JPH1150978A

JPH1150978A - 容積形流体機械及び空気調和機

Info

Publication number: JPH1150978A
Application number: JP20610697A
Authority: JP
Inventors: Kunihiko Takao; 邦彦高尾; Takeshi Kono; 雄幸野; Hirokatsu Kosokabe; 弘勝香曽我部; Shigeru Machida; 茂町田; Kenji Tojo; 健司東條; Koichi Inaba; 恒一稲場; Kenichi Oshima; 健一大島
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1997-07-31
Filing date: 1997-07-31
Publication date: 1999-02-23

Abstract

(57)【要約】【課題】ディスプレーサに働く自転モ−メントを低減
し、摩擦・摩耗の問題を解決するとともに、軸受け部や
摺動部への確実な給油手実施することにより信頼性の高
い容積形流体機械を提供すること。【解決手段】断面形状が連続した曲線で構成される中
空シリンダ４内でディスプレーサ５を旋回することによ
り複数の作動室が形成され、前記シリンダ４内方に向か
って突出する突出部の数を４ないし５に構成するととも
に、前記ディスプレーサ５を駆動する回転軸６に潤滑油
溜り１２に連通する給油通路４１を設け、該給油通路に
連通し、半径方向外向きに形成された軸受け給油孔を設
置した構成とする。

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、特に容積形流体機械及び空気調
和機に関する。

【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°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°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回転軸の回転角で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°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。また、これら文献に示された流体機械では、各軸受
け部への給油手段や給油方法などについての技術的開示
がされておらず、信頼性が低下する問題がある。

【０００９】本発明の目的は、ディスプレーサに働く自
転モ−メントを低減し、摩擦・摩耗の問題を解決すると
ともに、軸受け部や摺動部への確実な給油手実施するこ
とにより信頼性の高い容積形流体機械を提供することに
ある。

【００１０】

【課題を解決するための手段】上記目的目的を達成する
ため、本発明にかかる容積形流体機械は、端板間にディ
スプレーサとシリンダとを配置し、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、前記ディスプレーサを駆動
する回転軸に潤滑油溜りに連通する給油通路を設け、該
給油通路に連通し、半径方向外向きに形成された軸受け
給油孔と、該軸受け給油孔に連通して形成された給油溝
で構成され、前記潤滑油溜りに連通する前記給油通路に
遠心ポンプ手段を設置することである。

【００１１】そして、端板間に平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、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前記端板により複数の空
間を形成するディスプレーサと、このディスプレーサを
駆動する回転軸と、この回転軸を回転駆動する電動機要
素とを備えた容積形流体機械において、前記ディスプレ
ーサに作用する荷重を前記端板で支持するとともに、前
記電動機要素を支持する補助軸受け手段を設けることで
ある。

【００１２】また、端板間にディスプレーサとシリンダ
とを配置し、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、前記複数の空間のう
ち、吸入が終了し吐出が終了するまでの行程となってい
る空間の数の最大値が、前記シリンダ内方に向かって突
出する突出部の数以上となるように前記シリンダ内壁面
及び前記ディスプレーサ外壁面が形成される容積形流体
機械において、前記シリンダ内方に向かって突出する突
出部の数を４ないし５に構成することである。

【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、本発明の１実
施形態である容積形流体機械の構造を図１乃至図３を用
いて説明する。図１(a)は本発明の１実施形態である容
積形流体機械を圧縮機として用いた場合における密閉型
圧縮機の要部を示す縦断面図（(b)のA-A断面図）、(b)
は(a)のB-B矢視で圧縮室を形成している状態を示す平面
図、図２は容積形圧縮要素の作動原理図、図３は本発明
の１実施形態である容積形流体機械を圧縮機として用い
た場合における密閉型圧縮機の縦断面図である。

【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２（図示なし）
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１(b)には同一輪郭形状が３組組み合わされた３
条ラップが示されている。シリンダ４の内周形状は、中
空部が１２０°（中心ｏ’）毎に同一の形状が表れるよ
うに形成されている。この個々の中空部の端部には、内
方に向かって突出する複数（この場合は３条ラップであ
るので３つ存在する）の略円弧形状のベ−ン４ｂを有す
る。ディスプレーサ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基本形状として一定幅の隙間が
形成される。

【００１５】次に、容積形圧縮要素１の作動原理を図１
及び図２により説明する。記号ｏはディスプレーサ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°（設計思
想は３６０°であるが製造誤差のため丁度その値にはな
らないという意味である。以下、同様。尚、この巻き角
については詳細を後述する）の渦曲線で、外壁曲線（ｇ
−ｂ）は巻き角がほぼ３６０°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°）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°）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２を用いて説明す
る。７ａは吸入ポートであり、８ａは吐出ポートであ
り、夫々３か所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周りに複数の作動室１５（シリンダ内周輪
郭（内壁）とディスプレーサ外周輪郭（側壁）とにより
囲まれて密閉された複数の空間のうち、吸入が終了し圧
縮（吐出）行程となっている空間をいう。すなわち吸入
終了から吐出終了までの期間となっている空間。前述の
巻角が３６０゜の場合に限ると、圧縮終了時点ではこの
空間は無くなるが、その瞬間に吸入も終了するのでこの
空間を１つと勘定する。但し、ポンプとして用いる場合
は、吐出ポートを介して外部と連通している空間をい
う）が形成される（本実施の形態では常時３個の作動
室）。

【００１８】接点ａと接点ｂで囲まれハッチングが施さ
れた１つの作動室（吸入終了時点では２つに別れている
が、圧縮行程が開始されると直ぐにこの２つの作動室は
つながって１つになる）に着目して説明する。図２
（１）が吸入ポート７ａからこの作動室への作動ガスの
吸入が終了した状態である。この状態から９０°回転軸
６が回転した状態が図２（２）で、回転が進み最初から
１８０°回転した状態が図２（３）で、さらに回転が進
み最初から２７０°回転した状態が図２（４）である。
図２（４）から９０°回転すると最初の図２（１）の状
態に戻る。これより、回転が進むに従って作動室１５は
その容積を縮少し、吐出ポート８ａは吐出弁９（図１に
示す）で閉じられているため作動流体の圧縮作用が行わ
れることになる。

【００１９】そして、作動室１５内の圧力が外部の吐出
圧力よりも高くなると圧力差で吐出弁９が自動的に開
き、圧縮された作動ガスは吐出ポート８ａを通って吐き
出される。吸入終了（圧縮開始）から、吐出終了までの
回転軸の回転角は３６０°で、圧縮、吐出の各行程が実
施されている間に次の吸入行程が準備されており、吐出
終了時が次の圧縮開始となる。例えば、接点ａとｄによ
って形成される空間に着目すると、図２（１）の段階で
既に吸入ポート７ａから吸入が開始されており、回転が
進むにつれてその容積が増し、図２（４）の状態になる
と、この空間は分断される。この分断された量に相当す
る流体は接点ｂとｅによって形成される空間から補われ
る。

