JPH10259701A

JPH10259701A - 容積型流体機械

Info

Publication number: JPH10259701A
Application number: JP9066075A
Authority: JP
Inventors: Shiyunichi Mitsuya; 俊一三津谷; Hirokatsu Kosokabe; 弘勝香曽我部; Masahiro Takebayashi; 昌寛竹林; Koichi Inaba; 恒一稲場; Hiroaki Hatake; 裕章畠; Kenji Tojo; 健司東條
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1997-03-19
Filing date: 1997-03-19
Publication date: 1998-09-29
Anticipated expiration: 2017-03-19
Also published as: EP0866226B1; EP0866226A1; SG74618A1; US6179593B1; CN1193699A; TW386135B; ES2208987T3; MY118187A; DE69820320D1; JP3924834B2; DE69820320T2; KR100266949B1; CN1166861C; KR19980080060A

Abstract

(57)【要約】前記旋回ピストン側壁面と前記シリンダ内壁面で複数の
作動室が形成されるように構成し、どうのような動作状
態においてもこれら作動室のうち前記作動流体を吸入す
る空間の間に前記作動流体を圧縮（吐出）する空間が形
成され、前記作動室と連通し前記旋回ピストンを軸方向
から挟み込む端板に形成した吸込口または吐出口と対向
する端板のそれぞれの部位に穴部を備えることにより、
作動室内部の圧力バランスを安定させるとともに吐出行
程時の流体損失を大幅に低減でき、高効率、高信頼性な
容積型流体機械を提供する。【課題】旋回ピストン壁面とシリンダ内壁面で複数の作
動室が形成されるように構成された容積型流体機械にお
いて、作動室内部のピストン上下端に作用する圧力分布
がアンバランスになり旋回ピストンの不安定挙動が発生
し信頼性が低下するという課題を解決した容積型流体機
械を提供すること。【解決手段】吸込口ならびに吐出口に対向する部位に穴
部を設けることにより達成される。

Description

【発明の詳細な説明】

【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、特に容積型流体機械に関する。

【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
報に提案されている。ここに提案されている容積型流体
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、このピストンの
中心シリンダの中心を一致させたとき、ピストン外周と
シリンダ内周との間に旋回半径分の隙間が形成されるよ
うな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】上記特開昭５５−２３
３５３号公報に示された容積型流体機械は、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、運転時のピストンの挙動が
不安定になり、振動・騒音の増大、作動流体の漏れが増
大し性能が低下するといった問題がある。

【０００９】また、吸込行程ならびに吐出行程時の通路
面積は、圧縮作動室内部の吸込口ならびに吐出口と旋回
ピストンで囲まれる部位になるが、ピストンの軸回転角
によりその面積が可変するため、必要十分な吸込通路な
らびに吐出通路が確保されにくく性能が低下するといっ
た問題もあった。

【００１０】本発明の目的は、旋回ピストンの安定挙動
を確保し性能および信頼性向上が図れる容積型流体機械
を提供することにある。

【００１１】

【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
れた容積型流体機械において、前記旋回ディスプレーサ
を前記端板間で潤滑油を介して旋回させる手段を備える
ことにより達成される。

【００１２】さらに詳しくは、上記旋回ディスプレーサ
を前記端板間で潤滑油を介して旋回させる手段として、
前記ディスプレーサの前記端板対向面に潤滑油を供給す
る手段と、前記吸入ポートが形成された端板に対向する
端板の前記吸入ポートに対向する位置に形成された穴部
と、前記吐出ポートが形成された端板に対向する端板の
前記吐出ポートに対向する位置に形成された穴部のうち
少なくとも一方の穴部とを備えることにより達成され
る。

【００１３】

【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から図３を用いて説明す
る。図１は本発明に係る圧縮要素の平面図、図２は図１
の圧縮要素の圧縮動作を示す平面図、図３は図１の圧縮
要素を備えた密閉型圧縮機の縦断面図、図４は図２の圧
縮要素部拡大断面図、図５は圧縮要素部の斜視図であ
る。

【００１４】図１の圧縮要素１は、同一輪郭形状が３組
組み合わされた３条ラップを示している。シリンダ２の
内周形状は、左巻き状の中空部２ａ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。
この個々の左巻き状をした中空部２ａの端部には、内方
に向かって突出する複数（この場合は３つ）のベ−ン２
ｂを有する。旋回ピストン３は、このシリンダ２の内側
に配設されシリンダ２の内周壁２ｃ（ベーン２ｂよりも
曲率が大きい部分）及びベ−ン２ｂと噛み合うように構
成されている。なお、シリンダ２の中心ｏ’と旋回ピス
トン３の中心ｏを一致させると、両者の間には一定幅
（旋回半径）の隙間が形成される。

【００１５】また、記号ａ，ｂ，ｃ，ｄ，ｅ，ｆはシリ
ンダ２の内周壁２ｃ及びベ−ン２ｂと旋回ピストン３の
噛み合いの接点を表す。ここで、シリンダ２の内周壁２
ｃ輪郭形状は、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が、このうちの１箇所に着目する
と、内周壁２ｃ、ベ−ン２ｂを形作る曲線を、厚みのあ
る一つの渦曲線（ベーン２ｂの先端を渦の巻始めと考え
る）とみることができ、その外壁曲線（ｇ−ｈ）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）の渦曲線で、うち内壁曲線（ｈ−ｉ）は巻き
角がほぼ３６０°の渦曲線である。そして、上記１箇所
の内周壁２ｃ輪郭形状は、外壁曲線、内壁曲線から形成
されている。これら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曲線（例え
ば、ｉ−ｊ）で結ぶことによって、シリンダの内周輪郭
形状が構成されている。旋回ピストン３の外周壁３ａ輪
郭形状も上記シリンダ２と同じ原理で構成されている。

【００１６】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、不当ピッチでもよい。

【００１７】さて、このように構成されたシリンダ２と
旋回ピストン３による圧縮動作を図２を用いて説明す
る。４ａは吸入ポートであり、５ａは吐出ポートであ
り、夫々３箇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３が固定側であるシリンダ
２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３の中心ｏ周
りに複数の作動室７（シリンダ２内周輪郭（内壁）と旋
回ピストン３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。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５ａ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個の作動室が形
成される。すなわち、ベーンの数と同じ数の作動室が形
成されることとなる。例えば、ベーンの数（条数）が４
である場合、上記と同様の考え方で形状を決めるとやは
り作動室は４個形成される。すなわち、各条に一つの作
動室が形成されることで、圧縮による圧力が全て中心部
に向かうため、片当たりなどが少なくなると云う利点を
有する。この条数と作動室数との関係についての詳細は
後述する。

【００１８】図２において、接点ｃと接点ｄで囲まれハ
ッチングが施された１つの作動室７（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７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４ａからこの作動室
７への作動流体の吸入が終了した状態である。この状態
から９０°駆動軸６が時計方向に回転した状態が図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７はその容積を縮少し、吐出ポ
−ト５ａは吐出弁８（図３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７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８が自動的に開き、圧縮された作動流体は
吐出ポ−ト５ａ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。

【００１９】以上説明したように、連続的な圧縮動作と
なる作動室７が旋回ピストン３の中心部に位置する駆動
軸６の周りにほぼ等ピッチで分散して配設され、各作動
室７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３
６０°ではあるが、本実施形態の場合３個の作動室７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回作動流体
を吐出することになる。このように作動流体の吐出脈動
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。さて、圧縮動作を終了した瞬間
の空間（接点ｃとｄによって囲まれた空間）を一つの空
間として見做すと、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。

