WO2013105386A1 - ベーン型圧縮機 - Google Patents

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WO2013105386A1
WO2013105386A1 PCT/JP2012/082143 JP2012082143W WO2013105386A1 WO 2013105386 A1 WO2013105386 A1 WO 2013105386A1 JP 2012082143 W JP2012082143 W JP 2012082143W WO 2013105386 A1 WO2013105386 A1 WO 2013105386A1
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discharge port
cylinder
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inner peripheral
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関屋　慎
雷人 河村
英明 前山
高橋　真一
辰也 佐々木
幹一朗 杉浦
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三菱電機株式会社
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    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/008—Hermetic pumps
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    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/28—Safety arrangements; Monitoring

Definitions

  • the present invention relates to a vane type compressor.
  • a vane groove formed in one or a plurality of locations in a rotor portion of a rotor shaft integrated with a cylindrical rotor portion that rotates in a cylinder and a shaft that transmits rotational force to the rotor portion
  • a vane is inserted into the cylinder, and the tip of the vane slides in contact with the inner peripheral surface of the cylinder, and a discharge port is provided radially on the inner peripheral surface of the cylinder at a position with a large phase angle near the end of the discharge stroke.
  • a general vane type compressor has been proposed (see, for example, Patent Document 1).
  • the phase angle is larger than the discharge port (hereinafter referred to as the first discharge port) (that is, the first discharge port).
  • the auxiliary discharge port is located on the inner peripheral surface of the cylinder at a position close to the first discharge port at a position downstream of the first discharge port in the rotation direction of the vane and downstream of the compression stroke.
  • a vane type compressor having a configuration provided in the radial direction is proposed (for example, see Patent Document 2).
  • JP 2007-309281 A paragraph [0020], FIG. 1) JP 2008-014227 A (summary, FIG. 3)
  • a discharge port is provided near the end of the discharge stroke.
  • a cross-sectional area in the flow direction of the compression chamber hereinafter referred to as a flow path area. Therefore, there is a problem that the pressure loss is increased by increasing the flow rate of the refrigerant before flowing into the discharge port.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and an object of the present invention is to provide a highly efficient vane type compressor capable of reducing pressure loss in the discharge stroke.
  • a vane type compressor includes a cylinder having a cylindrical inner peripheral surface and open holes at both ends, a cylinder head that closes one opening of the hole, a frame that closes the other opening of the hole, A cylindrical rotor portion that rotates around a rotation axis that is shifted from the central axis of the inner peripheral surface inside the cylinder, a rotation shaft portion that transmits a rotational force to the rotor portion, and a rotor portion that is installed in the rotor portion.
  • a vane that is held so as to rotate about the center of the inner peripheral surface of the cylinder and that partitions the compression space formed between the cylinder and the rotor portion into at least a suction space and a discharge space, and communicates with the compression space; And a first discharge port that discharges the gas compressed in the compression space.
  • the vane compressor communicates with the compression space at a position upstream of the first discharge port in the compression stroke. That the second discharge port is provided, in which the width of the opening of the compression space side of said second discharge port is less than or equal to the width of the vanes.
  • the second discharge port is provided at a position having a smaller phase angle than the first discharge port, the flow area at the position of the second discharge port can be increased. Therefore, the flow velocity before flowing into the second discharge port can be reduced, and the pressure loss can be reduced.
  • the circumferential width of the second discharge port is equal to or less than the width of the tip of the vane, even when the vane passes through the second discharge port, the compression on the high pressure side Gas leakage from the chamber to the compression chamber on the low pressure side can be kept small. As described above, according to the present invention, the pressure loss in the discharge stroke can be reduced without increasing the leakage loss from the high pressure side compression chamber to the low pressure side compression chamber. Can be provided.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line II of FIG. It is arrow A figure in FIG.2 and FIG.4.
  • FIG. 3 is an explanatory diagram showing a compression operation of the compression element according to Embodiment 1 of the present invention, and is a cross-sectional view taken along the line II of FIG. FIG.
  • FIG. 2 is an explanatory diagram for explaining a rotating operation of the vane aligner according to the first embodiment of the present invention, and is a cross-sectional view taken along the line II-II in FIG. 1. It is a principal part enlarged view which shows the vane vicinity of the vane part which concerns on Embodiment 1 of this invention. It is explanatory drawing for demonstrating the behavior of gas when a vane passes a 2nd discharge port. It is explanatory drawing which shows another example of the 2nd discharge port of the vane type compressor which concerns on this Embodiment 1. FIG. It is explanatory drawing which shows another example of the 1st discharge port of the vane type compressor which concerns on this Embodiment 1. FIG.
  • FIG. 5 is an explanatory diagram showing a compression operation of a compression element according to Embodiment 2 of the present invention, and is a cross-sectional view taken along the line II of FIG. It is sectional drawing which shows the compression element of the vane type compressor which concerns on this Embodiment 3.
  • FIG. 19 is a cross-sectional view taken along line III-III in FIG.
  • FIG. 6 is a perspective view showing another connection example of the vane and the vane aligner of the vane type compressor according to the first to third embodiments of the present invention.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a vane type compressor according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 2 is an exploded perspective view showing a compression element of the vane type compressor.
  • FIG. 3 is a drawing showing a vane of this compression element, in which FIG. 3A is a plan view of the vane and FIG. 3B is a front view of the vane.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view taken along the line II of FIG.
  • FIG. 5 is an arrow A view in FIGS. 2 and 4.
  • an arrow indicated by a solid line indicates a flow of gas (refrigerant)
  • an arrow indicated by a broken line indicates a flow of refrigerating machine oil 25.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a vane type compressor according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 2 is an exploded perspective view showing a compression element of the vane type compressor.
  • FIG. 3 is a drawing showing a
  • FIGS. 1 to 5 shows a state where the rotation angle of the rotor portion 4a of the rotor shaft 4 is 90 ° as will be described later with reference to FIG.
  • the vane compressor 200 according to the first embodiment will be described with reference to FIGS. 1 to 5.
  • a compression element 101 and an electric element 102 that drives the compression element 101 are housed in a hermetic container 103.
  • the compression element 101 is disposed at the lower part of the sealed container 103.
  • the electric element 102 is disposed on the upper portion of the sealed container 103 (more specifically, above the compression element 101).
  • An oil sump 104 for storing the refrigerating machine oil 25 is provided at the bottom of the sealed container 103.
  • a suction pipe 26 is attached to the side surface of the sealed container 103, and a discharge pipe 24 is attached to the upper surface.
  • the electric element 102 that drives the compression element 101 is constituted by, for example, a brushless DC motor.
  • the electric element 102 includes a stator 21 fixed to the inner periphery of the hermetic container 103, and a rotor 22 disposed inside the stator 21 and using a permanent magnet.
  • a driving force is applied to the permanent magnet of the rotor 22 by the magnetic field generated in the stator 21, The rotor 22 rotates.
  • the compression element 101 sucks and compresses low-pressure gas refrigerant from the suction pipe 26 into the compression chamber, and discharges the compressed refrigerant into the sealed container 103.
  • the refrigerant discharged into the sealed container 103 passes through the electric element 102 and is discharged to the outside (the high pressure side of the refrigeration cycle) from the discharge pipe 24 fixed (welded) to the upper part of the sealed container 103.
  • the compression element 101 has the following elements.
  • the vane type compressor 200 according to the first embodiment shows that the number of vanes is two (the first vane unit 5 and the second vane unit 6).
  • Cylinder 1 The overall shape is substantially cylindrical, and both ends in the central axis direction are open. That is, the cylinder 1 has a hole whose inner peripheral surface is cylindrical and whose both ends are open. Further, a part of the cylinder inner peripheral surface 1b (inner peripheral surface of the hole) formed in a substantially cylindrical shape penetrates in the central axis direction and is beaten outward (having a convex shape on the outer peripheral side). A notch 1c is provided. And in the notch part 1c, the suction port 1a is opened from the outer peripheral surface to the cylinder inner peripheral surface 1b. A first discharge port 1d is formed at a position opposite to the suction port 1a with a nearest contact point 32, which will be described later, interposed therebetween. The first discharge port 1d is formed in the vicinity of the closest point 32 (shown in FIG. 4) and is formed on the side facing the frame 2 described later (see FIGS. 2 and 4).
  • a second discharge port 1e penetrating in the radial direction is provided on the cylinder inner peripheral surface 1b at a position farther from the closest contact 32 than the first discharge port 1d. That is, the second discharge port 1e is at a position having a smaller phase angle than the first discharge port 1d (in other words, upstream of the first discharge port 1d in the vane rotation direction and upstream of the compression stroke). Is provided).
  • the outlet portion of the second discharge port 1e is greatly bent so that the radial length of the second discharge port 1e is shortened. This notch portion is surrounded by a frame 2, a cylinder head 3 and a sealed container 103 which will be described later to form a discharge space 41 (shown in FIG. 4).
  • the second discharge port 1e is composed of two refrigerant flow paths provided along the axial direction (that is, provided at positions where phase angles are substantially equal).
  • the cross-sectional shape of each of the refrigerant channels (that is, the shape of the opening on the cylinder inner peripheral surface 1b side) is a long hole.
  • the width in the circumferential direction of the second discharge port 1e is smaller than the width of the tip of the vane 5a of the first vane portion 5 and the vane 6a of the second vane portion 6 described later.
  • a second discharge valve 44 and a second discharge valve presser 45 for regulating the opening degree of the second discharge valve 44 are attached to the outlet portions of the second discharge ports 1e.
  • an oil return hole 1 f penetrating in the axial direction is provided in the outer peripheral portion of the cylinder 1.
  • Frame 2 A cylindrical member is provided on the upper part of a substantially disk-shaped member, and its longitudinal section is substantially T-shaped.
  • the substantially disk-shaped member closes (closes) one opening (the upper side in FIG. 2) of the hole of the cylinder 1.
  • a vane aligner 5c of the first vane portion 5 and a vane aligner 6c of the second vane portion 6 described later are inserted into the recess 2a, and are supported (rotated and slid by the vane aligner bearing portion 2b which is the outer peripheral surface of the recess 2a. Supported freely).
  • the frame 2 has a through hole so as to penetrate the substantially cylindrical member from the end surface of the substantially disk-shaped member on the cylinder 1 side.
  • the through-hole is provided with a main bearing portion 2c.
  • the main bearing portion 2c supports a rotating shaft portion 4b of the rotor shaft 4 described later.
  • the frame 2 is formed with a first discharge port 2d communicating with the first discharge port 1d.
  • first discharge valve 42 (shown only in FIG. 2) covering the opening of the first discharge port 2d and a first discharge valve 42 are provided on the surface of the substantially disk-shaped member opposite to the cylinder 1.
  • a first discharge valve presser 43 (illustrated only in FIG. 2) for restricting the opening degree is attached.
  • the frame 2 is provided with a communication path 2e communicating with the discharge space 41 in the axial direction.
  • the recessed part 2a should just have the outer peripheral surface (vane aligner bearing part 2b) concentric with the cylinder internal peripheral surface 1b, and is not limited to a bottomed cylindrical shape. For example, you may form the recessed part 2a in the ring-shaped groove
  • Cylinder head 3 A cylindrical member is provided at the lower part of a substantially disk-shaped member, and the longitudinal section is substantially T-shaped.
  • the substantially disk-shaped member closes (closes) the other opening (lower side in FIG. 2) of the hole of the cylinder 1.
  • On the cylinder 1 side end surface (upper surface in FIG. 2) of this substantially disk-shaped member a bottomed cylindrical concave portion 3a concentric with the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1 is formed.
  • a vane aligner 5d of the first vane portion 5 and a vane aligner 6d of the second vane portion 6 which will be described later are inserted into the recess 3a and supported by a vane aligner bearing portion 3b which is an outer peripheral surface of the recess 3a.
  • the cylinder head 3 has a through hole so as to penetrate the substantially cylindrical member from the cylinder 1 side end surface of the substantially disk-shaped member.
  • a main bearing 3c is provided in the through hole.
  • the main bearing portion 3c supports a rotating shaft portion 4c of the rotor shaft 4 described later.
  • the recess 3a only needs to have an outer peripheral surface (vane aligner bearing portion 2b) that is concentric with the cylinder inner peripheral surface 1b, and is not limited to a bottomed cylindrical shape. For example, you may form the recessed part 3a in the ring-shaped groove
  • Rotor shaft 4 A substantially cylindrical rotor portion 4a that rotates in a center axis that is eccentric (displaced) from the center axis of the cylinder 1 (more specifically, the cylinder inner peripheral surface 1b) in the cylinder 1, and the rotor A rotating shaft portion 4b provided on the upper portion of the rotor portion 4a so as to be concentric with the portion 4a, and a rotating shaft portion 4c provided on the lower portion of the rotor portion 4a so as to be concentric with the rotor portion 4a.
  • the rotor portion 4a, the rotating shaft portion 4b, and the rotating shaft portion 4c are formed as an integral structure.
  • the rotor portion 4a is formed with a plurality of substantially cylindrical through holes (bush holding portions 4d and 4e and vane relief portions 4f and 4g) penetrating in the axial direction.
  • the bush holding portion 4d and the vane relief portion 4f communicate with each other at the side surface
  • the bush holding portion 4e and the vane relief portion 4g communicate with each other at the side surface portion.
  • the bush holding portion 4d and the bush holding portion 4e are open on the outer peripheral portion side of the rotor portion 4a.
  • the axial ends of the vane escape portion 4 f and the vane escape portion 4 g communicate with the recess 2 a of the frame 2 and the recess 3 a of the cylinder head 3.
  • the bush holding portion 4d, the bush holding portion 4e, the vane relief portion 4f, and the vane relief portion 4g are disposed at substantially symmetrical positions with respect to the rotation axis of the rotor portion 4a (see FIG. 4).
  • an oil pump 31 (shown only in FIG. 1) as described in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2009-264175 is provided at the lower end of the rotor shaft 4.
  • the oil pump 31 sucks the refrigeration oil 25 in the oil sump 104 using the centrifugal force of the rotor shaft 4.
  • This oil pump 31 is provided in the axial center portion of the rotor shaft 4 and communicates with an oil supply passage 4h extending in the axial direction, and between the oil supply passage 4h and the recess 2a, between the oil supply passage 4i and between the oil supply passage 4h and the recess 3a. Is provided with an oil supply passage 4j.
  • an oil drain hole 4k (shown only in FIG. 1) is provided at a position above the main bearing portion 3c of the rotary shaft portion 4b.
  • the vane 5a, the vane aligner 5c, and the vane aligner 5d are integrally formed.
  • the vane 5a is a plate-like member having a substantially square shape when viewed from the side, and the vane tip 5b (tip on the side protruding from the rotor 4a) located on the cylinder inner peripheral surface 1b side of the cylinder 1 is outward in plan view. It is formed in a convex arc shape.