【００２０】この補われ方について詳述する。図２
（１）の状態の接点ａとｂとにより形成された作動室の
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２（３）に示されるように
広がった後、図２（４）になると分断されてる。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２
（４）において吸入過程にある接点ｂとｅによって形成
される空間が、図２（１）に示されるように分断され
て、吐出ポート付近の接点ｅと接点ｂとにより形成され
る空間に流入している流体によって充当される。これ
は、前述したように、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。

【００２１】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。

【００２２】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
軸受５ａの周りにほぼ等ピッチで分散して配設され、各
作動室は各々位相がずれて圧縮が行われる。すなわち、
一つの空間に着目すると吸入から吐出までは回転軸の回
転角で３６０°ではあるが、本実施形態の場合３個の作
動室が形成され、これらが１２０°ずれた位相で吐出を
するので、流体である冷媒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°間に３回冷媒を
吐出することになる。

【００２３】さて、圧縮動作を終了した瞬間の空間（接
点ａとｂによって囲まれた空間）を一つの空間として見
做すと、本実施形態の如く巻角が３６０゜の場合、いず
れの圧縮機動作状態においても、吸入行程となっている
空間と圧縮行程となっている空間とが交互になるように
設計されており、このため、圧縮行程が終了した瞬間直
ちに次の圧縮行程に移行することができ、滑らかで連続
的に流体を圧縮することができる。

【００２４】次に、このような形状をした容積（旋回）
型圧縮要素１を組み込んだ圧縮機を図１及び図３を用い
て説明する。図３において、旋回型圧縮要素１は、上記
詳述したシリンダ４及びディスプレーサ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７と副軸受８、前記主軸受７の端板
に形成された吸入ポ−ト７ａ、前記副軸受８の端板に形
成された吐出ポート８ａ、この吐出ポート８ａを差圧で
開閉する吐出弁９を有する。但し吐出弁９はリード弁形
式でもよい。５ｂはディスプレーサ５に形成された貫通
穴である。また、１０は主軸受７に取り付けられた吸入
カバー、１１は副軸受８に一体的に吐出室８ｂを形成す
るための吐出カバーである。

【００２５】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。１２は密閉容
器３の内の底部に溜められた潤滑油１２で、この中に回
転軸６の下端部が浸かっている。１３は吸入パイプ、１
４は吐出パイプ、１５はシリンダ４の内周壁４ａ及びベ
ーン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８ｂはＯリン
グ等のシール部材１６により密閉容器３内の圧力と区画
されている。

【００２６】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１３を通って密閉容器３に入った作動
ガスは、主軸受７に取り付けられた吸入カバー１０内に
入り吸入ポート７ａ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８の端板に形成され
た吐出ポート８ａを通り吐出弁９を押し上げて吐出室８
ｂ内に入り、吐出パイプ１４を通って外部に流出する。
尚、吸入パイプ１３と吸入カバー１０との間に隙間が形
成されている理由は、作動ガスを電動機要素２内にも流
通させることによって電動機要素を冷却するためであ
る。

【００２７】内部に溜められた潤滑油１２は、差圧や遠
心ポンプ給油によって底部から回転軸内部に設けられた
穴を通って、各摺動部に送られ潤滑する。この一部は作
動室内部にも隙間を通って供給される。

【００２８】ここで、本発明の容積形圧縮要素１を構成
する主要部品であるディスプレーサ５及びシリンダ４の
輪郭形状の構成方法の一例を図４乃至図６を用いて説明
する（３条ラップの場合を例にあげる）。図４（ａ）
（ｂ）は、一例として平面形状が円弧の組合せにより構
成されたディスプレーサの形状の一例で、（ａ）は平面
図、（ｂ）は側面図である。図５（ａ）（ｂ）は、図４
に示したディスプレーサの対となって噛み合うシリンダ
形状の一例で、（ａ）は平面図、（ｂ）は側面図であ
る。また、図６は、図４に示したディスプレーサの中心
ｏと図５示したシリンダの中心ｏ’とを重ねてピストン
とシリンダの壁面の一部分を描いた図である。

【００２９】図４（ａ）において、ディスプレーサの平
面形状は中心ｏ（正三角形ＩＪＫの図心）の周りに同一
の輪郭形状が３箇所連続して接続されている。その輪郭
形状は、半径Ｒ１から半径Ｒ７までの全部で７つの円弧
で形成されており、点ｐ，ｑ，ｒ，ｓ，ｔ，ｕ，ｖ，ｗ
は夫々異なる半径の円弧の接続点である。曲線ｐｑは、
正三角形の一辺ＩＫ上に中心を持つ半径Ｒ１の円弧、こ
こで、点ｐは頂点ＩよりＲ７の距離にある。曲線ｑｒは
接続点ｑと半径Ｒ１の中心を結ぶ直線の延長線上に中心
を持つ半径Ｒ２の円弧、曲線ｒｓは接続点ｒと半径Ｒ２
の中心を結ぶ直線上に中心を持つ半径Ｒ３の円弧、曲線
ｓｔは同様に接続点ｓと半径Ｒ３の中心を結ぶ直線の延
長線上に中心を持つ半径Ｒ４の円弧である。曲線ｔｕは
接続点ｔと半径Ｒ４の中心を結ぶ直線の延長線上に中心
を持つ半径Ｒ５の円弧、曲線ｕｖは接続点ｕと半径Ｒ５
の中心を結ぶ直線の延長線上の図心ｏを中心とする半径
Ｒ６の円弧、曲線ｖｗは接続点ｖと半径Ｒ６の中心（図
心ｏ）を結ぶ直線上の頂点Ｊを中心とする半径Ｒ７の円
弧である。

【００３０】尚、半径Ｒ１，Ｒ２，Ｒ３，Ｒ４，Ｒ５，
Ｒ６の夫々の円弧の角度は接点において滑らかに接続す
る（接点での接線の傾きが同一）という条件により決め
られる。点ｐから点ｗに至る輪郭形状を図心ｏを中心に
反時計周りに１２０°回転させると点ｗに点ｐが重な
り、さらに１２０°回転させると全周の輪郭形状が完成
する。これによりディスプレーサの平面形状が得られ、
厚みｈを与えることによってディスプレーサが構成され
る。ディスプレーサの平面形状が決まると、このディス
プレーサが旋回半径εで旋回運動したときにこれに噛み
合うシリンダの輪郭形状は、図６に示されるようにディ
スプレーサの輪郭形状を構成する曲線の外側の法線距離
がεのオフセット曲線となる。

