給油縦穴６ｂの最上部の開口部から、クランクシャフト６と旋回軸受２３と旋回ピストン３とで囲まれたシャフト偏心端部空間１１５を経て、スライド溝３ｂとピン機構５とから成るピンスライド機構へ給油する流路がある。その油の一部は、ピストン上面３ｄやピストンカット面３ｃが摺動する隙間の潤滑やシールを行いながら、作動室へ流入し、摺動部の摩擦損失や内部漏れを低減して圧縮機効率を向上させる効果を奏する。

作動室へ流入した油は、作動室内の作動流体と混ざり、吸込や圧縮や吐出行程中に作動流体が漏れた際に漏れ流路内に油膜を形成して、内部漏れを抑制し、圧縮機効率を向上させる。そして、それらの油は、作動流体とともに、圧縮部の上部へ吐出する。

しかし、ピンスライド機構へ供給された油の大半は、シャフト偏心端部空間１１５から直接流れ込む油と合流して、偏心給油溝６ｈを通り、旋回軸受２３を潤滑しつつ、背圧室１１０へ入る。

また、給油下主横穴６ｆを通って下主軸受２４ｂを潤滑しつつ給油主軸溝６ｋへ至る流路と、給油上主横穴６ｅ及び給油主軸溝６ｋで上主軸受２４ａを潤滑する流路とが給油主軸溝６ｋで合流して、つば受け切欠き４ｃ１や給油主軸溝６ｋのシャフトつば部６ｃ下面部を通って背圧室１１０へ至る流路がある。この場合、油は、シャフトつば部６ｃとつば受面４ｃとの間（クランクシャフト６のスラスト軸受部）も潤滑する。

以上のようにして、給油縦穴６ｂを上昇する油の多くが背圧室１１０へ流入する。そして、その油は、背圧室１１０のベッド面４ｄのベッド放射溝４ｅを通って、ベッド背圧室１１０ａへ流入後、油排出路４ｘによって圧縮部下部へ出る。

ところで、吐出室１０５から作動流体を吐出させる流路が吐出穴２ｄ１だけの場合、固有吐出行程へ至る前に、圧縮室１００内の圧力が吐出圧以上となる過圧縮が生じる。よって、ＲＣ圧縮機が消費するエネルギー量が増大して圧縮機効率が低下する。

そこで、吐出穴２ｄ１のバイパスとなるバイパス穴を設け、圧縮室１００内の圧力が吐出圧を超えた場合だけ開口するように弁を途中に設置する。このようなバイパス弁流路として、バイパスリード弁２１（図１２参照）を設置した最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１及び高圧側均一壁バイパス穴２ｅ２（図１５及び１６参照）を設ける。

これにより、運転圧力比が固有容積比よりも小さい条件（過圧縮条件）で運転する場合、過圧縮を効果的に抑制できるため、圧縮機効率が向上するという効果がある。特に、設置する位置を、後で説明する箇所とした結果、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１が圧縮室１００に開口する回転角期間（ローリングシリンダ回転角期間）が拡大し、２個のバイパス弁流路が圧縮室１００に開口する回転角期間（ローリングシリンダ回転角期間）が増大する。これにより、バイパス弁流路の流路抵抗が大幅に低減して、過圧縮が一層抑制でき、圧縮機効率が一層向上するという効果を奏する。

また、本実施例では、図１５から分かるように、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１を吸込室９５から開口する位置に設けている。これにより、運転起動時などで、液化した作動流体が吸込室９５へ流れ込んで液圧縮を起こしても、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１が液を排出する流路として作用する。よって、液圧縮を確実に回避してＲＣ圧縮機の損傷確率を低減できるため、ＲＣ圧縮機の信頼性を向上させるという効果を奏する。

以上のように、本実施例では、固有圧縮行程開始直前（吸込行程終了直前）期間及び固有圧縮行程終了直後（固有吐出行程開始直後）期間も追加した固有圧縮行程を拡大した期間の圧縮室１００（厳密には、固有圧縮行程開始直前期間では吸込室９５、固有圧縮行程終了直後期間では吐出室１０５）にバイパス弁流路を設置した構成となる。