  • the radius of the arc shape of the vane tip 5b is configured to be substantially the same as the radius of the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1.
  • a partial ring shape (a surface facing the frame 2) that supports the vane 5a is provided on the upper surface (the surface facing the frame 2).
  • a ring-shaped vane aligner 5c is provided.
  • a partial ring-shaped vane aligner 5d that supports the vane 5a is provided on the lower surface (the surface facing the cylinder head 3) in the vicinity of the inner peripheral end of the vane 5a.
  • the vane 5a, the vane aligner 5c, and the vane aligner 5d are arranged such that the vane longitudinal direction of the vane 5a and the normal direction of the arc of the vane tip 5b pass through the centers of the arc-shaped portions that form the vane aligners 5c and 5d. Is formed.
  • Second vane portion 6 The vane 6a, the vane aligner 6c, and the vane aligner 6d are integrally formed.
  • the vane 6a is a substantially quadrangular plate member in side view, and a vane tip 6b (tip on the side protruding from the rotor 4a) located on the cylinder inner peripheral surface 1b side of the cylinder 1 is outward in plan view. It is formed in a convex arc shape.
  • the radius of the arc shape of the vane tip 6b is configured to be substantially equal to the radius of the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1.
  • a partial ring-shaped vane aligner 6c that supports the vane 5a is provided on the upper surface (the surface facing the frame 2) in the vicinity of the inner peripheral end of the vane tip 6b of the vane 6a.
  • a partial ring-shaped vane aligner 6d that supports the vane 5a is provided on the lower surface (the surface facing the cylinder head 3) in the vicinity of the inner peripheral end of the vane 6a.
  • the vane 6a, the vane aligner 6c, and the vane aligner 6d are arranged such that the vane longitudinal direction of the vane 6a and the normal direction of the arc of the vane tip 6b pass through the centers of the arc-shaped portions that form the vane aligners 6c and 6d. Is formed.
  • Bushes 7 and 8 A substantially semi-cylindrical member is configured as a pair.
  • the bush 7 is rotatably inserted into the bush holding portion 4d of the rotor portion 4a while sandwiching the vane 5a of the first vane portion 5.
  • the bush 8 is rotatably inserted into the bush holding portion 4e of the rotor portion 4a in a state where the vane 6a of the second vane portion 6 is sandwiched. That is, when the vane 5a of the first vane part 5 slides between the bushes 7, the first vane part 5 is substantially in the centrifugal direction (the center of the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1) with respect to the rotor part 4a.
  • the vane aligners 5c, 5d, 6c, 6d, the vane aligner bearing portions 2b, 3b of the recesses 2a, 3a, the bush holding portions 4d, 4e, and the bushes 7, 8 correspond to the vane angle adjusting means in the present invention. .
  • the rotor portion 4 a of the rotor shaft 4 and the cylinder inner peripheral surface 1 b of the cylinder 1 are in closest contact at one place (the closest point 32 shown in FIG. 4).
  • the radius of the vane aligner bearing portions 2b and 3b is r a (see FIG. 7 described later) and the radius of the cylinder inner peripheral surface 1b is r c (see FIG. 4)
  • the vane of the first vane portion 5 is used.
  • the distance r v (see FIG. 3) between the outer peripheral surfaces of the aligners 5c and 5d and the vane tip 5b is set as shown in the following expression (1).
  • r v r c ⁇ r a ⁇ (1)
  • ⁇ is a gap between the vane tip 5b and the cylinder inner peripheral surface 1b.
  • [delta] is set to r v to as small as possible to minimize a leakage of the refrigerant from the vane tip 5b.
  • the relationship of the expression (1) is the same in the second vane portion 6, and the second vane is maintained while maintaining a narrow gap between the vane tip portion 6 b of the second vane portion 6 and the cylinder inner peripheral surface 1 b. The part 6 will rotate.
  • the first vane portion 5 and the cylinder inner peripheral surface 1b, and the second vane portion 6 and the cylinder inner peripheral surface 1b each maintain a narrow gap, so that there are three spaces (intakes in the cylinder 1).
  • a chamber 9, an intermediate chamber 10, and a compression chamber 11) are formed (shown in FIG. 4).
  • a suction port 1a communicating with the low pressure side of the refrigeration cycle is opened in the suction chamber 9 through a notch 1c.
  • the notch 1c is provided from the vicinity of the closest point 32 to a range of point B where the vane tip 5b of the first vane 5 and the cylinder inner peripheral surface 1b face each other. ing.
  • the rotational operation of the vane type compressor 200 will be described.
  • the rotating shaft portion 4b of the rotor shaft 4 receives the rotational power from the electric element 102 as the driving portion
  • the rotor portion 4a rotates in the cylinder 1.
  • the bush holding parts 4d and 4e arranged near the outer periphery of the rotor part 4a move on the circumference with the rotor shaft 4 as the rotation axis (center axis).
  • the first vane portion 5 and the second vane portion 6 receive centrifugal force due to rotation, and the vane aligners 5c and 6c and the vane aligners 5d and 6d are pressed against the vane aligner bearing portions 2b and 3b, respectively, while sliding.
  • the vane aligner bearing portions 2b and 3b rotate around the central axis.
  • the vane aligner bearing portions 2b and 3b and the cylinder inner peripheral surface 1b are concentric. For this reason, the first vane portion 5 and the second vane portion 6 rotate around the center of the cylinder inner peripheral surface 1b.
  • the bushes 7 and 8 are disposed in the bush holding portions 4d and 4e so that the longitudinal directions of the vane 5a of the first vane portion 5 and the vane 6a of the second vane portion 6 are directed to the cylinder center. It will rotate around 8a.
  • FIG. 6 is an explanatory diagram showing the compression operation of the compression element according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view taken along the line II of FIG.
  • a state in which the volumes of the suction chamber 9, the intermediate chamber 10, and the compression chamber 11 change with the rotation of the rotor portion 4a (rotor shaft 4) will be described with reference to FIG.
  • low-pressure refrigerant flows from the suction pipe 26 into the suction port 1a.
  • the rotation angle of the rotor portion 4a (rotor shaft 4) is defined as follows.
  • a state where the sliding portion (contact portion) between the first vane portion 5 and the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1 coincides with the closest point 32 is defined as “angle 0 °”.
  • angle 0 ° a state where the sliding portion (contact portion) between the first vane portion 5 and the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1 coincides with the closest point 32
  • FIG. 6 in the state of “angle 0 °”, “angle 45 °”, “angle 90 °”, and “angle 135 °”, the positions of the first vane portion 5 and the second vane portion 6 and at that time
  • the state of the suction chamber 9, the intermediate chamber 10, and the compression chamber 11 is shown.
  • the arrow shown in the “angle 0 °” diagram of FIG. 6 is the rotational direction of the rotor shaft 4 (clockwise in FIG. 6). However, in other drawings, an arrow indicating the rotation direction of the rotor shaft 4 is omitted.
  • FIG. 6 the state after “angle 180 °” is not shown.
  • the first vane portion 5 and the second vane portion 6 are switched at “angle 0 °”. This is because the same compression operation is performed from “angle 0 °” to “angle 135 °” thereafter.
  • the space on the right side partitioned by the closest point 32 and the second vane portion 6 is the intermediate chamber 10 and communicates with the suction port 1a via the notch portion 1c. Inhale (refrigerant).
  • the left space partitioned by the closest contact 32 and the second vane portion 6 becomes the compression chamber 11 communicating with the first discharge port 1d and the second discharge port 1e.
  • the space partitioned by the first vane portion 5 and the closest contact point 32 becomes the suction chamber 9 communicating with the suction port 1a via the notch portion 1c.
  • the space partitioned by the first vane unit 5 and the second vane unit 6 is an intermediate chamber 10.
  • the suction chamber 9 and the intermediate chamber 10 communicate with the suction port 1a through the notch 1c. Since the volume of the intermediate chamber 10 becomes larger than that at the “angle 0 °”, the gas suction is continued.
  • the space partitioned by the second vane portion 6 and the closest contact point 32 is the compression chamber 11, and the volume of the compression chamber 11 becomes smaller than that at the “angle 0 °”, and the refrigerant is compressed and its pressure gradually increases. Become.
  • the first discharge valve 42 and the second discharge valve 44 are opened, and the gas in the compression chamber 11 is supplied from the first discharge port 1d to the first discharge port 1d.
  • the second discharge port 1e is also discharged into the sealed container 103 through the discharge space 41 and the communication path 2e.
  • the gas discharged into the sealed container 103 passes through the electric element 102 and is discharged to the outside (high pressure side of the refrigeration cycle) from the discharge pipe 24 fixed (welded) to the upper part of the sealed container 103 (see FIG. 1). (Shown with solid lines). Therefore, the pressure in the sealed container 103 is a high discharge pressure.
  • FIG. 6 shows a case where the pressure in the compression chamber 11 exceeds the high pressure at an “angle of 45 °”.
  • the vane tip 5b of the first vane 5 overlaps the point B on the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1, so that the intermediate chamber 10 does not communicate with the suction port 1a. Thereby, the suction of the gas in the intermediate chamber 10 is completed.
  • the volume of the intermediate chamber 10 is substantially maximum.
  • the volume of the suction chamber 9 becomes larger than that at the “angle 45 °”, and the suction is continued. Since the volume of the compression chamber 11 is further smaller than that at the “angle 45 °”, the gas in the compression chamber 11 is discharged from the first discharge port 1d through the first discharge port 2d into the sealed container 103.
  • the second discharge port 1e is discharged into the sealed container 103 through the discharge space 41 and the communication passage 2e.
  • the volume of the intermediate chamber 10 becomes smaller than that at “angle 90 °”, and the gas pressure increases. Further, the volume of the suction chamber 9 becomes larger than that at the “angle 90 °”, and the suction is continued.
  • the vane 6a of the second vane portion 6 passes through the second discharge port 1e, and the second discharge port 1e opens into the intermediate chamber 10, the second discharge valve 44 has a pressure difference. Close by.
  • the first discharge port 1d remains open to the compression chamber 11, the first discharge valve 42 is open. Since the volume of the compression chamber 11 becomes smaller than that at the “angle 90 °”, the gas in the compression chamber 11 is discharged from the first discharge port 1d into the sealed container 103 through the first discharge port 2d.
  • the volume of the suction chamber 9 gradually increases due to the rotation of the rotor portion 4a (rotor shaft 4), and continues to suck gas. Thereafter, the flow proceeds to the intermediate chamber 10, but the volume gradually increases to the middle, and the gas suction is further continued. On the way, the volume of the intermediate chamber 10 is maximized and is not communicated with the suction port 1a. Thereafter, the volume of the intermediate chamber 10 gradually decreases and compresses the gas. Thereafter, the intermediate chamber 10 moves to the compression chamber 11 and continues to compress the gas. The gas compressed to a predetermined pressure pushes up the first discharge valve 42 through the first discharge port 1d and the first discharge port 2d, and is discharged into the sealed container 103 and the second discharge port.
  • the second discharge valve 44 is pushed up and discharged into the sealed container 103 through the discharge space 41 and the communication path 2e. Thereafter, when the vane 6a of the second vane portion 6 passes through the second discharge port 1e, the second discharge valve 44 is closed, and the compressed gas in the compression chamber 11 is transferred to the first discharge port 1d and the first discharge port 1d. It is discharged into the sealed container 103 only from the discharge port 2d.
  • FIG. 7 is an explanatory diagram for explaining the rotation operation of the vane aligner according to the first embodiment of the present invention, and is a cross-sectional view taken along the line II-II in FIG.
  • movement of the vane aligners 5c and 6c is shown.
  • the arrow shown in the “angle 0 °” diagram of FIG. 7 is the rotation direction of the vane aligners 5c and 6c (clockwise in FIG. 7).
  • the arrows indicating the rotation direction of the vane aligners 5c and 6c are omitted.
  • the rotation of the rotor shaft 4 causes the vane 5a of the first vane portion 5 and the vane 6a of the second vane portion 6 to rotate around the central axis of the cylinder 1 (see FIG. 6). Accordingly, as shown in FIG. 7, the vane aligners 5c and 6c are supported by the vane aligner bearing portion 2b and rotate around the central axis of the cylinder inner peripheral surface 1b in the recess 2a. This operation is the same for the vane aligners 5d and 6d that rotate in the recess 3a supported by the vane aligner bearing portion 2b.
  • the refrigeration oil 25 is sucked up from the oil sump 104 by the oil pump 31 and sent out to the oil supply path 4h, as indicated by broken line arrows in FIG.
  • the refrigerating machine oil 25 sent out to the oil supply passage 4h passes through the oil supply passage 4i and is sent out to the recess 3a of the cylinder head 3 through the recess 2a of the frame 2 and the oil supply passage 4j.
  • the refrigerating machine oil 25 fed to the recesses 2a and 3a lubricates the vane aligner bearing portions 2b and 3b, and a part thereof is supplied to the vane relief portions 4f and 4g communicating with the recesses 2a and 3a.
  • the pressure in the sealed container 103 is a high discharge pressure
  • the pressures in the recesses 2a and 3a and the vane relief portions 4f and 4g are also discharge pressures.
  • a part of the refrigerating machine oil 25 fed to the recesses 2 a and 3 a is supplied to the main bearing portion 2 c of the frame 2 and the main bearing portion 3 c of the cylinder head 3.
  • the refrigerating machine oil 25 sent out to the vane relief portions 4f and 4g flows as follows.
  • FIG. 8 is a main part enlarged view showing the vicinity of the vane of the vane part according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 8 is an enlarged view of the main part showing the vicinity of the vane 5a of the first vane part 5 in FIG. 4, and the arrows shown by solid lines in the drawing indicate the flow of the refrigerating machine oil 25.
  • the refrigerating machine oil 25 lubricates the sliding portion between the side surface of the vane 5a and the bush 7.
  • the pressure difference and the centrifugal force are sent to the suction chamber 9 and the intermediate chamber 10.
  • the refrigerating machine oil 25 is sent out to the suction chamber 9 and the intermediate chamber 10 by the pressure difference and the centrifugal force while lubricating the sliding portion between the bush 7 and the bush holding portion 4d of the rotor shaft 4.
  • a part of the refrigerating machine oil 25 fed to the intermediate chamber 10 flows into the suction chamber 9 while sealing the gap between the vane tip 5b and the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1.
  • FIG. 8 shows the case where the space partitioned by the first vane unit 5 is the suction chamber 9 and the intermediate chamber 10, the rotation proceeds and the space partitioned by the first vane unit 5 is the intermediate chamber.