【００３１】図５によりシリンダの輪郭形状を説明す
る。三角形ＩＪＫは図４と同一の正三角形である。輪郭
形状は、ディスプレーサと同様に全部で７つの円弧で形
成されており、点ｐ’，ｑ’，ｒ’，ｓ’，ｔ’，
ｕ’，ｖ’，ｗ’は夫々異なる半径の円弧の接続点であ
る。曲線ｐ’ｑ’は、正三角形の一辺ＩＫ上に中心を持
つ半径（Ｒ１−ε）の円弧、ここで、点ｐ’は頂点Ｉよ
り（Ｒ７＋ε）の距離にある。曲線ｑ’ｒ’は接続点
ｑ’と半径（Ｒ１−ε）の中心を結ぶ直線の延長線上に
中心を持つ半径（Ｒ２−ε）の円弧、曲線ｒ’ｓ’は接
続点ｒ’と半径（Ｒ２−ε）の中心を結ぶ直線上に中心
を持つ半径（Ｒ３−ε）の円弧、曲線ｓ’ｔ’は同様に
ｓ’と半径（Ｒ３−ε）の中心を結ぶ直線上に中心を持
つ半径（Ｒ４＋ε）の円弧である。曲線ｔ’ｕ’は接続
点ｔ’と半径（Ｒ４＋ε）の中心を結ぶ直線の延長線上
に中心を持つ半径（Ｒ５＋ε）の円弧、曲線ｕ’ｖ’は
接続点ｕ’と半径（Ｒ５＋ε）の中心を結ぶ直線の延長
線上の図心ｏ’を中心とする半径（Ｒ６＋ε）の円弧、
曲線ｖ’ｗ’は接続点ｖ’と半径（Ｒ６＋ε）の中心
（図心ｏ’）を結ぶ直線上の頂点Ｊを中心とする半径
（Ｒ７＋ε）の円弧である。

【００３２】尚、半径（Ｒ１−ε），（Ｒ２−ε），
（Ｒ３−ε），（Ｒ４＋ε），（Ｒ５＋ε），（Ｒ６＋
ε）の夫々の円弧の角度はディスプレーサ同様、夫々の
接点において滑らかに接続する（接続点での接線の傾き
が同一）という条件により決められる。点ｐ’から点
ｗ’に至る輪郭形状を図心ｏ’を中心反時計周りに１２
０°回転させると点ｗ’に点ｐ’が一致し、さらに１２
０°回転させると全周の輪郭形状が完成する。これによ
りシリンダの平面形状が得られる。シリンダの厚みＨ
は、ディスプレーサの厚みｈよりわずかに厚くなってい
る。

【００３３】図６はディスプレーサの中心ｏとシリンダ
の中心ｏ’を重ねその一部を表した図である。ディスプ
レーサとシリンダとの間に形成される隙間は旋回半径に
等しいεとなるようにしている。尚、この隙間は、全周
においてεであることが望ましいが、ディスプレーサの
外周輪郭とシリンダの内周輪郭とにより形成される作動
室が正常な動作をする範囲において、何らかの理由によ
って、この関係が崩れる箇所があっても差し支えない。

【００３４】尚、ここではディスプレーサ外壁及びシリ
ンダ内壁の輪郭形状の構成方法として複数円弧の組合せ
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（ｎ次式で表される曲線等）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。

【００３５】図１乃至図６にて説明した１実施形態の作
用効果を以下説明する。図７は、吸入終了時からの回転
軸の回転角θを横軸にとって本発明における作動室の容
積変化特性（吸入容積Ｖｓと作動室容積Ｖの比で表す）
を他形式の圧縮機と比較して示す。これより本実施形態
に係る容積形圧縮要素１の容積変化特性は、吐出開始容
積比０．３７の空調機の一種の運転条件（例えば作動ガ
スがフロンＨＣＦＣ２２の場合、吸入圧力Ｐｓ＝０．６
４ＭＰａ，吐出圧力Ｐｄ＝２．０７ＭＰａ）で比べて見
ると、圧縮過程はレシプロ式とほぼ同等で、短時間に圧
縮過程が終了するため作動ガスの漏れが低減され、圧縮
機の能力及び効率を向上することができる。一方、吐出
過程はロータリ式（ローリングピストン型）よりも約５
０％長くなり、吐出流速が遅くなるため圧力損失が低減
され、吐出過程の流体損失（過圧縮損失）を大幅に低減
して性能向上を図ることができる。

【００３６】図８は、本実施形態における回転軸１回転
中の仕事量の変化、すなわちガス圧縮トルクＴの変化を
他形式の圧縮機と比較して示す（ここに、Ｔｍは平均ト
ルクである）。これより本発明の容積形圧縮要素１のト
ルク変動はロータリ式の約１／１０と非常に小さく、ス
クロール式と同等だが、スクロール式のオルダムリング
のような旋回スクロール自転防止のために往復摺動する
機構をもたないため、回転軸系の慣性バランスがとれた
圧縮機の振動・騒音を低減することができる。

【００３７】また、図４に示すように輪郭線はスクロー
ル式のような長い渦巻き形状でないため、加工時間の短
縮、コスト低減が図れるとともに、渦巻き形状を保持す
るための端板（鏡板）が無いので、冶具を貫通させて加
工することができなかったスクロール式に比べてロータ
リ式並の加工で製作することができる。さらに、ガス圧
によるスラスト荷重はディスプレーサに作用しないの
で、スクロール圧縮機に見られるような圧縮機の性能に
重要な影響をおよぼす軸方向クリアランスの管理もしや
すくなるため性能向上が図れる。さらに、計算の結果、
同一容積、同一外径のスクロール圧縮機と比較すると、
厚みを薄くすることができ、圧縮機の小型、軽量化にも
寄与することができる。

【００３８】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゜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゜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゜で元の状態に戻る。この巻き
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°よりも
大きくすると回転軸の回転角も３６０゜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°が望ましいといえる。

【００３９】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゜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゜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゜、文献３及び文献４においては１５０゜で
ある。

【００４０】圧縮行程の回転軸の回転角θｃが２１０゜
の場合における軸の１回転中の各作動室（符号Ｉ、II、
III、IVで示す）の圧縮行程線図を図９（ａ）に示す。
但し、条数Ｎ＝４である。回転軸の回転角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。

【００４１】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゜の場合を図１０（ａ）に示す。
この場合も同時に形成される作動室数ｎは、ｎ＝１ある
いは２であり、同時に形成される作動室数の最大値は条
数よりも少ない２である。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。

【００４２】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゜（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。

【００４３】図９（ｂ）を参照すると、圧縮行程の回転
軸の回転角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。

【００４４】また、図１０（ｂ）では、圧縮行程の回転
軸の回転角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。

【００４５】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。

【００４６】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゜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゜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１１を用いて説明する。

【００４７】圧縮行程が回転軸の回転角θｃで３７５゜
となる容積形流体機械を図１１に示す。図１１（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。吐出ポート
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゜回転が進んだ状態を図１１（ｂ）に示す。
吐出ポート８ａと両作動室１５ａと１５ｂが連通する直
前の状態である。このとき作動室１５ａの容積は図１１
（ａ）の吸入終了時よりも小さく圧縮が進行しており圧
力も吸入圧力Ｐｓよりも高い圧力になっている。これに
対して、作動室１５ｂの容積は逆に吸入終了時よりも大
きくなっており、膨張作用により圧力も吸入圧力Ｐｓよ
りも低くなっている。次の瞬間作動室１５ａと１５ｂが
合体（連通）する際に、図１１（ｃ）に矢印で示すよう
な不可逆的な混合が起こり、圧縮動力の増加による性能
低下が発生することとなる。従って、圧縮行程の回転軸
の回転角θｃの上限は３６０゜が望ましい状態である。