【００２０】次に、このような形状をした旋回型の圧縮
要素１を組み込んだ圧縮機を図３から図５を用いて説明
する。図３において、旋回型の圧縮要素１は、上記詳述
したシリンダ２及び旋回ピストン３に加えて、旋回ピス
トン３の中心部の軸受部３ｂに偏心部６ａが嵌合して旋
回ピストン３を駆動する駆動軸６、前記シリンダ２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４と副軸受５、前記主軸受４に形成された吸
入ポ−ト４ａ、前記副軸受５に形成された吐出ポ−ト５
ａ、この吐出ポ−ト５ａを開閉するリ−ド弁形式（差圧
で開閉する）の吐出弁８を有する。前記旋回ピストン３
は、駆動軸６の偏心部６ａにより旋回半径εだけずれて
シリンダ２の内周壁２ｃへと噛み合わされている。ま
た、９は主軸受４端面に取り付けられた吸込室１０を形
成するための吸込カバ−、１１は副軸受５端面に取り付
けられた吐出室１２を形成するための吐出カバ−であ
る。

【００２１】電動要素１３は、固定子１３ａと回転子１
３ｂからなり、回転子１３ａ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１３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。

【００２２】１４は密閉容器１５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。１
６は吸入パイプ、１７は吐出パイプ、７はシリンダ２の
内周壁２ｃ及びベ−ン２ｂと旋回ピストン３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１２はＯリング（図示せず）等のシ−ル部材により密
閉容器１５内の圧力と区画されている。

【００２３】また、密閉容器１５の底部に貯留されてい
る潤滑油１４には、高圧の吐出圧力が作用するため、遠
心ポンプ作用により潤滑油１４に浸接している駆動軸６
の下端部側から駆動軸６内部に形成された給油孔（図示
せず）へと導かれ、駆動軸６に形成した給油孔６ｂや給
油溝６ｃを介して、主軸受４や副軸受５ならびに作動室
７等の各摺動部へと供給され、摺動部の潤滑ならびに作
動室７間のシール性を向上させる役目をする。

【００２４】電動要素１３の回転子１３ｂの前後端部な
らびに駆動軸６の下端部には、バランサ１８がそれぞれ
設けてあり、回転時の不釣り合い量を完全に相殺してい
る。さらに、吐出カバー１１の下端部には、駆動軸６の
下端部に取り付けたバランサ１８の回転による潤滑油の
攪拌抵抗を低減するためのオイルカバー１９が備えてあ
る。以上の構成により、縦置き型の密閉型圧縮機を構成
している。

【００２５】作動流体（冷媒）の流れを図４により説明
する。図中に矢印で示すように、吸入パイプ１６を通っ
て密閉容器１５に入った作動流体は、主軸受４の端面に
取り付けられた吸込カバ−９内の吸込室１０に入り吸入
ポ−ト４ａを通って圧縮要素１に入り、ここで駆動軸６
の回転によって旋回ピストン３が旋回運動を行い作動室
７の容積が縮少することにより圧縮される。圧縮された
作動流体は、副軸受５形成された吐出ポ−ト５ａを通り
吐出弁８を押し上げて吐出室１２内に入り、副軸受５、
シリンダ２、主軸受４ならびに吸込カバー９それぞれに
形成され前記吐出室１２と連通する吐出口５ｂ、２ｄ、
４ｂ、９ａから電動要素２側の空間へと導かれ前記電動
要素２を冷却した後、吐出パイプ（図示せず）から圧縮
機外部へと放出される。

【００２６】図５は、図４の旋回型圧縮要素部の斜視図
である。主軸受４には、その中央部に駆動軸を軸支する
主軸受部４ｃと、前記主軸受部４ｃの中心に対して円周
上に等ピッチで配置された吸込ポート４ａが３箇所形成
されている。更に、副軸受５に形成されている吐出ポー
ト５ａと対向する位置には、前記吐出ポート５ａとほぼ
同径で座ぐり穴状の均圧孔４ｄが主軸受部４ｃの中心に
対して円周上に等ピッチで３箇所形成されている。４ｅ
はシリンダ２および副軸受５を固定するためのネジ穴で
あり、４ｆはシリンダ２のベーン２ｂ部を固定するため
のネジ穴である。また、主軸受４の外周部には油戻しの
ための切り欠き部４ｇが形成されている。４ｂは、副軸
受５に形成される吐出室１２と連通する吐出口である。

【００２７】シリンダ２は、主軸受４に取り付けられる
が、主軸受４に取り付けるための穴部２ｅとベーン２ｂ
部の径方向の変形を防止するために主軸受４に固定する
ための穴部２ｆがそれぞれ形成されている。副軸受５に
形成した吐出ポート５ａと当接するシリンダ２ｇの端面
には、傾斜流路２ｈが備えてある。さらに、外周部には
油戻しのための切り欠き部２ｉが形成されており、２ｄ
は、副軸受５に形成される吐出室１２と連通する吐出口
である。

【００２８】旋回ピストン３は、シリンダ２に挿入され
る。旋回ピストン３の中心部には駆動軸６の偏心部６ａ
が挿入される軸受部３ｂ、圧力連通孔３ｃが形成されて
いる。また、旋回ピストン３の上下端面には前記軸受部
３ｂから３箇所のベーン３ｄに添って油溝３ｅがそれぞ
れ形成されている。

【００２９】副軸受５には、その中央部に駆動軸６を軸
支する副軸受部５ｃと、前記副軸受部５ｃの中心に対し
て円周上に等ピッチで配置された吐出ポート５ａが３箇
所形成されている。主軸受４に形成されている吸込ポー
ト４ａと対向する位置には、前記吸込ポート４ａとほぼ
同径で座ぐり穴状の均圧孔５ｄが副軸受部５ｃの中心に
対して円周上に等ピッチで形成されている。５ｅは吐出
弁８を固定するためのネジ穴、５ｆは、シリンダ２のベ
ーン２ｂ部を主軸受４へと取り付けるための穴部、５ｇ
は副軸受５とシリンダ２を主軸受４へと固定するための
穴部である。外周部には油戻しのための切り欠き部５ｈ
が形成されている。５ｂは、副軸受５に形成される吐出
室と１２連通する吐出口である。

【００３０】上記の構成により、主軸受４ならびに副軸
受５に形成した均圧孔４ｄ、５ｄの配置により、吸込行
程時ならびに吐出行程時における主軸受４の端面と副軸
受５の端面とシリンダ２とで挟まれる空間に配置された
旋回ピストン３の上下端面へ作用する圧力が均一とな
り、圧縮機運転時の旋回ピストン３の安定挙動が得られ
る作用につき説明する。

【００３１】シリンダ２の内壁、旋回ピストン３の外壁
と共に、シリンダ２及び旋回ピストン３を両側から挟み
込む部材（本実施例では、軸受と端板を兼用した主軸受
４及び副軸受５）によって吸入・圧縮（吐出）空間が形
成されている。旋回ピストン３は、シリンダ２の内壁及
びこれら挟み込む部材によって形成された空間内を旋回
運動するのである。摺動について考えると、旋回ピスト
ン３の両端部と主軸受４の端板として機能する部分（図
５において主軸受４の旋回ピストン３に対向する面）及
び副軸受５の端板として機能する部分（図５において副
軸受５の旋回ピストン３に対向する面）との摺動が大き
く占める。

【００３２】ここの摺動が大きいと金属同士がこすれあ
って摩耗のため磨滅が激しくなり、この磨滅部分におい
て隣接する吸入空間と圧縮（吐出）空間同士がつながり
内部漏れが大きくなると云う問題や、金属同士が摺動す
ることによる機械損失が増大して全断熱効率が低下する
問題がある。

【００３３】この問題は、旋回ピストン３の端板と対向
する面に給油する給油手段を備えることにより解決され
る。すなわち、本実施例では、軸から給油される潤滑油
を旋回ピストン３の両端面に供給する油溝３ｅを備える
ことにより、旋回ピストン３が両端板と非接触で旋回運
動することが可能となり、隣接空間間のシール性を向上
させている。