また、バイパス弁流路の形状を円形状とするため、穴加工が容易となり、製造コスト低減という効果もある。

ところで、バイパスリード弁２１は、図１２に示すとおり、リード弁座２１ｃにリード弁板２１ａを載せ、リードリテーナ２１ｆとともに、リード弁ねじ２１ｇで固定して構成される。非常に単純な構成であるため、製造コスト低減効果がある。

つぎに、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１の設置位置について、図１７（図１６のＮ１部拡大図）を用いて説明する。ここで、図１７内のハッチングは、断面を示さずに、いろいろな領域を区別するために用いる。また、太い二点鎖線は、圧縮行程開始時（図１５）の旋回ピストン３とシリンダ溝の外形線を示している。さらに、紙面よりも手前にある最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１（高圧側均一壁バイパス穴２ｅ２や吐出路２ｄも同様）を便宜的に波線で示している。

図１７は、シリンダ端面である偏心シリンダ穴２ｂ底面への各要素の投影図とみなすこともできるため、適宜、投影図という見方も加えて説明を行う。さらに、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１（高圧側均一壁バイパス穴２ｅ２も同様）は、垂直な穴であるため、破線で示す最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１（高圧側均一壁バイパス穴２ｅ２も同様）は、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１（最低圧口）の作動室側開口部である最低圧バイパス口の位置と一致する。よって、最低圧口の中心（「最低圧口中心」ともいう。）は、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１を表す円の中心となる。

なお、図１７においては、静止シリンダ２及び旋回ピストン３は、時計回りの方向に回転する。また、以下の説明において用いる「投影図形」という用語は、図１７に示す旋回ピストン、ローリングシリンダ、シリンダ溝等の上面が、圧縮部の中心軸に垂直であることを前提としている。「先進側」とは、回転方向に先導する部位を表す。一方、「後進側」とは、回転方向に遅れて通過する部位を表す。

図１７においては、最低圧口の中心である最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１の円の中心は、シリンダ溝１ｃの回転先進側側面の投影図形であるシリンダ先進側線と、シリンダ先端面のシリンダ底面への投影図形であるシリンダ先端線との、接続点であるシリンダ先進隅点からローリングシリンダの回転中心を繋ぐ線分である先進半径線の回転先進側領域（４５度左下がりのハッチング領域）に設けている。

これにより、シリンダ溝１ｃの後進側側面から離れた位置に最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１を設置できるため、圧縮室１００に開口する回転角期間を長くとることができる。これにより、高圧側均一壁バイパス穴２ｅ２とともに両方のバイパス穴が開口する回転角期間を延ばすことができる。よって、過圧縮条件における過圧縮などの吐出圧の過大な上昇を緩和できるため、圧縮機効率を向上させる効果がある。

さらに、図１７においては、最低圧口中心である最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１の円の中心は、シリンダ溝１ｃの回転先進側側面の投影図形であるシリンダ先進側線が最低圧口中心を通る際、圧縮室１００を区画する旋回ピストン３の先端面であるピストン偏心円柱先端面３ｅの投影図形であるピストン先端線より外周側領域（７５度右下がりのハッチング領域）に設けている。仮に、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１の円の中心が、シリンダ先進側線が最低圧口中心を通る際にピストン先端線よりも内側領域に入っていると、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１が圧縮室１００へ開口した時には、既に旋回ピストン３が開口部にかかるか近づいていることになるため、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１の圧縮室１００へ開口する回転角期間を長くとることができない。よって、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１の円の中心が、シリンダ先進側線が最低圧口中心を通る際にピストン先端線よりも外側領域に入る位置に設けることで、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１が圧縮室１００に開口する回転角期間を長くとることができる。

これにより、先進半径線の回転先進側領域に設ける場合と同様の理由で、圧縮機効率を向上させる効果がある。

さらに、最低圧口の中心である最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１の円の中心は、シリンダ溝１ｃの回転後進側側面の投影図形であるシリンダ後進側線（図示していない）と圧縮行程開始時のシリンダ先進側線との交点に、ピストン先端線が重なる重畳点を中心とする旋回直径を半径とする領域（１５度左下がりのハッチング領域）に設けている。この重畳点は、シリンダ後進側線とピストン先端線の交点との軌跡（図１７の最も太い実線）と、圧縮行程開始時におけるシリンダ先進側線と、の交点と考えることもできる。図１７において、圧縮行程の途中にあるピストン先端線の端部（図中実線で示すピストン先端線の右端）は、当該軌跡と重なっている。