【００４８】図１２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（巻き角）は２１０゜である。この
図において、作動室数ｎは図１０（ａ）に示したように
ｎ＝１あるいは２となる。この図は回転軸の回転角θが
０゜の状態を示しており、作動室数ｎは２である。本図
から明らかなように、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、吸入ポート７ａと吐出
ポート８ａが連通している。このため、吐出ポート８ａ
の隙間容積内ガスの再膨張により一旦吸入ポート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。

【００４９】ところで、図１２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゜より大
きくすることは困難である。

【００５０】図１３に図１２に示された容積形流体機械
と同一行程容積（吸入容積）、同一外径寸法、同一旋回
半径の容積形流体機械の圧縮要素の実施形態の一例を示
す。この図１３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゜より大きい３６０゜を実現して
いる。これは、図１２に示された圧縮要素では、作動室
を形成するシール点間が滑らかな曲線によって構成され
ているため、例え、本実施の形態の考え方に基づいて圧
縮行程の回転軸の回転角θｃを拡大しようとしても最大
で２４０゜が限界であるが、図１３に示された本実施の
形態による圧縮要素では、シール点間（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゜より大きい３
６０゜とすることができ、接点ｂから接点ｃまでの巻き
角を２４０゜より大きい３６０゜とすることができる。
この結果、圧縮行程の回転軸の回転角θｃを２４０゜よ
り大きな３６０゜とすることができ、作動室数ｎの最大
値を条数Ｎ以上とすることができる。このため、作動室
が分散配置され自転モーメントを小さくすることができ
る。

【００５１】さらに、このように有効に機能しうる作動
室数が増加したことで、図１２に記載の圧縮要素のシリ
ンダ高さ（厚み）をＨとしたとき、図１３に記載の圧縮
要素のシリンダ高さは０．７Ｈとなり、３０％低くなる
ので、圧縮要素の小型化を図ることができる。

【００５２】図１４は、本実施形態におけるディスプレ
ーサ５に作用する荷重及びモ−メントの説明図である。
記号θは回転軸６の回転角、εは旋回半径である。作動
ガスの圧縮に伴い、各作動室１５の内圧によってディス
プレーサ５には、図に示すように偏心方向に直角な接線
方向力Ｆｔと偏心方向にあたる半径方向力Ｆｒが作用す
る。ＦｔとＦｒの合力がＦである。この合力Ｆのディス
プレーサ５の中心ｏからのずれ（腕の長さｌ）によって
ディスプレーサを回転させようとする自転モ−メントＭ
（＝Ｆ・ｌ）が働く。この自転モーメントＭを支えるの
がディスプレーサ５とシリンダ４の接点ｅと接点ｂにお
ける反力Ｒ１と反力Ｒ２である。本発明では常時、吸入
ポート７ａに近い２ないし３箇所の接点でモーメントを
受け、その他の接点には反力が作用しない。

【００５３】本発明の容積形圧縮要素１は、ディスプレ
ーサ５の中心部に嵌合された回転軸６のクランク部６ａ
の周りにほぼ等ピッチで吸入終了から吐出終了までの回
転軸の回転角がほぼ３６０°となる作動室を分散して配
設しているため、合力Ｆの作用点をディスプレーサ５の
中心ｏに近付けることができ、モーメントの腕の長さｌ
を縮少して自転モーメントＭを低減することができる。
したがって、反力Ｒ１と反力Ｒ２が軽減される。また、
接点ｇと接点ｂの位置からわかるように、自転モーメン
トＭをうけるディスプレーサ５とシリンダ４の摺動部位
を、温度が低く油粘度の高い作動ガスの吸入口７ａ付近
になるようにしているため摺動部の油膜が確保され、摩
擦・摩耗の問題を解決した信頼性の高い容積形流体機械
を提供することが出来る。

【００５４】図１５は作動流体の内圧によってディスプ
レーサに働く軸１回転中の自転モーメントＭを図１２に
示された圧縮要素及び図１３に示された圧縮要素で比較
したものである。計算条件は作動流体ＨＦＣ１３４ａの
冷凍条件（吸入圧力Ｐｓ＝０．０９５ＭＰａ、吐出圧力
Ｐｄ＝１．０４３ＭＰａ）である。これにより作動室数
ｎの最大値が条数以上となる本実施の形態による圧縮要
素では、吸入終了から吐出終了までの作動室が回転軸の
周りにほぼ等ピッチで分散して配置されるため力学的な
バランスがよくなり、圧縮による荷重ベクトルがほぼ中
心を向くように構成できる。このためディスプレーサに
働く自転モーメントＭを低減することができる。この結
果、ディスプレーサとシリンダの接触荷重も軽減され機
械効率を向上することができると共に圧縮機としての信
頼性を向上することができる。

【００５５】ここで、吸入ポート７ａと吐出ポート８ａ
とが連通する期間と圧縮行程回転軸の回転角との関係に
ついて説明する。吸入口と吐出口が連通する期間、すな
わち作動流体の吐出が終了してから次の圧縮行程が始ま
る（吸入終了）までの間の回転軸の回転角で表すタイム
ラグΔθは、圧縮行程の回転軸の回転角θｃとして、Δ
θ＝３６０゜−θｃで表される。Δθ≦０゜の場合は、
吸入ポートと吐出ポートが連通する期間が存在しないた
め、吐出ポートの隙間容積内ガスの再膨張による吸入効
率の低下はない。Δθ＞０゜の場合には吸入ポートと吐
出ポートが連通する期間が存在するため、吐出ポートの
隙間容積内ガスの再膨張に起因する吸入効率の低下が起
こり、圧縮機の（冷凍）能力が低下することになる。ま
た、吸入効率（体積効率）の低下は圧縮機のエネルギ効
率である断熱効率あるいは成績係数の低下にもつなが
る。

【００５６】圧縮行程の回転軸の回転角θｃはディスプ
レーサあるいはシリンダの輪郭曲線の巻き角と吸入ポー
ト及び吐出ポートの位置によって決定される。ディスプ
レーサあるいはシリンダの輪郭曲線の巻き角を３６０゜
にした場合には、圧縮行程の回転軸の回転角θｃは３６
０゜にできると共に吸入ポートあるいは吐出ポートのシ
ール点を移動することによってθｃ＜３６０゜にもする
ことができる。しかし、θｃ＞３６０゜にはすることは
できない。例えば、前述の図１１に示した圧縮要素の圧
縮行程の回転軸の回転角θｃ＝３７５゜を吐出口の位置
や大きさを変えることによりθｃ＝３６０゜に変更する
ことができる。これは、図１１における吸入終了状態の
直後に作動室１５ａと作動室１５ｂとが連通するように
吐出ポートを大きくすることにより実現することができ
る。このような変更を行うことによりθｃ＝３７５゜の
時に発生していた２つの作動室の圧力上昇が異なるため
に起こる不可逆的な混合ロスを低減することができる。
従って、輪郭曲線の巻き角は、圧縮行程の回転軸の回転
角θｃを決定する必要条件ではあるが十分条件ではない
と云うことができる。

