WO2014167708A1 - ベーン型圧縮機 - Google Patents

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WO2014167708A1
WO2014167708A1 PCT/JP2013/061043 JP2013061043W WO2014167708A1 WO 2014167708 A1 WO2014167708 A1 WO 2014167708A1 JP 2013061043 W JP2013061043 W JP 2013061043W WO 2014167708 A1 WO2014167708 A1 WO 2014167708A1
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vane
inner peripheral
peripheral surface
cylinder
aligner
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English (en)
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辰也 佐々木
関屋　慎
雷人 河村
英明 前山
高橋　真一
幹一朗 杉浦
勝紀 佐藤
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三菱電機株式会社
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    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/30—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C18/34—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
    • F01C21/00—Component parts, details or accessories not provided for in groups F01C1/00 - F01C20/00
    • F01C21/08—Rotary pistons
    • F01C21/0809—Construction of vanes or vane holders
    • F01C21/0818—Vane tracking; control therefor
    • F01C21/0827—Vane tracking; control therefor by mechanical means
    • F01C21/0836—Vane tracking; control therefor by mechanical means comprising guiding means, e.g. cams, rollers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F01C21/10—Outer members for co-operation with rotary pistons; Casings
    • F01C21/104—Stators; Members defining the outer boundaries of the working chamber
    • F01C21/108—Stators; Members defining the outer boundaries of the working chamber with an axial surface, e.g. side plates
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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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

Definitions

  • the present invention relates to a vane type compressor.
  • a substantially cylindrical cylinder having both ends opened in the axial direction, a cylinder head and a frame closing both ends of the cylinder, a columnar rotor portion that rotates in the cylinder, and the rotor portion
  • the vane type compressor having a rotor shaft having a shaft portion for transmitting a rotational force to the rotor and a plurality of vanes installed in the rotor portion and having tip portions formed in an arc shape on the outside, the tips of the plurality of vanes
  • the plurality of vanes are always in the normal direction of the inner peripheral surface of the cylinder so that the compression operation is performed in a state where the arc-shaped normal line of the portion and the normal line of the inner peripheral surface of the cylinder are always substantially coincident with each other Or the cylinder is held so as to have a constant inclination with respect to the normal direction of the inner peripheral surface of the cylinder, and the plurality of vanes in the rotor portion are rotatable and movable with respect to the rotor portion
  • a recess or ring-shaped groove concentric with the cylinder inner diameter is formed on the cylinder-side end surface of the cylinder head and the frame, and a partial ring-shaped end surface is formed in the recess or the groove.
  • a vane type compressor in which a pair of vane aligner portions having plate-like protrusions or grooves are inserted, and the plate-like protrusions or grooves are inserted into grooves or protrusions provided in the plurality of vanes (for example, a patent Reference 1).
  • the sliding state of the vane tip is improved by performing the compression operation so that the normal line between the arc of the vane tip and the cylinder inner peripheral surface is almost always consistent.
  • the vane aligner portion is inserted into a groove-shaped portion such as a recess or a ring-shaped groove, and the height of the inner peripheral surface of the groove-shaped portion is equal to the height of the vane aligner over the entire circumference. It is the same height.
  • a groove-shaped portion such as a recess or a ring-shaped groove
  • the height of the inner peripheral surface of the groove-shaped portion is equal to the height of the vane aligner over the entire circumference. It is the same height.
  • an unnecessary fluid resistance force is generated between the inner peripheral surface of the groove-shaped portion and the vane aligner within a crank angle range in which the behavior of the vane portion is stabilized, and the mechanical loss increases.
  • the present invention has been made in view of these points, and an object thereof is to provide a vane type compressor capable of suppressing mechanical loss.
  • a vane type compressor has a cylindrical inner peripheral surface, a cylinder in which both ends of the cylindrical axial direction are open, a cylinder head and a frame for closing both ends of the cylinder in the axial direction,
  • a rotor shaft having a cylindrical rotor portion that rotates in a cylinder and a shaft portion that transmits a rotational force to the rotor portion; and a rotor shaft that is installed in the rotor portion and is held to rotate around the center of the inner peripheral surface of the cylinder; At least one vane portion that partitions the space between the cylinder and the rotor portion into at least a suction chamber and a compression chamber, a partial ring-shaped vane aligner portion that supports the vane portion, and a compression chamber.
  • the cylinder-side end surfaces of the cylinder head and the frame are connected concentrically with the inner peripheral surface of the cylinder.
  • the groove portion has a groove portion into which the vane aligner portion is slidably fitted.
  • the groove portion has a portion of the inner peripheral surface of the groove portion cut off to reduce the height of the inner peripheral surface of the groove portion.
  • the height of the convex portion which is a portion that is not cut off on the inner peripheral surface of the groove portion, is set high in a range that does not contact the rotor portion.
  • the cylinder-side end surfaces of the cylinder head and the frame each have a ring-shaped groove section that is concentric with the inner peripheral surface of the cylinder, and a part of the inner peripheral surface of the groove portion is cut off.
  • the height of the peripheral surface is low. For this reason, unnecessary fluid resistance force does not occur and mechanical loss can be suppressed.
  • the height of the convex portion is set so as not to contact the rotor portion, unnecessary sliding between the inner peripheral surface of the groove portion and the rotor portion can be suppressed, and mechanical loss can be reduced. Can be suppressed.
  • FIG. 1 is a diagram showing a first embodiment of the present invention, and is an exploded perspective view of a vane compressor 200.
  • FIG. It is a figure which shows Embodiment 1 of this invention, and is explanatory drawing of the 1st vane 5 and the 2nd vane 6.
  • FIG. It is a figure which shows Embodiment 1 of this invention, and is sectional drawing around the vane aligner bearing part 2b.
  • FIG. 7 is a diagram illustrating the first embodiment of the present invention, and is a cross-sectional view taken along the line II of FIG.
  • FIG. 1 in a state where the rotation angle is 90 ° in FIG.
  • FIG. 1 of this invention is a figure which shows the compression operation of the vane type compressor 200.
  • FIG. 1 of this invention is a figure which shows Embodiment 1 of this invention, and is a figure which shows rotation operation
  • FIG. FIG. 6 is a diagram showing the first embodiment of the present invention, and is a cross-sectional view of the main part around the vane portion 5a of the first vane 5 in FIG. It is a figure which shows Embodiment 1 of this invention, and is explanatory drawing of the load which acts on the vane parts 5a and 6a of the vane type compressor 200.
  • FIG. FIG. 5 is a diagram illustrating the first embodiment of the present invention, and is a diagram illustrating the behavior of vane aligner bearing reaction forces F1 and F2 during one rotation under typical operating conditions of the vane type compressor 200.
  • FIG. It is a figure which shows Embodiment 1 of this invention, and is a figure which shows the load which acts on the vane part 6a at the time of providing the convex part 2g.
  • 12A is a cross-sectional view around the vane aligner portion 6c showing the flow of oil between the vane aligner back surface 6ca and the inner peripheral surface 2aa of the groove portion 2a when the vane portion 6a of FIG. 11 is tilted.
  • FIG. 12B is a plan view around the vane aligner portion 6c of FIG.
  • Embodiment 2 of this invention It is a figure which shows Embodiment 2 of this invention, and is sectional drawing around the vane aligner bearing part 2b of a vane type compressor. It is a figure which shows Embodiment 3 of this invention, and is the top view and sectional drawing of the surroundings of the vane aligner part 6c.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a vane type compressor 200 showing Embodiment 1 of the present invention.
  • an arrow indicated by a solid line indicates a flow of gas (refrigerant), and an arrow indicated by a broken line indicates a flow of refrigerating machine oil 25.
  • FIG. 2 is a diagram showing the first embodiment of the present invention, and is an exploded perspective view of the compression element 101 of the vane type compressor 200.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating the first embodiment of the present invention, and is an explanatory diagram of the first vane 5 and the second vane 6.
  • 3A is a plan view of the first vane 5 and the second vane 6, and
  • FIG. 3B is a view of FIG.
  • FIG. 3A viewed from the direction of arrow A.
  • FIG. FIG. 4 is a view showing the first embodiment of the present invention and a sectional view around the vane aligner bearing portion 2b.
  • the vane type compressor 200 will be described with reference to FIGS. 1, 2, 3, and 4.
  • FIG. 1 to FIG. 4 and the drawings to be described later the same reference numerals are the same or equivalent, and this is common throughout the entire specification.
  • the forms of the constituent elements appearing in the entire specification are merely examples and are not limited to these descriptions.
  • the vane compressor 200 includes a hermetic container 103, a compression element 101 housed in the hermetic container 103, an electric element 102 that is positioned above the compression element 101 and drives the compression element 101, and a bottom portion in the hermetic container 103. And an oil sump 104 for storing the refrigerating machine oil 25.
  • 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 that is fixed to the inner periphery of the hermetic container 103, and a rotor 22 that is disposed inside the stator 21 and uses a permanent magnet. Electric power is supplied to the stator 21 from a glass terminal 23 fixed to the upper surface of the sealed container 103 by welding.
  • 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 compression element 101 includes the following elements.
  • Cylinder 1 The cylinder 1 has a substantially cylindrical shape as a whole, and both ends in the axial direction are open. Further, a notch portion 1c penetrating in the axial direction and curled outward is provided in a part of the cylinder inner peripheral surface 1b, and a suction port 1a is opened in the notch portion 1c.
  • a discharge port 1d is provided on the side facing the frame 2 (to be described later) in the vicinity of the nearest contact point 32, located on the opposite side of the suction port 1a with a closest contact 32 (see FIG. 5 to be described later) interposed therebetween. (See FIG. 2). Further, an oil return hole 1e penetrating in the axial direction is provided in the outer peripheral portion of the cylinder 1.
  • the frame 2 has a substantially T-shaped cross section, and the portion in contact with the cylinder 1 has a substantially disk shape, and closes one opening (upper side in FIG. 2) of the cylinder 1.
  • a groove portion 2a having a ring shape in a plan view and a concave section is formed on the cylinder 1 side end surface of the frame 2.
  • the groove 2a has an outer peripheral surface and an inner peripheral surface that are concentric with the cylinder inner peripheral surface 1b.
  • the groove portion 2a has a portion where the heights of the outer peripheral side and the inner peripheral side are equal, and a portion where a part of the inner peripheral surface is cut off and the height of the inner peripheral surface is reduced, and is cut off.