  • the pressure in the compression chamber 11 reaches the same discharge pressure as the pressure of the vane escape portion 4f, the refrigerating machine oil 25 is sent out toward the compression chamber 11 by centrifugal force.
  • the above operation is shown for the first vane unit 5, the same operation is performed in the second vane unit 6.
  • the refrigerating machine oil 25 supplied to the main bearing portion 2 c is discharged into the space above the frame 2 through the gap of the main bearing portion 2 c, and then the outer periphery of the cylinder 1. It is returned to the oil sump 104 through an oil return hole 1f provided in the section. Further, the refrigerating machine oil 25 supplied to the main bearing portion 3c is returned to the oil sump 104 through the gap of the main bearing portion 3c. Further, the refrigerating machine oil 25 sent to the suction chamber 9, the intermediate chamber 10 and the compression chamber 11 through the vane relief portions 4f and 4g also finally flows into the frame 2 from the first discharge port 2d and the communication passage 2e together with the gas.
  • a general vane compressor having only the first discharge port 1d as a discharge port (hereinafter referred to as the first embodiment).
  • a known vane compressor having a different configuration is simply referred to as a general vane compressor).
  • the flow channel width (the length in the radial direction) of the compression chamber 11 at the position of the first discharge port 1d is extremely small, and the flow channel area is also small.
  • the gas in the compression chamber 11 has a high flow velocity before flowing into the first discharge port 1d, and the pressure loss increases regardless of the size of the first discharge port 1d.
  • the second discharge port 1e is provided at a position having a smaller phase angle than the first discharge port 1d.
  • the flow channel width (flow channel area) of the compression chamber 11 at the position 1e is large. For this reason, since the flow velocity before the gas in the compression chamber 11 flows into the second discharge port 1e also becomes slow, the pressure loss can be reduced.
  • the discharge port that opens into the compression chamber 11 is only the first discharge port 1d, as shown by "Angle 135" in FIG. .
  • the flow rate of the gas discharged from the compression chamber 11 is also considerably reduced, so that the flow rate when the gas in the compression chamber 11 flows into the first discharge port 1d is not large and the pressure loss is small.
  • the discharge loss can be made smaller than that of a general vane compressor.
  • FIG. 9 is an explanatory diagram for explaining the behavior of the gas when the vane passes through the second discharge port.
  • FIG. 9 is a cross-sectional view of the main part around the vane 6a of the second vane 6 when the vane tip 6b of the second vane 6 is at the position of the second discharge port 1e. More specifically, FIG. 9A shows the shape of the vane tip 6b shown in the first embodiment (the radius of the arc shape of the vane tip 6b is substantially equal to the radius of the cylinder inner peripheral surface 1b). ) Is shown.
  • FIG. 9B shows a vane compressor having a general shape of the vane tip 6b (for example, a vane compressor described in Patent Document 1 or Patent Document 2). The case where it is the shape of the thing formed in the formed vane groove so that sliding is possible is shown.
  • the radius of the arc shape of the vane tip portion 6b of the second vane portion 6 is substantially equal to the radius of the cylinder inner peripheral surface 1b.
  • the radius is the same.
  • tip part 6b of the 2nd vane part 6 and the cylinder internal peripheral surface 1b becomes the micro clearance gap (delta) over the whole width
  • the circumferential width of the second discharge port 1e (more specifically, the opening formed in the cylinder inner peripheral surface 1b) is smaller than the width of the vane tip 6b of the second vane 6.
  • the radius of the arc shape of the vane tip portion 6b of the second vane portion 6 is shown. Is configured to be considerably smaller than the radius of the cylinder inner peripheral surface 1b. Therefore, the gap between the vane tip 6b and the cylinder inner peripheral surface 1b is a contact position 51 between the vane tip 6b and the cylinder inner peripheral surface 1b (the axial direction in which the discharge port 1e of the cylinder inner peripheral surface 1b is not provided). And the position where the vane tip 6b contacts).
  • the radius of the arc shape forming the vane tip 6b (and 5b) is set to be larger than the radius of the cylinder inner peripheral surface 1b.
  • the radius of the rotor portion 4a and the center of the cylinder inner peripheral surface 1b are eccentric in the general vane type compressors described in Patent Document 1 and Patent Document 2, and the vane is the center of the rotor 44a. This is because of rotating around the axis.
  • the arc-shaped radius of the vane tip 6b (and 5b) is set to the radius of the cylinder inner peripheral surface 1b. This is because it needs to be smaller.
  • the first vane unit 5 and the second vane unit 6 are configured to rotate about the center of the cylinder inner peripheral surface 1b as a rotation axis.
  • the arc-shaped normal line of the vane tip portions 5b and 6b and the normal line of the cylinder inner peripheral surface 1b can almost always coincide with each other to perform the compression operation), so that the vane tip portion 6b (and 5b)
  • the radius of the circular arc shape and the radius of the cylinder inner peripheral surface 1b can be set to be equal or close to each other.
  • the gas leakage when the first vane unit 5 and the second vane unit 6 pass through the second discharge port 1e does not increase. Since pressure loss can be reduced, a highly efficient vane compressor 200 with extremely low loss can be obtained.
  • the circumferential width of the second discharge port 1e (more specifically, the opening formed in the cylinder inner peripheral surface 1b) is set to the width of the vane tip 5b of the first vane 5.
  • the width and the width of the vane tip portion 6b of the second vane portion 6 are formed smaller than each other, the circumferential width of the second discharge port 1e (more specifically, the opening formed in the cylinder inner peripheral surface 1b) is as follows. The width of the vane tip 5b of the first vane 5 and the width of the vane tip 6b of the second vane 6 can be increased.
  • the relationship between the cross-sectional area of the first discharge port 1d and the cross-sectional area of the second discharge port 1e is not particularly mentioned.
  • the following structure may be used. That is, since the flow passage area of the compression chamber 11 located at the second discharge port 1e is larger than the flow passage area of the compression chamber 11 located at the first discharge port 1d, the pressure loss is effectively reduced. Therefore, it is better to increase the flow rate discharged from the second discharge port 1e as much as possible.
  • the cross-sectional area of the second discharge port 1e is preferably larger than the cross-sectional area of the first discharge port 1d.
  • the second discharge port 1e is configured by two refrigerant flow paths.
  • this is merely an example, and the configuration of the second discharge port 1e is not limited to the above configuration. Absent.
  • FIG. 10 is an explanatory diagram illustrating another example of the second discharge port of the vane compressor according to the first embodiment.
  • FIG. 10 is a view A in FIG. 2 and FIG.
  • the second discharge port 1e may be constituted by one refrigerant flow path.
  • the second discharge port 1e may be composed of three or more refrigerant channels.
  • the cross-sectional shape of the second discharge port 1e (when the second discharge port 1e is formed of a plurality of refrigerant flow paths, the cross-sectional shape of each refrigerant flow path) is not limited to the long hole shape. However, any shape may be used as long as the width in the circumferential direction is equal to or smaller than the width of the vane tip 5b of the first vane 5 and the width of the vane tip 6b of the second vane 6.
  • the outflow destination of the gas flowing into the second discharge port from the compression chamber 11 is not limited to the above configuration.
  • the second discharge port 1e is configured not to penetrate the outer peripheral side of the cylinder 1, and a through hole communicating with the second discharge port 1e is formed in at least one of the frame 2 and the cylinder head 3, and this through hole is formed.
  • the gas that has flowed from the compression chamber 11 into the second discharge port may be allowed to flow out into the sealed container 103.
  • the second discharge valve 44 and the second discharge valve presser 45 are provided at the outlet portion of the through hole. Even in such a configuration, the same effect can be obtained by the same operation as described above.
  • FIG. 11 is an explanatory diagram showing another example of the first discharge port of the vane compressor according to the first embodiment.
  • FIG. 11 is a cross-sectional view taken along the line II in FIG. 1, and shows a state at a rotation angle of 90 ° in FIG.
  • the first discharge port 1d is configured to penetrate the cylinder inner peripheral surface 1b in the radial direction in the same manner as the second discharge port 1e. For this reason, the 1st discharge valve 42 and the 1st discharge valve holder 43 are attached to the exit part of the 1st discharge port 1d. Even in such a configuration, the same effect can be obtained by the same operation as described above.
  • the vane longitudinal direction of the vanes 5a and 6a and the normal direction of the arc of the vane tip portions 5b and 6b are substantially the same direction. It was. Not only this but the 1st vane part 5 and the 2nd vane part 6 may be constituted like Drawing 12, for example.
  • FIG. 12 is a plan view showing still another example of the vane of the compression element according to Embodiment 1 of the present invention.
  • C indicates the vane longitudinal direction of the vanes 5a and 6a.
  • D has shown the normal line direction of the circular arc of the vane front-end
  • the compression operation can be performed in a state where the arcs of the vane tip portions 5b and 6b and the normal line of the cylinder inner peripheral surface 1b of the cylinder 1 always coincide with each other during the rotation. Therefore, the same effect as described above can be obtained. Further, the arc length of the vane tip portions 5b and 6b (that is, the width of the vane tip portions 5b and 6b) can be increased, and the cross-sectional area of the second discharge port 1e and the opening portion on the compression chamber 11 side can be increased. There is also an effect that the circumferential width can be further increased.
  • Embodiment 2 FIG.
  • the vane compressor 200 having only one discharge port (second discharge port 1e) formed at a position having a smaller phase angle than the first discharge port 1d has been described.
  • the second discharge ports may be formed at positions having a smaller phase angle than the first discharge port 1d. Note that items not particularly described in the second embodiment are the same as those in the first embodiment, and the same functions and configurations are described using the same reference numerals.
  • FIG. 14 is a cross-sectional view showing a compression element of the vane type compressor according to the second embodiment.
  • FIG. 14 is a cross-sectional view taken along the line II in FIG. 1, and shows a state at a rotation angle of 90 ° in FIG.
  • the vane type compressor 200 according to the second embodiment includes two second discharge ports (a second discharge port 1e and a second discharge port 1g). That is, the vane type compressor 200 according to the second embodiment is obtained by adding the second discharge port 1g to the configuration of the vane type compressor 200 shown in the first embodiment.
  • the second discharge port 1g is provided in a radial direction at a position having a smaller phase angle than the second discharge port 1e, and the circumferential width of the second discharge port 1g is the first vane portion. 5 is smaller than the width of the vane tip portion 5 b and the width of the vane tip portion 6 b of the second vane portion 6. Further, the third discharge valve 46 and a third discharge valve presser 47 for regulating the opening degree of the third discharge valve 46 are attached to the outlet portion of the second discharge port 1g.
  • the flow path width of the compression chamber 11 at the position of the second discharge port 1g ( The flow path area) is larger than the flow path width (flow path area) of the compression chamber 11 at the position of the second discharge port 1e.
  • FIG. 15 is an explanatory view showing the compression operation of the compression element according to Embodiment 2 of the present invention, and is a cross-sectional view taken along the line II of FIG.
  • the gas discharge operation from the compression chamber 11 will be described with reference to FIG.
  • FIG. 15 shows a case where the pressure in the compression chamber 11 exceeds the high pressure at an “angle of 45 °”.
  • the second vane portion 6 passes through the second discharge port 1 g, and the second discharge port 1 g opens into the intermediate chamber 10. 46 is closed by the pressure difference.
  • the gas in the compression chamber 11 is discharged from the first discharge port 1d and the second discharge port 1e. .
  • the second vane portion 6 passes through the second discharge port 1 e, and the second discharge port 1 e opens into the intermediate chamber 10, so that the second discharge valve 44 is closed by the pressure difference.
  • the first discharge port 1d is open to the compression chamber 11, the gas in the compression chamber 11 is discharged from the first discharge port 1d.
  • the flow passage area of the compression chamber 11 at the position of the second discharge port 1g is the compression chamber 11 at the position of the second discharge port 1e. Therefore, the flow velocity before the gas in the compression chamber 11 flows into the second discharge port 1g is slower than that in the first embodiment. For this reason, pressure loss can be made smaller.
  • the discharge port that opens to the compression chamber 11 is connected to the first discharge port 1d and the second discharge port as shown by “angle 90 °” in FIG. At this time, the flow rate of gas discharged from the compression chamber 11 has also decreased to some extent, so that the flow rate when the gas in the compression chamber 11 flows into the second discharge port 1e is set. It can be slower than the first mode and pressure loss can be reduced.
  • the cross-sectional areas of the first discharge port 1d, the second discharge port 1e, and the second discharge port 1e are not particularly mentioned, but may be configured as follows, for example. That is, the flow area of the compression chamber 11 located at the second discharge port 1g is larger than the flow area of the compression chamber 11 located at the second discharge port 1e, and the compression position located at the second discharge port 1e. The flow passage area of the chamber 11 is larger than the flow passage area of the compression chamber 11 located at the first discharge port 1d.
  • the first discharge port 1d, the second discharge port 1e, and the second discharge port 1g are preferably set in the order of smaller cross-sectional areas. That is, in order to effectively reduce the pressure loss, it is preferable to increase the cross-sectional area of the discharge port with a smaller phase angle.
  • the vane compressor 200 including two second discharge ports (second discharge port 1e and second discharge port 1g) having different phase angles has been described.
  • three or more second discharge ports may be provided.
  • Embodiment 3 In the first embodiment and the second embodiment, the compression chamber 11 side opening of the second discharge port opens in the cylinder inner peripheral surface 1b. Not only this but the compression chamber 11 side opening part of the 2nd discharge port may open in the following positions.
  • items that are not particularly described are the same as those in Embodiment 1 or Embodiment 2, and the same functions and configurations are described using the same reference numerals.
  • FIG. 16 is a cross-sectional view showing a compression element of the vane type compressor according to the third embodiment.
  • FIG. 16 is a cross-sectional view taken along the line II in FIG. 1, and shows a state at a rotation angle of 90 ° in FIG.
  • FIG. 17 is a sectional view taken along line III-III in FIG.
  • the vane type compressor 200 according to the third embodiment will be described with reference to FIGS. 16 and 17.
  • the second discharge port 2 f is provided to penetrate the frame 2 in the axial direction, and the circumferential direction The width is smaller than the width of the vane 5 a of the first vane part 5 and the vane 6 a of the second vane part 6.
  • a second discharge valve 44 and a second discharge valve presser 45 are attached to the outlet portion of the second discharge port 2f.
  • the operation of discharging gas from the compression chamber 11 of the vane type compressor 200 according to the third embodiment is the same as that of the first embodiment.
  • the behavior of the gas when the first vane unit 5 or the second vane unit 6 passes through the second discharge port 2f is as follows. As shown in FIG. 17, since the circumferential width of the second discharge port 2f is smaller than the width of the vane 6a, when the second vane portion 6 is at the position of the second discharge port 2f, Gas leakage from the compression chamber 11 to the intermediate chamber 10 through the second discharge port 2f is sealed at the end face of the vane 6a and the end face of the frame 2. For this reason, as in the first embodiment, the leakage from the compression chamber 11 to the intermediate chamber 10 can be extremely reduced.