【００３４】ところが、この油溝３ｅを備えただけで
は、旋回ピストン３とそれを挟み込む主軸受４ならびに
副軸受５の端面とが接触することが実験の結果判明し
た。このことを図４を用いて説明する。吐出ポート５ａ
では、作動室内の作動流体が外部圧力に抗して流出する
ため、外部から吐出ポート５ａを介して旋回ピストン３
を吐出ポート３の反対面に押しつけようとする力が作用
する。このため、旋回ピストン３は、この場合、主軸受
４の端面に押し付けられて片当たりしてしまう。

【００３５】また、吸入ポート４ａでは、外部から流れ
込んでくる作動流体の流れにより旋回ピストン３を、こ
の場合副軸受５の端面に押し付けようとする力が作用す
る。このため、旋回ピストン３は副軸受に押し付けられ
て片当たりしてしまう。

【００３６】この問題を解決するため本実施の形態で
は、主軸受４の副軸受５に形成されている吐出ポート５
ａと対向する位置に、吐出ポート５ａとほぼ同径で座ぐ
り穴状の均圧孔４ｄを設けた。これにより、吐出ポート
５ａを介して旋回ピストン３を押し付けようとする力
は、作動流体を媒体として均圧孔４ｄに入り込み均圧孔
４ｄ側からも旋回ピストン３を押し付ける力となって働
く。このため両力は相殺されて旋回ピストン３はいずれ
の端板にも接触せずに旋回運動することができる。この
ことは、吸入ポート４ａと対向する位置に設けられた均
圧孔５ｄについても同様である。なお、押し付け力とこ
れを相殺する力とを均衡させるため、均圧孔４ｄ，５ｄ
の径は、それぞれ吐出ポート５ａ、吸入ポート４ａと同
径とし、深さを均圧孔４ｄ（吐出ポート５ａに対向）よ
りも均圧孔５ｄ（吸入ポート４ａに対向）を深くした。

【００３７】この結果、旋回ピストン３はそれを挟み込
む主軸受４ならびに副軸受５の端面に対して、油膜を介
在させながらそれぞれ同じ軸方向隙間を保つことができ
るため、片当たり等による摩擦、摩耗を発生させず端板
との間に潤滑油を介在させて旋回ピストンを旋回させる
ことができるので油供給手段単独よりもより信頼性の高
い容積型圧縮機を提供することができる。また、旋回ピ
ストン３とシリンダ２の摺動部における径方向隙間も一
定に保つことができるので、高性能な容積型圧縮機の提
供が可能となる。実験の結果によると、両均圧孔がない
場合に比べ全断熱効率が６％向上した。

【００３８】また、前記均圧孔４ｄ、５ｄの配置により
吸込ならびに吐出通路が確保され、吸込行程時ならびに
吐出行程時の流体損失を低減でき、容積型圧縮機の高効
率化が可能となる。以上説明した油供給溝及び均圧孔の
作用効果は、下記する実施例においても同様である。本
実施例では、吐出ポート５ａ及び吸入ポート４ａの夫々
に均圧孔を設けるようにしたが、いずれか一方を設けて
もその効果はある。

【００３９】さらに、シリンダ２の吐出ポート５ａ近傍
のベーン２ｂ部には傾斜流路２ｈを配置しているので、
吐出行程時における圧力損失ならびに流体損失を大幅に
低減でき、容積型圧縮機の性能向上を図ることができ
る。また、本実施例の圧縮要素１の吐出行程区間は、従
来のローリングピストン型より長いため、吐出行程時の
作動流体の流速が遅くでき、更なる圧力損失ならびに流
体損失（過圧縮損失）の低減が可能となり、高性能な容
積型圧縮機を提供することが可能となる。

【００４０】なお、本実施例においては、主軸受４なら
びに副軸受５にそれぞれ均圧孔４ｄ、５ｄを備えた場合
について説明したが、同一部材例えば主軸受側に吸込ポ
ートならびに吐出ポートが形成されている場合には、副
軸受のそれぞれのポートに対向する位置に均圧孔を配置
しても、上記と同等の効果が得られる。また、均圧孔は
寸法上の規定により、旋回ピストン３ならびにシリンダ
２に配置しても差し支えない。

【００４１】ここで前述の巻角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。

【００４２】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２）及び特開平６−２８０７５８号公報（文献
３）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２及び
文献３においては１５０゜である。

【００４３】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、ＩＩ
Ｉ、ＩＶで示す）の圧縮行程線図を図１６（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。

【００４４】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１７（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。

【００４５】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。

【００４６】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１６（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１７
（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。

【００４７】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。

【００４８】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１８
を用いて説明する。

【００４９】図１８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１８
（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１８
（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１８（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１８（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。

【００５０】また、本実施例の圧縮要素１は、吸込終了
（圧縮開始）から吐出終了までの軸回転角は３６０°で
あり、圧縮、吐出の各行程が実施されている間に次の吸
込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。つまり、圧縮動作を行う作動室７が、旋回ピスト
ン３の中心ｏに対して等ピッチで分散されて配置されて
いるため、各作動室７は各々位相がずれて吸込、圧縮行
程を連続的に行うため、駆動軸６の１回転当たりのトル
ク脈動が小さくなり、容積型圧縮機の低振動、低騒音化
が図れる。

【００５１】以上より、本実施例の圧縮要素１は、旋回
ピストン３の軸受部３ｂに挿入された駆動軸６の偏心６
ａ部周りに等ピッチで、吸込終了から吐出終了までの軸
回転角が３６０°となる作動室７を分配して配置してい
るため、自転モーメントの作用点を旋回ピストン３の中
心に近付けることができるため、旋回ピストン３に作用
する自転モーメントを形状的に極小になるよう構成して
いるという特長がある。また、本実施例の圧縮要素１
は、副軸受５に形成した吐出ポート５ａ近傍の旋回ピス
トン３ならびにシリンダ２の噛み合い円弧部の形状を十
分大きな曲率で構成しているため、吐出行程時のシール
性を確保し高効率な容積型圧縮機を提供することができ
る。また、本実施例の圧縮要素１は、自転モーメントが
作用する旋回ピストン３とシリンダ２の摺動部位を、温
度が低く油粘度の高い作動流体の吸込ポート４ａ近傍に
配置しているため、旋回ピストン３へ作用する自転モー
メントを更に低減できるともに、摺動部の機械摩擦損失
を低減でき、高効率な容積型圧縮機を提供することがで
きる。

【００５２】また、本実施例の圧縮要素１は、短時間で
圧縮行程を終了できるため、作動流体の漏れを低減でき
容積型圧縮機の性能を向上させることができる。また、
本実施例の圧縮要素１は、スクロール型のような渦巻き
形状ならびに端板が不要なため、生産性の向上ならびに
原価低減が図れるとともに、端板が不要なためスクロー
ル型のようなスラスト荷重も作用しないため、容積型圧
縮機の性能向上が図ることができる。また、本実施例の
圧縮要素１は、肉薄にできるため打ち抜き加工等その加
工法の自由度は大きい。また、その形状により、軸方向
の精度管理も容易となるため、生産性の向上が図れる。
また、旋回ピストン３の外周壁３ａならびにシリンダ２
の内周壁２ｃの少なくとも一方に、摺動特性の優れた被
膜処理を行うことにより、運転初期時における両部材の
摺動部における隙間管理を行うことができ、容積型圧縮
機の運転初期時における性能低下を防ぐことができる。
また、スクロ−ル式のオルダムリングのような旋回スク
ロ−ルの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。さらに圧縮機の小型、軽
量化にも寄与することができる。

