JPH1136801A - 容積形流体機械 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】旋回型流体機械は摺動速度が小さくて低振動と
いった特長があるが、これまで考案されはものはディス
プレーサ摺動部の軸方向及び半径方向の微小すき間を一
定に保持することが難しく、作動流体の内部漏れが増大
し、性能・信頼性が低下するといった問題があった。 【解決手段】ディスプレーサ５内部を貫通し、シリンダ
４の両端開口を閉塞する端板に固定される支持部材１２
を配設することにより、ディスプレーサ摺動部の軸方向
及び半径方向の微小すき間を一定に保ち、作動流体の内
部漏れを低減することにより性能及び信頼性の向上を図
った。

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回転軸の
回転角で１８０度と短く、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の不
釣合慣性力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回転軸の回転角で３６０度であ
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と同様に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回転軸の回転角で３６０度
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度程度）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１回転中のガ
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回転軸の
回転角で３６０度以上と長く、圧縮過程の期間が長けれ
ば長いほど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形機械
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５−２
０２８６９号公報（文献３）及び特開平６−２８０７５
８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、回転軸系の不釣り合いを
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、回転軸の回転角θ
ｃで約１８０度（２１０度）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回転軸の回
転角が小さく、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回転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】また、この形式の流体機械では圧縮された
作動流体からの反力としてディスプレーサに、ディスプ
レーサ自身を回転させようとする自転モ−メントが作用
し、ディスプレーサのベ−ンでこのモ−メントを受ける
ようになっているが、上記文献に開示された構造では、
吸入終了から吐出終了までの作動室が駆動軸の片側に集
中しているため、ディスプレーサに働く自転モ−メント
が過大になり、ベ−ンの摩擦や摩耗といった性能・信頼
性上の問題が起こりやすいという欠点があった。

【００１０】さらに、このような容積型流体機械におい
て、内部漏れによる効率低下や、機械損失による効率低
下が発生するという問題がある。

【００１１】本発明の目的は、上記従来技術に記載され
た容積形流体機械よりも性能を効率を向上させることに
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が配置され、前記シリンダ中
心と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
される容積形流体機械において、前記ディスプレ−サに
設けられた貫通穴と、前記端板間をこの貫通穴を介して
固定する部材とを備えることによって達成される。

【００１３】

【発明の実施の形態】以下、本発明の構成等を図に示す
実施の形態によって詳細に説明する。図１は、本発明の
一実施の形態に係る旋回型流体機械を圧縮機として用い
た密閉型圧縮機の縦断面図、図２は、図１のＡ−Ａ横断
面図、図３は本発明の旋回型流体機械を圧縮機として用
いた場合の作動原理を示す平面図、図４は、図２のＣ−
Ｃ断面に相当する要部拡大断面図、図５は本発明に係る
支持部材の組立説明図、図６は、図５のＥ−Ｅ断面図、
図７は本発明に係る旋回型圧縮要素の組立説明図であ
る。

【００１４】図１において、密閉容器３内には、容積形
圧縮要素１及びこれを駆動する電動要素（図３に示す要
素２）が収納されている。容積形圧縮要素１の詳細を説
明する。図２には同様の輪郭形状が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、
中空部が１２０度（中心ｏ’）毎に同じような形状が表
れるように形成されている。この個々の中空部の端部に
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）のベ−ン４ｂを有する。デ
ィスプレーサ（旋回ピストンとも云う）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
合うように互いの中心をεだけずらして構成されてい
る。尚、シリンダ４の中心ｏ’とディスプレーサ５の中
心ｏを一致させると、両者の輪郭形状の間には一定幅の
隙間が形成される様に構成される。

【００１５】次に、容積形圧縮要素１の作動原理を図２
及び図３により説明する。記号ｏはディスプレーサ５の
中心、記号ｏ’はシリンダ４（あるいは回転軸６）の中
心である。記号ａ，ｂ，ｃ，ｄ，ｅ，ｆ，ｇはシリンダ
４の内周壁４ａ及びベ−ン４ｂとディスプレーサ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、曲線を構
成する各円弧角の合計である巻き角がほぼ３６０度（設
計思想は３６０度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
き角については詳細を後述する）の渦曲線で、外壁曲線
（ｇ−ｂ）も巻き角がほぼ３６０度の渦曲線である。こ
のように、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度）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の内周輪郭形状全体が構成されている。ディス
プレーサ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。