  • the first vane unit 5 and the second vane unit 6 are the first vane unit 6 as in the first and second embodiments. Since the pressure loss can be reduced without increasing the leakage when passing through the second discharge port 2f, a highly efficient vane compressor 200 with very little loss can be obtained.
  • the second discharge port 2f is formed in the frame 2 (that is, the opening on the compression chamber 11 side of the second discharge port 2f is in the frame 2). Since it is open), the following effects can also be obtained.
  • the opening on the compression chamber 11 side of the second discharge port (the second discharge port 1e or the second discharge port 1g) opens to the cylinder inner peripheral surface 1b. Therefore, it is necessary to set the radius of the arc shape of the vane tip portions 5b and 6b and the radius of the cylinder inner peripheral surface 1b to be equal.
  • the first vane portion 5 and the second vane portion 6 are rotated around the center of the cylinder inner peripheral surface 1b (in other words, the arc-shaped normal line of the vane tip portions 5b and 6b and the cylinder inner periphery). It was necessary to provide a vane angle adjusting means so that the normal line of the surface 1b is always substantially coincident and the compression operation is performed.
  • the leakage of gas from the compression chamber 11 to the intermediate chamber 10 via the second discharge port 2f is caused by the first vane portion 5 and the second vane portion. Since it seals between the end surface of 6 and the flame
  • the second discharge port 2f is provided in the frame 2, but it may be provided in the cylinder head 3 or in both the frame 2 and the cylinder head 3.
  • the circumferential width of the second discharge port 2f (more specifically, the opening on the compression chamber 11 side) is set to the width of the vane 5a of the first vane portion 5 and the second vane.
  • the width of the second discharge port 2f (more specifically, the opening on the compression chamber 11 side) in the circumferential direction is smaller than the width of the vane 6a of the section 6, the width of the vane 5a of the first vane section 5 is The width of the second vane portion 6 can be increased up to the same width as the vane 6a.
  • two second discharge ports may be provided, and of course, three or more second discharge ports may be provided.
  • the vane aligner may be formed in a ring shape instead of a partial ring shape.
  • the oil pump 31 using the centrifugal force of the rotor shaft 4 has been described.
  • any oil pump may be used.
  • it is described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2009-62820.
  • a positive displacement pump may be used as the oil pump 31.
  • the vane angle adjusting means described in the first to third embodiments is merely an example, and the vane angle adjusting means is not limited to this configuration. It is also possible to carry out the present invention using a known vane angle adjusting means.
  • a vane type compressor described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-352390 the interior of the rotor portion is made hollow, A fixed shaft that rotatably supports the vane at the center of the inner peripheral surface of the cylinder is disposed, and the vane is held via a bush in the vicinity of the outer peripheral portion of the rotor portion so that the vane can swing relative to the rotor portion. It is good also as composition to do.
  • all the second discharge ports are formed on the same member. It is not limited to this.
  • a part of the second discharge port may have an opening on the compression chamber 11 side that opens to the cylinder inner peripheral surface 1b (for example, the configuration of the second embodiment).
  • the remaining second discharge port may have an opening on the compression chamber 11 side that opens to at least one of the frame 2 and the cylinder head 3.
  • the vane 5a and the vane aligners 5c and 5d are integrally formed, and the vane 6a and the vane aligners 6c and 6d are integrally formed.
  • the longitudinal direction of the vanes 5a and 6a and the normal line of the outer peripheral surface of the vane aligners 5c, 5d, 6c, and 6f can maintain a constant angle, they may be formed separately.
  • the vane 105 corresponding to the vanes 5a and 6a and the vane aligner 106 corresponding to the vane aligners 5c, 5d, 6c, and 6d may be formed separately.
  • the convex part 105a of the vane 105 may be inserted in the recessed part 106a of the vane aligner 106, and the vane 105 and the vane aligner 106 may be attached integrally. At this time, the two may be connected to the vane aligner 106 so that the vane 105 is slidable in the longitudinal direction.

Abstract

　ベーン型圧縮機２００は、シリンダ１と、ロータ部４ａと、ロータ部４ａ内に設置され、シリンダ内周面１ｂの中心周りに回転するように保持され、シリンダ内周面１ｂとロータ部４ａ間に形成された空間を仕切り、圧縮室１１を形成するベーン５ａ，６ａと、圧縮室１１の冷媒を吐出する第１の吐出ポート１ｄと、を備えている。また、第１の吐出ポート１ｄよりも位相角度の小さい位置に、シリンダ内周面１ｂに開口して圧縮室１１に連通する第２の吐出ポート１ｅを設け、該第２の吐出ポート１ｅにおける圧縮室１１側の開口部は、周方向の幅がベーン５ａ，６ａの先端部の幅以下となっている。

Description

ベーン型圧縮機
　本発明は、ベーン型圧縮機に関する。
　従来、ロータシャフト（シリンダ内で回転運動する円柱形のロータ部と、ロータ部に回転力を伝達するシャフトと、が一体化されたもの）のロータ部内に一箇所又は複数箇所形成されたベーン溝内にベーンが嵌入され、そのベーンの先端がシリンダ内周面と当接しながら摺動し、吐出行程の終わりに近い位相角度の大きい位置に吐出ポートをシリンダの内周面に径方向に設けた一般的なベーン型圧縮機が提案されている（例えば、特許文献１参照）。
　また、吐出ポートを過ぎて狭い空間に残った吐出ガスが過度に圧縮されることによる損失を低減するため、上記吐出ポート（以下、第１の吐出ポートと称する）よりも位相角度が大きく（つまり、第１の吐出ポートよりもベーンの回転方向の下流側であり、圧縮行程の下流側となる位置に）、第１の吐出ポートと近接した位置に補助的な吐出ポートをシリンダの内周面に径方向に設けた構成のベーン型圧縮機が提案されている（例えば、特許文献２参照）。
特開２００７－３０９２８１号公報（段落［００２０］、図１） 特開２００８－０１４２２７号公報（要約、図３）
　特許文献１に示されるようなベーン型圧縮機においては、吐出行程の終わり近くに吐出ポートを設けているが、吐出行程の終わり近くでは、圧縮室の流れ方向の断面積（以降、流路面積と称する）が狭いため、吐出ポートに流入する前に冷媒の流速が速くなることで圧力損失が大きくなってしまうという課題があった。
　また、特許文献２で示されるようなベーン型圧縮機においては２つの吐出ポートを設けているが、補助的な吐出ポートを第１の吐出ポートよりも位相角度の大きい位置に設けているだけなので、第１の吐出ポート位置における流路面積は大きくとることができない。このため、特許文献２で示されるようなベーン型圧縮機においても、第１の吐出ポートに流入する前の冷媒の流速を遅くすることはできず、圧力損失が大きくなってしまうという課題があった。
　本発明は、上記のような課題を解決するためになされたものであり、吐出行程における圧力損失を低減することが可能な効率の高いベーン型圧縮機を提供することを目的とする。
　本発明に係るベーン型圧縮機は、内周面が円筒状で両端が開口した穴を有するシリンダと、前記穴の一方の開口を塞ぐシリンダヘッドと、前記穴の他方の開口を塞ぐフレームと、前記シリンダの内部において前記内周面の中心軸とずれた回転軸を中心に回転運動する円柱形のロータ部と、前記ロータ部に回転力を伝達する回転軸部と、前記ロータ部内に設置され、前記シリンダの内周面の中心周りに回転するように保持され、前記シリンダと前記ロータ部間に形成された圧縮空間を少なくとも吸入空間と吐出空間に仕切るベーンと、前記圧縮空間に連通し、前記圧縮空間で圧縮されたガスを吐出する第１の吐出ポートと、を備えたベーン型圧縮機において、前記第１の吐出ポートよりも圧縮行程の上流側となる位置に、前記圧縮空間に連通する第２の吐出ポートを設け、該第２の吐出ポートにおける前記圧縮空間側の開口部の幅が前記ベーンの幅以下となっているものである。