【００５３】さらに、前述した特開昭５５−２３３５３
号公報においては、隣接空間がつながって形成された一
つの空間（吸入空間）は、つながっている状態から作動
室が形成される際に、作動室を形成しようとするピスト
ンの旋回運動に伴ってこの吸入空間内部で流体の流れが
発生し、作動室が形成されようとしている空間から作動
流体が次に形成される隣接空間がつながって形成された
吸入空間の方に移動してしまい、作動室の最大容積より
も閉じ込められた流体体積が少なくなり、吸入効率が低
下するという問題がある。この吸入効率が低下すると圧
縮機能力やポンプ能力そのものが低下してしまう。これ
に対して、本実施形態では、吸入容積がほぼ最大となる
時点で閉じた空間（作動室７）を形成するので、この問
題も起こらない。

【００５４】また、本実施例の容積型圧縮機は、密閉容
器１５内が吐出圧力雰囲気となる高圧方式を採用してい
るが、これにより、潤滑油１４に高圧（吐出圧力）が作
用するため、前述した遠心ポンプ作用により、潤滑油１
４が圧縮機内部の各摺動部に供給され易くなり、作動室
７間のシール性ならびに各摺動部の潤滑性を向上でき
る。

【００５５】以上のように、本実施例では旋回ピストン
３の外周面形状ならびにシリンダ２の内周面形状を構成
する渦巻体の個数が３個の場合で説明したが、実用でき
る渦巻体の数（２〜１０個）における圧縮要素１の形状
に応じた均圧孔４ｄ、５ｄならびに傾斜流路２ｈの配置
は可能である。なお、旋回ピストン３の外周面形状なら
びにシリンダ２の内周面形状を構成する渦巻体の数が実
用できる範囲で次第に多くなるにしたがい、以下のよう
な利点がある。

【００５６】（１）トルク変動が小さくなり、振動、騒
音が低減できる。

【００５７】（２）シリンダ２の外径を同一とした場
合、同じ吸込容積を確保するためのシリンダ２の高さ寸
法を低くでき、圧縮要素１の小形軽量化が図れる。

【００５８】（３）旋回ピストン３に作用する自転モー
メントが小さくなるとともに、旋回ピストン３とシリン
ダ２との摺動部での機械摩擦損失を低減でき信頼性が向
上できる。

【００５９】（４）吸込、吐出配管内の圧力脈動が小さ
くなり、更なる低振動、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。

【００６０】また、ここでは旋回ピストン３及びシリン
ダ２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。

【００６１】図６は、本発明に係る容積型圧縮機の縦断
面図を示したものである。本実施例は、旋回型圧縮要素
の配置が図１と異なるものであり、この差異部分を重点
に説明する。図６において、前述の図３〜図５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。

【００６２】図６において、１は本発明に係る圧縮要素
でこれを駆動する電動要素１３の上端部に配置されてい
る。圧縮要素１である旋回ピストン３は、シリンダ２の
ベーン２ｂと噛み合い、その中心部に駆動軸２０の偏心
部２０ａと嵌合する軸受部３ｂが形成してある。駆動軸
２０は、主軸受４に形成した主軸受部４ｃにより回転可
能に軸支され、駆動軸２０の偏心部２０ａに挿入される
旋回ピストン３を片持ち支持しており、その下端部は密
閉容器２１底部に貯留された潤滑油１４に浸接してい
る。密閉容器２１には、その外周部には吸込パイプ１
６、吐出パイプ１７ならびに電流導入端子２２がそれぞ
れ備えてある。旋回型の圧縮要素１の作動原理等は前述
した図３と同様なので説明は省略する。

【００６３】また、作動流体の流れは図中の矢印で示す
ように、吸込パイプ１６を通って密閉容器２１内部に流
入した作動流体は、主軸受４の端面に取り付けられた吸
込カバー９と吸込ポート４ａで形成される吸込室１０を
経て圧縮要素１へと流入し、電動要素１３により駆動軸
２０が回転すると旋回ピストン３が旋回運動を行い、作
動室７の容積が縮小することにより圧縮動作が行われ
る。圧縮された作動流体は、吐出カバー２３に形成され
た吐出ポート２３ａを介し吐出弁８を押し上げて密閉容
器２１上部空間へと導かれ、吐出口２４を通り、電動要
素１３側の空間へと導かれ、吐出パイプ１７から密閉容
器２１外部へと放出される。

【００６４】図７は、図６の旋回型圧縮要素部の斜視図
である。主軸受４には、吐出カバー２３に形成されてい
る吐出ポート２３ａと対向する位置には、前記吐出ポー
ト２３ａとほぼ同径で座ぐり穴状の均圧孔４ｄが主軸受
４の中心に対して円周上に等ピッチで３箇所形成されて
いる。また、シリンダ２には、前記吐出カバー２３に形
成した吐出ポート２３ａと当接するシリンダ２の端面２
ｇには、傾斜流路２ｈが備えてある。また、吐出カバー
２３には、主軸受４に形成されている吸込ポート４ａと
対向する位置に、前記吸込ポート４ａとほぼ同径で座ぐ
り穴状の均圧孔２３ｂが吐出カバー２３の中心に対して
円周上に等ピッチで形成されている。

【００６５】上記の構成により、図４で説明した同等の
効果が得られる。さらに、駆動軸２０を片持ち支持構造
にできることにより、図４に開示した副軸受５等の部品
が不要となり、容積型圧縮機の部品数低減による低コス
ト化、生産性の向上ならびに小形、軽量化が図れる。

【００６６】図８は、本発明に係る低圧方式の圧縮要素
部の縦断面図である。本実施例は、密閉容器内の圧力が
低圧方式である点が図４と異なるものであり、この差異
部分を重点に説明する。

【００６７】１は本発明に係る圧縮要素、２５は圧縮要
素１と電動要素１３を収納した密閉容器である。主軸受
４の端面には吸込カバー２６が配設されており、吸込室
１０を形成している。また、前記吸込室１０と電動要素
１３が配置される密閉容器２５内の空間とは連通してい
る。図４と同様に主軸受４に形成した吸込ポート４ａと
対向する副軸受５の端面の位置には、前記吸込ポート４
ａとほぼ同径で座ぐり穴状の均圧孔５ｄが、また、副軸
受５に形成した吐出ポート５ａと対向する主軸受４の端
面の位置には、前記吐出ポート５ａとほぼ同径で座ぐり
穴状の均圧孔４ａがそれぞれ形成してある。更に、シリ
ンダ２のベーン２ｂの吐出ポート５ａ近傍の円弧部には
傾斜流路２ｈが備えられている。以上の構成により、作
動流体は図中の矢印で示すように、吸込パイプ１６を通
って密閉容器２５内に流入した作動流体は、主軸受４に
取り付けた吸込カバー２６と吸込ポート４ａで形成され
る吸込室１０を経て圧縮要素１部へと流入し、電動要素
１３により駆動軸６が回転することにより旋回ピストン
３が旋回運動を行い、作動室７の容積が縮小することに
より圧縮動作が行われる。圧縮された作動流体は、副軸
受５に形成した吐出ポート５ａを介し吐出弁８を押し上
げて吐出室１２へと流入し、吐出パイプ１７から圧縮機
外部へと放出する。

【００６８】この結果、図４と同様に均圧孔４ｄ、５ｄ
の作用により、旋回ピストン３の上下端における圧力が
均一状態となり、運転時の旋回ピストン３の安定挙動が
得られ、信頼性の高い容積型圧縮機の提供が可能とな
る。また、性能を左右する旋回ピストン３とシリンダ２
の摺動部における径方向隙間も一定に保つことができる
ので、高性能な容積型圧縮機の提供が可能となる。更
に、シリンダ２に配設した傾斜流路２ｈの効果により、
吐出行程における圧力損失ならびに流体損失を大幅に低
減でき、容積型圧縮機の性能向上を図ることができる。

【００６９】また、吸込室１０と密閉容器２５内は連通
しているため、密閉容器２５内部は吸込圧力（低圧）状
態となる。密閉容器２５内の圧力を低圧方式とすること
により、以下の利点がある。