【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度）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。

【００１７】さて、このように構成されたシリンダ４と
ディスプレーサ５による圧縮動作を図３を用いて説明す
る。９は吸入ポートであり、１０は吐出ポートであり、
夫々３か所対応する端板に設けられている。回転軸６を
回転させることにより、ディスプレーサ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、ディスプレーサ５
の中心ｏ周りに複数の圧縮作動室が形成される。この圧
縮作動室は，シリンダ内周輪郭（内壁）とディスプレー
サ５の外周輪郭（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である。前述の巻角が３６０度
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。なお，本実施
の形態の形態では常時３個の圧縮作動室が形成される。

【００１８】接点ａと接点ｂで囲まれハッチングが施さ
れた１つの圧縮作動室１８に着目して説明する。この圧
縮作動室１８は，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つになる空間である。図２（１）が吸入ポ
−ト９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度回転軸６が回転した状態
が図３（２）で、回転が進み最初から１８０度回転した
状態が図３（３）で、さらに回転が進み最初から２７０
度回転した状態が図３（４）である。図３（４）から９
０度回転すると最初の図３（１）の状態に戻る。これよ
り、回転が進むに従って作動室１８はその容積を縮少
し、吐出ポ−ト１０は吐出弁１１（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１８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１１が自動的に開き、圧縮
された作動ガスは吐出ポ−ト９を通って吐き出される。
吸入終了（圧縮開始）から、吐出終了までの回転軸の回
転角は３６０度で、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３（１）の段階で既に吸入ポ
ート９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３（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。

【００１９】この補われ方について詳述する。図３
（１）の状態の接点ａとｂとにより形成された作動室の
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
ている。この空間は、一旦図３（３）に示されるように
広がった後、図３（４）になると接点ｄによって分断さ
れてる。従って、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３（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３（１）に示されるように接
点ｂによって分断されて、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、各ラップを均
等ピッチで配置したことによる。即ち、ディスプレーサ
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内部の流体がそのまま圧
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。

【００２０】以上説明したように、連続的な圧縮動作と
なる作動室がディスプレーサ５の中心部に位置する回転
軸６のクランク部６ａ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
では回転軸の回転角で３６０度ではあるが、本実施形態
の場合３個の作動室が形成され、これらが１２０度ずれ
た位相で吐出をするので、流体である気体を圧縮する圧
縮機として動作させた場合、回転軸の回転角で３６０度
間に３回圧縮気体を吐出することになる。

【００２１】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度の場合、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。

【００２２】次に、このような形状をした容積形圧縮要
素１を組み込んだ圧縮機を図１を用いて説明する。図１
において、容積形圧縮要素１は、上記詳述したシリンダ
４及びディスプレーサ５に加えて、ディスプレーサ５の
中心部の軸受にクランク部６ａが嵌合してディスプレー
サ５を駆動する回転軸６、前記シリンダ４の両端開口部
を閉塞する端板と回転軸６を軸支する軸受を兼ねた主軸
受部材７と副軸受部材８、前記主軸受部材７の端板に形
成された吸入ポ−ト９、前記副軸受部材８の端板に形成
された吐出ポ−ト１０、この吐出ポ−ト１０を差圧で開
閉する吐出弁１１を有する。但し吐出弁１１はリ−ド弁
形式でもよい。一方、回転軸６もしくはこれを回転可能
に軸支する軸受部材の表面は摺動による摩擦損失の低減
を図って表面処理がなされている。また，回転軸６と各
軸受部材７，８との間にはこれらと材質の異なる軸受部
品を介在することもできる。さらに，回転軸６とディス
プレーサ５との嵌合部も前記と同じように構成してい
る。５ｂはディスプレーサ５に形成された貫通穴で、貫
通孔５ｂ内には円筒形状の支持部材１２が支持部材固定
ボルト１３によりフレ−ム７とシリンダヘッド８の端板
面に締付け固定されている。