　本発明に係るベーン型圧縮機は、第２の吐出ポートを第１の吐出ポートよりも位相角度の小さい位置に設けたので、第２の吐出ポートの位置における流路面積を大きくとることができるため、第２の吐出ポートに流入する前の流速を遅くすることができ、圧力損失を小さくすることが可能となる。また、本発明に係るベーン型圧縮機は、第２の吐出ポートの周方向の幅をベーンの先端部の幅以下としたため、ベーンが第２の吐出ポートを通過する場合でも、高圧側の圧縮室から低圧側の圧縮室へのガスの漏れを少ない状態に保つことができる。以上から、本発明によれば、高圧側の圧縮室から低圧側の圧縮室への漏れ損失を増加させることなく、吐出行程における圧力損失を小さくすることができるため、効率の高いベーン型圧縮機を提供することが可能となる。
本発明の実施の形態１に係るベーン型圧縮機を示す縦断面図である。 本発明の実施の形態１に係るベーン型圧縮機の圧縮要素を示す分解斜視図である。 本発明の実施の形態１に係る圧縮要素のベーンを示す図面である。 図１のＩ－Ｉ線に沿った断面図である。 図２及び図４における矢視Ａ図である。 本発明の実施の形態１に係る圧縮要素の圧縮動作を示す説明図であり、図１のＩ－Ｉ線に沿った断面図である。 本発明の実施の形態１に係るベーンアライナの回転動作を説明するための説明図であり、図１のＩＩ－ＩＩ線に沿った断面図である。 本発明の実施の形態１に係るベーン部のベーン近傍を示す要部拡大図である。 ベーンが第２の吐出ポートを通過するときのガスの挙動を説明するための説明図である。 本実施の形態１に係るベーン型圧縮機の第２の吐出ポートの別の一例を示す説明図である。 本実施の形態１に係るベーン型圧縮機の第１の吐出ポートの別の一例を示す説明図である。 本発明の実施の形態１に係る圧縮要素のベーンのさらに別の一例を示す平面図である。 図１２に示す圧縮要素の圧縮動作を示す説明図（断面図）である。 本実施の形態２に係るベーン型圧縮機の圧縮要素を示す断面図である。 本発明の実施の形態２に係る圧縮要素の圧縮動作を示す説明図であり、図１のＩ－Ｉ線に沿った断面図である。 本実施の形態３に係るベーン型圧縮機の圧縮要素を示す断面図である。 図１６のＩＩＩ－ＩＩＩ線に沿った断面図である。 本発明の実施の形態１～実施の形態３に係るベーン型圧縮機のベーン及びベーンアライナの別の接続例を示す斜視図である。
　以下、下記の各実施の形態において、本発明に係るベーン型圧縮機の一例について説明する。
実施の形態１．
　図１は、本発明の実施の形態１に係るベーン型圧縮機を示す縦断面図である。図２は、このベーン型圧縮機の圧縮要素を示す分解斜視図である。図３は、この圧縮要素のベーンを示す図面であり、図３（ａ）がベーンの平面図、図３（ｂ）がベーンの正面図を示している。図４は、図１のＩ－Ｉ線に沿った断面図である。また、図５は、図２及び図４における矢視Ａ図である。なお、図１において、実線で示す矢印はガス（冷媒）の流れ、破線で示す矢印は冷凍機油２５の流れを示している。また、図４は、図６で後述するようにロータシャフト４のロータ部４ａの回転角度が９０°の状態を示している。以下、これら図１～図５を参照しながら、本実施の形態１に係るベーン型圧縮機２００について説明する。
　ベーン型圧縮機２００は、密閉容器１０３内に、圧縮要素１０１と、この圧縮要素１０１を駆動する電動要素１０２とが収納されている。圧縮要素１０１は、密閉容器１０３の下部に配置されている。電動要素１０２は、密閉容器１０３の上部（より詳しくは、圧縮要素１０１の上方）に配置されている。また、密閉容器１０３内の底部には、冷凍機油２５を貯溜する油溜め１０４が設けられている。また、密閉容器１０３の側面には吸入管２６、上面には吐出管２４が取り付けられている。
　圧縮要素１０１を駆動する電動要素１０２は、例えば、ブラシレスＤＣモータで構成される。電動要素１０２は、密閉容器１０３の内周に固定された固定子２１と、固定子２１の内側に配設され、永久磁石を使用した回転子２２とを備える。密閉容器１０３に溶接等で固定されたガラス端子２３を介して固定子２１のコイルに電力が供給されると、固定子２１に発生した磁界によって回転子２２の永久磁石に駆動力が付与され、回転子２２が回転する。
　圧縮要素１０１は、吸入管２６から低圧のガス冷媒を圧縮室に吸入して圧縮し、圧縮した冷媒を密閉容器１０３内に吐出するものである。密閉容器１０３内に吐出されたこの冷媒は、電動要素１０２を通過して密閉容器１０３の上部に固定（溶接）された吐出管２４から外部（冷凍サイクルの高圧側）に吐出される。この圧縮要素１０１は、以下に示す要素を有する。なお、本実施の形態１に係るベーン型圧縮機２００は、ベーン枚数が２枚（第１のベーン部５、第２のベーン部６）のものについて示している。
（１）シリンダ１：全体形状が略円筒状で、中心軸方向の両端部が開口している。つまり、シリンダ１は、内周面が円筒状で両端が開口した穴を有している。また、略円筒状に形成されたシリンダ内周面１ｂ（上記穴の内周面）の一部には、中心軸方向に貫通し、外側に抉られた（外周側に凸形状となった）切欠き部１ｃが設けられている。そして、切欠き部１ｃには、外周面からシリンダ内周面１ｂにかけて、吸入ポート１ａが開口している。また、後述する最近接点３２を挟んで吸入ポート１ａと反対側となる位置には、第１の吐出ポート１ｄが形成されている。この第１の吐出ポート１ｄは、最近接点３２（図４に図示）の近傍に形成され、後述するフレーム２に面した側に形成されている（図２、図４参照）。
　また、第１の吐出ポート１ｄよりも最近接点３２から離れた位置のシリンダ内周面１ｂに、径方向に貫通する第２の吐出ポート１ｅが設けられている。つまり、第２の吐出ポート１ｅは、第１の吐出ポート１ｄよりも位相角度の小さい位置（換言すると、第１の吐出ポート１ｄよりもベーン回転方向の上流側であり、圧縮行程の上流側となる位置）に設けられている。第２の吐出ポート１ｅの径方向長さが短くなるように、第２の吐出ポート１ｅの出口部は大きく抉られている。この切欠き部分は、後述するフレーム２、シリンダヘッド３及び密閉容器１０３に囲まれて吐出空間４１（図４に図示）を形成している。本実施の形態１では、第２の吐出ポート１ｅは、軸方向に沿って設けられた（つまり位相角度が略同等の位置に設けられた）２つの冷媒流路で構成されている。これら各冷媒流路の断面形状（つまり、シリンダ内周面１ｂ側の開口部形状）は長穴状となっている。ここで、第２の吐出ポート１ｅの周方向の幅は、後述する第１のベーン部５のベーン５ａ及び第２のベーン部６のベーン６ａの先端部の幅よりも小さくなっている。これら第２の吐出ポート１ｅの出口部には、第２の吐出弁４４、及び第２の吐出弁４４の開度を規制するための第２の吐出弁押え４５が取付けられている。また、シリンダ１の外周部には軸方向に貫通した油戻し穴１ｆが設けられている。
（２）フレーム２：略円板状部材の上部に円筒状部材が設けられたものであり、縦断面が略Ｔ字形状となっている。略円板状部材は、シリンダ１の穴の一方の開口（図２では上側）を閉塞する（塞ぐ）ものである。この略円板状部材のシリンダ１側端面（図２では下面）には、シリンダ１のシリンダ内周面１ｂと同心である有底円筒形状の凹部２ａが形成されている。凹部２ａには後述する第１のベーン部５のベーンアライナ５ｃ及び第２のベーン部６のベーンアライナ６ｃが挿入され、凹部２ａの外周面であるベーンアライナ軸受部２ｂで支承（回転及び摺動自在に支持）される。また、フレーム２は、略円板状部材のシリンダ１側端面から略円筒状部材を貫通するように、貫通孔が形成されている。この貫通孔には、主軸受部２ｃが設けられている。主軸受部２ｃは、後述するロータシャフト４の回転軸部４ｂを支承するものである。また、フレーム２には、第１の吐出ポート１ｄと連通する第１の吐出ポート２ｄが形成されている。また、略円板状部材のシリンダ１と反対側の面には、第１の吐出ポート２ｄの開口部を覆う第１の吐出弁４２（図２のみに図示）、及び第１の吐出弁４２の開度を規制するための第１の吐出弁押え４３（図２のみに図示）が取り付けられている。さらに、フレーム２には、吐出空間４１に連通した連通路２ｅが軸方向に貫通して設けられている。
　なお、凹部２ａは、シリンダ内周面１ｂと同心となる外周面（ベーンアライナ軸受部２ｂ）を有していればよく、有底円筒形状に限定されるものではない。例えば、凹部２ａを、シリンダ内周面１ｂと同心となる外周面（ベーンアライナ軸受部２ｂ）を有するリング状の溝に形成してもよい。
（３）シリンダヘッド３：略円板状部材の下部に円筒状部材が設けられたものであり、縦断面が略Ｔ字形状となっている。略円板状部材は、シリンダ１の穴の他方の開口（図２では下側）を閉塞する（塞ぐ）ものである。この略円板状部材のシリンダ１側端面（図２では上面）には、シリンダ１のシリンダ内周面１ｂと同心である有底円筒形状の凹部３ａが形成されている。凹部３ａには、後述する第１のベーン部５のベーンアライナ５ｄ及び第２のベーン部６のベーンアライナ６ｄが挿入され、凹部３ａの外周面であるベーンアライナ軸受部３ｂで支承される。また、シリンダヘッド３は、略円板状部材のシリンダ１側端面から略円筒状部材を貫通するように、貫通孔が形成されている。この貫通孔には、主軸受部３ｃが設けられている。主軸受部３ｃは、後述するロータシャフト４の回転軸部４ｃを支承するものである。
　なお、凹部３ａは、シリンダ内周面１ｂと同心となる外周面（ベーンアライナ軸受部２ｂ）を有していればよく、有底円筒形状に限定されるものではない。例えば、凹部３ａを、シリンダ内周面１ｂと同心となる外周面（ベーンアライナ軸受部２ｂ）を有するリング状の溝に形成してもよい。
（４）ロータシャフト４：シリンダ１内でシリンダ１（より詳しくはシリンダ内周面１ｂ）の中心軸とは偏心した（ずれた）中心軸で回転運動を行う略円筒形状のロータ部４ａ、ロータ部４ａと同心となるようにロータ部４ａの上部に設けられた回転軸部４ｂ、及び、ロータ部４ａと同心となるようにロータ部４ａの下部に設けられた回転軸部４ｃを備えている。これらロータ部４ａ、回転軸部４ｂ及び回転軸部４ｃは、一体構造で形成されている。回転軸部４ｂ及び回転軸部４ｃは、上述のように、主軸受部２ｃ及び主軸受部３ｃに支承されるものである。また、ロータ部４ａには、軸方向に貫通する複数の略円筒状（断面が略円形）の貫通孔（ブッシュ保持部４ｄ，４ｅ及びベーン逃がし部４ｆ，４ｇ）が形成されている。これら貫通孔のうち、ブッシュ保持部４ｄとベーン逃がし部４ｆとが側面部において連通しており、ブッシュ保持部４ｅとベーン逃がし部４ｇとが側面部において連通している。また、ブッシュ保持部４ｄ及びブッシュ保持部４ｅは、その側面部がロータ部４ａの外周部側に開口している。また、ベーン逃がし部４ｆ及びベーン逃がし部４ｇの軸方向端部はフレーム２の凹部２ａ及びシリンダヘッド３の凹部３ａと連通している。また、ブッシュ保持部４ｄとブッシュ保持部４ｅ、ベーン逃がし部４ｆとベーン逃がし部４ｇとは、ロータ部４ａの回転軸に対してほぼ対称の位置に配置されている（図４参照）。
　また、ロータシャフト４の下端部には、例えば特開２００９－２６４１７５号公報に記載されているような油ポンプ３１（図１にのみ図示）が設けられている。この油ポンプ３１は、ロータシャフト４の遠心力を利用して油溜め１０４内の冷凍機油２５を吸引するものである。この油ポンプ３１はロータシャフト４の軸中央部に設けられ軸方向に延在する給油路４ｈと連通しており、給油路４ｈと凹部２ａ間には給油路４ｉ、給油路４ｈと凹部３ａ間には給油路４ｊが設けられている。また、回転軸部４ｂの主軸受部３ｃの上方の位置に排油穴４ｋ（図１にのみ図示）が設けられている。
（５）第１のベーン部５：ベーン５ａ、ベーンアライナ５ｃ及びベーンアライナ５ｄが一体形成されて構成されている。ベーン５ａは、側面視略四角形の板状部材であり、シリンダ１のシリンダ内周面１ｂ側に位置するベーン先端部５ｂ（ロータ部４ａから突出する側の先端部）は、平面視において外側に凸となる円弧形状に形成されている。このベーン先端部５ｂの円弧形状の半径は、シリンダ１のシリンダ内周面１ｂの半径とほぼ同等の半径で構成されている。また、ベーン５ａのベーン先端部５ｂと反対側の端部（以下、内周側端部と称する）近傍には、上面（フレーム２との対向面）に、ベーン５ａを支持する部分リング形状（リング形状の一部分の形状、円弧形状）のベーンアライナ５ｃが設けられている。同様に、ベーン５ａの内周側端部近傍には、下面（シリンダヘッド３との対向面）に、ベーン５ａを支持する部分リング形状のベーンアライナ５ｄが設けられている。ここで、ベーン５ａ、ベーンアライナ５ｃ及びベーンアライナ５ｄは、ベーン５ａのベーン長手方向及びベーン先端部５ｂの円弧の法線方向がベーンアライナ５ｃ，５ｄを形成する円弧形状部の中心を通るように形成されている。
（６）第２のベーン部６：ベーン６ａ、ベーンアライナ６ｃ及びベーンアライナ６ｄが一体形成されて構成されている。ベーン６ａは、側面視略四角形の板状部材であり、シリンダ１のシリンダ内周面１ｂ側に位置するベーン先端部６ｂ（ロータ部４ａから突出する側の先端部）は、平面視において外側に凸となる円弧形状に形成されている。このベーン先端部６ｂの円弧形状の半径は、シリンダ１のシリンダ内周面１ｂの半径とほぼ同等の半径で構成されている。また、ベーン６ａのベーン先端部６ｂの内周側端部近傍には、上面（フレーム２との対向面）に、ベーン５ａを支持する部分リング形状のベーンアライナ６ｃが設けられている。同様に、ベーン６ａの内周側端部近傍には、下面（シリンダヘッド３との対向面）に、ベーン５ａを支持する部分リング形状のベーンアライナ６ｄが設けられている。ここで、ベーン６ａ、ベーンアライナ６ｃ及びベーンアライナ６ｄは、ベーン６ａのベーン長手方向及びベーン先端部６ｂの円弧の法線方向がベーンアライナ６ｃ，６ｄを形成する円弧形状部の中心を通るように形成されている。
（７）ブッシュ７，８：略半円柱状の部材を一対として構成される。ブッシュ７は、第１のベーン部５のベーン５ａを挟持した状態で、ロータ部４ａのブッシュ保持部４ｄに回転自在に挿入される。また、ブッシュ８は、第２のベーン部６のベーン６ａを挟持した状態で、ロータ部４ａのブッシュ保持部４ｅに回転自在に挿入される。つまり、第１のベーン部５のベーン５ａがブッシュ７の間を摺動することにより、第１のベーン部５はロータ部４ａに対して略遠心方向（シリンダ１のシリンダ内周面１ｂの中心に対して遠心方向）に移動（スライド）することができる。また、ブッシュ７がロータ部４ａのブッシュ保持部４ｄ内で回転することにより、第１のベーン部５は揺動することができる（回転可能となる）。同様に、第２のベーン部６のベーン６ａがブッシュ８の間を摺動することにより、第２のベーン部６はロータ部４ａに対して略遠心方向に移動（スライド）することができる。また、ブッシュ８がロータ部４ａのブッシュ保持部４ｅ内で回転することにより、第２のベーン部６は揺動することができる（回転可能となる）。なお、図４に示す７ａ，８ａはブッシュ中心で、それぞれブッシュ７，８の回転中心である。