  • the uncut portion is referred to as a convex portion 2g, and the cut-out portion is referred to as a concave portion 2e.
  • the convex part 2g has comprised the shape which cut
  • the vane aligner part 5c of the 1st vane 5 mentioned later and the vane aligner part 6c of the 2nd vane 6 are inserted in the groove part 2a so that sliding is possible. Further, the vane aligner portions 5c and 6c are supported by the vane aligner bearing portion 2b which is the outer peripheral surface of the groove portion 2a.
  • the central portion of the frame 2 is a cylindrical hollow, and a main bearing portion 2c is provided here.
  • the frame 2 is provided with a discharge port 2d that communicates with the discharge port 1d provided in the cylinder 1 and penetrates in the axial direction.
  • a discharge valve 27 (shown only in FIG. 2) and a discharge valve presser 28 (shown only in FIG. 2) for regulating the opening degree of the discharge valve 27 are discharged on the surface of the frame 2 opposite to the cylinder 1. It is attached to the frame 2 so as to cover the port 2d.
  • Cylinder head 3 The cylinder head 3 has a substantially T-shaped cross section and a substantially disk-shaped portion in contact with the cylinder 1, and closes the other opening (lower side in FIG. 2) of the cylinder 1. .
  • a groove portion 3a On the cylinder 1 side end surface of the cylinder head 3, a groove portion 3a having a ring shape in a plan view and a concave section is formed.
  • the groove 3a has an outer peripheral surface and an inner peripheral surface that are concentric with the cylinder inner peripheral surface 1b.
  • the groove portion 3a has a portion where the heights of the outer peripheral side and the inner peripheral side are equal, and a portion where a part of the inner peripheral surface is cut off and the height of the inner peripheral surface is reduced, and is cut off.
  • the uncut portion is referred to as a convex portion 3g, and the cut-out portion is referred to as a concave portion 3e.
  • the convex portion 3g has a shape obtained by cutting a cylinder in the axial direction.
  • the vane aligner part 5d of the 1st vane 5 mentioned later and the vane aligner part 6d of the 2nd vane 6 are inserted in this groove part 3a so that sliding is possible.
  • the vane aligner portions 5d and 6d are supported by the vane aligner bearing portion 3b which is the outer peripheral surface of the groove portion 3a.
  • the center part of the cylinder head 3 is a cylindrical hollow, and the main bearing part 3c is provided here.
  • Rotor shaft 4 In the rotor shaft 4, the rotor portion 4a that rotates on the central axis that is eccentric from the central axis of the cylinder 1 in the cylinder 1 and the upper and lower rotary shaft portions 4b and 4c are integrated. In this structure, the rotary shaft portions 4b and 4c are supported by the main bearing portion 2c of the frame 2 and the main bearing portion 3c of the cylinder head 3, respectively.
  • the rotor portion 4a is formed with bush holding portions 4d and 4e and vane relief portions 4f and 4g that are substantially circular in cross section and penetrate in the axial direction. The bush holding part 4d and the vane relief part 4f, and the bush holding part 4e and the vane relief part 4g communicate with each other.
  • the axial ends of the vane relief part 4f and the vane relief part 4g are the groove part 2a of the frame 2 and the cylinder head. 3 grooves 3a. Further, an oil supply passage 4 h extending in the axial direction is provided in the central portion of the shaft of the rotor shaft 4.
  • an oil pump 31 (shown only in FIG. 1) using the centrifugal force of the rotor shaft 4 as described in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2009-264175 is provided at the lower end portion of the rotor shaft 4.
  • the oil pump 31 communicates with an oil supply passage 4h provided on the rotor shaft 4, an oil supply passage 4i is provided between the oil supply passage 4h and the recess 2e, and an oil supply passage 4j is provided between the oil supply passages 4h and 3e. Is provided.
  • An oil drain hole 4k (shown only in FIG. 1) is provided at a position above the main bearing portion 2c of the rotating shaft portion 4b.
  • 1st vane 5 The 1st vane 5 is provided with the vane part 5a, the vane aligner part 5c, and the vane aligner part 5d, and these are integrally connected.
  • the vane part 5a is a substantially rectangular plate-shaped member.
  • the vane tip 5b on the cylinder inner peripheral surface 1b side of the vane portion 5a is formed in an arc shape protruding outward, and the radius of the arc shape is configured to be substantially equal to the radius of the cylinder inner peripheral surface 1b. Yes.
  • the vane aligner portion 5c and the vane aligner portion 5d are formed in a partial ring shape.
  • the vane aligner portion 5c is provided on the end surface of the vane portion 5a on the frame 2 side, and the vane aligner portion is provided on the end surface of the vane portion 5a on the cylinder head 3 side. 5d is provided.
  • the vane length direction of the vane portion 5a (left and right direction in FIG. 2) and the normal direction of the arc of the vane tip portion 5b are formed so as to pass through the center of the arc forming the vane aligner portions 5c and 5d. Yes.
  • the radial width of the vane aligner portions 5 c and 5 d is configured to be smaller than the groove width of the groove portion 2 a of the frame 2 and the groove portion 3 a of the cylinder head 3.
  • the vane aligner 5c is accommodated in the ring-shaped groove 2a of the frame 2 so as to be movable in the circumferential direction, and the vane aligner 5d is movable in the circumferential direction in the ring-shaped groove 3a of the cylinder head 3. It is stored. Therefore, the direction of the vane portion 5a is regulated so that the normal line of the arc at the tip of the vane portion 5a always coincides with the normal line of the cylinder inner peripheral surface 1b.
  • the second vane 6 includes a vane portion 6a, a vane aligner portion 6c, and a vane aligner portion 6d, which are integrally connected.
  • the vane portion 6a is a substantially rectangular plate-shaped member.
  • the vane tip portion 6b on the cylinder inner peripheral surface 1b side of the vane portion 6a is formed in an arc shape protruding outward, and the radius of the arc shape is configured to be substantially equal to the radius of the cylinder inner peripheral surface 1b. Yes.
  • the vane aligner portion 6c and the vane aligner portion 6d are configured in a partial ring shape, the vane aligner portion 6c is provided on the end surface of the vane portion 6a on the frame 2 side, and the vane aligner portion is provided on the end surface of the vane portion 6a on the cylinder head 3 side. 6d is provided.
  • the vane length direction of the vane portion 6a (the left-right direction in FIG. 2) and the normal direction of the arc of the vane tip portion 6b are formed so as to pass through the centers of the arcs forming the vane aligner portions 6c and 6d. Yes.
  • the radial widths of the vane aligner portions 6 c and 6 d are configured to be smaller than the groove widths of the groove portion 2 a of the frame 2 and the groove portion 3 a of the cylinder head 3.
  • the vane aligner 6c is accommodated in the ring-shaped groove 2a of the frame 2 so as to be movable in the circumferential direction, and the vane aligner 6d is movable in the circumferential direction of the ring-shaped groove 3a of the cylinder head 3. It is stored. Therefore, the direction of the vane portion 6a is regulated so that the normal line of the arc at the tip of the vane portion 6a always coincides with the normal line of the cylinder inner peripheral surface 1b.
  • Bush 7, 8 The bush 7 has a substantially semi-cylindrical shape obtained by dividing the cylinder in half in the axial direction, and is configured as a pair.
  • the bush 8 has a substantially semi-cylindrical shape in which the cylinder is divided in half in the axial direction, and is configured as a pair.
  • the pair of bushes 7 and 8 are rotatably fitted in the bush holding portions 4 d and 4 e of the rotor shaft 4.
  • reference numerals 7a and 8a denote bush centers, which are rotation centers of the bushes 7 and 8, respectively.
  • the vane part 5a of the plate-shaped 1st vane 5 and the vane part 6a of the 2nd vane 6 are hold
  • FIG. 5 is a diagram showing the first embodiment of the present invention, and is a cross-sectional view taken along the line II of FIG. 1 in a state where the rotation angle is 90 ° in FIG. 6 described later.
  • the rotor portion 4 a of the rotor shaft 4 and the cylinder inner peripheral surface 1 b are closest to each other at one place (the closest point 32).
  • the compression operation of the vane type compressor 200 according to the first embodiment will be described with reference to FIG.
  • ⁇ is a gap between the vane tip 5b and the cylinder inner peripheral surface 1b.
  • rv is set so that ⁇ is as small as possible, and the leakage of the refrigerant between the two chambers partitioned by the vane portion 5a is caused through the gap between the vane tip portion 5b and the cylinder inner peripheral surface 1b. Minimize as much as possible.
  • the relationship of the formula (a) is the same for the second vane 6, and the second vane 6 maintains a narrow gap between the vane tip 6b of the second vane 6 and the cylinder inner peripheral surface 1b. 6 will rotate.
  • the suction chamber 9 communicates with the suction port 1a (which communicates with the low pressure side of the refrigeration cycle via the suction pipe 26) via the notch 1c.
  • the compression chamber 11 communicates with a discharge port 2 d provided in the frame 2 via a discharge port 1 d provided in the cylinder 1.
  • the discharge port 2d is closed by the discharge valve 27 except during discharge.
  • the circumferential range of the notch 1c is the point A where the vane tip 5b of the first vane 5 and the cylinder inner peripheral surface 1b face each other from the vicinity of the closest contact 32 in FIG. 5 (rotation angle 90 °). A range is provided.
  • the intermediate chamber 10 communicates with the suction port 1a up to a rotation angle of 90 °, but thereafter has a rotation angle range that does not communicate with either the suction port 1a or the discharge port 1d, and then communicates with the discharge port 1d.
  • the rotating shaft portion 4 b of the rotor shaft 4 receives rotational power from the driving portion of the electric element 102, and the rotor portion 4 a rotates in the cylinder 1.
  • the bush holding portions 4d and 4e arranged near the outer periphery of the rotor portion 4a move on a circumference rb (see FIG. 5) centering on the rotor shaft 4.
  • the vane portion 5a of the first vane 5 and the vane portion 6a of the second vane 6 held between the pair of bushes 7 and 8 in the bush holding portions 4d and 4e are also rotor shafts together with the rotor portion 4a. Rotate around 4.
  • the first vane 5 and the second vane 6 are subjected to centrifugal force due to rotation.
  • the vane aligner portions 5c and 6c and the vane aligner portions 5d and 6d are pressed against the vane aligner bearing portions 2b and 3b by the centrifugal force, and slide on the groove portions 2a and 3a, respectively. Rotate around the center.