【００７０】（１）圧縮された高温の作動流体による電
動要素１３の加熱が低減され、モータ効率が向上し容積
型圧縮機の性能向上が得られる。

【００７１】（２）フロン等の潤滑油１４と相溶性のあ
る作動流体では、圧力が低くなるため潤滑油１４中に溶
解する作動流体の割合が少なくなり、軸受部等における
潤滑油１４の発泡現象が抑えられ信頼性が向上する。

【００７２】（３）密閉容器２５の耐圧を低くすること
ができ、圧縮機構成部品の薄肉化、軽量化が図れる。

【００７３】なお、本実施例の低圧方式の圧縮要素１
は、旋回ピストン３の外周面形状ならびにシリンダ２の
内周面形状を構成する実用できる渦巻体の数（２〜１０
個）における圧縮要素１ならびに片持ち支持型の容積型
圧縮機にも適用可能である。また、本実施例の低圧方式
への均圧孔４ｄ、５ｄならびに傾斜流路２ｈの配置も適
用可能である。

【００７４】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
低圧方式、高圧方式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。

【００７５】図９は、本発明に係る自転防止機構を備え
た容積型圧縮機の縦断面図である。同図において、２７
は本発明に係る圧縮要素、１３はこれを駆動する電動要
素、２８は圧縮要素２７と電動要素１３を収納した密閉
容器で、吸込パイプ１６、吐出パイプ１７ならびに電流
導入端子２２が備えてある。圧縮要素２７は、内周壁２
９ａから内側に向かって突出する円弧状のベーン２９ｂ
を有し、駆動軸３０を軸支する主軸受部２９ｃを兼ね備
えたシリンダ２９と、前記シリンダ２９のベーン２９ｂ
と噛み合いその中心部に駆動軸３０の旋回半径εだけ偏
心した偏心部３０ａと嵌合する軸受穴部３１ａを備えた
旋回ピストン３１と、この噛み合ったシリンダ２９と旋
回ピストン３１の端面と当接し、駆動軸３０を軸支する
副軸受部３２ａを備えた副軸受部材３２と、前記シリン
ダ２９に形成した吸込ポート２９ｄと、前記副軸受部材
３２に形成された吐出ポート３２ｂと、前記吐出ポート
３２ｂを開閉するリード弁形式の吐出弁８から構成され
ている。また、旋回ピストン３１と副軸受部材３２には
ピン方式の自転防止部材３３が配置されている。なお、
３４はシリンダ２９のベーン２９ｂと旋回ピストン３１
とで形成される作動室３４である。

【００７６】また、９はシリンダ２９の端面に取り付け
られた吸込カバー、３５は副軸受部材３２の端面に取り
付けられた吐出カバーであり、それぞれ密閉容器２８内
部の電動要素１３側ならびに潤滑油１４側の空間とは遮
断されており、それぞれ吸込室１０、吐出室１２を形成
している。１４は、密閉容器２８の底部に貯溜された潤
滑油で、この中に駆動軸３０の下端部が浸接している。
３６は副軸受部材３２の吐出室１２と電動要素１３側の
空間とを連通する連通路である。また、電動要素１３
は、固定子１３ａと回転子１３ｂからなり、回転子１３
ｂは駆動軸３０の一端に焼き嵌め等で固定されている。
さらに、前記回転子１３ｂの前後端部ならびに駆動軸３
０の下端部にはバランサ３７がそれぞれ設けてあり、こ
れらの作用により、回転時の不釣り合い量を完全に相殺
している。また、吐出カバー３５の下端部には、駆動軸
３０の下端部に取り付けてあるバランサ３７の回転によ
る潤滑油の攪拌抵抗を低減するためのオイルカバー３８
が備えてある。

【００７７】図１０は、図９の圧縮要素部２７の斜視図
である。旋回ピストン３１の外周面形状をみると、多円
弧曲線で構成される渦巻体の組み合わせが３箇所連続し
て滑らかに形成されている。このうちの１箇所に着目す
ると、外周壁３１ｂとベーン３１ｃを形作る曲線を厚み
のある一つの渦曲線とみることができ、その外壁曲線が
実質的な巻き角が３６０°の渦曲線で、内壁曲線の方は
実質的な巻き角が１８０°の渦曲線であり、この外壁曲
線と内壁曲線を結ぶ接線曲線から形成されている。シリ
ンダ２９の内周壁２９ａ形状も上記旋回ピストン３１と
同じ原理で構成されている。

【００７８】ピン方式の自転防止機構３３は、軸受部材
３３ａ、偏心部材３３ｂ、軸受部材３３ｃ、ピン部材３
３ｄから構成されている。軸受部材３３ａは、旋回ピス
トン３１の中心から円周上に等ピッチの位置度を有して
形成された穴部３１ｄの内部に嵌入され固定される。ま
た、偏心部材３３ｂには、偏心した穴部３３ｅが形成さ
れており、偏心部材３３ｂの中心と穴部の中心との距離
は、駆動軸３０の偏心部３０ａでの偏心距離ε（＝旋回
半径）と同等に構成されており、偏心部材３３ｂは軸受
部材３３ａの穴部に摺動可能な状態で挿入される。ま
た、偏心部材３３ｂの穴部３３ｅには軸受部材３３ｃが
嵌入固定され、その中央に形成された穴部には、副軸受
部材３２に固定されたピン部材３３ｄが摺動可能な状態
で挿入される。ピン部材３３ｄは、副軸受部材３２の中
心に対して等ピッチで形成された穴部３２ｃへと固定さ
れており、ピン部材３３ｄと偏心部材３３ｂの偏心した
穴部へと挿入される軸受部材３３ｃの中央の穴部とは、
それぞれの軸心が同軸になっている。以上の構成によ
り、ピン方式の自転防止機構３３を構成している。

【００７９】副軸受部材３２には、その中央部に駆動軸
３０を軸支する副軸受部３２ａと、前記副軸受部３２ａ
の中心に対して円周上に等ピッチで配置された吐出ポー
ト３２ｂが形成されている。また、シリンダ２９に形成
されている吸込ポート２９ｄと対向する位置には、前記
吸込ポート２９ｄとほぼ同径で座ぐり穴状の均圧孔３２
ｄが副軸受部材３２の中心に対して円周上に等ピッチで
形成されている。また、３２ｅは副軸受部材３２をシリ
ンダ２９を固定するための穴部であり、３２ｆは吐出弁
８を固定するためのネジ穴である。また、外周部には油
戻しのための切り欠き部３２ｇが形成されている。ま
た、３６は連通路である。

【００８０】また、シリンダ２９には、副軸受部材３２
に形成されている吐出ポート３２ｂと対向する位置に
は、前記吐出ポート３２ｂとほぼ同径で座ぐり穴状の均
圧孔２９ｅが主軸受２９ｃの中心に対して円周上に等ピ
ッチで３箇所形成されている。また、シリンダ２９に
は、副軸受部材３２に形成した吐出ポート３２ｂと当接
するシリンダ２９の端面２９ｆには、傾斜流路２９ｇが
備えてある。