なお、シリンダ後進側線は、シリンダ先進側線と対となっている線である。

以上より、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１を圧縮行程開始時におけるシリンダ先進側線の近傍に設けることにより、圧縮室１００の形成開始時に近いところで開口することになる。よって、圧縮室１００が形成される前の吸込室９５では、開口期間を短くできるため、逆に、圧縮室１００に開口する回転角度期間を延ばすことになる。

ところで、最低圧口の中心である最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１の円の中心が、ローリングシリンダ１の回転中心であるシリンダ回転軸に近づくほど、旋回ピストン３で隠されない限り、シリンダ溝１ｃの角度間隔が増大する。よって、重畳点の付近に設けた最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１は、シリンダ回転軸側から押し寄せてくる旋回ピストン３で隠されないぎりぎりの中央寄りで、シリンダ溝１ｃ全幅で圧縮室１００に開口することになる。

以上より、重畳点の近くに最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１を設けることにより、極めて長い回転角度期間で、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１を圧縮室１００に開口できる。これにより、上述の場合と同様の理由で、圧縮機効率を非常に向上させる効果がある。

さらに、最低圧口である最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１を、その少なくとも一部が圧縮行程開始時のシリンダ先進側線の回転後進側領域（４５度右下がりのハッチング領域）に含まれるように設けている。これにより、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１が吸込室９５にも開口する。よって、運転起動時などで、液化した作動流体が吸込室９５へ流れ込んで液圧縮を起こしても、最低圧均一壁バイパス穴２ｅ１が液を排出する流路として作用する。よって、液圧縮を確実に回避してＲＣ圧縮機の損傷確率を低減できる。これにより、ＲＣ圧縮機の信頼性を向上させるという効果が得られる。

本実施例は、ローリングシリンダのシリンダ溝外周壁の厚さを不均一なものとした例である。

図１８は、ローリングシリンダの上面図である。

図１９は、旋回ピストンの上面図である。

図２０は、ローリングシリンダと旋回ピストンとが組み合わさって吸込行程開始時の作動室（吐出行程から吸込行程へ移行する容積が０の作動室）と圧縮行程開始時の作動室（吸込行程から圧縮行程へ移行する最大容積の作動室）とが共存する図１１のクランク角０度の拡大図である。

図２１は、一つの作動室が圧縮行程から吐出行程に移行する図１１のクランク角１８０度と２２５度の間の拡大図である。

図２０及び２１の横断面のすぐ上にある吸込溝２ｓ２と吐出溝２ｄ２と最低圧不均一壁バイパス穴２ｅ３とは、便宜的に破線で図示している。

図２２は、最低圧不均一壁バイパス穴２ｅ３が開口している図２１のＮ２部の拡大横断面図である。

図１９に示すように、本実施例においては、旋回ピストン３の２つの先端面は、中心軸を同一とするピストン円柱先端面３ｘとしている。これに対応して、図１８に示すように、シリンダ溝外周壁の厚さは、周方向の両端側へ向かうにつれて増大する不均一壁１ｘとしている。これ以外の構成は、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。

旋回ピストン３は、旋回軸受穴３ａと同軸であり、先端面であるピストン円柱先端面３ｘを加工した上で、ピストンカット面３ｃを加工すればよい。よって、旋回軸受穴３ａとピストン円柱先端面３ｘが同一チャッキングによる旋盤加工により、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、シリンダ溝外周壁には、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、シリンダ溝外周壁の厚さが、周方向の両端側へ向かうにつれて増大する不均一壁１ｘとなる。このため、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となる。これにより、ガス荷重による変形が抑制され、シリンダ溝外周壁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、図２２に示すように、ピストン先端線のシリンダ後進側線との交点における接線が、ローリングシリンダ１の外周面であるシリンダ外周面１ｓの投影図形であるシリンダ外周線のシリンダ後進側線の延長線との交点における接線に比べて、実施例１よりもシリンダ後進側線の向きに近づいている。すなわち、圧縮室１００の形状が、シリンダ後進側線の近傍で中央に切れ込んでいる。