【００２３】また、１４は副軸受部材８に一体的に吐出
室８ａを形成するための吐出カバ−である。２０は圧縮
要素の組立てボルトである。

【００２４】電動要素２は、固定子２ａと回転子２ｂか
らなり、回転子２ｂは回転軸６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、２は他の電動機形式、例えば、直
流電動機や誘導電動機でも差し支えない。

【００２５】１５は密閉容器３の内の底部に溜められた
潤滑油で、この中に回転軸６の下端部が浸かっている。
１６は吸入パイプ、１７は吐出パイプ、１８はシリンダ
４の内周壁４ａ及びベ−ン４ｂとディスプレーサ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８ａはＯリング等のシ−ル部材１９により密
閉容器３内の圧力と区画されている。

【００２６】本実施形態における容積形流体機械を空調
用圧縮機として利用した場合、その作動ガス（冷媒ガ
ス）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１６を通って密閉容器３に入った作動
ガスは、密閉容器３内に入り吸入ポ−ト９を通って容積
形圧縮要素１に入り、ここで回転軸６の回転によってデ
ィスプレーサ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
受部材８の端板に形成された吐出ポ−ト１０を通り吐出
弁１１（１１ａは弁を押さえるためのストッパである）
を押し上げて吐出室８ａ内に入り、吐出パイプ１７を通
って外部に流出する。尚、密閉容器３内に吸入された作
動ガスを入れる理由は、密閉容器３内の圧力を低く保つ
ためと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】内部に溜められた潤滑油１５は、遠心ポン
プ給油によって底部から回転軸６内部に設けられた給油
穴６ｂを通って、軸受等の各摺動部に送られ潤滑する。
この一部は作動室内部にもディスプレーサと端板間の隙
間を通って供給される。

【００２８】次に前述の巻き角と吸入終了から吐出終了
までの回転軸の回転角θｃとの関係について説明する。
前述の１実施形態では巻き角を３６０度として説明した
が、巻き角を変えることによって回転軸の回転角θｃを
変えることも可能である。例えば、図２では、巻き角が
３６０度であるので、吸入終了から吐出終了までの回転
軸の回転角θｃが３６０度で元の状態に戻る。この巻き
角を３６０度よりも小さくすることによって吸入終了か
ら吐出終了までの回転軸の回転角θｃ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。巻き角を３６０度よりも
大きくすると回転軸の回転角も３６０度より大きくな
り、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る。こ
れを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流時に不可逆的な混合
ロスが生じ、圧縮動力の増加になる。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適用しにくくな
る。このため、巻き角は許容される精度の範囲内におい
て極力３６０度が望ましいといえる。

【００２９】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回転軸の回
転角θｃは、θｃ＝１８０度であり、特開平５−２０２
８６９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回
転軸の回転角θｃは、θｃ＝２１０度である。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においては回転軸の回転角θ
ｃで１８０度、文献３及び文献４においては１５０度で
ある。

【００３０】圧縮行程の回転軸の回転角θｃが２１０度
の場合における軸の１回転中の各作動室（符号I、II、I
II、IVで示す）の圧縮行程線図を図２０（ａ）に示す。
但し、条数Ｎ＝４である。回転軸の回転角θｃが３６０
度内には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。

【００３１】同様に条数Ｎ＝３であり圧縮行程の回転軸
の回転角θｃが２１０度の場合を図２１（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。

【００３２】このような状態では、作動室が回転軸の周
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、ディスプレーサに働く自転モーメントが過大にな
り、ディスプレーサ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。

【００３３】この問題を解決するため、本実施の形態で
は、吸入終了から吐出終了までの（圧縮行程という場合
有り）回転軸の回転角θｃが、（（（Ｎ−１）／Ｎ）・
３６０）＜θｃ≦３６０ （度）（数１）を満たす
ように、ディスプレーサ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、前述の巻き
角が数式１の範囲になっている。図２０（ｂ）を参照す
ると、圧縮行程の回転軸の回転角θｃが、２７０度より
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２１
（ｂ）では、圧縮行程の回転軸の回転角θｃが、２４０
度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。