【００５７】さて、上記説明した本実施形態、即ち図３
に示す実施形態では、密閉容器３内の圧力が低圧（吸入
圧力）に保持される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。（１）圧縮された高温の作動ガスによる電動要素２の加
熱が少なく、吸入ガスによって冷却されるため、固定子
２ａ，回転子２ｂの温度が低下し、モータ効率が向上し
て性能向上が図ることができる。（２）フロン等の潤滑油１２と相溶性のある作動流体で
は、圧力が低いため潤滑油１２中に溶解する作動ガスの
割合が少なくなり、軸受等での油の発泡現象が起こりに
くく、信頼性を向上することができる。（３）密閉容器３の耐圧を低くでき、薄肉・軽量化が図
ることができる。

【００５８】次に、密閉容器３内の圧力が高圧（吐出圧
力）に保持されるタイプのものについて説明する。図１
６は、本発明の他の実施形態に係る旋回型流体機械を圧
縮機として用いた高圧タイプの密閉型圧縮機の要部拡大
断面図である。図１６において、前述の図１〜図３と同
一符号を付したものは同一部品であり、同一の作用をな
す。図において、７ｂは吸入カバー１０によって主軸受
７に一体的に形成された吸入室で、シール部材１６等に
よって密閉容器３内の圧力（吐出圧力）と区画されてい
る。１７は吐出室８ｂ内と密閉容器３内を連通する吐出
通路である。容積形圧縮要素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。

【００５９】作動ガスの流れは図中に矢印で示すよう
に、吸入パイプ１３を通って吸入室７ｂに入った作動ガ
スは、主軸受７に形成された吸入ポート７ａ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１５の容積が
縮少することにより圧縮される。圧縮された作動ガス
は、副軸受８の端板に形成された吐出ポート８ａを通り
吐出弁９を押し上げて吐出室８ｂ内に入り、吐出通路１
７を通って密閉容器３内に入り、この密閉容器３に接続
された吐出パイプ（図示せず）より外部に流出する。こ
のような高圧タイプの利点は、潤滑油１２が高圧になっ
ているため、回転軸６の回転による遠心ポンプ作用等に
よって各軸受摺動部に給油された潤滑油１２がディスプ
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
れ易くなるため、作動室１５のシール性及び摺動部の潤
滑性を向上できる点にある。

【００６０】以上、本発明の容積形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。

【００６１】次に本発明の実施例に係るディスプレーサ
の製造方法、特にその独特の形状をした外周輪郭の仕上
げ方法について説明する。図１７はこの説明図であり、
図１８はディスプレーサの外周加工状態の断面図であ
る。図において、１８は加工治具でベース１８ａとこの
ベース１８ａに固定された複数のピン部１８ｂ及び工作
物を固定するクランプ１８ｃよりなる。１９は加工工具
で研削用工具１９ａ、切削用工具１９ｂ等からなる。鋳
物あるいは鍛造等で作られたディスプレーサ５の素材は
まず両端面を加工され、位置決め用の貫通穴５ｂ及び軸
受５ａが精密に位置決め加工される。

【００６２】次に、図１７に示すように前記貫通穴５ｂ
を基準に加工治具１８のピン部１８ｂに沿って嵌合さ
れ、クランプ１８ｃによりベース１８ａにねじあるいは
機械力で締め付け固定される。この取り付け状態（図１
８）で、マシニングセンタ等を用い、研削用工具１９
ａ、切削用工具１９ｂ等により外周輪郭の仕上げ加工が
行われる。このように、ディスプレーサ５の中心部の軸
受５ａ周りに複数の貫通穴５ｂを形成し、この貫通穴５
ｂを加工治具１８への取付けの位置決め基準としている
ため、正確な位置決めが可能になるとともに、切削・研
削加工時の変形等も防止され、輪郭形状の寸法精度を向
上することができる。また、この貫通穴は組立て及び検
査用治具の位置決めと共通化することにより効率的に組
立てや検査作業を行うことができる。さらに、ディスプ
レーサ５の重量軽減にも貢献する。一方、シリンダ４の
内周輪郭の加工はシリンダ４の外周を取付け治具に固定
しマシニングセンタ等を利用して加工される。なお、シ
リンダ４のベーン４ｂ部の剛性を高めるために、シリン
ダ４を主軸受７の端板面に固着してもよいし、シリンダ
４と主軸受７を一体で構成してもよい。

【００６３】つぎに、本発明の他の実施形態について図
を用いて説明する。本実施形態はパッケージエアコン用
の圧縮機として用いるのに好適である。図１９はその圧
縮機の縦断面図であり、図２０はシリンダ４及びディス
プレーサ５の組み立て体の任意断面図である。図２０に
示すように本実施形態はベーン４ｂの数Ｎ＝４（４条ラ
ップ）の場合を示している。ベーンの数Ｎの決め方につ
いては後述する。ここで、図１から図３あるいは図１６
に示した実施の形態と比較して同一部品には同一番号を
付記したのでその部分の構造の説明は省略する。

【００６４】図１９に示した圧縮機は、両端が密閉され
軸心を鉛直にして配置された円筒形の密封容器３と、密
封容器３内に、上側フレーム７と端板１０とシリンダ４
及びディスプレーサ５と、下側フレーム８と吐出カバー
１１前記ディスプレーサ５を回転駆動する回転軸６とを
有して、気体を圧縮する旋回型圧縮要素１と、回転軸６
に連結されて圧縮要素１を駆動する固定子２ａと回転子
２ｂとからなる電動要素２と、密封容器３内を潤滑する
潤滑油の貯油部１２とで構成されている。

【００６５】圧縮要素１は、密封容器３内の下部に、軸
心を前記密封容器３の軸心と一致させて固定された上側
フレーム７と、この上側フレーム７に軸心を一致させ、
かつ端板２１により一方の開口部を閉塞されたシリンダ
４と、該シリンダ４に噛み合わされたディスプレーサ５
と、前記シリンダ４の他方の開口部を閉塞するように配
置された下側フレーム８および吐出カバー１１とを有し
ている。

【００６６】また、この圧縮機では、前記上側フレーム
７および下側フレーム８と軸心を一致させて、電動要素
２の固定子２ａと回転子２ｂとが前記上側フレーム７の
上方に配置されて回転軸６に固定されている。この回転
子２ｂが回転することにより、回転軸６および旋回軸受
５ａを介して前記ディスプレーサ５が回転駆動される。
さらに、シリンダ４とディスプレーサ５とで形成される
空間に気体を供給する吸入パイプ１３と、圧縮された気
体を密封容器３の外に吐出する吐出パイプ１４とが、密
封容器３の壁面を貫通して配設されている。

【００６７】上側フレーム７は密封容器３の内周壁面に
固定され、下側フレーム８は、吐出カバー１１を介し
て、ディスプレーサ５を軸心の周りに偏心円運動可能
に、シリンダ４および端板１０を通して上側フレーム７
に複数のボルト２１で固定される。また、前記上側フレ
ーム７は、その中心部に密封容器３と同心円状に設けら
れた主軸受７ｂを有し、その周囲に前記吸入パイプ１３
に連通する吸入通路７ｃが形成されている。そして、前
記吸入通路７ｃに連通するように端板１０には、吸入ポ
ート１０ａが設置されている。