これにより、ピストン先端線が近づいてからも、開口部が閉じにくくなり、閉じ始めから全閉に至るまでの回転角期間が長くなる。そのため、最低圧不均一壁バイパス穴２ｅ３の圧縮室１００へ開口する回転角度期間が一層長くなり、一個で、全固有圧縮行程における圧縮室１００と吐出空間を繋ぐことが可能となる。よって、バイパス弁流路の数を少なくできるため、加工コストを低減するという効果がある。この効果は、バイパス弁流路の数を減らさないで、複数のバイパス弁流路が開口する回転角度期間を延ばすことに用いることもできる。この場合には、過圧縮を含む吐出圧の余分な上昇を抑制できるため、圧縮機効率を向上できるという効果がある。

本実施例も、ローリングシリンダのシリンダ溝外周壁の厚さを不均一なものとした例である。

図２３は、ローリングシリンダの上面図である。

本図に示すように、長穴形成壁１ｙの内側は、上方から見ると、半円形状である。

図２４は、旋回ピストンの上面図である。

本図に示すように、ピストン半円柱先端面３ｙは、上方から見ると、半円形状である。

図２５は、これらのローリングシリンダと旋回ピストンとが組み合わさって吸込行程開始時の作動室（吐出行程から吸込行程へ移行する容積が０の作動室）と圧縮行程開始時の作動室（吸込行程から圧縮行程へ移行する最大容積の作動室）とが共存する図１１のクランク角０度の拡大図である。

図２６は、一つの作動室が圧縮行程から吐出行程に移行する図１１のクランク角１８０度と２２５度の間の拡大図である。

図２５及び図２６の横断面のすぐ上にある吸込溝２ｓ２と吐出溝２ｄ２と最低圧長穴形成壁バイパス穴２ｅ４とは、便宜的に破線で図示している。

図２７は、最低圧長穴形成壁バイパス穴２ｅ４が開口している図２６のＮ３部の拡大横断面図である。

図２３に示すように、本実施例においては、シリンダ溝外周壁は、周方向の両端側へ向かうにつれて厚さが非常に増大する長穴形成壁１ｙとなるため、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となり、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。

また、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。

また、図２７に示すように、ピストン先端線のシリンダ後進側線との交点における接線がシリンダ後進側線に一致するため、ローリングシリンダ１の外周面であるシリンダ外周面１ｓの投影図形であるシリンダ外周線のシリンダ後進側線の延長線との交点における接線に比べて、究極的にシリンダ後進側線の向きに近づいているといえる。すなわち、圧縮室１００の形状が、シリンダ後進側線の近傍で究極的に中央に切れ込んでいる。

これにより、ピストン先端線が近づいてからも、開口部が極めて閉じにくくなり、閉じ始めから全閉に至るまでの回転角期間が極めて長くなる。そのため、最低圧長穴形成壁バイパス穴２ｅ４の圧縮室１００へ開口する回転角度期間がより一層長くなり、一個で、全固有圧縮行程における圧縮室１００と吐出空間を繋ぐことが余裕をもって可能となる。つまり、固有吐出行程の開始時（図２６）でも、最低圧長穴形成壁バイパス穴２ｅ４はほぼ全開状態となっている。よって、バイパス弁流路の数を少なくして加工コストを低減するとともに、過圧縮を含む吐出圧の余分な上昇を抑制できるため、圧縮機効率の向上も可能になるという効果がある。

なお、最低圧長穴形成壁バイパス穴２ｅ４は、スライド溝３ｂとは連通しないように配置する必要がある。スライド溝３ｂの圧力は、常に吐出圧となっているからである。

さらに、最低圧長穴形成壁バイパス穴２ｅ４に加えて、吐出溝２ｄ２の近くに高圧側長穴形成壁バイパス穴２ｅ５を設けることが望ましい。これにより、圧縮行程において最低圧長穴形成壁バイパス穴２ｅ４が閉じている期間においても、バイパス流路を確保することができる。