  • the vane aligner bearing portions 2b and 3b and the cylinder inner peripheral surface 1b are concentric. For this reason, the first vane 5 and the second vane 6 rotate around the center of the cylinder inner peripheral surface 1b. Become.
  • the bushes 7 and 8 are arranged such that the radial extension lines of the vane portion 5a of the first vane 5 and the vane portion 6a of the second vane 6 are always directed toward the center of the cylinder. It will rotate around the bush centers 7a and 8a within the bush holding portions 4d and 4e.
  • FIG. 6 is a diagram illustrating the first embodiment of the present invention, illustrating the compression operation of the vane type compressor 200, and a cross-sectional view taken along the line II of FIG.
  • the manner in which the volumes of the suction chamber 9, the intermediate chamber 10, and the compression chamber 11 change will be described with reference to FIG.
  • directions and positions where suction, discharge, and inflow are performed are indicated by white arrows.
  • white arrows directions and positions where suction, discharge, and inflow are performed.
  • FIG. 6 in order to make the position of the notch part 1c easy to understand, it is shown by a thick line.
  • FIG. 6 the positions of the vane portion 5 a and the vane portion 6 a at “angle 0 °”, “angle 45 °”, “angle 90 °”, and “angle 135 °”, and the suction chamber 9 and the intermediate chamber at that time 10 and the state of the compression chamber 11 are shown.
  • the arrow shown in the “angle 0 °” diagram of FIG. 6 is the rotation direction of the rotor shaft 4 (clockwise in FIG. 6).
  • an arrow indicating the rotation direction of the rotor shaft 4 is omitted.
  • the state after “angle 180 °” is not shown.
  • the space on the right side partitioned by the closest point 32 and the vane portion 6a is the intermediate chamber 10 at an “angle of 0 °”.
  • the intermediate chamber 10 communicates with the suction port 1a through the notch 1c and sucks gas.
  • the left space partitioned by the closest contact 32 and the vane portion 6a becomes the compression chamber 11 communicating with the discharge port 1d.
  • the space partitioned by the vane portion 5 a and the closest contact point 32 becomes the suction chamber 9.
  • the intermediate chamber 10 partitioned by the vane portion 5a and the vane portion 6a communicates with the suction port 1a through the notch portion 1c.
  • the volume of the intermediate chamber 10 becomes larger than that at the “angle 0 °”.
  • the space partitioned by the vane portion 6a and the closest point 32 is the compression chamber 11, and the volume of the compression chamber 11 is smaller than that at the “angle 0 °”, and the refrigerant is compressed and its pressure gradually increases.
  • the vane tip 5b of the vane portion 5a overlaps with the point A on the cylinder inner peripheral surface 1b, 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 compression chamber 11 becomes even smaller than when the angle is 45 °, and the refrigerant pressure rises.
  • the volume of the suction chamber 9 becomes larger than that at the “angle 45 °”, and the suction is continued.
  • the volume of the intermediate chamber 10 becomes smaller than that at “angle 90 °”, and the pressure of the refrigerant increases. Further, the volume of the compression chamber 11 becomes smaller than that at the “angle 90 °”, and the pressure of the refrigerant rises. The volume of the suction chamber 9 becomes larger than that at the “angle 90 °”, and the suction is continued.
  • the vane portion 6a approaches the discharge port 1d, but when the pressure in the compression chamber 11 exceeds the high pressure of the refrigeration cycle (including the pressure necessary to open the discharge valve 27), the discharge valve 27 opens.
  • the refrigerant in the compression chamber 11 is discharged into the sealed container 103 as shown in FIG. 1 through the discharge port 1d and the discharge port 2d of the frame 2 (see FIG. 2).
  • 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. Therefore, the pressure in the sealed container 103 is a high discharge pressure.
  • the suction chamber 9 gradually increases in volume and continues to suck gas. Thereafter, the suction chamber 9 moves to the intermediate chamber 10, but the volume gradually increases to the middle, and further the gas suction is continued. On the way, the volume of the intermediate chamber 10 becomes maximum and the communication with the suction port 1a stops, so the gas suction is terminated here. 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 is discharged into the hermetic container 103 by pushing up the discharge valve 27 through the discharge port 1d and the discharge port 2d.
  • FIG. 7 is a diagram illustrating the first embodiment of the present invention, illustrating the rotational operation of the vane aligner portions 5c and 6c of the vane compressor 200, and a cross-sectional view taken along the line II of FIG. .
  • the arrow shown in the “angle 0 °” diagram of FIG. 7 is the rotation direction of the vane aligner portions 5c and 6c (clockwise in FIG. 7). However, in the other drawings, the arrows indicating the rotation direction of the vane aligner portions 5c and 6c are omitted.
  • the vane aligner portions 5c and 6c rotate around the center of the cylinder inner peripheral surface 1b while being supported by the vane aligner bearing portion 2b in the ring-shaped groove portion 2a as shown in FIG.
  • This operation is the same for the vane aligner portions 5d and 6d that rotate while being supported by the vane aligner bearing portion 3b in the ring-shaped groove portion 3a.
  • the refrigerating machine oil 25 is sucked up from the oil sump 104 by the oil pump 31 by the rotation of the rotor shaft 4, and sent out to the oil supply path 4h.
  • the refrigerating machine oil 25 sent out to the oil supply passage 4h is sent out through the oil supply passage 4i to the recess 2e and groove 2a of the frame 2, and through the oil supply passage 4j to the recess 3e and groove 3a of the cylinder head 3. .
  • a part of the refrigerating machine oil 25 fed to the groove portions 2a and 3a lubricates the vane aligner bearing portions 2b and 3b and is supplied to the vane relief portions 4f and 4g communicating with the groove portions 2a and 3a.
  • the pressure in the sealed container 103 is a high discharge pressure
  • the pressures in the grooves 2a and 3a and the vane relief portions 4f and 4g are also discharge pressures.
  • a part of the refrigerating machine oil 25 sent out to the grooves 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.
  • FIG. 8 is a diagram showing the first embodiment of the present invention, and is a cross-sectional view of the main part around the vane portion 5a of the first vane 5 in FIG.
  • an arrow indicated by a solid line in the cylinder 1 indicates the flow of the refrigerating machine oil 25.
  • the pressure of the vane relief portion 4f is the discharge pressure as described above, and is higher than the pressures of the suction chamber 9 and the intermediate chamber 10. For this reason, 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 side surface of the vane portion 5a and the bush 7 as indicated by an arrow.
  • the refrigerating machine oil 25 is sent out to the suction chamber 9 and the intermediate chamber 10 by the pressure difference and 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 having a lower pressure than the intermediate chamber 10 while sealing the gap between the vane tip 5b and the cylinder inner peripheral surface 1b. .
  • 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 peripheral portion of the cylinder 1. Is returned to the oil sump 104 through the oil return hole 1e provided in 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.
  • the refrigerating machine oil 25 sent to the suction chamber 9, the intermediate chamber 10, and the compression chamber 11 through the vane escape portions 4f and 4g is finally discharged together with the refrigerant from the discharge port 2d to the space above the frame 2.
  • the oil is returned to the oil sump 104 through an oil return hole 1 e provided in the outer peripheral portion of the cylinder 1.
  • the surplus refrigerating machine oil 25 is discharged from the oil drain hole 4 k above the rotor shaft 4 into the space above the frame 2, and then cylinder 1 is returned to the oil sump 104 through an oil return hole 1e provided in the outer periphery of the oil reservoir 1.
  • FIG. 9 is a diagram illustrating the first embodiment of the present invention and is an explanatory diagram of loads acting on the vane portions 5a and 6a of the vane type compressor 200.
  • FIG. 9 Since the loads acting on the vane portions 5a and 6a are the same, the vane portion 6a will be described as a representative here.
  • illustration of the vane escape part 4f is abbreviate
  • X is the vane longitudinal direction
  • Y is the direction orthogonal to X (the rotation direction side is positive).
  • F1 and F2 in FIG. 9 are reaction forces from the vane aligner bearing portion 2b generated at both ends (points A and B in FIG. 9) of the vane aligner bearing portion 2b in the circumferential direction.
  • Fx is a centrifugal force by rotation.
  • Fy is a resultant force of the two forces Fg and Fb.
  • One is a differential pressure Fg (acting on the vane portion 6a due to a pressure difference acting on the suction chamber 9 side from the low pressure intermediate chamber 10 side. Hereinafter, it is referred to as a differential pressure between adjacent chambers) and acts in the negative direction of Y (upward in FIG. 9).
  • the other is a reaction force Fb received from the bush 7, which is a force acting in the positive direction of Y (downward in FIG. 9) at the bush rotation center position.
  • Fo is the resultant force of Fx and Fy.
  • FIG. 10 is a diagram illustrating the first embodiment of the present invention, and is a diagram illustrating the behavior of the vane aligner bearing reaction forces F1 and F2 during one rotation under typical operating conditions of the vane compressor 200.
  • FIG. 10 when the rotation speed of the compressor is low or when the pressure difference between the suction pressure and the discharge pressure is large, F2 is negative when the crank angle is around 180 to 240 ° in FIG. 10 (in FIG. 9, F2 is negative). The state is shown. The direction of the normal reaction force is on the opposite side.).
  • the fact that F2 is negative means that the vane aligner bearing portion 2b receives a force from the vane aligner portion 6c. Represents not receiving. That is, when F2 becomes negative, the vane portion 6a has a moment in a direction in which the B point is away from the vane aligner bearing portion 2b with the A point in FIG. 9 as the center.
  • the vane aligner portion 6c is inclined with respect to the vane aligner bearing portion 2b and does not operate stably, and as described above, there is a concern that the vane aligner portion 6c may wear due to metal contact with the vane aligner bearing portion 2b. Is done.
  • the portion where the vane aligner portion 6c slides is defined as the groove portion 2a, and the moment for suppressing the inclination of the vane aligner portion 6c can be applied to the vane aligner portion 6c by the groove portion 2a.
  • FIG. 11 is a diagram showing the first embodiment of the present invention, and is a diagram showing a load acting on the vane portion 6a when the convex portion 2g is provided.
  • the fluid resistance force F of the refrigerating machine oil 25 flowing in the gap between the inner peripheral surface 2aa of the groove 2a and the vane aligner back surface 6ca acts on the vane aligner back surface 6ca. That is, the fluid resistance force F generates a moment for suppressing the inclination of the vane aligner portion 6c.