【００８１】次に、作動流体の流れを説明する。図９の
矢印で示すように、吸込パイプ１６を通って密閉容器２
８内部に流入した作動流体は、シリンダ２９に形成した
吸込ポート２９ｄと吸込カバー９で形成される吸込室１
０を経て圧縮要素２７へと流入し、電動要素１３により
駆動軸３０が回転することにより、旋回ピストン３１が
旋回運動を行い、作動室３４の容積が縮小し圧縮動作が
行われる。圧縮された作動流体は、副軸受部材３２に形
成した吐出ポート３２ｂを介し吐出弁８を押し上げて吐
出室１２へと導かれ、連通路３６から電動要素１３を通
って吐出パイプ１７から圧縮機外部へと放出する。この
際、密閉容器２８の底部に貯留されている潤滑油１４に
は、高圧の吐出圧力が作用するため、遠心ポンプ作用に
より潤滑油１４は駆動軸３０内部に形成された給油孔
（図示せず）へと導かれ、駆動軸３０内部の前記給油孔
と連通する給油孔３０ｂや給油溝３０ｃを介してシリン
ダ２９の主軸受部２９ｃや副軸受部材３２、シリンダ２
９の内周壁２９ａならびに旋回ピストン３１の外周壁３
１ｂ等の摺動部へと供給される。さらに、前記各摺動部
を介して作動室３４へと導かれた潤滑油１４は、作動流
体に解けこみ吐出室１２から連通路３６を通り電動要素
１３を冷却することにより、作動流体と分離され密閉容
器２８の底部へと戻される給油経路を構成する。また、
自転防止機構３３であるピン部材３３ｄの内部には給油
孔が備えてあり、ピン部材３３ｄの後端部側の吐出カバ
ー３５に設けた給油穴を介して、密閉容器２８の底部の
潤滑油１４と連通しており、遠心ポンプ作用により、ピ
ン方式の自転防止機構３３を構成する各部材の潤滑を行
う。

【００８２】次に、圧縮要素２７とピン方式の自転防止
機構３３の動作を図１１により説明する。旋回ピストン
３１の軸受穴部３１ａには駆動軸３０の偏心部３０ａが
挿入されており、旋回半径εだけずれて旋回ピストン３
１とシリンダ２９は噛み合わされる。ここで、記号ａ、
ｂ、ｃ、ｄ、ｅ、ｆは、旋回ピストン３１の外周面形状
とシリンダ２９の内周面形状との噛み合いの接点を示し
ている。旋回ピストン３１には、穴部３１ｄが中心ｏに
対して等ピッチの位置度を有して円周上に等ピッチで３
箇所形成されている。また、前記穴部３１ｄには、ピン
方式の自転防止機構３３がそれぞれ配設されている。ま
た、記号ｏ１は、旋回ピストン３１の穴部３１ｄ、軸受
部材３３ａならびに偏心部材３３ｂそれぞれの中心、記
号ｏ１’は、偏心部材３３ｂの穴部、軸受部材３３ｃな
らびにピン部材３３ｄそれぞれの中心であり、ｏ１とｏ
１’の距離は、旋回ピストン３１の中心ｏとシリンダ２
９の中心ｏ’との距離である旋回半径εと同等になるよ
うに構成されている。

【００８３】次に圧縮作用であるが、駆動軸３０が回転
すると偏心部３０ａに挿入された旋回ピストン３１は固
定されているシリンダ２９の中心の周りを、旋回半径ε
で旋回運動し、これにより、旋回ピストンの中心周りに
複数の作動室３４が形成される。

【００８４】接点ａと接点ｂで囲まれた空間の作動室３
４（吸込終了時点では吐出ポート３２ｂを挟んで２つの
作動室３４に別れているが、圧縮行程が開始されるとす
ぐに２つの作動室３４はつながって１つになる）に着目
すると、図１１（１）が吸込ポート２９ｄからこの作動
室３４への作動流体の吸込が終了した状態であり、この
状態から時計方向に９０度、駆動軸３０が回転した状態
が図１１（２）、図１１（２）から時計方向に９０度、
駆動軸３０が回転した状態が図１１（３）、図１１
（３）から時計方向に９０度、駆動軸３０が回転した状
態が図１１（４）、さらに駆動軸３０が時計方向に９０
度回転すると、最初の図１１（１）の状態に戻る。これ
により、駆動軸３０の回転が進むに従い作動室はその容
積を縮小し、吐出ポート３２ｂは吐出弁８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。

【００８５】そして、作動室内部の圧力が外部（密閉容
器内圧力）の吐出圧力よりも高くなると圧力差で吐出弁
８が自動的に開き、圧縮された作動流体は吐出ポート３
２ｂを通って吐き出される。吸込終了（圧縮開始）から
吐出終了までの軸回転角は３６０°であり、圧縮、吐出
の各行程が実施されている間に次の吸込行程が準備され
ており、吐出終了時が次の圧縮開始となる。つまり、圧
縮動作を行う作動室３４が、旋回ピストン３１の中心ｏ
に対して等ピッチで分散して配置されており、各作動室
３４は各々位相がずれて吸込、圧縮行程を連続的に行う
ため、駆動軸３０の１回転当たりのトルク脈動が小さく
なり、容積型圧縮機の低振動、低騒音化が図れる。

【００８６】また、旋回ピストン３１に配置されたピン
方式の自転防止部材３３である偏心部材３３ｂの穴部に
は、副軸受部材３２の中心ｏ’周りに等ピッチの位置度
を有し、旋回半径εと同方向に固定支持されたピン部材
３２ｄが、摺動可能な状態で挿入されている。以上の構
成により、ピン部材３２ｄを中心として旋回ピストン３
１の３箇所の穴部３１ｄに挿入された偏心部材３３ｂ
は、軸受部材３３ａの穴部内部で滑りながら旋回ピスト
ン３１の中心ｏとシリンダ２９の中心ｏ’との距離（＝
旋回半径ε）で、図１１の（１）→（２）→（３）→
（４）→（１）のように、旋回ピストン３１と同様の旋
回運動を行うことになる。

【００８７】この結果、ピン方式の自転防止機構３３の
作用により、旋回ピストン３１に対して確実な旋回運動
を与えることができるとともに、旋回ピストン３１とシ
リンダ２９との接点での隙間を一定に保てるので、摩
擦、摩耗が低減でき高信頼性な容積型圧縮機を提供する
ことができる。また、ピン方式の自転防止機構３３を旋
回ピストン３１ならびにシリンダ２９で形成される作動
室３４の内側に配置できるため、圧縮要素２７の小径化
が図れる。

【００８８】更に、シリンダ２９の旋回ピストン３１と
当接する底面部には、副軸受部材３２に形成した吐出ポ
ート３２ｂと対向する位置に均圧孔２９ｅが、また、副
軸受部材３２の旋回ピストン３１と当接する端面にも、
シリンダ２９に形成した吸込ポート２９ｄと対向する位
置に均圧孔３２ｄがそれぞれ形成しているため、吸込行
程ならびに吐出行程における旋回ピストン３１の上下端
における圧力が均一となり、運転時の旋回ピストン３１
の安定挙動が得られる。この結果、旋回ピストン３１は
それを挟み込むシリンダ２９ならびに副軸受部材３２の
端面に対して、油膜を介在させながらそれぞれ同じ隙間
を保つことができるため、片当たり等による摩擦、摩耗
を発生させず信頼性の高い容積型圧縮機を提供すること
ができる。

【００８９】また、シリンダ２９のベーン２９ｂの吐出
ポート３２ｂ近傍の円弧部には傾斜流路２９ｇを配設し
ているので、吐出行程における圧力損失ならびに流体損
失を大幅に低減でき、容積型圧縮機の性能向上を図るこ
とができる。

【００９０】また、本実施例の圧縮要素２７は、旋回ピ
ストン３１に嵌合された駆動軸３０の偏心部３０ａ周り
に等ピッチで、吸込終了から吐出終了までの軸回転角が
３６０°となる作動室３４が分配されて配置しているた
め、自転モーメントの作用点を旋回ピストン３１の中心
に近付けることがで、旋回ピストン３１に作用する自転
モーメント自体は小さくなるという特徴がある。

【００９１】また、本実施例でのシリンダ２９は、図３
で示したシリンダ２と主軸受４を一体化した構造にして
おり、部品数の低減が可能であるとともに生産性が向上
する。

【００９２】また、本実施例の容積型圧縮機は、密閉容
器２８内部が吐出圧力状態となる高圧方式であるが、こ
の方式にすることにより、潤滑油１４に高圧（吐出圧
力）が作用するため、前記した遠心ポンプ作用により、
潤滑油１４が圧縮機内部の各摺動部に供給されやすくな
るため、作動室３４のシール性ならびに各摺動部の潤滑
性を向上できる。