本実施例は、バイパス弁流路に設置したバイパス弁の変形例を示したものである。

図２８は、バイパス穴の縦断面付近（図１のＱ部）の拡大図である。なお、バイパス弁をフラッパタイプのバイパスフラッパ弁２２とする以外は、実施例１乃至３と同様であるため、図２８以外の箇所については説明を省略する。

本図においては、バイパスフラッパ弁２２は、フラッパ弁穴２２ｂの底に設けたフラッパ弁座２２ｃにフラッパ弁板２２ａを載せ、そのフラッパ弁板２２ａを、フラッパ弁ばね２２ｄを装着したフラッパストッパ２２ｅによりフラッパ弁座２２ｃに軽く押し付ける構造である。そして、フラッパストッパ２２ｅが持ち上がらないように、フラッパストッパ２２ｅをフラッパリテーナ２２ｆで押さえ、それをフラッパ弁ねじ２２ｇで静止シリンダ２へ固定している。これにより、各バイパス穴（２ｅ１、２ｅ２、２ｅ３、２ｅ４、２ｅ５）の長さが短くなるため、再膨張による損失が低減し、圧縮機効率が向上するという効果がある。

以下、本発明による効果についてまとめて説明する。

本発明によれば、最低圧バイパス口は、圧縮室が吐出流路及び最低圧バイパス口のいずれか一方に連通するため、圧縮行程における過圧縮を抑制することができる。

本発明によれば、最低圧バイパス口の少なくとも一部は、圧縮行程開始時のシリンダ先進側線の回転後進側領域に配置されているため、圧縮行程の開始時における液圧縮を回避することができる。

なお、最低圧バイパス口については、圧縮室が吐出流路及び最低圧バイパス口のいずれか一方に連通するように配置し、かつ、最低圧バイパス口の少なくとも一部が、圧縮行程開始時のシリンダ先進側線の回転後進側領域に位置するようにすることにより、過圧縮の抑制及び液圧縮の防止を両立することができる。

また、本発明によれば、最低圧バイパス弁流路の回転角期間（ローリングシリンダ回転角期間）を延ばすことができ、バイパス弁流路の設置個数を低減することができる。これにより、製作コストを低減することができる。また、バイパス弁流路の設置個数を低減することにより、流路が切り替わる際の乱流を抑制することができる。

場合によっては、バイパス弁の設置数を減少させずに、圧縮室に複数のバイパス弁流路が開口する回転角期間（ローリングシリンダ回転角期間）を拡大して、バイパス弁流路抵抗を低減することにより、過圧縮抑制効果を向上することができる。これにより、圧縮機効率を向上することができる。

さらに、バイパス弁設置数を減少させずに、吸込行程におけるバイパス弁流路の回転角期間（ローリングシリンダ回転角期間）を延ばして、液圧縮の回避を確実に行い、圧縮機の信頼性を向上することができる。

さらにまた、バイパス弁の設置数を減少させずに、固有吐出行程におけるバイパス弁流路の回転角期間（ローリングシリンダ回転角期間）を延ばして、吐出流路抵抗を低減し、圧縮機効率を向上することができる。

また、本発明によれば、バイパス弁流路の流路抵抗の低減や、主吐出流路と並列するバイパス弁流路の設置により、吐出圧の上昇を抑制できるため、圧縮機効率を向上することができる。さらに、吸込流路と並列するバイパス弁流路の設置により、液圧縮を回避できるため、圧縮機の信頼性を向上することができる。