  • FIG. 12A is a cross-sectional view around the vane aligner portion 6c showing the flow of the refrigerating machine oil 25 between the vane aligner back surface 6ca and the inner peripheral surface 2aa of the groove portion 2a when the vane portion 6a of FIG. 11 is tilted. is there.
  • FIG. 12B is a plan view around the vane aligner portion 6c of FIG.
  • a solid line arrow indicates the moving direction of the vane aligner 6c
  • a broken line arrow indicates the flow of the refrigerating machine oil 25.
  • the cross-sectional area of the flow when flowing vertically downward from the gap between the inner peripheral surface 2aa of the groove 2a and the vane aligner rear surface 6ca is S 1 (shaded portion in FIG. 12B), and the flow rate of the refrigerating machine oil 25 is U 1 .
  • the equation (1) is obtained from the law of flow rate conservation.
  • CD is a fluid resistance coefficient and is set to 1.
  • ⁇ is the density of the refrigerator oil 25.
  • the fluid resistance force F is obtained by equation (3).
  • Area S 2 of the vane aligner back 6ca is expressed by Equation (4).
  • L is the circumferential length of the vane aligner back surface 6ca, and h is the height of the portion where the vane aligner portion and the inner peripheral surface of the groove portion overlap.
  • Equation (1) Substituting Equation (1), Equation (2), and Equation (4) into Equation (3) and rearranging them gives Equation (5), and the fluid resistance force F can be calculated.
  • the cylinder-side end surfaces of the cylinder head 3 and the frame 2 have the groove-shaped grooves 2a and 3a that are concentric with the cylinder inner peripheral surface 1b and have a concave section. Therefore, the following effects can be obtained. That is, particularly in a condition where the rotational speed of the compressor is low and a pressure difference between the suction pressure and the discharge pressure is high, a moment that overturns due to a load acting on the vane portions 5a and 6a acts in the crank angle range. In the range of the crank angle, the moment due to the fluid resistance force F that suppresses overturning is greater than the overturning moment.
  • the height h of the portion where the convex portion 2g, which is not cut off on the inner peripheral surface 2aa of the groove portion 2a, and the vane aligner portion 6c face each other is 50 to 99% of the height of the vane aligner portion 6c. It is desirable to set.
  • the fluid resistance force F of the refrigerating machine oil 25 acts on the vane aligner rear surface 6ca during unstable behavior of the vane portion 6a, particularly in a condition where the rotational speed of the compressor is low and a pressure difference between the suction pressure and the discharge pressure is high. To do. As a result, the entire vane is pushed out in the outer circumferential direction, and the behavior of the vane aligner portions 6c and 6d is stabilized. Therefore, a vane type compressor with high reliability can be obtained by stably sliding the vane aligner portions 6c and 6d and the vane aligner bearing portion 2b.
  • a part of the inner peripheral surface 2aa of the groove portion 2a is cut off and the height of the inner peripheral surface 2aa is reduced, so that an unnecessary fluid resistance force F is generated. Therefore, mechanical loss can be suppressed, and a highly efficient vane type compressor can be obtained.
  • the range of the crank angle where F2 is negative is 180 to 240 °.
  • the maximum range of the crank angle at which F2 is negative is 180 to 360 °. Therefore, the range in which the convex portion 2g of the groove portion 2a exists is limited to a range of 180 to 360 °, and in the crank angle range (0 to 180 °) in which the behavior of the vanes 5a and 6a is stable, the height of the inner peripheral surface 2aa It is desirable to reduce the thickness.
  • the vane portions 5a and 6a move toward the axis of the rotor portion 4a under transient conditions, it takes time until the vane portion is pushed outward in the rotation direction of the vane portion, and no compression work is performed during this time. become. For this reason, it is not desirable to make the height of the inner peripheral surface 2aa zero. Therefore, in order to reduce the mechanical loss and suppress the movement of the vane portions 5a and 6a in the axial center direction, the following configuration is desirable. In other words, the height of the portion of the inner peripheral surface 2aa of the recess 2e that is partially cut away and lowered in height and the portion of the vane aligner back surface 6ca facing each other is 10 to 20 that is the height of the vane aligner portion 6c. % Is desirable.
  • the height of the convex portion 2g be increased within a range not contacting the rotor portion 4a.
  • the inner peripheral surface 2aa of the groove 2a of the frame 2 has been described, but the same applies to the inner peripheral surface 3aa of the groove 3a of the cylinder head 3 (see FIG. 1).
  • Embodiment 2 the configurations of the frame 2 and the cylinder head 3 of the first embodiment are partially changed, and the rest is the same as the first embodiment. In the following, the second embodiment will be described focusing on the differences from the first embodiment.
  • FIG. 13 is a diagram showing the second embodiment of the present invention and is a cross-sectional view around the vane aligner bearing portion 2b of the vane type compressor.
  • the convex portion 2g has a shape obtained by cutting the cylinder in the axial direction.
  • the cut portion that is, both end surfaces in the circumferential direction of the convex portion 2g are the bottom surfaces of the concave portion 2e.
  • the inclined surface 2h is smoothly continuous from 2ea toward the protruding side end surface 2ab of the convex portion 2g. Note that a curved surface may be used instead of the inclined surface 2h.
  • the same effects as those of the first embodiment can be obtained, and the following effects can be obtained by setting the both end surfaces in the circumferential direction of the convex portion 2g to the inclined surfaces 2h. That is, the hook between the vane aligner back surface 6ca and the inner peripheral surface 2aa of the groove 2a can be suppressed.
  • the range where the inner peripheral surface 2aa of the groove 2a exists is such that the parallel portion, which is a portion other than the inclined surface 2h, of the protruding side end surface 2ab of the convex portion 2g is provided at least in the range of 180 to 360 °. Shall.
  • the convex portion 3g has a shape obtained by cutting the cylinder in the axial direction.
  • the convex portion 3g is formed in a substantially columnar shape.
  • the shape of the recess 3e is different from the shape of the first embodiment, and the others are the same as in the first embodiment. In the following, the third embodiment will be described focusing on the differences from the first embodiment.
  • FIG. 14 is a diagram showing a third embodiment of the present invention, and is a plan view and a sectional view around the vane aligner portion 6c.
  • the recess 2e provided in order not to generate the fluid resistance force has a partial ring shape with a thickness t in the radial direction in a crank angle range of 0 to 180 °.
  • the convex portion 2g has a shape obtained by cutting a part of the outer peripheral surface of the cylinder in a partial ring shape in the axial direction, and the cut portion corresponds to the concave portion 2e.
  • the sum of S 3 and S 1 (the area of the dark dotted portion of the upper part of FIG.
  • the cross-sectional area of the gap determined by t is set to the thickness t to be smaller than the area S 2 of the vane aligner rear 6ca If so, the fluid resistance is significantly reduced. That is, the shape of the recess 2e, the sum of S 3 and S 1 is, may if t is a shape larger than the thickness t of the time equal to the S 2.
  • the convex portion 2g needs to be rigid enough not to be deformed by fluid resistance. For this reason, it is desirable that the convex portion 2g has at least the same thickness (in the radial direction) as the thickness of the vane aligner portion 6c. In addition, it is desirable to set the boundary surface 20 so that the boundary surface 20 between the concave portion 2e and the convex portion 2g does not overlap the main bearing portion 2c.
  • both end surfaces in the circumferential direction of the convex portion 2g are inclined surfaces that are smoothly continuous from the bottom surface 2ea of the concave portion 2e toward the protruding side end surface 2ab of the convex portion 2g. Also good. Moreover, it is good also as a curved surface instead of an inclined surface.
  • the case where the number of vanes is two has been described.
  • the number of vanes may be one, or three or more.
  • the configuration of the main part of the present invention is the same, and the same effect can be obtained.
  • the compression space is divided into three, that is, the suction chamber 9, the intermediate chamber 10, and the compression chamber 11, but the number of vanes is one.
  • the number of vane portions may be any configuration as long as it has at least one partition that partitions the space between the cylinder 1 and the rotor portion 4a into at least a suction chamber and a discharge chamber.
  • the oil pump 31 using the centrifugal force of the rotor shaft 4 has been described.
  • the oil pump 31 may have any form, for example, a volume described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2009-62820.
  • a shape pump may be used as the oil pump 31.