【００６８】回転軸６は、回転子２ｂに固定されたモー
タ軸６ｂと、該モータ軸６ｂから下方に延び前記主軸受
７ｂに支持された上支持軸６ｃと、該上支持軸６ｃから
下方に延び前記ディスプレーサ５の中心部に設けられた
旋回軸受５ａに支持されたクランク軸６ａと、該クラン
ク軸６ａから更に下方に延び前記下側フレーム８の中心
に固定された副軸受け８ｃに支持された下支持軸６ｄ
と、前記モータ軸６ｂから上方に延び前記密封容器３の
内周壁面に固定された補助フレーム２２に形成された補
助軸受け２３に支持された補助支持軸６ｅとから成って
いる。ここで、補助フレーム２２に設置された補助軸受
け２３は、補助支持軸６ｅの軸心ぶれを防止するもので
あり、図では玉軸受けを用いた場合を示したが、たとえ
ば球面軸受けでも効果は同じである。

【００６９】クランク軸６ａの中心軸線は、モータ軸６
ｂ、上支持軸６ｃの中心軸線からディスプレーサ５の旋
回半径の大きさだけ偏心している。補助支持軸６ｅ、モ
ータ軸６ｂ、上支持軸６ｃおよび下支持軸６ｄの中心軸
線は同一で、密封容器３の軸線と一致している。また、
ディスプレーサ５およびクランク軸６ａの遠心力および
遠心力によるモーメントを打ち消して振動等の発生を防
止するために、上支持軸６ｃにバランスウェイト２４
が、回転子２ｂの上端部にカウンターウェイト２５が、
それぞれ取り付けられている。なお、前記下支持軸６ｄ
の下端部には、スラストレース２６が前記吐出カバー１
１に設けられており、該圧縮機のスラスト力を受ける。

【００７０】上記構成の圧縮機において、回転軸６の回
転駆動によってディスプレーサ５が旋回運動し、冷媒ガ
スは吸入パイプ１３から吸入され、上側フレーム７に形
成された吸入通路７ｃおよび端板１０に設置された吸入
ポート１０ａを介して、シリンダ４の内周壁４ａ及びベ
ーン４ｂとディスプレーサ５の噛み合いによって形成さ
れる作動室１５に吸入される。該作動室１５で圧縮さ
れ、所定の圧力（吐出圧力）に圧縮されたガスは、下側
フレーム８に設けられた吐出ポート８ａを通り吐出弁９
を押し上げて吐出室８ｂ内に入り、下側フレーム８、シ
リンダ４、端板１０および上側フレーム７に形成された
吐出通路１７を介して電動機械室２７に一旦吐出され
る。該電動機械室２７にて冷媒ガス中の潤滑油を分離し
て、冷媒ガスは、電動機要素を冷却しながら固定子２ａ
と密封容器３の内壁面に形成された連通路２８ａおよび
補助フレーム２２に形成された穴２９を介して吐出パイ
プ１４より吐出される。一方、電動機械室２７で分離さ
れた潤滑油は、上側フレーム７、端板１０、シリンダ
４、下側フレーム８および吐出カバー１１に形成された
油戻し通路２８ｂを通じて密閉容器３内の底部に貯油さ
れる。

【００７１】つぎに、上記圧縮機の給油構造について説
明する。前記回転軸６において、下支持軸６ｄの下端部
に固定された給油パイプ４０には、前記密閉容器３内の
底部に貯油され潤滑油の貯油部１２に連通する給油通路
４１が形成されている。

【００７２】また、該給油通路４１には、各軸受けに連
通するように半径方向外向きに形成された軸受け給油孔
が設置されている。つまり、副軸受け８ｃには副軸受け
給油孔４２が、旋回軸受５ａには旋回軸受給油孔４３
が、主軸受７ｂには主軸受給油孔４４がそれぞれ設置さ
れている。

【００７３】さらに、前記副軸受け給油孔４２および前
記旋回軸受給油孔４３と連通するように、下支持軸６ｄ
およびクランク軸６ｄには給油溝６ｄ′および６ａ′が
形成されている。前記上支持軸６ｃには、一端を主軸受
給油孔４４に連通するように、他端は上側フレーム７の
上端より上側になるように形成された給油溝（スパイラ
ル溝）４７が設置されている。

【００７４】前記給油通路４１の上端部には、前記電動
機械室２７に通じるようにガス抜き穴４５および４６が
設置されている。また、前記給油パイプ４０には下端部
には小孔４０ａが設孔されている。したがって、、本実
施形態においてのポンプ手段は、前記給油パイプ４０、
前記給油パイプ４０の下端部に設孔された小孔４０ａお
よび前記給油通路４１で構成された遠心ポンプである。

【００７５】回転軸６の回転に伴って、密閉容器３内の
底部に貯油され潤滑油が、遠心ポンプ作用によって給油
パイプ４０の小孔４０ａより給油通路４１内に押し上げ
られる。ここで、副軸受け給油孔４２に流入した油は、
下支持軸６ｄに形成された給油溝６ｄ′に入り、副軸受
け８ｃの潤滑を行った後、スラストレース２６の潤滑を
行い密閉容器３内の底部に戻る。

【００７６】旋回軸受給油孔４３に流入した油は給油溝
６ａ′に入り、ここで上下に分かれて、一部は下方に向
かい旋回軸受５ａの潤滑を行った後、上記した給油溝６
ｄ′に流入した油と共に密閉容器３内に戻る。他の油は
上方に向かい旋回軸受５ａの潤滑を行った後、主軸受給
油孔４４に流入した油と合流する。

【００７７】主軸受給油孔４４に流入した潤滑油は、上
支持軸６ｃに形成されたスパイラル溝４７に入り、主軸
受７ｂの潤滑を行った後、前記電動機械室２７に流出さ
れる。そして、上記した電動機械室２７で冷媒より分離
された油と共に、上側フレーム７、端板１０、シリンダ
４、下側フレーム８および吐出カバー１１に形成された
油戻し通路２８ｂを通じて密閉容器３内の底部に還油さ
れる。給油通路４１内の潤滑油は、各軸受けの潤滑を行
うとともに、ディスプレーサ５やシリンダ４に形成され
た給油手段（図示せず）を介して、前記作動室１５との
差圧により両部材の各摺動部にも供給される。

【００７８】上記構成とすることによって、ガス圧縮に
伴う荷重、ディスプレーサ５に作用する自転モーメント
および遠心力などの荷重を主軸受７ｂと副軸受け８ｃと
の両持ち支持構造とすることができるので、主軸受７ｂ
と副軸受け８ｃの面圧を低減することができる。また、
密閉容器３内の底部に貯油された潤滑油を遠心ポンプ作
用により軸受け各部や摺動部への確実に給油することが
できる。なお、ここではポンプ手段として遠心ポンプを
例にあげて説明したが、他のポンプ手段、例えばトロコ
イドポンプなどの強制ポンプでも同様に機能し、同様の
効果を奏することができる。