【００９３】以上のように、本実施例では旋回ピストン
３１の外周面形状ならびにシリンダ２９の内周面形状を
構成する渦巻体の個数が３個の場合で説明したが、実用
できる渦巻体の数（２〜１０個）における自転防止機構
３３、均圧ポート２９ｅ、３２ｄならびに傾斜流路２９
ｇの配置の適用は可能である。

【００９４】また、本実施例の圧縮要素２７では、ピン
方式の自転防止機構３３を開示したが、実用できる渦巻
体の数による圧縮要素の形状に応じて、クランクピン、
オルダムキーならびにボールカップリング方式の各種の
自転防止機構の適用が可能である。

【００９５】図１２に、本発明の容積型圧縮機を適用し
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
の容積型圧縮機３９、室外熱交換器４０とそのファン４
１、膨張弁４２、室内熱交換器４３とそのファン４４、
４方弁４５から構成されている。一点鎖線は室外ユニッ
ト４６、４７は室内ユニットである。容積型圧縮機３９
は、図２に示した作動原理図に従って動作し、容積型圧
縮機３９を起動することによりシリンダ２と旋回ピスト
ン３間で作動流体（例えばフロンＨＣＦＣ２２やＲ４０
７Ｃ，Ｒ４１０Ａ等）の圧縮作用が行われる。

【００９６】冷房運転の場合、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１７から４
方弁４５をとおり室外熱交換器４０に流入して、ファン
４１の送風作用で放熱、液化し、膨張弁４２で絞られ、
断熱膨張して低温・低圧となり、室内熱交換器４３で室
内の熱を吸熱してガス化された後、吸込パイプ１６を経
て容積型圧縮機３９に吸入される。一方、暖房運転の場
合は、破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１７から４
方弁４５を通り室内熱交換器４３に流入して、ファン４
４の送風作用で室内に放熱して、液化し、膨張弁４２で
絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、室外熱交換器
４０で外気から熱を吸熱してガス化された後、吸込パイ
プ１６を経て容積型圧縮機３９に吸入される。

【００９７】図１３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。同図において、４８は凝縮器、４
９は凝縮器ファン、５０は膨張弁、５１は蒸発器、５２
は蒸発器ファンである。

【００９８】容積型圧縮機３９を起動することによりシ
リンダ２と旋回ピストン３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１７から凝縮器４８に流入して、フ
ァン４９の送風作用で放熱、液化し、膨張弁５０で絞ら
れ、断熱膨張して低温・低圧となり、蒸発器５１で吸熱
ガス化された後、吸込パイプ１６を経て容積型圧縮機３
９に吸入される。ここに、図１２、図１３ともに本発明
の容積型圧縮機３９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、ここでは容積型圧縮機３９とし
て高圧方式を例にあげて説明したが、低圧方式でも同様
に機能し、同様の効果を奏することができる。また、本
発明の容積型圧縮機３９を搭載することにより、サイレ
ンサ等が不要となり、システムの低コスト化が可能とな
る。

【００９９】図１４は、本実施例を示す旋回ピストン５
３の平面図である。旋回ピストン５３は、同一輪郭形状
が３組組み合わされた３条ラップを示している。前記旋
回ピストン５３の外周面形状は、左巻き状の外周壁５３
ａ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。この個々の左巻き状をした外周壁５
３ａの端部には、内方に向かって突出する複数（この場
合は３つ）の略円弧形状のベ−ン５３ｂを有する。ここ
で、旋回ピストン５３を圧縮要素を構成するシリンダに
噛み合わせた場合に、自転モーメントにより荷重を受け
る旋回ピストン５３の外周壁５３ｃ、５３ｄの曲率が、
理想曲線に対して曲率が大きくなるように構成されてい
る。上記構成により、自転モーメントによる荷重が作用
することによる旋回ピストン５３が中心周りに回転する
ことを防止することができる。この結果、旋回ピストン
５３と圧縮要素を構成するシリンダの噛み合い接点にお
ける径方向の隙間を最適な値に保持することができ、高
効率な密閉型圧縮機の提供が可能となる。なお、上記外
周壁５３ｃ、５３ｄの曲率は、旋回ピストン５３と圧縮
要素を構成するシリンダの噛み合い接点における径方向
の隙間から決定される。

【０１００】また、上記旋回ピストン５３の外周壁部に
摺動特性に優れた表面処理を施したり、熱処理を施すこ
とにより、信頼性に優れた密閉型圧縮機の提供が可能と
なる。

【０１０１】なお、上記構成により、旋回ピストン５３
の中心と圧縮要素を構成するシリンダの中心を一致させ
ると、両者の輪郭形状は図１で開示したような相似形と
はならない。

【０１０２】以上、本実施例における旋回ピストン５３
の構造は、実用できる渦巻体の数（２〜１０個）におけ
る旋回ピストン５３の構造において適用可能である。

【０１０３】次に本発明の実施例に係る圧縮要素部の組
立方法について説明する。図１５はこの説明図である。
同図において、主軸受４にシリンダ２を仮止めをする場
合、シリンダ２の内周壁２ｃを構成する３箇所の渦巻体
の任意の同心円２ｊ（本実施例の３条ラップでは３箇所
存在する）よりも小さな３箇所の曲率部位５４ａを有す
る組立治具５４を同図の旋回ピストンが挿入される空間
５５に挿入する。前記組立治具５４の３箇所の曲率部位
５４ａには、それぞれ径方向の隙間を測定するセンサ５
４ｂが構成されており、前記組立治具５４を空間５５に
挿入し、前記３箇所のセンサ５４ｂの測定値が同等にな
る位置（３同心円の中心）にてシリンダ２を主軸受４に
仮止めすることにより、精密に位置決めをすることが可
能となる。この際、径方向の隙間の設定は、旋回ピスト
ンの外周壁、シリンダ２の内周壁２ｃならびに駆動軸の
偏心部の寸法公差により決定されるものである。なお、
本実施例は、図３で開示したシリンダ２と駆動軸６を軸
支する主軸受４が別体の場合に適用可能である。

【０１０４】また、本実施例では旋回ピストンの外周面
形状ならびにシリンダの内周面形状を構成する渦巻体の
個数が３個の場合で説明したが、実用できる渦巻体の数
（２〜１０個）における本組立方法の適用は可能であ
る。

【０１０５】

【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とともに均圧孔
の配置により、吐出過程の過圧縮損失を大幅に低減し、
かつ旋回ピストンの安定挙動を確保し、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】本発明に係る実施例を示す旋回型圧縮要素の平
面図である。

【図２】本発明に係る実施例を示す旋回型圧縮要素の動
作原理を示す平面図である。

【図３】本発明に係る実施例を示す容積型圧縮機の縦断
面図である。

【図４】本発明に係る実施例を示す旋回型圧縮要素部の
拡大断面図である。

【図５】本発明に係る実施例を示す旋回型圧縮要素部の
斜視図である。

【図６】本発明に係る実施例を示す容積型圧縮機の縦断
面図である。

【図７】本発明に係る実施例を示す旋回型圧縮要素部の
斜視図である。

【図８】本発明に係る実施例を示す容積型圧縮機の旋回
型圧縮要素部の拡大断面図である。

【図９】本発明に係る実施例を示す容積型圧縮機の縦断
面図である。

【図１０】本発明に係る実施例を示す旋回型圧縮要素部
の斜視図である。

【図１１】本発明に係る実施例を示す旋回型圧縮要素の
動作原理を示す平面図である。

【図１２】本発明に係る実施例を示す容積型圧縮機を適
用した空調システムを示す図である。

【図１３】本発明に係る実施例を示す容積型圧縮機を適
用した冷凍システムを示す図である。

【図１４】本発明に係る旋回ピストンの平面図である。

【図１５】本発明に係る旋回型圧縮要素の組立方法を説
明する図である。

【図１６】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１７】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１８】圧縮要素の巻角が３６０゜より大きい場合の
動作説明図。