１：ローリングシリンダ、１ａ：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、１ｓ：シリンダ外周面、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、２ｄ１：吐出穴、２ｄ２：吐出溝、２ｅ１：最低圧均一壁バイパス穴、２ｅ２：高圧側均一壁バイパス穴、２ｅ３：最低圧不均一壁バイパス穴、２ｅ４：最低圧長穴形成壁バイパス穴、２ｅ５：高圧側長穴形成壁バイパス穴、２ｇ：シリンダ外周隙間、２ｍ：シリンダ外周溝、２ｓ：吸込路、２ｓ１：吸込穴、２ｓ２：吸込溝、２ｓ２ｋ：吸込溝屈折部、２ｗ：静止シリンダ上部壁、２ｗ１：上部壁溝、２ｘ：ピン固定穴、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、３ｅ：ピストン偏心円柱先端面、３ｆ：ピストン下面、３ｘ：ピストン円柱先端面、３ｙ：ピストン半円柱先端面、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、５ａ３：スライダグルーブ、５ａ５：スライダ先端面、５ａ６：スライダ横貫通穴、５ａ７：スライダ軸穴溝、５ｂ：スライダフランジ、５ｓ：固定ピン、５ｓ１：固定ピンフランジ部、５ｓ８：ピン固定ねじ、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：給油上主横穴、６ｆ：給油下主横穴、６ｇ：給油副横穴、６ｈ：偏心給油溝、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、２１：バイパスリード弁、２１ａ：リード弁板、２１ｃ：リード弁座、２１ｆ：リードリテーナ、２１ｇ：リード弁ねじ、２２：バイパスフラッパ弁、２２ａ：フラッパ弁板、２２ｂ：フラッパ弁穴、２２ｃ：フラッパ弁座、２２ｄ：フラッパ弁ばね、２２ｅ：フラッパストッパ、２２ｆ：フラッパリテーナ、２２ｇ：フラッパ弁ねじ、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、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、２００：給油ポンプ、２１０：ロータカップ、２２０：ハーメチック端子、２３０：吐出カバー。

Claims (10)

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、前記駆動伝達部及び前記フレーム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、
   前記静止シリンダには、吸込流路、吐出流路及びバイパス弁流路が設けられ、
   前記圧縮部には、前記往復運動により、吸込室、圧縮室及び吐出室が形成され、
   前記バイパス弁流路のうち、前記圧縮部に形成される圧縮室が最も低い圧力の状態で繋がる最低圧バイパス弁流路の開口部である最低圧バイパス口は、前記圧縮室が、前記吐出流路の開口部又は前記最低圧バイパス口の少なくとも一方と臨むように配置され、
   前記最低圧バイパス口は、その図心である最低圧口中心が、圧縮行程開始時における前記圧縮室のシリンダ先進隅点と前記ローリングシリンダの回転中心とを繋ぐ線分である先進半径線の回転先進側領域に配置されている、ローリングシリンダ式容積型圧縮機。
2. 前記圧縮室のシリンダ先進側線が前記最低圧バイパス口の図心である最低圧口中心を通過する時、前記最低圧口中心が、前記圧縮室を区画する前記旋回ピストンのピストン先端線より前記圧縮室のシリンダ先端線の側に離れた位置となるように、前記最低圧バイパス口が配置されている、請求項１記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
3. 前記最低圧口中心は、前記圧縮室のシリンダ後進側線と前記ピストン先端線との交点の軌跡と、前記圧縮行程開始時における前記シリンダ先進側線との交点である重畳点を中心とし旋回直径を半径とする領域に配置されている、請求項２記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
4. 前記最低圧バイパス口の少なくとも一部は、前記圧縮行程開始時の前記シリンダ先進側線の回転後進側領域に配置されている、請求項３記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
5. 前記旋回ピストンのピストン先端面は、前記ピストン先端線の前記シリンダ後進側線との交点における接線が、前記ローリングシリンダの外周面であるシリンダ外周面の投影図形であるシリンダ外周線の前記シリンダ後進側線の延長線との交点における接線よりも、前記シリンダ後進側線の向きに近づくように形成されている、請求項４記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
6. 前記旋回ピストンの２つのピストン先端面は、１つの円柱の中心軸を共有し、前記円柱の側面を構成する、請求項５記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
7. 前記旋回ピストンの２つのピストン先端面はそれぞれ、半円柱の側面形状を有する、請求項５記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
8. 前記最低圧バイパス口は、円形状である、請求項１乃至７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。
9. 前記バイパス弁流路は、２つ設けられている、請求項１乃至７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。
10. 前記バイパス弁流路は、１つ設けられている、請求項１乃至７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。

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