【００３４】このように圧縮行程の回転軸の回転角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、作動室が回
転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、ディスプレーサに働く自転モ
ーメントが低減され、ディスプレーサとシリンダとの接
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。

【００３５】一方、圧縮行程の回転軸の回転角θｃの上
限は数式１によると３６０度となっている。この圧縮行
程の回転軸の回転角θｃの上限は３６０度である。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度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度の場合に起こる２つの作動
室の圧力上昇が異なるために両者合流時に発生する不可
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２２を用いて説明する。

【００３６】圧縮行程が回転軸の回転角θｃで３７５度
となる容積形流体機械を図２２に示す。図２２（ａ）
は、図中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。この状態から回転軸の回転角θｃ
で１５度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２２（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２２（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、圧縮行程の回転軸の回転角
θｃの上限は３６０度が望ましい状態である。

【００３７】図２３は文献３若しくは文献４に記載され
た容積形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
回転軸の回転角θｃは２１０度である。この図におい
て、作動室数ｎは図２１（ａ）に示したようにｎ＝１あ
るいは２となる。この図は回転軸の回転角θが０度の状
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、ディスプレーサ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８ａの隙間容積内ガスの再
膨張により一旦吸入口７ａ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。

【００３８】ところで、図２３に示した容積形流体機械
の圧縮行程の回転軸の回転角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。圧縮行程の回転軸
の回転角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
ように圧縮行程の回転軸の回転角θｃを２４０度より大
きくすることは困難である。

【００３９】図２４に図２３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の一例を示
す。この図２４に示された圧縮要素の圧縮行程の回転軸
の回転角θｃは２４０度より大きい３６０度を実現して
いる。これは、図２３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
縮行程の回転軸の回転角θｃを拡大しようとしても最大
で２４０度が限界であるが、図２４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（ａ−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
ディスプレーサから見て突出するように形成され、ディ
スプレーサ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までの巻き角を２４０度より大きい３
６０度とすることができ、接点ｂから接点ｃまでの巻き
角を２４０度より大きい３６０度とすることができる。
この結果、圧縮行程の回転軸の回転角θｃを２４０度よ
り大きな３６０度とすることができ、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。

【００４０】容積形流体機械で高効率を達成するために
は、流体損失及び機械摩擦損失を低減させるとともに、
作動室を構成するシリンダとディスプレーサの摺動部の
すき間をできるだけ小さく保ち、作動流体の内部漏れを
低減することも重要となる。特に、ディスプレーサが比
較的偏平な形状となる旋回型流体機械では、シリンダ内
外の圧力差によりシリンダの両端部を閉塞している端板
の変形が生じ易く、ディスプレーサとこの端板間のすき
間（軸方向すき間）が大きくなると漏れ損失が増加（特
に、低圧チャンバの場合は端板が膨らみやすい）し、逆
に小さ過ぎる場合（高圧チャンバの場合は端板が潰され
やすい）には接触により機械摩擦損失が増加するためこ
のすき間を一定に保つことが重要となる。

【００４１】また、前記したディスプレーサに働く自転
モ−メントによりディスプレーサに僅かに回転が生じる
とシリンダとディスプレーサ間のすき間（半径方向すき
間）も変化するため、この自転モ−メントを効果的に支
持し、半径方向すき間を一定に保つことも高効率化を図
る上では重要となる。