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Abstract

　シリンダヘッド３及びフレーム２のそれぞれのシリンダ１側の端面は、シリンダ内周面１ｂと同心のリング状で断面凹型に形成され、ベーンアライナ部５ｃ、５ｄ、６ｃ、６ｄが摺動可能に嵌入される溝部２ａ、３ａを有し、溝部２ａ、３ａは、溝部２ａ、３ａの内周面の一部が切り取られて溝部２ａ、３ａの内周面２ａａ、３ａａの高さが低くなっている部分を有しており、溝部２ａ、３ａの内周面２ａａ、３ａａにおいて切り取られていない部分である凸部２ｇ、３ｇの高さが、ロータ部４ａに接触しない範囲で高く設定されている。

Description

ベーン型圧縮機
　本発明は、ベーン型圧縮機に関する。
　従来より、「略円筒状で、軸方向の両端が開口しているシリンダと、前記シリンダの両端を閉塞するシリンダヘッド及びフレームと、前記シリンダ内で回転運動する円柱形のロータ部及び前記ロータ部に回転力を伝達するシャフト部を有するロータシャフトと、前記ロータ部内に設置され、先端部が外側に円弧形状に形成される複数のベーンを有するベーン型圧縮機において、前記複数のベーンの前記先端部の前記円弧状の法線と、前記シリンダの内周面の法線とが常にほぼ一致する状態で圧縮動作を行うように、前記複数のベーンが常に前記シリンダの内周面の法線方向、又は前記シリンダの内周面の法線方向に対し一定の傾きを持つように保持され、更に、前記ロータ部内で前記複数のベーンが、前記ロータ部に対して回転可能且つ移動可能に支持されており、前記シリンダヘッド及び前記フレームの前記シリンダ側端面に、前記シリンダ内径と同心の凹部又はリング状の溝を形成し、前記凹部又は前記溝内に、部分リング形状の端面に板状の突起又は溝を有する一対のベーンアライナ部を嵌入し、前記板状の突起又は溝を前記複数のベーンに設けられた溝又は突起に嵌入した」ベーン型圧縮機がある（例えば、特許文献１参照）。
　この特許文献１では、ベーン先端部の円弧とシリンダ内周面との法線が常にほぼ一致するように圧縮動作を行うようにすることで、ベーン先端部の摺動状態を改善を図っている。そして、ベーン先端部の円弧とシリンダ内周面との法線が常にほぼ一致するように圧縮動作を行うために必要な、ベーンがシリンダの中心周りに回転運動する機構を、ロータ部とシャフト部とを一体にした構成で実現している。これにより、ロータ部周囲の構造が簡単化され、シャフト部を支持する軸受部の小径化を可能とし、軸受摺動損失の低減を可能としている。また、ロータ部周囲の構造が簡単化されることで、ロータ部の外径や回転中心の精度を悪化させる要因を排除でき、ロータ部の外径や回転中心の精度向上が可能である。その結果、ロータ部とシリンダの内周面との間に形成される隙間を狭くしてガス漏れ損失を低減することが可能となり、高効率のベーン型圧縮機を得ることができる。
国際公開第２０１２／０２３４２６号（請求項１、第１３頁、図１２）
　しかしながら、特許文献１では、ベーンアライナ部を凹部又はリング状の溝といった溝形状部分に嵌入しており、その溝形状部分の内周面の高さが、全周に渡ってベーンアライナの高さと同じ高さとなっている。この場合、ベーン部の挙動が安定するクランク角の範囲で、溝形状部分の内周面とベーンアライナとの間で不要な流体抵抗力が発生し、機械損失が増えるという問題があった。
　本発明はこのような点を鑑みなされたもので、機械損失を抑制することが可能な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、円筒状の内周面を有し、円筒状の軸方向の両端が開口しているシリンダと、シリンダの軸方向の両端を閉塞するシリンダヘッド及びフレームと、シリンダ内で回転運動する円柱形のロータ部及びロータ部に回転力を伝達するシャフト部を有するロータシャフトと、ロータ部内に設置され、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、シリンダとロータ部との間の空間を少なくとも吸入室と圧縮室とに仕切る少なくとも１枚のベーン部と、ベーン部を支持する部分リング状のベーンアライナ部と、圧縮室に連通し、圧縮室で圧縮されたガスを吐出する吐出ポートとを備えたベーン型圧縮機において、シリンダヘッド及びフレームのそれぞれのシリンダ側の端面は、シリンダの内周面と同心のリング状で断面凹型に形成され、ベーンアライナ部が摺動可能に嵌入される溝部を有し、溝部は、溝部の内周面の一部が切り取られて溝部の内周面の高さが低くなっている部分を有しており、溝部の内周面において切り取られていない部分である凸部の高さが、ロータ部に接触しない範囲で高く設定されているものである。
　本発明では、シリンダヘッド及びフレームのそれぞれのシリンダ側端面にシリンダの内周面と同心に形成されたリング状で断面凹型の溝部を有し、溝部の内周面の一部が切り取られて内周面の高さが低くなっている。このため、不要な流体抵抗力が発生せず、機械損失を抑制できる。また、凸部の高さはロータ部に接触しない範囲で高くするようにしたので、溝部の内周面とロータ部との間での不要な摺動が発生するのを抑制でき、機械損失を抑制できる。
本発明の実施の形態１を示す図で、ベーン型圧縮機２００の縦断面図である。 本発明の実施の形態１を示す図で、ベーン型圧縮機２００の分解斜視図である。 本発明の実施の形態１を示す図で、第１のベーン５、第２のベーン６の説明図である。 本発明の実施の形態１を示す図で、ベーンアライナ軸受部２ｂ周りの断面図である。 本発明の実施の形態１を示す図で、図６における回転角度９０°の状態における図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を示す図で、ベーン型圧縮機２００の圧縮動作を示す図である。 本発明の実施の形態１を示す図で、ベーン型圧縮機２００のベーンアライナ部５ｃ、６ｃの回転動作を示す図である。 本発明の実施の形態１を示す図で、図５における第１のベーン５のベーン部５ａ周りの要部断面図である。 本発明の実施の形態１を示す図で、ベーン型圧縮機２００のベーン部５ａ、６ａに作用する荷重の説明図である。 本発明の実施の形態１を示す図で、ベーン型圧縮機２００の代表的な運転条件による１回転中のベーンアライナ軸受反力Ｆ１、Ｆ２の挙動を示した図である。 本発明の実施の形態１を示す図で、凸部２ｇを設けた場合のベーン部６ａに作用する荷重を示す図である。 図１２（ａ）は、図１１のベーン部６ａが傾くときのベーンアライナ背面６ｃａと溝部２ａの内周面２ａａとの間の油の流れを示したベーンアライナ部６ｃ周りの断面図、図１２（ｂ）は、図１１のベーンアライナ部６ｃ周りの平面図である。 本発明の実施の形態２を示す図で、ベーン型圧縮機のベーンアライナ軸受部２ｂ周りの断面図である。 本発明の実施の形態３を示す図で、ベーンアライナ部６ｃ周りの平面図及び断面図である。
実施の形態１．
　図１は、本発明の実施の形態１を示す図で、ベーン型圧縮機２００の縦断面図である。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。図２は、本発明の実施の形態１を示す図で、ベーン型圧縮機２００の圧縮要素１０１の分解斜視図である。図３は、本発明の実施の形態１を示す図で、第１のベーン５、第２のベーン６の説明図である。図３（ａ）は第１のベーン５、第２のベーン６の平面図、図３（ｂ）は、図３（ａ）を矢印Ａ方向から見た図である。図４は、本発明の実施の形態１を示す図で、ベーンアライナ軸受部２ｂ周りの断面図である。図１、図２、図３及び図４を参照しながら、ベーン型圧縮機２００について説明する。なお、図１～図４及び後述の図において、同一の符号を付したものは、同一の又はこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。更に、明細書全文に表れている構成要素の形態は、あくまで例示であってこれらの記載に限定されるものではない。
　ベーン型圧縮機２００は、密閉容器１０３と、密閉容器１０３内に収納された圧縮要素１０１と、圧縮要素１０１の上部に位置し圧縮要素１０１を駆動する電動要素１０２と、密閉容器１０３内の底部に設けられ、冷凍機油２５を貯溜する油溜め１０４で構成される。
　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の内周に固定される固定子２１と、固定子２１の内側に配設され、永久磁石を使用する回転子２２とを備える。固定子２１には、密閉容器１０３の上面に溶接により固定されたガラス端子２３から電力が供給される。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。
　図１、図２に示すように、圧縮要素１０１は以下に示す要素を有する。なお、本実施の形態では、ベーン枚数２枚の場合について示している。
（１）シリンダ１：シリンダ１は、全体形状が略円筒状で、軸方向の両端部が開口している。また、シリンダ内周面１ｂの一部に、軸方向に貫通し外側に抉られた切欠き部１ｃが設けられ、切欠き部１ｃに吸入ポート１ａが開口している。また、後述する最近接点３２（後述の図５参照）を挟んで吸入ポート１ａと反対側に位置し、最近接点３２の近傍で、後述するフレーム２に面した側に吐出ポート１ｄが設けられている（図２参照）。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１ｅが設けられている。
（２）フレーム２：フレーム２は断面が略Ｔ字状で、シリンダ１に接する部分が略円板状であり、シリンダ１の一方の開口部（図２では上側）を閉塞する。フレーム２のシリンダ１側端面には、平面視リング状で断面凹型の溝部２ａが形成されている。溝部２ａは、外周面と内周面とがシリンダ内周面１ｂと同心円で形成される。溝部２ａは、外周側と内周側との高さが等しい部分と、内周面の一部が切り取られて内周面の高さが低くなっている部分とを有しており、切り取られていない部分を凸部２ｇ、切り取られた部分を凹部２ｅとする。本実施の形態１では、凸部２ｇは、円筒を軸方向に切断した形状を成している。そして、溝部２ａに、後述する第１のベーン５のベーンアライナ部５ｃと、第２のベーン６のベーンアライナ部６ｃとが摺動可能に嵌入される。また、ベーンアライナ部５ｃ、６ｃが溝部２ａの外周面であるベーンアライナ軸受部２ｂで支承される。
　また、フレーム２の中央部は円筒状の中空であり、ここに主軸受部２ｃが設けられている。また、フレーム２には、シリンダ１に設けた吐出ポート１ｄと連通し、軸方向に貫通した吐出ポート２ｄが設けられている。また、フレーム２においてシリンダ１と反対側の面には、吐出弁２７（図２のみに図示）及び吐出弁２７の開度を規制するための吐出弁押え２８（図２のみに図示）が吐出ポート２ｄを覆うようにしてフレーム２に取り付けられている。
（３）シリンダヘッド３：シリンダヘッド３は、断面が略Ｔ字状で、シリンダ１に接する部分が略円板状であり、シリンダ１の他方の開口部（図２では下側）を閉塞する。シリンダヘッド３のシリンダ１側端面には、平面視リング状で断面凹型の溝部３ａが形成されている。溝部３ａは、外周面と内周面とがシリンダ内周面１ｂと同心円で形成されている。溝部３ａは、外周側と内周側との高さが等しい部分と、内周面の一部が切り取られて内周面の高さが低くなっている部分とを有しており、切り取られていない部分を凸部３ｇ、切り取られた部分を凹部３ｅとする。本実施の形態１では、凸部３ｇは、円筒を軸方向に切断した形状を成している。そして、この溝部３ａに、後述する第１のベーン５のベーンアライナ部５ｄと、第２のベーン６のベーンアライナ部６ｄとが摺動可能に嵌入される。また、ベーンアライナ部５ｄ、６ｄが溝部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の中央部は円筒状の中空であり、ここに主軸受部３ｃが設けられている。