　ここで、ベーンアライナ５ｃ，５ｄ，６ｃ，６ｄ、凹部２ａ，３ａのベーンアライナ軸受部２ｂ，３ｂ、ブッシュ保持部４ｄ，４ｅ、及びブッシュ７，８が、本発明におけるベーン角度調整手段に相当する。
（動作説明）
　続いて、本実施の形態１に係るベーン型圧縮機２００の動作について説明する。
　図４に示すように、ロータシャフト４のロータ部４ａとシリンダ１のシリンダ内周面１ｂは一箇所（図４に示す最近接点３２）において最近接している。
　ここで、ベーンアライナ軸受部２ｂ，３ｂの半径をｒａ　（後述する図７参照）、シリンダ内周面１ｂの半径をｒｃ　（図４参照）としたとき、第１のベーン部５のベーンアライナ５ｃ，５ｄの外周面側とベーン先端部５ｂ間の距離ｒｖ　（図３参照）は、下式（１）のように設定している。
　ｒｖ　＝ｒｃ　－ｒａ　－δ…（１）
　δはベーン先端部５ｂとシリンダ内周面１ｂ間の隙間であり、式（１）のようにｒｖ　を設定することで、第１のベーン部５はシリンダ内周面１ｂに接触することなく、回転することとなる。ここで、δが極力小さくなるようにｒｖ　を設定し、ベーン先端部５ｂからの冷媒の漏れを極力少なくしている。なお、式（１）の関係は、第２のベーン部６においても同様で、第２のベーン部６のベーン先端部６ｂとシリンダ内周面１ｂ間は狭い隙間を保ちつつ、第２のベーン部６は回転することとなる。
　以上のように、第１のベーン部５とシリンダ内周面１ｂ、第２のベーン部６とシリンダ内周面１ｂとがそれぞれ狭い隙間を保つことにより、シリンダ１内には３つの空間（吸入室９、中間室１０、圧縮室１１）が形成される（図４に図示）。吸入室９には、切欠き部１ｃを介して、冷凍サイクルの低圧側に連通する吸入ポート１ａが開口している。切欠き部１ｃは、図４（回転角度９０°）において、最近接点３２の近傍から、第１のベーン部５のベーン先端部５ｂとシリンダ内周面１ｂが相対する点Ｂの範囲まで設けられている。
　まず、本実施の形態１に係るベーン型圧縮機２００の回転動作について説明する。
　ロータシャフト４の回転軸部４ｂが駆動部である電動要素１０２からの回転動力を受けると、ロータ部４ａは、シリンダ１内で回転する。ロータ部４ａの回転に伴い、ロータ部４ａの外周付近に配置されたブッシュ保持部４ｄ，４ｅは、ロータシャフト４を回転軸（中心軸）とした円周上を移動する。そして、ブッシュ保持部４ｄ，４ｅ内に保持されている一対のブッシュ７，８、及びその一対のブッシュ７，８の間に摺動可能に保持されている第１のベーン部５のベーン５ａ及び第２のベーン部６のベーン６ａもロータ部４ａとともに回転する。
　第１のベーン部５及び第２のベーン部６は、回転による遠心力を受け、ベーンアライナ５ｃ，６ｃ及びベーンアライナ５ｄ，６ｄがベーンアライナ軸受部２ｂ，３ｂにそれぞれ押付けられて摺動しながら、ベーンアライナ軸受部２ｂ，３ｂの中心軸まわりに回転する。ここで、上述のように、ベーンアライナ軸受部２ｂ，３ｂとシリンダ内周面１ｂとは同心である。このため、第１のベーン部５及び第２のベーン部６はシリンダ内周面１ｂの中心まわりに回転することになる。そうすると、第１のベーン部５のベーン５ａ及び第２のベーン部６のベーン６ａの長手方向がシリンダ中心に向かうように、ブッシュ７，８がブッシュ保持部４ｄ，４ｅ内で、ブッシュ中心７ａ，８ａまわりに回転することになる。
　以上の動作において、回転に伴って、ブッシュ７と第１のベーン部５のベーン５ａの側面、及び、ブッシュ８と第２のベーン部６のベーン６ａの側面は互いに摺動を行う。また、ロータシャフト４のブッシュ保持部４ｄとブッシュ７、ブッシュ保持部４ｅとブッシュ８も互いに摺動することになる。
　図６は、本発明の実施の形態１に係る圧縮要素の圧縮動作を示す説明図である。この図６は、図１のＩ－Ｉ線に沿った断面図である。以下、この図６を参照しながら、ロータ部４ａ（ロータシャフト４）の回転に伴い吸入室９、中間室１０及び圧縮室１１の容積が変化する様子を説明する。先ず、ロータシャフト４の回転に伴い、吸入管２６から低圧の冷媒が吸入ポート１ａに流入する。ここで、各空間（吸入室９、中間室１０、圧縮室１１）の容積変化を説明するにあたり、ロータ部４ａ（ロータシャフト４）の回転角度を次のように定義する。まず、第１のベーン部５とシリンダ１のシリンダ内周面１ｂとの摺動箇所（接触箇所）が最近接点３２と一致する状態を、「角度０°」と定義する。図６では、「角度０°」、「角度４５°」、「角度９０°」、「角度１３５°」の状態において、第１のベーン部５及び第２のベーン部６の位置と、そのときの吸入室９、中間室１０及び圧縮室１１の状態を示している。
　なお、図６の「角度０°」の図に示す矢印は、ロータシャフト４の回転方向（図６では時計方向）である。但し、他の図では、ロータシャフト４の回転方向を示す矢印は省略している。また、図６において「角度１８０°」以降の状態を示していないのは、「角度１８０°」になると、「角度０°」において第１のベーン部５と第２のベーン部６が入れ替わった状態と同じになり、以降は「角度０°」から「角度１３５°」までと同じ圧縮動作となるためである。
　図６における「角度０°」では、最近接点３２と第２のベーン部６で仕切られた右側の空間は中間室１０で、切欠き部１ｃを介して吸入ポート１ａと連通しており、ガス（冷媒）を吸入する。最近接点３２と第２のベーン部６で仕切られた左側の空間は、第１の吐出ポート１ｄ及び第２の吐出ポート１ｅに連通した圧縮室１１となる。
　図６における「角度４５°」では、第１のベーン部５と最近接点３２で仕切られた空間は、切欠き部１ｃを介して吸入ポート１ａと連通している吸入室９となる。また、第１のベーン部５と第２のベーン部６で仕切られた空間は中間室１０となる。この状態では、吸入室９及び中間室１０が、切欠き部１ｃを介して吸入ポート１ａと連通している。中間室１０の容積は「角度０°」のときより大きくなるので、ガスの吸入を続ける。また、第２のベーン部６と最近接点３２で仕切られた空間は圧縮室１１で、圧縮室１１の容積は「角度０°」のときより小さくなり、冷媒は圧縮され徐々にその圧力が高くなる。
　ここで、圧縮室１１内の圧力が冷凍サイクルの高圧を上回ると、第１の吐出弁４２及び第２の吐出弁４４が開き、圧縮室１１内のガスは、第１の吐出ポート１ｄから第１の吐出ポート２ｄを通って密閉容器１０３内に吐出されるとともに、第２の吐出ポート１ｅからも吐出空間４１及び連通路２ｅを通って密閉容器１０３内に吐出される。密閉容器１０３内に吐出されたガスは、電動要素１０２を通過して密閉容器１０３の上部に固定（溶接）された吐出管２４から外部（冷凍サイクルの高圧側）に吐出される（図１に実線で図示）。したがって、密閉容器１０３内の圧力は高圧である吐出圧力となる。なお、図６においては、「角度４５°」において、圧縮室１１内の圧力が高圧を上回った場合を示している。
　図６における「角度９０°」では、第１のベーン部５のベーン先端部５ｂがシリンダ１のシリンダ内周面１ｂ上の点Ｂと重なるので、中間室１０は吸入ポート１ａと連通しなくなる。これにより、中間室１０でのガスの吸入は終了する。また、この状態で、中間室１０の容積は略最大となる。吸入室９の容積は「角度４５°」のときより大きくなり、吸入を続ける。圧縮室１１の容積は「角度４５°」のときより更に小さくなるので、圧縮室１１内のガスは、第１の吐出ポート１ｄから第１の吐出ポート２ｄを通って密閉容器１０３内に吐出されるとともに、第２の吐出ポート１ｅからも吐出空間４１及び連通路２ｅを通って密閉容器１０３内に吐出される。
　図６における「角度１３５°」では、中間室１０の容積は「角度９０°」ときより小さくなり、ガスの圧力は上昇する。また、吸入室９の容積は「角度９０°」のときより大きくなり、吸入を続ける。ここで、第２のベーン部６のベーン６ａは、第２の吐出ポート１ｅを通過しており、第２の吐出ポート１ｅは中間室１０に開口するため、第２の吐出弁４４は圧力差によって閉じる。一方、第１の吐出ポート１ｄは圧縮室１１に開口したままなので、第１の吐出弁４２は開いている。圧縮室１１の容積は「角度９０°」のときより更に小さくなるので、圧縮室１１内のガスは、第１の吐出ポート１ｄから第１の吐出ポート２ｄを通って密閉容器１０３内に吐出されることとなる。
　その後、第２のベーン部６が第１の吐出ポート１ｄを通過すると、圧縮室１１には高圧の冷媒が若干残る（ロスとなる）。そして、「角度１８０°」（図示せず）で、圧縮室１１が消滅したとき、この高圧の冷媒は吸入室９にて低圧の冷媒に変化する。なお、「角度１８０°」では吸入室９が中間室１０に移行し、中間室１０が圧縮室１１に移行して、以降圧縮動作を繰り返す。
　このように、ロータ部４ａ（ロータシャフト４）の回転により、吸入室９は徐々に容積が大きくなり、ガスの吸入を続ける。以後中間室１０に移行するが、途中まで容積が徐々に大きくなり、更にガスの吸入を続ける。途中で、中間室１０の容積は最大となり、吸入ポート１ａに連通しなくなるので、ここでガスの吸入を終了する。以後、中間室１０の容積は徐々に小さくなり、ガスを圧縮する。その後、中間室１０は圧縮室１１に移行して、ガスの圧縮を続ける。所定の圧力まで圧縮されたガスは、第１の吐出ポート１ｄ及び第１の吐出ポート２ｄを通って第１の吐出弁４２を押し上げて、密閉容器１０３内に吐出されるとともに、第２の吐出ポート１ｅからも、第２の吐出弁４４を押し上げて吐出空間４１及び連通路２ｅを通って密閉容器１０３内に吐出される。その後、第２のベーン部６のベーン６ａが第２の吐出ポート１ｅを通過すると、第２の吐出弁４４は閉じ、圧縮室１１内の圧縮されたガスは第１の吐出ポート１ｄ及び第１の吐出ポート２ｄからのみ密閉容器１０３内に吐出されることになる。
　図７は、本発明の実施の形態１に係るベーンアライナの回転動作を説明するための説明図であり、図１のＩＩ－ＩＩ線に沿った断面図である。なお、図７では、ベーンアライナ５ｃ，６ｃの回転動作を示している。また、図７の「角度０°」の図に示す矢印は、ベーンアライナ５ｃ，６ｃの回転方向（図７では時計方向）である。但し、他の図では、ベーンアライナ５ｃ，６ｃの回転方向を示す矢印は省略している。
　ロータシャフト４の回転によって、第１のベーン部５のベーン５ａ及び第２のベーン部６のベーン６ａがシリンダ１の中心軸周りに回転する（図６参照）。これにより、ベーンアライナ５ｃ，６ｃは、図７に示すように、ベーンアライナ軸受部２ｂに支持されて、凹部２ａ内をシリンダ内周面１ｂの中心軸周りに回転する。なお、この動作は凹部３ａ内をベーンアライナ軸受部２ｂに支持されて回転するベーンアライナ５ｄ，６ｄについても同様である。
　上記の冷媒圧縮動作においてロータシャフト４が回転することにより、図１に破線矢印で示すように、油ポンプ３１によって油溜め１０４から冷凍機油２５が吸い上げられ、給油路４ｈに送り出される。給油路４ｈに送り出された冷凍機油２５は、給油路４ｉを通ってフレーム２の凹部２ａ、給油路４ｊを通ってシリンダヘッド３の凹部３ａに送り出される。
　凹部２ａ，３ａに送り出された冷凍機油２５は、ベーンアライナ軸受部２ｂ，３ｂを潤滑するとともに、その一部は凹部２ａ，３ａと連通したベーン逃がし部４ｆ，４ｇに供給される。ここで、密閉容器１０３内の圧力は高圧である吐出圧力になっているため、凹部２ａ，３ａ及びベーン逃がし部４ｆ，４ｇ内の圧力も吐出圧力となる。また、凹部２ａ，３ａに送り出された冷凍機油２５の一部は、フレーム２の主軸受部２ｃ及びシリンダヘッド３の主軸受部３ｃに供給される。
　ベーン逃がし部４ｆ，４ｇに送り出された冷凍機油２５は、次のように流れることとなる。
　図８は、本発明の実施の形態１に係るベーン部のベーン近傍を示す要部拡大図である。なお、図８は、図４における第１のベーン部５のベーン５ａ近傍を示す要部拡大図となっており、図中に実線で示す矢印は冷凍機油２５の流れを示している。
　上述のようにベーン逃がし部４ｆの圧力は吐出圧力であり、吸入室９及び中間室１０の圧力より高いため、冷凍機油２５は、ベーン５ａの側面とブッシュ７間の摺動部を潤滑しながら、圧力差及び遠心力によって吸入室９及び中間室１０に送り出される。また、冷凍機油２５は、ブッシュ７とロータシャフト４のブッシュ保持部４ｄ間の摺動部を潤滑しながら、圧力差及び遠心力によって吸入室９及び中間室１０に送り出される。また、中間室１０に送り出された冷凍機油２５の一部は、ベーン先端部５ｂとシリンダ１のシリンダ内周面１ｂ間の隙間をシールしながら吸入室９に流入する。
　なお、図８では、第１のベーン部５で仕切られる空間が吸入室９と中間室１０である場合について示したが、回転が進んで、第１のベーン部５で仕切られる空間が中間室１０と圧縮室１１となる場合でも同様である。また、圧縮室１１内の圧力がベーン逃がし部４ｆの圧力と同じ吐出圧力に達した場合でも、遠心力によって、冷凍機油２５は圧縮室１１に向かって送り出されることになる。なお、以上の動作は第１のベーン部５に対して示したが、第２のベーン部６においても同様の動作を行う。
　上記の給油動作において、図１に示すように、主軸受部２ｃに供給された冷凍機油２５は主軸受部２ｃの隙間を通ってフレーム２の上方の空間に吐き出された後、シリンダ１の外周部に設けた油戻し穴１ｆより、油溜め１０４に戻される。また、主軸受部３ｃに供給された冷凍機油２５は主軸受部３ｃの隙間を通って油溜め１０４に戻される。また、ベーン逃がし部４ｆ，４ｇを介して吸入室９、中間室１０及び圧縮室１１に送り出された冷凍機油２５も、最終的にガスとともに第１の吐出ポート２ｄ及び連通路２ｅからフレーム２の上方の空間に吐き出された後、シリンダ１の外周部に設けた油戻し穴１ｆより、油溜め１０４に戻される。また、油ポンプ３１により給油路４ｈに送り出された冷凍機油２５のうち、余剰な冷凍機油２５はロータシャフト４の上方の排油穴４ｋから、フレーム２の上方の空間に吐き出された後、シリンダ１の外周部に設けた油戻し穴１ｆより、油溜め１０４に戻される。
　本実施の形態１では以上に示したような動作を行うが、本実施の形態１に係るベーン型圧縮機２００の効果が容易に理解できるように、圧縮室１１からガスを吐出する動作について、本実施の形態１に係るベーン型圧縮機２００と吐出ポートとして第１の吐出ポート１ｄのみしか備えていない一般的なベーン型圧縮機（例えば特許文献１に記載されているようなベーン型圧縮機）とを比較しながら説明する。
　まず、圧縮室１１からガスを吐出する動作について、図６を用いて、吐出ポートとして第１の吐出ポート１ｄのみしか備えていない一般的なベーン型圧縮機（以下、本実施の形態１とは異なる構成の公知のベーン型圧縮機を単に一般的なベーン型圧縮機と称する）から説明する。図６からわかるように、第１の吐出ポート１ｄの位置における圧縮室１１の流路幅（径方向の長さ）は極めて小さくなっており、流路面積も僅かである。そうすると、圧縮室１１内のガスは、第１の吐出ポート１ｄに流入する前に流速が速くなり、第１の吐出ポート１ｄの大きさに関わらず、圧力損失が大きくなってしまう。