【００４２】ディスプレーサと端板間のすき間（軸方向
すき間）を一定に保つ方法を、図４の要部拡大断面図に
より説明する。図において、旋回ピストン５の貫通孔５
ｂ内に配設された支持部材１２は、支持部材固定ボルト
１３によってシリンダヘッド８とフレ−ム７の端板間に
ねじ締め固定されている。支持部材固定ボルト１３の一
方は吐出弁１１及びストッパ１１ａの固定も兼ねてい
る。ここで、支持部材１２の高さ寸法はシリンダ４と略
同一の寸法Ｈにしており、旋回ピストン５の高さ寸法ｈ
はこの寸法Ｈより僅かに（約１０μｍ程度）小さな値に
設定されている。上記構成により、シリンダヘッド８と
フレ−ム７の端板の剛性が高くなるため、端板の板厚を
厚くすることなしに圧縮要素内外の圧力差（密閉容器３
内を低圧とするいわゆる低圧チャンバ方式であるため、
圧縮要素１内が高圧となり、この差圧によって圧縮要素
１が膨張傾向になる）による両端板の変形が防止され、
旋回ピストン５とこの端板間のすき間δ（軸方向すき
間）を非常に小さな値（約５μｍ）に一定に保つことが
可能になる。このため、作動流体の内部漏れを低減し性
能向上が図れる旋回形流体機械を提供することができる
とともに圧縮要素の軽量化も図れる。

【００４３】図５〜図７により、本実施の形態における
支持部材１２の固定方法及び圧縮要素の組立方法を説明
する。図５において、２１はボルトの締め付け工具、２
２は支持部材１２を端板面に固定するための位置決め治
具、２３は組立てのベ−スである。図６において、位置
決め治具２２は、外径寸法Ｄ、内径寸法ｄの同心のリン
グ形状をしており、両者の寸法差（Ｄ−ｄ）がほぼ旋回
半径εの２倍になっている。これは、実際にディスプレ
ーサを旋回運動させたとき貫通穴５ｂ内壁面に支持部材
１２が当接するようにすることで自転防止を図るためで
ある。図５に戻って、支持部材１２の組み込みは、ベ−
ス２３上に置かれたリング状の位置決め治具２２の外径
部に旋回ピストン５の貫通孔５ｂを嵌め込んで取付け、
次に、位置決め治具２２の内径部に支持部材１２を挿入
し、シリンダヘッド８に吐出弁１１及びストッパ１１ａ
を取り付けた状態で支持部材固定ボルト１３を締め付け
工具２１により支持部材１２にねじ締め付けることによ
って行なわれる。このようにディスプレーサ５の中心部
の駆動軸受５ａ周りに形成された複数の貫通孔５ｂを基
準にして、前記ディスプレーサ５の自転支持部材１２を
端板に固定することにより、支持部材１２の位置決めが
簡単に実現できる。

【００４４】圧縮要素の組立は、図７に示すように、ベ
−ス２３上に置いたフレ−ム７に駆動軸６を挿入し、こ
の駆動軸６のクランク部６ａに旋回ピストン５を取付
け、シリンダ４、副軸受（シリンダヘッドともいう）
８、吐出カバ−１４等の部品を順次組付け、最後に駆動
軸６をモ−タ等で回転させた状態で組立てボルト２０及
び片(下)側の支持部材固定ボルト１３を締め付け工具２
１でねじ締めすることによりに行なわれる（モ−タ等の
回転トルクが最も小さくなる状態でねじ締結される）。
以上により、旋回ピストンの自転支持機構を有する旋回
型流体機械の簡易な組立て方法を提供することができ
る。

【００４５】本実施の形態によれば、貫通穴を介して端
板間を固定するので、より中心に近いところで支持する
ことができ、低圧チャンバのように端板が膨張傾向にあ
っても十分変形を抑制することができる。

【００４６】なお、本実施の形態では、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。

【００４７】（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れ
る。

【００４８】（２）フロン等の冷媒に見られるように潤
滑油１５と相溶性のある作動流体では、圧力が低いため
潤滑油１５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、信頼性が向上
できる。

【００４９】（３）密閉容器３の耐圧を低くでき、薄肉
・軽量化が図れる。

【００５０】次に、他の実施の形態として密閉容器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８は、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縦断面図で図９のＧ−Ｇ断面に
相当、図９は、図８のＦ−Ｆ矢視で平面図、図１０は、
図８の要部拡大断面図である。

【００５１】図において、前述の図１〜図４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。８
ｂは吸入カバ−２４によってシリンダヘッド８に一体的
に形成された吸入室で、シ−ル部材１９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。７ａは吐
出カバ−１４により主軸受（フレ−ムとも云う）７に一
体的に形成された吐出室である。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。