（４）ロータシャフト４：ロータシャフト４は、シリンダ１内でシリンダ１の中心軸とは偏心した中心軸上に回転運動を行うロータ部４ａ、及び上下の回転軸部４ｂ、４ｃが一体となった構造で、回転軸部４ｂ、４ｃはそれぞれフレーム２の主軸受部２ｃ、シリンダヘッド３の主軸受部３ｃで支承される。ロータ部４ａには、断面が略円形で軸方向に貫通するブッシュ保持部４ｄ、４ｅ及びベーン逃がし部４ｆ、４ｇが形成されている。ブッシュ保持部４ｄとベーン逃がし部４ｆ、及びブッシュ保持部４ｅとベーン逃がし部４ｇとは連通しており、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の溝部２ａ及びシリンダヘッド３の溝部３ａと連通している。また、ロータシャフト４の軸中央部には、軸方向に延在する給油路４ｈが設けられている。
　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、回転軸部４ｂを挟んでほぼ対称の位置に配置されている（後述する図５も参照）。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ロータシャフト４の遠心力を利用した油ポンプ３１（図１にのみ図示）が設けられている。油ポンプ３１はロータシャフト４に設けられた給油路４ｈと連通しており、給油路４ｈと凹部２ｅとの間には給油路４ｉが設けられ、給油路４ｈと３ｅ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２ｃ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５：第１のベーン５は、ベーン部５ａと、ベーンアライナ部５ｃと、ベーンアライナ部５ｄとを備えており、これらが一体的に連結されている。ベーン部５ａは、略四角形の板状の部材である。ベーン部５ａのシリンダ内周面１ｂ側のベーン先端部５ｂは、外側に突出した円弧形状に形成され、その円弧形状の半径は、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。ベーンアライナ部５ｃ及びベーンアライナ部５ｄは、部分リング状に構成され、ベーン部５ａのフレーム２側の端面にベーンアライナ部５ｃが設けられ、ベーン部５ａのシリンダヘッド３側の端面にベーンアライナ部５ｄが設けられる。ここで、ベーン部５ａのベーン長さ方向（図２の左右方向）及びベーン先端部５ｂの円弧の法線方向は、ベーンアライナ部５ｃ、５ｄを形成する円弧の中心を通るように形成されている。
　また、ベーンアライナ部５ｃ、５ｄの径方向の幅は、フレーム２の溝部２ａ及びシリンダヘッド３の溝部３ａの溝幅よりも小さく構成されている。そして、ベーンアライナ部５ｃは、フレーム２のリング状の溝部２ａに周方向に移動可能に収納され、また、ベーンアライナ部５ｄは、シリンダヘッド３のリング状の溝部３ａに周方向に移動可能に収納されている。よって、ベーン部５ａの先端の円弧の法線が常にシリンダ内周面１ｂの法線と一致するようにベーン部５ａの向きが規制される。
（６）第２のベーン６：第２のベーン６は、ベーン部６ａと、ベーンアライナ部６ｃと、ベーンアライナ部６ｄとを備えており、これらが一体に連結されている。ベーン部６ａは、略四角形の板状の部材である。ベーン部６ａのシリンダ内周面１ｂ側のベーン先端部６ｂは、外側に突出した円弧形状に形成され、その円弧形状の半径は、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。ベーンアライナ部６ｃ及びベーンアライナ部６ｄは、部分リング状に構成され、ベーン部６ａのフレーム２側の端面にベーンアライナ部６ｃが設けられ、ベーン部６ａのシリンダヘッド３側の端面にベーンアライナ部６ｄが設けられる。ここで、ベーン部６ａのベーン長さ方向（図２の左右方向）及びベーン先端部６ｂの円弧の法線方向は、ベーンアライナ部６ｃ、６ｄを形成する円弧の中心を通るように形成されている。
　また、ベーンアライナ部６ｃ、６ｄの径方向の幅は、フレーム２の溝部２ａ及びシリンダヘッド３の溝部３ａの溝幅よりも小さく構成されている。そして、ベーンアライナ部６ｃは、フレーム２のリング状の溝部２ａに周方向に移動可能に収納され、また、ベーンアライナ部６ｄは、シリンダヘッド３のリング状の溝部３ａに周方向に移動可能に収納されている。よって、ベーン部６ａの先端の円弧の法線が常にシリンダ内周面１ｂの法線と一致するようにベーン部６ａの向きが規制される。
（７）ブッシュ７、８：ブッシュ７は、円柱を軸方向に半分に分割した略半円柱状を有し、一対で構成される。また、ブッシュ８も同様に円柱を軸方向に半分に分割した略半円柱状を有し、一対で構成される。一対のブッシュ７、８は、ロータシャフト４のブッシュ保持部４ｄ、４ｅに回転自在に嵌入されている。後述の図５において、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。そして、一対のブッシュ７、８のそれぞれの内側に、板状の第１のベーン５のベーン部５ａ、第２のベーン６のベーン部６ａが略法線方向に移動可能に保持されている。
　図５は、本発明の実施の形態１を示す図で、後述する図６における回転角度９０°の状態における図１のＩ－Ｉ線に沿った断面図である。図５において、ロータシャフト４のロータ部４ａとシリンダ内周面１ｂは一箇所（最近接点３２）において最近接している。以下、図５を参照して本実施の形態１のベーン型圧縮機２００の圧縮動作について説明する。
　ここで、図４に示すようにベーンアライナ軸受部２ｂ、３ｂの半径をｒａ　、シリンダ内周面１ｂの半径をｒｃ　（図５も併せて参照）としたとき、第１のベーン５のベーンアライナ部５ｃ、５ｄの外周側とベーン先端部５ｂ間の距離ｒｖ（図３も併せて参照）は、下記の式（ａ）を満たすように設定されている。
　ｒｖ＝ｒｃ－ｒａ＋δ　　　・・・ （ａ）
　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（ａ）のようにｒｖを設定することで、第１のベーン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、ｒｖはδが極力小さくなるように設定され、ベーン先端部５ｂとシリンダ内周面１ｂとの間の隙間を介して、ベーン部５ａで仕切られた２室間での冷媒の漏れを極力少なくしている。なお、式（ａ）の関係は、第２のベーン６においても同様で、第２のベーン６のベーン先端部６ｂとシリンダ内周面１ｂとの間は狭い隙間を保ちつつ、第２のベーン６は回転することとなる。
　以上のように、ベーン部５ａ、６ａのそれぞれのベーン先端部５ｂ、６ｂとシリンダ内周面１ｂとの間が、大きな隙間となることなく狭い隙間を保つ。これにより、シリンダ１とロータ部４ａとの間の空間に、３つの空間（吸入室９、中間室１０、圧縮室１１）が形成される。
　吸入室９には、切欠き部１ｃを介して吸入ポート１ａ（吸入管２６を介して冷凍サイクルの低圧側に連通する）が連通している。圧縮室１１は、シリンダ１に設けた吐出ポート１ｄを介してフレーム２に設けた吐出ポート２ｄに連通している。なお、吐出ポート２ｄは、吐出時以外は吐出弁２７で閉塞される。切欠き部１ｃの周方向の範囲は、図５（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５のベーン先端部５ｂとシリンダ内周面１ｂとが相対する点Ａの範囲まで設けられている。
　したがって、中間室１０は、回転角度９０°までは吸入ポート１ａと連通するが、その後、吸入ポート１ａ、吐出ポート１ｄのどちらとも連通しない回転角度範囲が有り、その後、吐出ポート１ｄと連通する。
　次に、本実施の形態１のベーン型圧縮機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が電動要素１０２の駆動部からの回転動力を受け、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を中心とした円周ｒｂ（図５参照）上を移動する。そして、ブッシュ保持部４ｄ、４ｅ内で一対のブッシュ７、８の間に保持されている第１のベーン５のベーン部５ａ、第２のベーン６のベーン部６ａも、ロータ部４ａと共にロータシャフト４を中心として回転する。
　第１のベーン５、第２のベーン６は、回転による遠心力を受ける。ベーンアライナ部５ｃ、６ｃ及びベーンアライナ部５ｄ、６ｄは、その遠心力により、ベーンアライナ軸受部２ｂ、３ｂにそれぞれ押付けられて溝部２ａ、３ａを摺動しながら、ベーンアライナ軸受部２ｂ、３ｂの中心周りに回転する。ここで、ベーンアライナ軸受部２ｂ、３ｂとシリンダ内周面１ｂとは同心であり、このため、第１のベーン５、第２のベーン６はシリンダ内周面１ｂの中心周りに回転することになる。そうすると、ロータ部４ａの回転中、第１のベーン５のベーン部５ａ及び第２のベーン６のベーン部６ａの径方向の延長線が、常に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周りに回転することになる。
　以上の動作において、ブッシュ７と第１のベーン５のベーン部５ａの側面及びブッシュ８と第２のベーン６のベーン部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。あ
　図６は、本発明の実施の形態１を示す図で、ベーン型圧縮機２００の圧縮動作を示す図で、図１のＩ－Ｉ線に沿った断面図である。図６を参照しながら、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。なお、図６には、吸入、吐出、流入が行われる方向及び位置を白抜き矢印で示している。また、図６において切欠き部１ｃの位置を分かりやすくするため、太線で示している。
　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、図６における回転角度（クランク角度）を、ロータシャフト４のロータ部４ａとシリンダ内周面１ｂとが最近接している最近接点３２と、ベーン部５ａとシリンダ内周面１ｂとが相対する一箇所とが一致するときを、「角度０°」と定義する。
　図６では、「角度０°」、「角度４５°」、「角度９０°」、「角度１３５°」での、ベーン部５ａ、ベーン部６ａ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。また、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。なお、「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、ベーン部５ａとベーン部６ａ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を示すためである。
　図６における「角度０°」では、最近接点３２とベーン部６ａとで仕切られた右側の空間は中間室１０である。中間室１０は、切欠き部１ｃを介して吸入ポート１ａと連通しており、ガスを吸入する。最近接点３２とベーン部６ａで仕切られた左側の空間は吐出ポート１ｄに連通した圧縮室１１となる。