【００７９】図２１に、本発明の容積形圧縮機を適用し
たマルチ形パッケージエアコンシステムの一例を示す。
このサイクルは冷暖房が可能なヒートポンプサイクル
で、前述の図１９で説明した本発明の容積形圧縮機３
０、室外熱交換器３１とそのファン３１ａ、膨張弁３
２、室内熱交換器３３とそのファン３３ａ、４方弁３４
から構成されている。３５は室外機、３６は室内機であ
る。図２１では室内機３６、３６′が２台組まれたシス
テムを開示した。なお、室外機３５および室内機３６
（室内機のタイプも含めて）の組み合わせ方によりいろ
いろなバリエーションを作り出すことが出来る。

【００８０】容積形圧縮機３０は、図２に示した作動原
理図と同様に動作し、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やＲ４０７Ｃ等）の圧縮作用が行われる。
冷房運転の場合、圧縮された高温・高圧の作動ガスは破
線矢印で示すように吐出パイプ１４から４方弁３４をと
おり室外熱交換器３１に流入して、ファン３１ａの送風
作用で放熱、液化し、膨張弁３２、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、３
３′で室内の熱を吸熱してガス化された後、吸入パイプ
１３を経て容積形圧縮機３０に吸入される。

【００８１】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冷媒が逆に流れ、圧縮された高温・
高圧の作動ガスは吐出パイプ１４から４方弁３４を通り
室内熱交換器３３、３３′に流入して、ファン３３ａ、
３３′ａの送風作用で室内に放熱して、液化し、膨張弁
３２、３２′で絞られ、断熱膨張して低温・低圧とな
り、室外熱交換器３１で外気から熱を吸熱してガス化さ
れた後、吸入パイプ１３を経て容積形圧縮機３０に吸入
される。

【００８２】ここに、図２１では本発明の容積形圧縮機
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エアコンシステムが得られる。な
お、ここでは容積形圧縮機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。

【００８３】つぎに、シリンダ４の内周に形成されるベ
−ンの数Ｎの決め方について説明する。本発明による実
施形態では、シリンダ４の内周に形成されるベーンの数
Ｎが３の場合と４の場合について容積形流体機械に適用
した例について説明してきた。適用する容積形流体機械
によってベーンの数Ｎを決めることになる。概略、ベー
ン４ｂの数が２個以上Ｎ個の容積形流体機械に拡張する
ことができる（Ｎの値は実用上は８〜１０以下となる）
が、この範囲内で適用する容積形流体機械によって最良
のベーンの数Ｎが存在することになる。ただし、これら
の容積形圧縮要素１の基本的な作動原理は図２に示した
ものと同様である。

【００８４】このようにベーンの数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。（１）トルク変動が小さくなり、振動・騒音が低減され
る。（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。（３）ディスプレーサに働く自転モーメントが小さくな
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。（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。

【００８５】その反面、ベーンの数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欠点もあ
る。ここで、行程容積Ｖｔｈ（あるいは吸入容積Ｖ
ｓ）、シリンダ外径φＤおよび旋回半径が同一で比較し
た場合（１）ディスプレーサおよびシリンダの周長が長くなる
ので、機械加工する場合は加工時間が長くなる。（２）ディスプレーサとシリンダの接触点が増える（２
Ｎ＋１）ので、シール長さが長くなり、流体の漏れ損失
が増大する。（３）シリンダの内周に形成されるベーンが外周方向に
移動するため、ベーンの付け根の強度が低下する。

【００８６】図２２および図２３は、本発明を５馬力ク
ラスのパッケージエアコン用の圧縮機として用いた場合
に、行程容積Ｖｔｈ、シリンダ外径φＤおよび旋回半径
を一定とした時、ベーンの数（ラップ条数）Ｎと旋回軸
受け荷重Ｆｐとシリンダの周長Ｌおよびディスプレーサ
に働く自転モーメントＭとシール長さｌとの関係をそれ
ぞれ示した図である。

【００８７】図２２より、旋回軸受け荷重Ｆｐはベーン
の数（ラップ条数）Ｎに対して右下がりの特性を示し、
一方、シリンダの周長Ｌはベーンの数（ラップ条数）Ｎ
に対して右上がりの特性を示し、両曲線の交点はベーン
の数（ラップ条数）Ｎの４および５の間に存在する。

【００８８】また、図２３より、ディスプレーサに働く
自転モーメントＭはベーンの数（ラップ条数）Ｎに対し
て右下がりの特性を示し、一方、シリンダとディスプレ
ーサとのシール長さｌはベーンの数（ラップ条数）Ｎに
対して右上がりの特性を示し、両曲線の交点はベーンの
数（ラップ条数）Ｎの４および５の間に存在する。以上
より、ベーンの数（ラップ条数）を４あるいは５とする
ことによって、ディスプレーサやシリンダの周長やシー
ル長さなどを長くすることなく、旋回軸受け荷重やディ
スプレーサに働く自転モーメントを低減することができ
る

【００８９】つぎに、本発明の他の実施例について用い
て説明する。図２４は本発明の他の実施形態に係るパッ
ケージエアコン用圧縮機の縦断面図である。ここで、図
１９に示した実施の形態と比較して同一番号を付記した
ものは同一の作用をなす。本実施の形態の特徴は、上側
フレーム７に設けられた主軸受７ｂの構造と補助軸受け
２３の構造にある。つまり、上側フレーム７の中心部に
密封容器３と同心円状に設けられた主軸受７ｂは、前記
端板１０側にと前記電動機械室２７側に設けられてい
る。また、前記モータ軸６ｂから上方に延び前記密封容
器３の内周壁面に固定された補助フレーム２２と該補助
フレーム２２に形成された補助軸受け２３および該補助
軸受け２３に支持された補助支持軸６ｅをそれぞれ取り
除いている。上記構成とすることによって、原価低減が
図られるとともに、該圧縮機の軸方向の寸法を縮小でき
る。

【００９０】

【発明の効果】以上詳細に説明したように、本発明によ
れば、ベーンの数（ラップ条数）を４あるいは５とする
ことによって、ディスプレーサやシリンダの周長やシー
ル長さなどを長くすることなく、旋回軸受け荷重やディ
スプレーサに働く自転モーメントを低減することがで
き、かつ、潤滑油の貯油部に連通し遠心ポンプ作用を持
った給油パイプおよび給油通路に連通するように半径方
向外向き軸受け給油孔を設け、該軸受け給油孔に連通す
る給油溝を設ける構成とすることにより軸受け各部や摺
動部への潤滑を確実に行うことができ、さらに、旋回軸
受けにかかる荷重を両持ち軸受け支持構造とすることに
よって、各軸受けの面圧を低減できるので、信頼性の高
い容積形流体機械を得ることができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明に係る容積形流体機械を圧縮機に適用し
た密閉型圧縮機の圧縮要素の縦断面図及び平面図。