【００５２】作動ガスの流れは図中に矢印で示すよう
に、吸入パイプ１６を通って吸入室８ｂに入った作動ガ
スは、シリンダヘッド８の端板に形成された吸入ポ−ト
９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１
８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、フレ−ム７の端板に形成された吐出ポ−ト
１０を通り吐出弁１１を押し上げて吐出室７ａ内に入
り、次いで密閉容器３内に入り、この密閉容器３に接続
された吐出パイプ１７より外部に流出する。

【００５３】このような高圧タイプの利点は、潤滑油１
５が高圧雰囲気中にあることから、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１５がディスプレーサ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り、作動室１８のシ−ル
性及び摺動部の潤滑性を向上できる点にある。また、こ
の実施の形態では、図１０に示すように支持部材１２は
組立ボルト２０と同様に貫通タイプの支持部材固定ボル
ト１３により固定されており、ディスプレーサ５の貫通
穴５ｂ自身を支持部材１２の位置決め治具として使用す
るため、圧縮要素の組立性がより簡略化される。

【００５４】本実施形態によれば、高圧チャンバのた
め、端板間が圧力によって押圧されてもディスプレーサ
の貫通穴を介して固定されているので、この押圧力によ
っても潰されることを抑制することができる。

【００５５】図１１は、他の実施の形態である支持部材
構造を示す要部拡大断面図である。この実施の形態では
ディスプレーサ５の貫通孔５ｂ内にディスプレーサ５と
は別種の耐摩耗材料でできたブシュ５ｃが圧入等で固定
されている。これにより、ディスプレーサ５の材料にア
ルミニウム合金やポリフェニレンサルファイド（ＰＰ
Ｓ）等のエンジニアリングプラスチック材料を用いるこ
とが可能となり、ディスプレーサ５の加工性が向上し、
コスト低減を図ることができるとともに圧縮機の軽量化
にも寄与することができる。

【００５６】図１２は、他の実施の形態に係る支持部材
構造を示す要部拡大断面図、図１３は、図１２のＪ−Ｊ
横断面図である。この実施の形態では支持部材１２の外
側に内径ｄ１、外径ｄ２の円筒状リング２５が自転自由
に嵌合されている。ディスプレーサ５の貫通孔５ｂの内
径Ｄとリング２５の外径ｄ２との寸法差（Ｄ−ｄ２）は
ほぼ旋回半径εの２倍になっている。リング２５が支持
部材１２に自転自由に嵌合されているため、リング２５
と貫通孔５ｂの接点での摺動速度が小さくなり、ディス
プレーサ５に作用する自転モ−メントを支持するための
機械摩擦損失を低減することができる。

【００５７】図１４は、他の実施の形態による支持部材
構造を示す要部拡大断面図である。この実施の形態では
段付き丸棒状の支持部材２６がフレ−ム７とシリンダヘ
ッド８に圧入等で固定されているため、締め付けボルト
が不要になり、組立が簡略化されるという効果を奏す
る。

【００５８】図１５は、支持部材を潤滑する構造を示す
要部拡大断面図である。上述した実施の形態にも適用し
うる。図１５において、２６ａは棒状支持部材２６の内
部に形成された給油穴、７ｂはフレ−ム７に形成された
給油通路で、棒状支持部材２６がフレ−ム７に圧入固定
された状態で両者が連通するようになっている。これに
より、駆動軸６の軸受摺動部に供給された潤滑油の一部
が給油通路７ｂ及び給油穴２６ａを通って、支持部材２
６と貫通孔５ｂとの摺動部に供給されるため、潤滑性が
改善され信頼性をより向上することができる。

【００５９】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。

【００６０】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の値の上限は実用上は８〜１０以下となる）。図
１６，図１７は、本発明の他の実施の形態に係る旋回型
流体機械の圧縮要素を示し、図１６はＮ＝２の場合、図
１７はＮ＝４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３に示したものと同様であり、
説明は省略する。