【符号の説明】

１…圧縮要素、２…シリンダ、２ａ…中空部、２ｂ…ベ
ーン、２ｃ…内周壁、２ｄ…吐出口、２ｅ、２ｆ…穴
部、２ｇ…端面、２ｈ…傾斜流路、２ｉ…切り欠き部、
２ｊ…同心円、３…旋回ピストン、３ａ…外周壁、３ｂ
…軸受部、３ｃ…圧力連通孔、３ｄ…ベーン、３ｅ…油
溝、４…主軸受、４ａ…吸込ポート、４ｂ…吐出口、４
ｃ…主軸受部、４ｄ…均圧孔、４ｅ、４ｆ…ネジ部、４
ｇ…切り欠き部、５…副軸受、５ａ…吐出ポート、５ｂ
…吐出口、５ｃ…副軸受部、５ｄ…均圧孔、５ｅ…ネジ
穴、５ｆ、５ｇ…穴部、５ｈ…切り欠き部、６…駆動
軸、６ａ…偏心部、６ｂ…給油孔、６ｃ…給油溝、７…
作動室、８…吐出弁、９…吸込カバー、９ａ…吐出口、
１０…吸込室、１１…吐出カバー、１２…吐出室、１３
…電動要素、１３ａ…固定子、１３ｂ…回転子、１４…
潤滑油、１５…密閉容器、１６…吸込パイプ、１７…吐
出パイプ、１８…バランサ、１９…オイルカバー、２０
…駆動軸、２０ａ…偏心部、２１…密閉容器、２２…電
流導入端子、２３…吐出カバー、２３ａ…吐出ポート、
２３ｂ…均圧孔、２４…吐出口、２５…密閉容器、２６
…吸込カバー、２７…圧縮要素、２８…密閉容器、２９
…シリンダ、２９ａ…内周壁、２９ｂ…ベーン、２９ｃ
…主軸受、２９ｄ…吸込ポート、２９ｅ…均圧孔、２９
ｆ…端面、２９ｇ…傾斜流路、３０…駆動軸、３０ａ…
偏心部、３０ｂ…給油孔、３０ｃ…給油溝、３１…旋回
ピストン、３１ａ…軸受穴部、３１ｂ…外周壁、３１ｃ
…ベーン、３１ｄ…穴部、３２…副軸受部材、３２ａ…
副軸受部、３２ｂ…吐出ポート、３２ｃ…穴部、３２ｄ
…均圧孔、３２ｅ…穴部、３２ｆ…ネジ穴、３２ｇ…切
り欠き部、３３…自転防止部材、３３ａ…軸受部材、３
３ｂ…偏心部材、３３ｃ…軸受部材、３３ｄ…ピン部
材、３４…作動室、３５…吐出カバー、３６…連通路、
３７…バランサ、３８…オイルカバー、３９…容積型圧
縮機、４０…室外熱交換器、４１…ファン、４２…膨張
弁、４３…室内熱交換器、４４…ファン、４５…４方
弁、４６…室外ユニット、４７…室内ユニット、４８…
凝縮器、４９…凝縮器ファン、５０…膨張弁、５１…蒸
発器、５２…蒸発器ファン、５３…旋回ピストン、５３
ａ…外周壁、５３ｂ…ベーン、５３ｃ、５３ｄ…外周
壁、５４…組立治具、５４ａ…曲率部位、５４ｂ…セン
サ、５５…空間

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者稲場恒一栃木県下都賀郡大平町大字富田800番地株式会社日立製作所冷熱事業部内 (72)発明者畠裕章栃木県下都賀郡大平町大字富田800番地株式会社日立製作所冷熱事業部内 (72)発明者東條健司静岡県清水市村松390番地株式会社日立製作所空調システム事業部内

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】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た容積型流体機械において、
前記旋回ディスプレーサを前記端板間で潤滑油を介して
旋回させる手段を備えた容積型流体機械。
【請求項２】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、前記端板に吐出ポートを形
成した容積型流体機械において、前記吐出ポートが形成
された端板に対向する端板の前記吐出ポートに対向する
位置に穴部を形成した容積型流体機械。
【請求項３】請求項２において、前記端板の一方は主軸
受と一体成形されるものであり、他方は副軸受と一体成
形されるものである容積型流体機械。
【請求項４】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、前記端板に吸入ポートを形
成した容積型流体機械において、前記吸入ポートが形成
された端板に対向する端板の前記吸入ポートに対向する
位置に穴部を形成した容積型流体機械。
【請求項５】請求項４において、前記端板の一方は主軸
受と一体成形されるものであり、他方は副軸受と一体成
形されるものである容積型流体機械。
【請求項６】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、前記端板に吸入ポート及び
吐出ポートを形成した容積型流体機械において、前記吸
入ポートが形成された端板に対向する端板の前記吸入ポ
ートに対向する位置に形成された穴部と、前記吐出ポー
トが形成された端板に対向する端板の前記吐出ポートに
対向する位置に形成された穴部とを有する容積型流体機
械。
【請求項７】請求項６において、前記端板の一方は主軸
受と一体成形されるものであり、他方は副軸受と一体成
形されるものである容積型流体機械。
【請求項８】端板間に設けられ断面形状が連続した曲線
で構成される内壁を有するシリンダと、端板間に設けら
れこのシリンダの内壁に対向するように設けられた外壁
を有し、旋回運動したとき前記内壁とこの外壁とで複数
の空間を形成するディスプレーサと、前記端板に設けら
れ前記空間に連通する吸入ポートと、前記端板に設けら
れ前記空間に連通する吐出ポートとを備えた容積型流体
機械において、前記ディスプレーサの前記端板対向面に
潤滑油を供給する手段と、前記吸入ポートが形成された
端板に対向する端板の前記吸入ポートに対向する位置に
形成された穴部とを備えた容積型流体機械。
【請求項９】請求項８において、前記端板の一方は主軸
受と一体成形されるものであり、他方は副軸受と一体成
形されるものである容積型流体機械。
【請求項１０】端板間に設けられ断面形状が連続した曲
線で構成される内壁を有するシリンダと、端板間に設け
られこのシリンダの内壁に対向するように設けられた外
壁を有し、旋回運動したとき前記内壁とこの外壁とで複
数の空間を形成するディスプレーサと、前記端板に設け
られ前記空間に連通する吸入ポートと、前記端板に設け
られ前記空間に連通する吐出ポートとを備えた容積型流
体機械において、前記ディスプレーサの前記端板対向面
に潤滑油を供給する手段と、前記吐出ポートが形成され
た端板に対向する端板の前記吐出ポートに対向する位置
に形成された穴部とを備えた容積型流体機械。
【請求項１１】請求項１０において、前記端板の一方は
主軸受と一体成形されるものであり、他方は副軸受と一
体成形されるものである容積型流体機械。
【請求項１２】端板間に設けられ断面形状が連続した曲
線で構成される内壁を有するシリンダと、端板間に設け
られこのシリンダの内壁に対向するように設けられた外
壁を有し、旋回運動したとき前記内壁とこの外壁とで複
数の空間を形成するディスプレーサと、前記端板に設け
られ前記空間に連通する吸入ポートと、前記端板に設け
られ前記空間に連通する吐出ポートとを備えた容積型流
体機械において、前記ディスプレーサの前記端板対向面
に潤滑油を供給する手段と、前記吸入ポートが形成され
た端板に対向する端板の前記吸入ポートに対向する位置
に形成された穴部と、前記吐出ポートが形成された端板
に対向する端板の前記吐出ポートに対向する位置に形成
された穴部とを備えた容積型流体機械。
【請求項１３】請求項１２において、前記端板の一方は
主軸受と一体成形されるものであり、他方は副軸受と一
体成形されるものである容積型流体機械。