　図６における「角度４５°」では、ベーン部５ａと最近接点３２とで仕切られた空間は吸入室９となる。ベーン部５ａとベーン部６ａとで仕切られた中間室１０は、切欠き部１ｃを介して吸入ポート１ａと連通している。「角度４５°」では、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、ベーン部６ａと最近接点３２と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。
　図６における「角度９０°」では、ベーン部５ａのベーン先端部５ｂがシリンダ内周面１ｂ上の点Ａ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。圧縮室１１の容積は「角度４５°」のときより更に小さくなり、冷媒の圧力は上昇する。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。
　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、冷媒の圧力は上昇する。また、圧縮室１１の容積も「角度９０°」のときより小さくなり、冷媒の圧力は上昇する。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。
　その後、ベーン部６ａが吐出ポート１ｄに近づくが、圧縮室１１の圧力が冷凍サイクルの高圧（吐出弁２７を開くのに必要な圧力も含む）を上回ると、吐出弁２７が開く。これにより、圧縮室１１の冷媒は、吐出ポート１ｄ及びフレーム２の吐出ポート２ｄ（図２参照）を通って、図１に示すように密閉容器１０３内に吐出される。密閉容器１０３内に吐出された冷媒は、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。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。
　ベーン部６ａが吐出ポート１ｄを通過すると、圧縮室１１に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、吸入室９は中間室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。そして、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、吐出ポート１ｄ、吐出ポート２ｄを通って吐出弁２７を押し上げて、密閉容器１０３内に吐出される。
　図７は、本発明の実施の形態１を示す図で、ベーン型圧縮機２００のベーンアライナ部５ｃ、６ｃの回転動作を示す図で、図４のＩ－Ｉ線に沿った断面図である。
　図７の「角度０°」の図に示す矢印は、ベーンアライナ部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、ベーンアライナ部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の回転により、第１のベーン５のベーン部５ａ及び第２のベーン６のベーン部６ａがシリンダ内周面１ｂの中心周りに回転する（図６参照）。これにより、ベーンアライナ部５ｃ、６ｃが、図７に示すようにリング状の溝部２ａ内を、ベーンアライナ軸受部２ｂに支持されてシリンダ内周面１ｂの中心周りに回転する。なお、この動作はリング状の溝部３ａ内をベーンアライナ軸受部３ｂに支持されて回転するベーンアライナ部５ｄ、６ｄについても同様である。
　以上の動作において、図１の破線に示すように、ロータシャフト４の回転により、油ポンプ３１により油溜め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２ｅ、溝部２ａに送り出され、また、給油路４ｊを通ってシリンダヘッド３の凹部３ｅ、溝部３ａに送り出される。
　溝部２ａ、３ａに送り出された冷凍機油２５の一部は、ベーンアライナ軸受部２ｂ、３ｂを潤滑すると共に、溝部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、溝部２ａ、３ａ及びベーン逃がし部４ｆ、４ｇ内の圧力も吐出圧力となっている。また、溝部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。
　図８は、本発明の実施の形態１を示す図で、図５における第１のベーン５のベーン部５ａ周りの要部断面図である。図中、シリンダ１内で実線で示す矢印は冷凍機油２５の流れを示している。
　ベーン逃がし部４ｆの圧力は上述したように吐出圧力であり、吸入室９、中間室１０の圧力より高い。このため、冷凍機油２５は、矢印で示すようにベーン部５ａの側面とブッシュ７との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との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とシリンダ内周面１ｂとの間の隙間をシールしながら、中間室１０よりも圧力の低い吸入室９に流入する。
　また、上記では、第１のベーン５のベーン部５ａで仕切られる空間が吸入室９と中間室１０である場合の冷凍機油２５の流れについて示したが、回転が進んで、ベーン部５ａ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。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５に対して示したが、第２のベーン６においても同様の動作を行う。
　以上において、図１の破線に示すように、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１ｅ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、圧縮室１１に送り出された冷凍機油２５も、最終的に冷媒と共に吐出ポート２ｄからフレーム２の上方の空間に吐き出され、その後、シリンダ１の外周部に設けた油戻し穴１ｅ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１ｅより、油溜め１０４に戻される。
　次に、ベーン部５ａ、６ａに作用する荷重がベーンアライナ部５ｃ、５ｄ、６ｃ、６ｄの挙動に与える影響を説明する。
　図９は、本発明の実施の形態１を示す図で、ベーン型圧縮機２００のベーン部５ａ、６ａに作用する荷重の説明図である。各ベーン部５ａ、６ａに作用する荷重は同じであるため、ここではベーン部６ａを代表して説明する。なお、図９においてベーン逃がし部４ｆの図示は省略している。また、図９においてＸはベーン長手方向、ＹはＸと直交する方向（回転方向側が正）である。また、図９のＦ１、Ｆ２は、ベーンアライナ軸受部２ｂの周方向の両端（図９のＡ点、Ｂ点）で発生するベーンアライナ軸受部２ｂからの反力である。
　ベーン部６ａには、Ｆｘ、Ｆｙの力が作用する。Ｆｘは、回転による遠心力である。Ｆｙは、２つの力Ｆｇ、Ｆｂの合力であり、一つは、圧力の高い中間室１０側から圧力の低い吸入室９側に作用する圧力差によって、ベーン部６ａに作用する差圧力Ｆｇ（以下、隣接室間差圧という）であり、Ｙの負方向の向き（図９の上向き）に作用する。もう一つは、ブッシュ７から受ける反力Ｆｂであり、ブッシュ回転中心位置においてＹの正方向の向き（図９の下向き）に作用する力である。また、図９においてＦｏは、ＦｘとＦｙとの合力である。
　ベーンアライナ軸受部２ｂには油膜が形成され、Ｆｏに釣り合うように油膜反力が発生する。隣接室間差圧が大きくなり、ＦｙがＦｘに対して相対的に大きくなると、ベーンアライナ軸受部２ｂの負荷容量を上回り、油膜が形成できずにベーンアライナ部６ｃとベーンアライナ軸受部２ｂとが金属接触しながら摺動することになる。
　図１０は、本発明の実施の形態１を示す図で、ベーン型圧縮機２００の代表的な運転条件による１回転中のベーンアライナ軸受反力Ｆ１、Ｆ２の挙動を示した図である。
　特に圧縮機の回転数が低速の場合や、吸入圧力と吐出圧力の圧力差が大きい場合などに、図１０においてクランク角が１８０～２４０°付近でＦ２は負（図９において、Ｆ２は負の状態が示されている。通常の反力の向きは逆側となる。）となる。
　Ｆ２は反力であり、ベーンアライナ軸受部２ｂがベーンアライナ部６ｃから力を受けて発生する力であるため、Ｆ２が負であるということはベーンアライナ軸受部２ｂがベーンアライナ部６ｃから力を受けないことを表す。すなわち、Ｆ２が負になるとベーン部６ａは、図９のＡ点を中心にＢ点がベーンアライナ軸受部２ｂから離れる方向にモーメントが働く。このモーメントによりベーンアライナ部６ｃはベーンアライナ軸受部２ｂに対して傾き、安定的に運転せず、上述したように、ベーンアライナ部６ｃがベーンアライナ軸受部２ｂに金属接触して摩耗することが懸念される。
　ベーンアライナ部６ｃの傾きを抑制するためには、Ａ点中心に働くモーメントとは反対のモーメントをベーンアライナ部６ｃに作用させることが必要である。本実施の形態１では、ベーンアライナ部６ｃが摺動する部分を溝部２ａとしており、この溝部２ａにより、ベーンアライナ部６ｃの傾きを抑制するためのモーメントをベーンアライナ部６ｃに作用させることができる。この点について次の図１１で説明する。
　図１１は、本発明の実施の形態１を示す図で、凸部２ｇを設けた場合のベーン部６ａに作用する荷重を示す図である。図１０に示したＦ２が負になるクランク角の範囲において溝部２ａの内周面２ａａとベーンアライナ背面６ｃａとの隙間に流れる冷凍機油２５の流体抵抗力Ｆがベーンアライナ背面６ｃａに作用する。つまり、この流体抵抗力Ｆがベーンアライナ部６ｃの傾きを抑制するためのモーメントを発生させる。
　次に、流体抵抗力Ｆの算出方法について述べる。
　図１２（ａ）は、図１１のベーン部６ａが傾くときのベーンアライナ背面６ｃａと溝部２ａの内周面２ａａとの間の冷凍機油２５の流れを示したベーンアライナ部６ｃ周りの断面図である。図１２（ｂ）は、図１１のベーンアライナ部６ｃ周りの平面図である。実線の矢印がベーンアライナ部６ｃの移動方向であり、破線の矢印が冷凍機油２５の流れを示している。溝部２ａの内周面２ａａとベーンアライナ背面６ｃａとの隙間から鉛直下方向へ流れる場合の流れの断面積をＳ１　（図１２（ｂ）の斜線部）、冷凍機油２５の流速をＵ１　とする。ベーンアライナ部６ｃの移動速度をＵ２　、ベーンアライナ背面６ｃａの面積をＳ２　とすると、流量保存の法則より、式（１）を得る。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　そのときの圧損は式（２）で得られる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
 　ここで、ＣＤ　は流体抵抗係数であり１とおく。ρは冷凍機油２５の密度である。流体抵抗力Ｆは式（３）で得られる。ベーンアライナ背面６ｃａの面積Ｓ２　は式（４）で表される。ここで、Ｌはベーンアライナ背面６ｃａの円周長さ、ｈはベーンアライナ部と溝部の内周面が重なる部分の高さである。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　式（１）、式（２）及び式（４）を式（３）に代入し、整理すると式（５）を得、流体抵抗力Ｆを算出することができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