【００６１】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。

【００６２】（１）トルク変動が小さくなり、振動・騒
音が低減される。

【００６３】（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。

【００６４】（３）ディスプレーサに働く自転モ−メン
トが小さくなるため、ディスプレーサとシリンダの摺動
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。

【００６５】（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。

【００６６】図１６は、本発明の別の実施の形態に係る
旋回型流体機械の平面図で、作動室が２個の場合であ
る。図において、図１、図２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。ガス圧縮による軸
トルクの変動をある程度許容できるものでは、本実施の
形態のように作動室１８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。また、この実施の形
態では、作動室１８の数は２個だがディスプレーサ５の
貫通孔５ｂ内に配設された支持部材１２の数は４個と多
くなっている。このように支持部材１２の数が多くなる
ほど、ディスプレーサ５に作用する自転モ−メントを支
持部材１２でなめらかに支持することができるため、振
動を低減することができるとともに、支持部材１２の貫
通孔５ｂとの接触部の信頼性の向上を図ることができ
る。

【００６７】図１７は、本発明のさらに別の実施の形態
に係る旋回型流体機械の平面図で、作動室が４個の場合
である。これまで説明した実施の形態では支持部材１２
の輪郭形状はいずれも円だったが、本発明はこれに限定
されるものではない。支持部材１２の輪郭形状は、貫通
孔５ｂと相似の外形輪郭形状で両者間の最大空隙長が旋
回半径εの２倍となるようならどんな形状でもかまわな
い。図１７に示したの実施の形態では、長円形状の支持
部材１２とし、ディスプレーサ５に作用する自転モ−メ
ントをこれまでの線から面で支持する状態も可能にな
り、接触面圧を低下させて貫通孔５ｂとの摺動部の信頼
性を向上することができる。

【００６８】以上説明した容積形流体機械を空調システ
ムに適用した実施の形態を図１８に示す。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８
で説明した本発明の旋回型圧縮機３０、室外熱交換器３
１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を備えている。一点鎖
線３５は室外ユニット、３６は室内ユニットである。

【００６９】旋回型圧縮機３０は、図３において作動原
理図に示したように動作し、圧縮機を起動することによ
りシリンダ４とディスプレーサ５間で作動流体（例えば
フロンＨＣＦＣ２２、Ｒ４０７Ｃ若しくはＲ４１０Ａ
等）の圧縮作用が行われる。

【００７０】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１７から４
方弁３４を通り室外熱交換器３１に流入して、ファン３
１ａ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１６を経
て旋回型圧縮機３０に吸入される。

【００７１】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１７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１６を経て旋回型
圧縮機３０に吸入される。

【００７２】図１９に、冷凍（冷房）専用のサイクルに
本発明に係る旋回型圧縮機を搭載した冷凍システムを示
す。旋回型圧縮機３０を起動することによりシリンダ４
とディスプレーサ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１７から凝縮器３７に流入して、ファン３
７ａ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、蒸発器ファン３９ａの
送風作用により蒸発器３９で吸熱ガス化された後、吸入
パイプ１６を経て旋回型圧縮機３０に吸入される。ここ
に、図１８、図１９に示す実施の形態はともに本発明の
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として高
圧タイプを例にあげて説明したが、低圧タイプでも同様
に機能し、同様の効果を奏することができる。

【００７３】これまでに述べた実施の形態では、旋回型
流体機械として圧縮機を例に挙げて説明したが、本発明
はこれ以外にポンプ、膨張機、動力機械等にも応用する
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（ディスプレーサ）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。

【００７４】

【発明の効果】以上詳細に説明したように、本発明によ
れば、ディスプレーサ内部を貫通し、シリンダの両端開
口を閉塞する端板に固定される支持部材を配設する構成
により、ディスプレーサ摺動部のすき間を一定に保ち、
作動流体の内部漏れを低減することにより性能向上が図
れ、かつ信頼性の高い旋回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】本発明の一実施の形態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縦断面図（図２のＢ−
Ｂ断面に相当）。