【図２】本発明に係る容積形流体機械の作動原理説明
図。

【図３】本発明に係る容積形流体機械の縦断面図。

【図４】本発明に係る容積形流体機械のディスプレーサ
の輪郭構成法を示す図。

【図５】本発明に係る容積形流体機械のシリンダの輪郭
構成法を示す図。

【図６】図４及び図５に示されるディスプレーサとシリ
ンダを重ねあわせた図。

【図７】本発明における作動室の容積変化特性図。

【図８】本発明におけるガス圧縮トルク変化図。

【図９】４条ラップにおける回転軸の回転角と作動室と
の関係を示す図。

【図１０】３条ラップにおける回転軸の回転角と作動室
との関係を示す図。

【図１１】圧縮要素の巻き角が３６０゜より大きい場合
の動作説明図。

【図１２】圧縮要素の巻き角の拡大を説明する図。

【図１３】図１に示した容積形流体機械の変形例。

【図１４】本発明のディスプレーサに作用する荷重及び
モーメント説明図。

【図１５】圧縮要素の回転軸の回転角と自転モーメント
比との関係を示す図。

【図１６】本発明の他の実施形態に係る密閉型圧縮機の
要部縦断面図。

【図１７】本発明に係るディスプレーサの外周輪郭加工
の説明図。

【図１８】本発明に係るディスプレーサの加工治具取付
け状態を示す断面図。

【図１９】本発明の他の実施形態に係るパッケージエア
コン用圧縮機の縦断面図。

【図２０】シリンダ及びディスプレーサの組み立て体の
断面図。

【図２１】本発明の容積形圧縮機を適用したマルチ形パ
ッケージエアコンシステムを示す図。

【図２２】ベーンの数（ラップ条数）Ｎに対する旋回軸
受け荷重Ｆｐとシリンダの周長Ｌとの関係を示す図。

【図２３】ベーンの数（ラップ条数）Ｎに対するディス
プレーサに働く自転モーメントＭとシール長さｌとの関
係を示す図。

【図２４】本発明の他の実施形態に係るパッケージエア
コン用圧縮機の縦断面図。

【符号の説明】

１容積形圧縮要素２電動要素３密閉容器４シリンダ４ａ内周壁４ｂベーン４ｃボルト穴５ディスプレーサ５ａ旋回軸受５ｂ貫通穴６回転軸６ａクランク軸６′ａ給油溝６ｂモータ軸６ｃ上支持軸６ｄ下支持軸６′ｄ給油溝６ｅ補助支持軸７上側フレーム７ａ主軸受７ｃ吸入通路８下側フレーム８ａ吐出ポート８ｂ吐出室８ｃ副軸受９吐出弁１０端板１０ａ吸入ポート１１吐出カバー１２潤滑油１３吸入パイプ１４吐出パイプ１５作動室１６シール部材１７吐出通路１８加工治具１８ａベース１８ｂピン部１８ｃクランプ１９加工工具１９ａ研削工具１９ｂ切削工具２１ボルト２２補助フレーム２３補助軸受け２４バランスウェイト２５カウンターウェイト２６スラストレース２７電動機械室２８ａ連通路２８ｂ油戻し通路２９穴３０容積形圧縮機３１室外熱交換器３１ａ室外ファン３２、３２′ 膨張弁３３、３３′ 室内熱交換器３３ａ、３３′ａ室内ファン３４４方弁３５室外機３６室内機４０給油パイプ４０ａ小孔４１給油通路４２副軸受け給油孔４３旋回軸受給油孔４４主軸受給油孔４５、４６ガス抜き穴４７給油溝（スパイラル溝）ｏディスプレーサ中心ｏ’ シリンダ中心Ｏｍ旋回側部材中心Ｏｆ固定側部材中心

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者町田茂茨城県土浦市神立町502番地株式会社日立製作所機械研究所内 (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 (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)発明者大島健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

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、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、前記ディスプレーサを駆動する回転軸に設けられる
潤滑油溜りに連通する給油通路と、該給油通路に連通
し、半径方向外向きに形成された軸受け給油孔を備えた
ことを特徴とする容積形流体機械。
【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、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、前記ディスプレーサを駆動する回転軸に設けられる
潤滑油溜りに連通する給油通路と、該給油通路に連通
し、半径方向外向きに形成された軸受け給油孔と、該軸
受け給油孔に連通して形成された給油溝を備えたことを
特徴とする容積形流体機械。
【請求項３】前記潤滑油溜りに連通する前記給油通路
にポンプ手段を備えたことを特徴とする請求項１又は２
に記載の容積形流体機械。
【請求項４】端板間に平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、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前記端板により複数の空間を形
成するディスプレーサと、このディスプレーサを駆動す
る回転軸と、この回転軸を回転駆動する電動機要素とを
備えた容積形流体機械において、前記ディスプレーサに
作用する荷重を前記端板で支持する構成としたことを特
徴とする容積形流体機械。
【請求項５】端板間に平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、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前記端板により複数の空間を形
成するディスプレーサと、このディスプレーサを駆動す
る回転軸と、この回転軸を回転駆動する電動機要素とを
備えた容積形流体機械において、前記ディスプレーサに
作用する荷重を前記端板で支持するとともに、前記電動
機要素を支持する補助軸受け手段を設けたことを特徴と
する容積形流体機械。
【請求項６】端板間に平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、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前記端板により複数の空間を形
成するディスプレーサと、このディスプレーサを駆動す
る回転軸とを備えた容積形流体機械において、前記回転
軸上で前記端板の外側に取り付けられる前記ディスプレ
ーサの旋回運動に対するバランスウェイトと、前記端板
の外側に取り付けられる該回転軸に作用するモーメント
に対するバランスウェイトを備えたことを特徴とする容
積形流体機械。
【請求項７】端板間にディスプレーサと内方に向かっ
て突出する複数の突出部を有するシリンダとを配置し、
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、前記複
数の空間のうち、吸入が終了し吐出が終了するまでの行
程となっている空間の数の最大値が、前記シリンダ内方
に向かって突出する突出部の数以上となるように前記シ
リンダ内壁面及び前記ディスプレーサ外壁面が形成さ
れ、前記シリンダ内方に向かって突出する突出部の数を
４又は５に構成したことを特徴とする容積形流体機械。
【請求項８】端板間にディスプレーサとシリンダとを
配置し、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、前記複数の空間のうち、吸入が終了し吐出が終了す
るまでの行程の回転軸の回転角θｃが（（（Ｎ−１）／Ｎ）・３６０°）＜θｃ≦３７５° を満たすように、前記シリンダ内壁面及び前記ディスプ
レーサ外壁面が形成され、前記シリンダ内方に向かって
突出する突出部の数を４ないし５に構成したことを特徴
とする容積形流体機械。
【請求項９】複数台の室内機と、複数台の室外機で構
成されるマルチエアコンに搭載される圧縮機であって、
前記圧縮機は請求項７に記載の構成を備えたことを特徴
とする冷凍空調用容積形流体機械。
【請求項１０】所要定格動力が５馬力クラスで圧縮機
の外形寸法は直径１６０ｍｍ以下であることを特徴とす
る請求項７に記載の容積形流体機械。
【請求項１１】圧縮機と圧縮機に接続された室外機
と、室外機に接続された膨張弁と、膨張弁に接続された
室内機とを備えた空気調和機において、前記室外機は少
くとも１台以上で構成され、前記室内機は複数台で構成
され、前記圧縮機は、端板間にディスプレーサと内方に
向かって突出する複数の突出部を有するシリンダとを配
置し、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であって、
前記シリンダ内方に向かって突出する突出部の数が４又
は５である空気調和機。