　一方、本実施の形態１に係るベーン型圧縮機２００においては、第２の吐出ポート１ｅは、第１の吐出ポート１ｄよりも位相角度の小さい位置に設けられているので、第２の吐出ポート１ｅの位置における圧縮室１１の流路幅（流路面積）は大きくなっている。このため、圧縮室１１内のガスが第２の吐出ポート１ｅに流入する前の流速も遅くなるので、圧力損失を小さくすることができる。なお、第２のベーン部６が第２の吐出ポート１ｅを通過すると、図６の「角度１３５°」で示すように、圧縮室１１に開口する吐出ポートは第１の吐出ポート１ｄのみとなる。しかしながら、この時点では、圧縮室１１から吐出するガスの流量もかなり減少しているので、圧縮室１１内のガスが第１の吐出ポート１ｄに流入する際の流速は大きくなく圧力損失も少ない。
　以上のように、第１の吐出ポート１ｄよりも位相角度の小さい位置に第２の吐出ポート１ｅを配することによって、一般的なベーン型圧縮機よりも吐出損失を小さくすることができる。
　つぎに、圧縮室１１からガスを吐出する動作において、第２のベーン部６が第２の吐出ポート１ｅを通過するときのガスの挙動について説明する。
　図９は、ベーンが第２の吐出ポートを通過するときのガスの挙動を説明するための説明図である。この図９は、第２のベーン部６のベーン先端部６ｂが第２の吐出ポート１ｅの位置にあるときの第２のベーン部６のベーン６ａまわりの要部断面図である。より詳しくは、図９（ａ）は、ベーン先端部６ｂの形状が本実施の形態１で示した形状（ベーン先端部６ｂの円弧形状の半径がシリンダ内周面１ｂの半径とほぼ同等の半径）となっている場合を示している。また、図９（ｂ）は、ベーン先端部６ｂの形状が一般的なベーン型圧縮機（例えば特許文献１や特許文献２に記載されているベーン型圧縮機のように、ベーンがロータ部に形成されたベーン溝に摺動自在に設けられているもの）の形状となっている場合を示している。
　図９（ａ）に示すように、本実施の形態１に係るベーン型圧縮機２００は、第２のベーン部６のベーン先端部６ｂの円弧形状の半径がシリンダ内周面１ｂの半径とほぼ同等の半径となっている。このため、第２のベーン部６のベーン先端部６ｂとシリンダ内周面１ｂとの間の隙間は、ベーン先端部６ｂの幅全体にわたって微小隙間δとなっている（式（１）参照）。一方、第２の吐出ポート１ｅ（より詳しくはシリンダ内周面１ｂに形成された開口部）の周方向の幅は第２のベーン部６のベーン先端部６ｂの幅よりも小さくなっている。このため、第２のベーン部６が第２の吐出ポート１ｅを通過する場合でも、ベーン先端部６ｂとシリンダ内周面１ｂとの間の隙間はδのままである。したがって、ベーン先端部６ｂとシリンダ内周面１ｂ間の隙間を通って圧縮室１１から中間室１０へ漏れるガスの量を極めて少なく抑えることができる。
　一方、図９（ｂ）に示すように、ベーン先端部６ｂの形状が一般的なベーン型圧縮機の形状となっている場合、第２のベーン部６のベーン先端部６ｂの円弧形状の半径は、シリンダ内周面１ｂの半径よりもかなり小さく構成されている。このため、ベーン先端部６ｂとシリンダ内周面１ｂとの隙間は、ベーン先端部６ｂとシリンダ内周面１ｂ間の接触位置５１（シリンダ内周面１ｂの吐出ポート１ｅが設けられていない軸方向の箇所とベーン先端部６ｂとの接触位置）から離れるにしたがって大きくなる。このため、第２の吐出ポート１ｅ（より詳しくはシリンダ内周面１ｂに形成された開口部）の周方向の幅を第２のベーン部６のベーン先端部６ｂの幅より小さく形成しても、図に破線で示すように、第２の吐出ポート１ｅを介して、圧縮室１１から中間室１０への漏れ経路ができる。したがって、ベーン先端部６ｂとシリンダ内周面１ｂ間の隙間を通って圧縮室１１から中間室１０へ漏れるガスの量が増大することになる。
　上記のベーン先端部６ｂとシリンダ内周面１ｂ間の隙間を通って圧縮室１１から中間室１０へ漏れるガスの量の差は、以下の理由によって生じるものである。つまり、特許文献１や特許文献２に記載されているような一般的なベーン型圧縮機の場合、ベーン先端部６ｂ（及び５ｂ）を構成する円弧形状の半径をシリンダ内周面１ｂの半径よりも小さく構成せざるを得ない。これは、特許文献１や特許文献２に記載されているような一般的なベーン型圧縮機においてはロータ部４ａの中心とシリンダ内周面１ｂの中心が偏心しており、ベーンがロータ４４ａの中心を回転軸として回転しているためである。つまり、ベーン先端部６ｂ（及び５ｂ）の円弧形状部分とシリンダ内周面１ｂが常に摺動するためには、ベーン先端部６ｂ（及び５ｂ）の円弧形状の半径をシリンダ内周面１ｂの半径より小さくする必要があるためである。一方、本実施の形態１に係るベーン型圧縮機２００においては、第１のベーン部５及び第２のベーン部６がシリンダ内周面１ｂの中心を回転軸として回転するように構成しているので（換言すると、ベーン先端部５ｂ，６ｂの円弧形状の法線とシリンダ内周面１ｂの法線が常に略一致して圧縮動作を行うことができるので）、ベーン先端部６ｂ（及び５ｂ）の円弧形状の半径とシリンダ内周面１ｂの半径を同等または同等近くに設定することができる。
　以上、本実施の形態１に係るベーン型圧縮機２００においては、第１のベーン部５及び第２のベーン部６が第２の吐出ポート１ｅを通過する際のガス漏れが増大することなく、圧力損失を低減することが可能なので、損失の極めて少ない高効率のベーン型圧縮機２００を得ることができる。
　なお、本実施の形態１においては、第２の吐出ポート１ｅ（より詳しくはシリンダ内周面１ｂに形成された開口部）の周方向の幅を第１のベーン部５のベーン先端部５ｂの幅及び第２のベーン部６のベーン先端部６ｂの幅よりも小さく形成したが、第２の吐出ポート１ｅ（より詳しくはシリンダ内周面１ｂに形成された開口部）の周方向の幅は、第１のベーン部５のベーン先端部５ｂの幅及び第２のベーン部６のベーン先端部６ｂの幅と同等までは大きくすることが可能である。
　また、本実施の形態１では第１の吐出ポート１ｄの断面積と第２の吐出ポート１ｅの断面積との関係について特に言及しなかったが、例えば次のように構成してもよい。つまり、第２の吐出ポート１ｅに位置する圧縮室１１の流路面積は、第１の吐出ポート１ｄに位置する圧縮室１１の流路面積よりも大きいので、圧力損失を効果的に低減するためにはできるだけ第２の吐出ポート１ｅから吐出する流量を多くした方がよく、このためには第２の吐出ポート１ｅの断面積は第１の吐出ポート１ｄの断面積よりも大きくするとよい。
　また、本実施の形態１では第２の吐出ポート１ｅを２つの冷媒流路で構成したが、これはあくまでも一例であり、第２の吐出ポート１ｅの構成は上記の構成に限定されるものではない。
　図１０は、本実施の形態１に係るベーン型圧縮機の第２の吐出ポートの別の一例を示す説明図である。この図１０は、図２及び図４における矢視Ａ図である。
　例えば図１０に示すように、第２の吐出ポート１ｅを１つの冷媒流路で構成してもよい。また、第２の吐出ポート１ｅを３つ以上の冷媒流路で構成しても勿論よい。また、第２の吐出ポート１ｅの断面形状（第２の吐出ポート１ｅが複数の冷媒流路で形成されている場合は、各冷媒流路の断面形状）も長穴状に限定されるものではなく、周方向の幅が第１のベーン部５のベーン先端部５ｂの幅及び第２のベーン部６のベーン先端部６ｂの幅以下であれば任意の形状でよい。
　また、圧縮室１１から第２の吐出ポートに流入したガスの流出先も上記の構成に限定されるものではない。例えば、第２の吐出ポート１ｅをシリンダ１の外周側に貫通しない構成とし、フレーム２及びシリンダヘッド３のうちの少なくとも一方に第２の吐出ポート１ｅと連通する貫通孔を形成し、この貫通孔から密閉容器１０３内へ、圧縮室１１から第２の吐出ポートに流入したガスを流出させてもよい。この場合、この貫通孔の出口部に第２の吐出弁４４及び第２の吐出弁押え４５が設けられることとなる。このような構成でも上記と同様の動作で同様の効果が得られる。
　また、第１の吐出ポートの構成も上記の構成に限定されるものではない。
　図１１は、本実施の形態１に係るベーン型圧縮機の第１の吐出ポートの別の一例を示す説明図である。この図１１は、図１のＩ－Ｉ線に沿った断面図であり、図６における回転角度９０°の状態を示している。
　図１１では、第１の吐出ポート１ｄを第２の吐出ポート１ｅと同様、シリンダ内周面１ｂに径方向に貫通した構成としている。このため、第１の吐出ポート１ｄの出口部に第１の吐出弁４２及び第１の吐出弁押え４３が取付けられている。このような構成でも上記と同様の動作で同様の効果が得られる。
　また例えば、上述した第１のベーン部５及び第２のベーン部６においては、ベーン５ａ，６ａのベーン長手方向とベーン先端部５ｂ，６ｂの円弧の法線方向とが略同一方向となっていた。これに限らず、第１のベーン部５及び第２のベーン部６を例えば図１２のように構成してもよい。
　図１２は、本発明の実施の形態１に係る圧縮要素のベーンのさらに別の一例を示す平面図である。
　図１２において、Ｃは、ベーン５ａ，６ａのベーン長手方向を示している。また、Ｄは、ベーン先端部５ｂ，６ｂの円弧の法線方向を示している。つまり、ベーン５ａ，６ａは、ベーンアライナ５ｃ，５ｄ，６ｃ，６ｄに対して、Ｃの方向に傾けて設けられている。また、ベーン先端部５ｂ，６ｂの円弧の法線Ｄは、ベーン長手方向Ｃに対して傾いており、ベーンアライナ５ｃ，５ｄ，６ｃ，６ｄを形成する円弧形状部の中心を通るように形成されている。
　図１２に示す構成においても、図１３に示すように、ベーン先端部５ｂ，６ｂの円弧とシリンダ１のシリンダ内周面１ｂの法線は回転中常に一致する状態で圧縮動作を行なうことが可能であるため、上記と同様の効果が得られる。また、ベーン先端部５ｂ，６ｂの円弧長さ（つまり、ベーン先端部５ｂ，６ｂの幅）を長くすることが可能となり、第２の吐出ポート１ｅの断面積及び圧縮室１１側の開口部の周方向の幅をより大きくできるという効果も得られる。
実施の形態２．
　実施の形態１では、第１の吐出ポート１ｄよりも位相角度の小さい位置に形成した吐出ポートが１つ（第２の吐出ポート１ｅ）のみのベーン型圧縮機２００について説明した。これに限らず、第１の吐出ポート１ｄよりも位相角度の小さい位置に複数の第２の吐出ポートを形成しても勿論よい。なお、本実施の形態２で特に記述しない項目については実施の形態１と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。
　図１４は、本実施の形態２に係るベーン型圧縮機の圧縮要素を示す断面図である。この図１４は、図１のＩ－Ｉ線に沿った断面図であり、図６における回転角度９０°の状態を示している。
　図１４に示すように、本実施の形態２に係るベーン型圧縮機２００は、２つの第２の吐出ポート（第２の吐出ポート１ｅ，第２の吐出ポート１ｇ）を備えている。つまり、本実施の形態２に係るベーン型圧縮機２００は、実施の形態１で示したベーン型圧縮機２００の構成に、第２の吐出ポート１ｇを加えたものとなっている。この第２の吐出ポート１ｇは第２の吐出ポート１ｅよりも位相角度の小さい位置に径方向に貫通して設けられており、第２の吐出ポート１ｇの周方向の幅は第１のベーン部５のベーン先端部５ｂの幅及び第２のベーン部６のベーン先端部６ｂの幅よりも小さくなっている。また、第２の吐出ポート１ｇの出口部には、第３の吐出弁４６及び第３の吐出弁４６の開度を規制するための第３の吐出弁押え４７が取付けられている。本実施の形態２においては、第２の吐出ポート１ｇを第２の吐出ポート１ｅよりも位相角度の小さい位置に設けたので、第２の吐出ポート１ｇの位置における圧縮室１１の流路幅（流路面積）は第２の吐出ポート１ｅの位置における圧縮室１１の流路幅（流路面積）よりもさらに大きくなっている。
　図１５は、本発明の実施の形態２に係る圧縮要素の圧縮動作を示す説明図であり、図１のＩ－Ｉ線に沿った断面図である。以下、この図１５を参照しながら、圧縮室１１からのガスの吐出動作を説明する。
　図１５における「角度４５°」において、圧縮室１１内の圧力が冷凍サイクルの高圧を上回ると、第１の吐出弁４２、第２の吐出弁４４及び第３の吐出弁４６が開く。そして、圧縮室１１内のガスは、第１の吐出ポート１ｄ、第２の吐出ポート１ｅ及び第２の吐出ポート１ｇから吐出空間４１へ流出し、さらに連通路２ｅを通って密閉容器１０３内に吐出される。なお、図１５においては、「角度４５°」において、圧縮室１１内の圧力が高圧を上回った場合を示している。
　図１５における「角度９０°」では、第２のベーン部６は、第２の吐出ポート１ｇを通過しており、第２の吐出ポート１ｇは中間室１０に開口するため、第３の吐出弁４６は圧力差によって閉じる。一方、第１の吐出ポート１ｄ及び第２の吐出ポート１ｅは圧縮室１１に開口しているので、第１の吐出ポート１ｄ及び第２の吐出ポート１ｅから圧縮室１１内のガスが吐出される。
　図１５における「角度１３５°」では、第２のベーン部６は、第２の吐出ポート１ｅを通過しており、第２の吐出ポート１ｅは中間室１０に開口するため、第２の吐出弁４４は圧力差によって閉じる。一方、第１の吐出ポート１ｄは圧縮室１１に開口しているので、第１の吐出ポート１ｄから圧縮室１１内のガスが吐出される。
　以上、本実施の形態２のように構成されたベーン型圧縮機２００においては、第２の吐出ポート１ｇの位置における圧縮室１１の流路面積は第２の吐出ポート１ｅの位置における圧縮室１１の流路面積よりも大きいので、圧縮室１１内のガスが第２の吐出ポート１ｇに流入する前の流速は実施の形態１よりも遅くなる。このため、圧力損失をより小さくすることができる。なお、第２のベーン部６が第２の吐出ポート１ｇを通過すると、図１５の「角度９０°」で示すように、圧縮室１１に開口する吐出ポートは第１の吐出ポート１ｄと第２の吐出ポート１ｅになるが、この時点では、圧縮室１１から吐出するガス流量もある程度減少しているので、圧縮室１１内のガスが第２の吐出ポート１ｅに流入する際の流速を実施の形態１よりもより遅くでき、圧力損失もより少なくできる。
　なお、実施の形態２では第１の吐出ポート１ｄ、第２の吐出ポート１ｅ及び第２の吐出ポート１ｅの断面積について特に言及しなかったが、例えば次のように構成してもよい。つまり、第２の吐出ポート１ｇに位置する圧縮室１１の流路面積は、第２の吐出ポート１ｅに位置する圧縮室１１の流路面積よりも大きく、第２の吐出ポート１ｅに位置する圧縮室１１の流路面積は、第１の吐出ポート１ｄに位置する圧縮室１１の流路面積よりも大きい。このため、圧力損失を効果的に低減するためには、断面積の小さい方から第１の吐出ポート１ｄ、第２の吐出ポート１ｅ、第２の吐出ポート１ｇとするのがよい。つまり、圧力損失を効果的に低減するためには、位相角度の小さい吐出ポートほど、断面積を大きくするとよい。