【図２】図１のＡ−Ａ平面図。

【図３】本発明に係る旋回型流体機械の作動原理説明
図。

【図４】図２のＣ−Ｃ断面に相当する要部拡大断面図。

【図５】本発明に係る旋回型流体機械の支持部材組立て
説明図。

【図６】図５のＥ−Ｅ断面図。

【図７】本発明に係る旋回型流体機械の圧縮要素組立て
説明図。

【図８】本発明の他の実施の形態に係る密閉型圧縮機の
縦断面図（図９のＧ−Ｇ断面に相当）。

【図９】図８のＦ−Ｆ平面図。

【図１０】図８の要部拡大断面図。

【図１１】本発明に係る他の支持部材構造を示す要部拡
大断面図。

【図１２】本発明に係るもう一つ他の支持部材構造を示
す要部拡大断面図。

【図１３】図１２のＪ−Ｊ横断面図。

【図１４】本発明に係る別の支持部材構造を示す要部拡
大断面図。

【図１５】本発明に係るもう一つ別の支持部材構造を示
す要部拡大断面図。

【図１６】本発明の別の実施の形態に係る作動室が２個
の場合の旋回型流体機械の平面図。

【図１７】本発明のもう一つ別の実施の形態に係る作動
室が４個の場合の旋回型流体機械の平面図。

【図１８】本発明の旋回型圧縮機を適用した空調システ
ム。

【図１９】本発明の旋回型圧縮機を適用した冷凍システ
ム。

【図２０】４条ラップにおける回転軸の回転角と作動室
の関係を示す図。

【図２１】３条ラップにおける回転軸の回転角と作動室
の関係を示す図。

【図２２】圧縮要素の巻角が３６０度より大きい場合の
動作説明図。

【図２３】圧縮要素の巻角の拡大を説明する図。

【図２４】図１に示した容積形流体機械の変形例。

【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……ディスプレーサ、５ａ……軸受、５ｂ……貫
通穴、６……駆動軸、６ａ……クランク部、６ｂ……給
油穴、７……フレ−ム、７ａ……吐出室、７ｂ……給油
通路、８……シリンダヘッド、８ａ……吐出室、８ｂ…
…吸入室、９……吸入ポ−ト、１０……吐出ポ−ト、１
１……吐出弁、１２……支持部材、１３……支持部材固
定ボルト、１４……吐出カバ−、１５……潤滑油、１６
……吸入パイプ、１７……吐出パイプ、１８……作動
室、１９……シ−ル部材、２０……組立てボルト、２１
……締め付け工具、２２……位置決め治具、２３……ベ
−ス、２４……吸入カバ−、２５……リング、２６……
棒状支持部材、２６ａ……給油穴、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、ｏ……ディスプレーサ中
心、ｏ’……シリンダ中心。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (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

Claims (5)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】端板間にディスプレーサとシリンダとが配
   置され、前記シリンダ中心と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形流体機械におい
   て、前記ディスプレ−サに設けられた貫通穴と、前記端
   板間をこの貫通穴を介して固定する部材とを備えた容積
   形流体機械。
2. 【請求項２】端板間にディスプレーサとシリンダとが配
   置され、前記シリンダ中心と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形流体機械におい
   て、前記ディスプレ−サに設けられた貫通穴と、この貫
   通穴内に挿入され前記両端板により固定される支持部材
   を備えた容積形流体機械。
3. 【請求項３】端板間にディスプレーサとシリンダとが配
   置され、前記シリンダ中心と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形流体機械におい
   て、前記ディスプレ−サ内部を貫通して配設された支持
   部材の周りに前記ディスプレ−サが旋回運動可能な空隙
   を形成した容積形流体機械。
4. 【請求項４】請求項１、請求項２若しくは請求項３にお
   いて、前記端板に吐出口を開閉する吐出弁を形成した容
   積型流体機械。
5. 【請求項５】請求項２において、前記支持部材は、ディ
   スプレ−サに形成された貫通孔と相似の外形輪郭形状を
   有し、前記貫通孔との最大空隙長がほぼ前記ディスプレ
   −サの（旋回）運動半径の２倍となるものである容積形
   流体機械。