　また、本実施の形態２では位相角度が異なる第２の吐出ポートを２つ（第２の吐出ポート１ｅ，第２の吐出ポート１ｇ）備えたベーン型圧縮機２００について説明したが、それぞれ位相角度が異なる第２の吐出ポートを３つ以上備えても勿論よい。この場合、圧力損失を効果的に低減するためには、位相角度の小さい吐出ポートほど、断面積を大きくするとよい。
実施の形態３．
　実施の形態１及び実施の形態２では、第２の吐出ポートの圧縮室１１側開口部がシリンダ内周面１ｂに開口していた。これに限らず、第２の吐出ポートの圧縮室１１側開口部が次のような位置に開口していてもよい。なお、本実施の形態３において、特に記述しない項目については実施の形態１又は実施の形態２と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。
　図１６は、本実施の形態３に係るベーン型圧縮機の圧縮要素を示す断面図である。この図１６は、図１のＩ－Ｉ線に沿った断面図であり、図６における回転角度９０°の状態を示している。また、図１７は、図１６のＩＩＩ－ＩＩＩ線に沿った断面図である。
　以下、これら図１６及び図１７を用いて、本実施の形態３に係るベーン型圧縮機２００について説明する。
　図１６及び図１７に示すように、本実施の形態３に係るベーン型圧縮機２００においては、第２の吐出ポート２ｆが、フレーム２に軸方向に貫通して設けられており、周方向の幅は第１のベーン部５のベーン５ａ及び第２のベーン部６のベーン６ａの幅よりも小さくなっている。そして、第２の吐出ポート２ｆの出口部には、第２の吐出弁４４及び第２の吐出弁押え４５が取付けられている。
　本実施の形態３に係るベーン型圧縮機２００の圧縮室１１からガスが吐出する動作は、実施の形態１と同様である。また、第１のベーン部５または第２のベーン部６が第２の吐出ポート２ｆを通過するときのガスの挙動は次のようになる。
　図１７に示すように、第２の吐出ポート２ｆの周方向の幅はベーン６ａの幅よりも小さくなっているので、第２のベーン部６が第２の吐出ポート２ｆの位置にあるとき、第２の吐出ポート２ｆを介しての圧縮室１１から中間室１０へのガスの漏れは、ベーン６ａの端面とフレーム２の端面でシールされる。このため、実施の形態１と同様、圧縮室１１から中間室１０への漏れを極めて少なく抑えることができる。
　以上から、本実施の形態３のように構成されたベーン型圧縮機２００においては、実施の形態１及び実施の形態２と同様に、第１のベーン部５及び第２のベーン部６が第２の吐出ポート２ｆを通過する際の漏れが増大することなく、圧力損失を低減することが可能なので、損失の極めて少ない高効率のベーン型圧縮機２００を得ることができる。
　また、本実施の形態３に係るベーン型圧縮機２００は、第２の吐出ポート２ｆをフレーム２に形成したので（つまり、第２の吐出ポート２ｆの圧縮室１１側の開口部がフレーム２に開口しているので）、次のような効果を得ることもできる。つまり、実施の形態１及び実施の形態２では、第２の吐出ポート（第２の吐出ポート１ｅや第２の吐出ポート１ｇ）の圧縮室１１側の開口部がシリンダ内周面１ｂに開口していたので、ベーン先端部５ｂ，６ｂの円弧形状の半径とシリンダ内周面１ｂの半径を同等に設定する必要がある。このため、第１のベーン部５、第２のベーン部６をシリンダ内周面１ｂの中心まわりに回転するように（換言すると、ベーン先端部５ｂ，６ｂの円弧形状の法線とシリンダ内周面１ｂの法線が常に略一致して圧縮動作を行うように）、ベーン角度調整手段を設ける必要があった。しかしながら、本実施の形態３では、図１７から明らかなように、第２の吐出ポート２ｆを介する圧縮室１１から中間室１０へのガスの漏れは第１のベーン部５及び第２のベーン部６の端面とフレーム２間でシールされるため、特許文献１に記載されているような一般的なベーン型圧縮機にも適用可能である。
　なお、本実施の形態３では、第２の吐出ポート２ｆをフレーム２に設けたが、シリンダヘッド３に設けてもよく、フレーム２とシリンダヘッド３の両方に設けてもよい。
　また、本実施の形態３においては、第２の吐出ポート２ｆ（より詳しくは圧縮室１１側の開口部）の周方向の幅を第１のベーン部５のベーン５ａの幅及び第２のベーン部６のベーン６ａの幅よりも小さく形成したが、第２の吐出ポート２ｆ（より詳しくは圧縮室１１側の開口部）の周方向の幅は、第１のベーン部５のベーン５ａの幅及び第２のベーン部６のベーン６ａの幅と同等までは大きくすることが可能である。
　また、実施の形態３においても、実施の形態２と同様、第２の吐出ポートを２つ設けてもよく、第２の吐出ポートを３つ以上設けても勿論よい。
　以上、上記の実施の形態１～実施の形態３では、ベーン枚数が２枚の場合について示したが、ベーン枚数が１枚の場合でも３枚以上の場合でも同様の構成であり、同様の効果が得られる。ベーン枚数が１枚の場合、ベーンアライナを、部分リング形状ではなく、リング形状に形成してもよい。
　また、上記の実施の形態１～実施の形態３ではロータシャフト４の遠心力を利用した油ポンプ３１について示したが、油ポンプの形態はいずれでもよく、例えば特開２００９－６２８２０号公報に記載の容積形ポンプを油ポンプ３１として用いてもよい。
　また、上記の実施の形態１～実施の形態３で説明したベーン角度調整手段は一例であり、ベーン角度調整手段はこの構成に限定されるものではない。公知のベーン角度調整手段を用いて本発明を実施することも可能であり、例えば特開２０００－３５２３９０号公報に記載のベーン型圧縮機のように、ロータ部の内部を中空にし、その中にベーンをシリンダの内周面の中心にて回転可能に支持する固定軸を配置し、ベーンがロータ部に対して揺動可能となるようにロータ部の外周部近傍でブッシュを介してベーンを保持する構成としてもよい。このようなベーン角度調整手段においても、ベーンはシリンダの内周面の中心まわりに回転することになるので、ベーン先端部の円弧形状の半径とシリンダ内周面の半径を同等に設定することができ、実施の形態１及び実施の形態２に示した動作と同様の動作で、同様の効果が得られる。
　また、上記の実施の形態２及び実施の形態３では、複数の第２の吐出ポートを設ける際に全ての第２の吐出ポートを同一部材に形成したが、第２の吐出ポートの形成位置はこれに限定されるものではない。例えば第２の吐出ポートの一部を、その圧縮室１１側の開口部がシリンダ内周面１ｂに開口するものとしてもよい（例えば、実施の形態２の構成）。そして、残りの第２の吐出ポートを、その圧縮室１１側の開口部がフレーム２及びシリンダヘッド３のうちの少なくとも一方に開口するものとしてもよい。
　また、上記の実施の形態１～実施の形態３では、ベーン５ａとベーンアライナ５ｃ，５ｄとを一体で形成し、ベーン６ａとベーンアライナ６ｃ，６ｄとを一体で形成した。しかしながら、ベーン５ａ，６ａの長手方向とベーンアライナ５ｃ，５ｄ，６ｃ，６ｆの外周面の法線とが一定の角度を保てる構成となっていれば、これらを別体で形成しても勿論よい。例えば図１８に示すように、ベーン５ａ，６ａに相当するベーン１０５と、ベーンアライナ５ｃ，５ｄ，６ｃ，６ｄに相当するベーンアライナ１０６とを別々に形成すればよい。そして、ベーン１０５の凸部１０５ａをベーンアライナ１０６の凹部１０６ａに挿入し、ベーン１０５とベーンアライナ１０６とを一体に取り付けてもよい。このとき、ベーンアライナ１０６に対してベーン１０５がその長手方向に摺動自在となるように両者を接続してもよい。
　１　シリンダ、１ａ　吸入ポート、１ｂ　シリンダ内周面、１ｃ　切欠き部、１ｄ　第１の吐出ポート、１ｅ　第２の吐出ポート、１ｆ　油戻し穴、１ｇ　第２の吐出ポート、２　フレーム、２ａ　凹部、２ｂ　ベーンアライナ軸受部、２ｃ　主軸受部、２ｄ　第１の吐出ポート、２ｅ　連通路、２ｆ　第２の吐出ポート、３　シリンダヘッド、３ａ　凹部、３ｂ　ベーンアライナ軸受部、３ｃ　主軸受部、４　ロータシャフト、４ａ　ロータ部、４ｂ　回転軸部、４ｃ　回転軸部、４ｄ　ブッシュ保持部、４ｅ　ブッシュ保持部、４ｆ　ベーン逃がし部、４ｇ　ベーン逃がし部、４ｈ　給油路、４ｉ　給油路、４ｊ　給油路、４ｋ　排油穴、５　第１のベーン部、５ａ　ベーン、５ｂ　ベーン先端部、５ｃ　ベーンアライナ、５ｄ　ベーンアライナ、６　第２のベーン部、６ａ　ベーン、６ｂ　ベーン先端部、６ｃ　ベーンアライナ、６ｄ　ベーンアライナ、７　ブッシュ、７ａ　ブッシュ中心、８　ブッシュ、８ａ　ブッシュ中心、９　吸入室、１０　中間室、１１　圧縮室、２１　固定子、２２　回転子、２３　ガラス端子、２４　吐出管、２５　冷凍機油、２６　吸入管、３１　油ポンプ、３２　最近接点、４１　吐出空間、４２　第１の吐出弁、４３　第１の吐出弁押え、４４　第２の吐出弁、４５　第２の吐出弁押え、４６　第３の吐出弁、４７　第３の吐出弁押え、５１　接触位置、１０１　圧縮要素、１０２　電動要素、１０３　密閉容器、１０４　油溜め、１０５　ベーン、１０５ａ　凸部、１０６　ベーンアライナ、１０６ａ　凹部、２００　ベーン型圧縮機。

Claims (15)

  1. 　内周面が円筒状で両端が開口した穴を有するシリンダと、
    　前記穴の一方の開口を塞ぐシリンダヘッドと、
    　前記穴の他方の開口を塞ぐフレームと、
    　前記シリンダの内部において前記内周面の中心軸とずれた回転軸を中心に回転運動する円柱形のロータ部と、
    　前記ロータ部に回転力を伝達する回転軸部と、
    　前記ロータ部内に設置され、前記シリンダの内周面の中心周りに回転するように保持され、前記シリンダと前記ロータ部間に形成された圧縮空間を少なくとも吸入空間と吐出空間に仕切るベーンと、
    　前記圧縮空間に連通し、前記圧縮空間で圧縮されたガスを吐出する第１の吐出ポートと、
    　を備えたベーン型圧縮機において、
    　前記第１の吐出ポートよりも圧縮行程の上流側となる位置に、前記圧縮空間に連通する第２の吐出ポートを設け、
    　該第２の吐出ポートにおける前記圧縮空間側の開口部の幅が前記ベーンの幅以下となっていることを特徴とするベーン型圧縮機。
  2. 　前記第２の吐出ポートは前記シリンダの前記内周面に開口して設けられ、
    　該第２の吐出ポートにおける前記圧縮空間側の開口部は、周方向の幅が前記ベーンの先端部の幅以下となっていることを特徴とする請求項１に記載のベーン型圧縮機。
  3. 　前記第２の吐出ポートは前記フレーム及び前記シリンダヘッドのうちの少なくとも一方に開口して設けられ、
    　該第２の吐出ポートにおける前記圧縮空間側の開口部は、周方向の幅が前記ベーンの幅以下となっていることを特徴とする請求項１に記載のベーン型圧縮機。
  4. 　前記第２の吐出ポートは、位相角度が異なる複数の位置に設けられていることを特徴とする請求項２又は請求項３に記載のベーン型圧縮機。
  5. 　前記第２の吐出ポートは、前記フレーム及び前記シリンダヘッドのうちの少なくとも一方と前記シリンダの内周面とに、位相角度が異なる位置に開口して設けられ、
    　前記シリンダの前記内周面に開口部を有する前記第２の吐出ポートの当該開口部は、周方向の幅が前記ベーンの先端部の幅以下となっており、
    　前記フレーム及び前記シリンダヘッドのうちの少なくとも一方に開口部を有する前記第２の吐出ポートの当該開口部は、周方向の幅が前記ベーンの幅以下となっていることを特徴とする請求項１に記載のベーン型圧縮機。
  6. 　前記第２の吐出ポートの断面積が、前記第１の吐出ポートの断面積よりも大きいことを特徴とする請求項１～請求項５のいずれか一項に記載のベーン型圧縮機。
  7. 　前記第１の吐出ポート及び前記第２の吐出ポートのそれぞれは、位相角度が小さい位置で前記圧縮空間に連通するものほど断面積が大きくなっていることを特徴とする請求項４に記載のベーン型圧縮機。
  8. 　前記ベーンの先端部は外側に円弧形状に形成され、前記円弧形状の半径は、前記シリンダの前記内周面の半径とほぼ同等であることを特徴とする請求項１～請求項７のいずれか一項に記載のベーン型圧縮機。
  9. 　前記ベーンは、前記ロータ部に対して回転可能且つスライド可能に支持されることを特徴とする請求項１～請求項８のいずれか一項に記載のベーン型圧縮機。
  10. 　前記ロータ部には、軸方向に貫通する略円筒形状のブッシュ保持部が形成され、前記ブッシュ保持部には、一対の略半円柱形状のブッシュが挿入され、前記ベーンは前記ブッシュに挟まれて支持されることにより、前記ロータ部に対して回転可能且つスライド可能に支持されることを特徴とする請求項９に記載のベーン型圧縮機。
  11. 　前記フレーム及び前記シリンダヘッドの前記シリンダ側端面に、外周面が前記シリンダの前記内周面と同心となる凹部またはリング状の溝が形成され、
    　前記外周面に沿って摺動自在に回転し、前記ベーンを支持するベーンアライナを設けたことを特徴とする請求項１～請求項１０のいずれか一項に記載のベーン型圧縮機。
  12. 　前記ベーンアライナは、前記ベーンの先端部と前記シリンダの内周面との間に隙間を保つように、前記ベーンと一体に取り付けられ、あるいは前記ベーンと一体で形成されたことを特徴とする請求項１１に記載のベーン型圧縮機。
  13. 　前記ベーンアライナは、部分リング形状であることを特徴とする請求項１１または請求項１２に記載のベーン型圧縮機。
  14. 　内周面が円筒状で両端が開口した穴を有するシリンダと、
    　前記穴の一方の開口を塞ぐシリンダヘッドと、
    　前記穴の他方の開口を塞ぐフレームと、
    　前記シリンダの内部において前記内周面の中心軸とずれた回転軸を中心に回転運動する円柱形のロータ部と、
    　前記ロータ部に回転力を伝達する回転軸部と、
    　前記ロータ部に略放射状に形成されたベーン溝に摺動自在に挿入され、前記ロータ部から突出する外周側の先端部が外側に円弧形状に形成され、当該先端部が前記シリンダの前記内周面に摺接して前記シリンダと前記ロータ部間に形成された圧縮空間を少なくとも吸入空間と吐出空間に仕切る少なくとも１枚のベーンと、
    　前記圧縮空間に連通し、前記圧縮空間で圧縮されたガスを吐出する第１の吐出ポートと　を備えたベーン型圧縮機において、
    　前記第１の吐出ポートよりも圧縮行程の上流側となる位置に、前記フレーム及び前記シリンダヘッドのうちの少なくとも一方に開口して前記圧縮空間に連通する第２の吐出ポートを設け、
    　前記第２の吐出ポートにおける前記圧縮空間側の開口部は、周方向の幅が前記ベーンの幅以下となっていることを特徴とするベーン型圧縮機。
  15. 　前記第２の吐出ポートは、位相角度が異なる複数の位置に設けられていることを特徴とする請求項１４に記載のベーン型圧縮機。
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