　ここでは、ベーンアライナ部６ｃ、ベーンアライナ軸受部２ｂに作用する流体抵抗力Ｆについて説明したが、他のベーンアライナ部５ｃ、５ｄ、６ｄ、ベーンアライナ軸受部３ｂにおいても同様の流体抵抗力Ｆが作用する。
　また、本実施の形態１では、ベーン部５ａ、６ａの挙動が安定するクランク角においては、溝部２ａ、３ａの内周面２ａａ、３ａａ（図２参照）の一部が切り取られて内周面２ａａ、３ａａの高さを低くしており、この点に特徴がある。このように構成することで、ベーン部５ａ、６ａの挙動が安定するクランク角においては不要な流体抵抗力Ｆが発生せず、機械損失を抑制できる。
　以上説明したように、本実施の形態１では、シリンダヘッド３及びフレーム２のシリンダ側端面にシリンダ内周面１ｂと同心に形成されたリング状で断面凹型の溝部２ａ、３ａを有しているため、以下の効果が得られる。すなわち、特に圧縮機の回転数が低速の条件、吸入圧力と吐出圧力の圧力差が高い条件などにおいては、クランク角の範囲のうち、ベーン部５ａ、６ａに作用する荷重により転覆するモーメントが作用するクランク角の範囲で、転覆を抑制する流体抵抗力Ｆによるモーメントが、転覆するモーメントよりも大きくなる。よって、ベーンアライナ部５ｃ、５ｄ、６ｃ、６ｄの転覆を抑制し、安定的な運転を実施することができる。ここで、溝部２ａの内周面２ａａにおいて切り取られていない部分である凸部２ｇとベーンアライナ部６ｃとが対向する部分の高さｈは、ベーンアライナ部６ｃの高さの５０～９９％に設定することが望ましい。
　つまり、特に圧縮機の回転数が低速の条件、吸入圧力と吐出圧力の圧力差が高い条件などのベーン部６ａの不安定挙動時に、冷凍機油２５の流体抵抗力Ｆがベーンアライナ背面６ｃａに作用する。これにより、ベーン全体が外周方向へ押し出されてベーンアライナ部６ｃ、６ｄの挙動が安定化する。よって、ベーンアライナ部６ｃ、６ｄとベーンアライナ軸受部２ｂが安定的に摺動することで信頼性の高いベーン型圧縮機が得られる。また、ベーンアライナ部６ｃ、６ｄの挙動が安定化するため、ベーンアライナ部６ｃ、６ｄ及びベーンアライナ軸受部２ｂの摩耗、焼付きを抑制できる。なお、これらの点は、ベーン部５ａ側においても同様である。
　また、本実施の形態１の一番の特徴として、溝部２ａの内周面２ａａの一部が切り取られて内周面２ａａの高さが低くなっているため、不要な流体抵抗力Ｆが発生せず、機械損失を抑制でき、高効率のベーン型圧縮機を得ることができる。
　図１０に示した特定の条件においては、Ｆ２が負となるクランク角の範囲は１８０～２４０°である。しかし、圧縮機で考えられる運転条件において、Ｆ２が負となるクランク角の最大範囲は１８０～３６０°である。よって、溝部２ａの凸部２ｇが存在する範囲は１８０～３６０°の範囲のみとし、ベーン部５ａ、６ａの挙動が安定するクランク角の範囲（０～１８０°）においては内周面２ａａの高さを低くすることが望ましい。このとき、機械損失を低減するためには、内周面２ａａの高さをゼロにすることが望ましいが、内周面２ａａの高さがゼロとなると、ベーン部５ａ、６ａがロータ部４ａの軸に向かって移動することができてしまう。
　過渡的な条件などにおいて、ベーン部５ａ、６ａがロータ部４ａの軸に向かって移動してしまうと、再びベーン部回転方向外側に押し出されるまでの時間を要し、この間、圧縮仕事がされないことになる。このため、内周面２ａａの高さをゼロにすることは望ましくない。そこで、機械損失を低減し、且つ、ベーン部５ａ、６ａの軸中心方向への移動を抑制するため、以下の構成とすることが望ましい。すなわち、凹部２ｅの内周面２ａａにおいて一部が切り取られて高さが低くなっている部分とベーンアライナ背面６ｃａとが対向する部分の高さを、ベーンアライナ部６ｃの高さの１０～２０％程度とすることが望ましい。
　また、溝部２ａの内周面２ａａがロータ部４ａと接触すると不要な摺動が発生するため、凸部２ｇの高さはロータ部４ａに接触しない範囲で高くすることが望ましい。凸部２ｇの高さをこの範囲とすることで、不要な摺動を避けることができ、機械損失を抑制できる。ここでは、フレーム２の溝部２ａの内周面２ａａについて説明したが、シリンダヘッド３の溝部３ａの内周面３ａａ（図１参照）も同様である。
実施の形態２．
　実施の形態２は、実施の形態１のフレーム２及びシリンダヘッド３の構成を一部変更したもので、その他は実施の形態１と同様である。以下、実施の形態２が実施の形態１と異なる部分を中心に説明する。
　図１３は、本発明の実施の形態２を示す図で、ベーン型圧縮機のベーンアライナ軸受部２ｂ周りの断面図である。
　上記実施の形態１では、凸部２ｇを、円筒を軸方向に切断した形状としたが、実施の形態２では、その切断部分、つまり凸部２ｇの周方向の両端面が、凹部２ｅの底面２ｅａから凸部２ｇの突出側端面２ａｂに向けて滑らかに連続する傾斜面２ｈとしたものである。なお、傾斜面２ｈに変えて曲面としてもよい。
　本実施の形態２によれば、実施の形態１と同様の効果が得られると共に、凸部２ｇの周方向の両端面を、上記の傾斜面２ｈとしたことで、以下の効果が得られる。すなわち、ベーンアライナ背面６ｃａと溝部２ａの内周面２ａａとの引っ掛かりを抑制することができる。なお、溝部２ａの内周面２ａａが存在する範囲は、凸部２ｇの突出側端面２ａｂのうち傾斜面２ｈ以外の部分である平行部が、少なくとも、１８０～３６０°の範囲に設けられているものとする。
実施の形態３．
　上記実施の形態１では、凸部３ｇが円筒を軸方向に切断した形状を有していたが、実施の形態３では、凸部３ｇが略円柱状に構成されている。また、実施の形態３では凹部３ｅの形状が上記実施の形態１の形状と異なっており、その他は実施の形態１と同様である。以下、実施の形態３が実施の形態１と異なる部分を中心に説明する。
　図１４は、本発明の実施の形態３を示す図でベーンアライナ部６ｃ周りの平面図及び断面図である。
　流体抵抗力を発生させないために設ける凹部２ｅは、クランク角が０～１８０°の範囲において径方向に厚みｔの部分リング状となっている。言い換えれば、凸部２ｇが円柱の外周面の一部を部分リング状に軸方向に切断した形状を有し、その切断された部分が凹部２ｅに相当する。ここで、ｔによって決まる隙間の断面積（図１４の上図の濃い点々部分の面積）Ｓ３とＳ１の和が、ベーンアライナ背面６ｃａの面積Ｓ２よりも小さくなるように厚みｔを設定すれば、流体抵抗力が著しく小さくなる。すなわち、凹部２ｅの形状は、Ｓ３とＳ１の和が、Ｓ２と等しくなるときの厚みｔよりもｔが大きくなるような形状であればかまわない。
　但し、凸部２ｇは流体抵抗力によって変形しない程度の剛性が必要である。このため、凸部２ｇは少なくともベーンアライナ部６ｃの厚みと同じ厚み（半径方向に）を有することが望ましい。加えて、凹部２ｅと凸部２ｇとの境界面２０が主軸受部２ｃに重ならないように境界面２０を設定することが望ましい。
　なお、ベーンアライナ軸受部２ｂ、ベーンアライナ部５ｃ、６ｃ、溝部２ａの内周面２ａａには、油膜圧力を発生しやすくするための動圧溝を掘ってもよい。
　また、実施の形態３と実施の形態２とを組み合わせ、凸部２ｇの周方向の両端面を、凹部２ｅの底面２ｅａから凸部２ｇの突出側端面２ａｂに向けて滑らかに連続する傾斜面としてもよい。また、傾斜面に変えて曲面としてもよい。
　また、ここでは、凸部２ｇの構造について説明したが、凸部３ｇにおいても同様である。
　また、以上の実施の形態１～３において、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枚でもよいし、また、３枚以上でもよい。この場合も本発明の要部の構成は同じであり、同様の効果が得られる。
　また、以上の実施の形態１～３では、ベーン枚数が２枚であったため、圧縮空間を、吸入室９、中間室１０、圧縮室１１の３つに仕切るようにしたが、ベーン枚数が１枚の場合には、吸入室と圧縮室の２つに仕切られることになる。つまり、本発明においてベーン部の枚数は、シリンダ１とロータ部４ａ間の空間を少なくとも吸入室と吐出室とに仕切る少なくとも１枚、有する構成であればよい。
　また、実施の形態１～３においては、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３１の形態は何れでもよく、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。
　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　吐出ポート、１ｅ　油戻し穴、２　フレーム、２ａ　溝部、２ａａ　内周面、２ａｂ　突出側端面、２ｂ　ベーンアライナ軸受部、２ｃ　主軸受部、２ｄ　吐出ポート、２ｅ　凹部、２ｅａ　底面、２ｇ　凸部、２ｈ　傾斜面、３　シリンダヘッド、３ａ　溝部、３ａａ　内周面、３ｂ　ベーンアライナ軸受部、３ｃ　主軸受部、３ｅ　凹部、３ｇ　凸部、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、５ａ　ベーン部、５ｂ　ベーン先端部、５ｃ　ベーンアライナ部、５ｄ　ベーンアライナ部、６　第２のベーン、６ａ　ベーン部、６ｂ　ベーン先端部、６ｃ　ベーンアライナ部、６ｃａ　ベーンアライナ背面、６ｄ　ベーンアライナ部、７　ブッシュ、７ａ　ブッシュ中心、８　ブッシュ、９　吸入室、１０　中間室、１１　圧縮室、２０　境界面、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、２７　吐出弁、２８　吐出弁押え、３１　油ポンプ、３２　最近接点、１０１　圧縮要素、１０２　電動要素、１０３　密閉容器、１０４　油溜め、２００　ベーン型圧縮機。

Claims (5)

  1. 　円筒状の内周面を有し、前記円筒状の軸方向の両端が開口しているシリンダと、前記シリンダの軸方向の両端を閉塞するシリンダヘッド及びフレームと、前記シリンダ内で回転運動する円柱形のロータ部及び前記ロータ部に回転力を伝達するシャフト部を有するロータシャフトと、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との間の空間を少なくとも吸入室と圧縮室とに仕切る少なくとも１枚のベーン部と、前記ベーン部を支持する部分リング状のベーンアライナ部と、前記圧縮室に連通し、前記圧縮室で圧縮されたガスを吐出する吐出ポートとを備えたベーン型圧縮機において、
    　前記シリンダヘッド及び前記フレームのそれぞれの前記シリンダ側の端面は、前記シリンダの内周面と同心のリング状で断面凹型に形成され、前記ベーンアライナ部が摺動可能に嵌入される溝部を有し、
    　前記溝部は、前記溝部の内周面の一部が切り取られて前記溝部の内周面の高さが低くなっている部分を有しており、前記溝部の内周面において切り取られていない部分である凸部の高さが、前記ロータ部に接触しない範囲で高く設定されている
    ことを特徴とするベーン型圧縮機。
  2. 　前記溝部の内周面の一部が切り取られて前記溝部の内周面の高さが低くなっている部分と前記ベーンアライナ部とが対向する部分の高さが、前記ベーンアライナ部の高さの１０～２０％で設定されている
    ことを特徴とする請求項１記載のベーン型圧縮機。
  3. 　前記溝部の内周面において切り取られていない部分である前記凸部と前記ベーンアライナ部とが対向する部分の高さが、前記ベーンアライナ部の高さの５０～９９％に設定されている
    ことを特徴とする請求項１又は請求項２記載のベーン型圧縮機。
  4. 　前記ロータシャフトの前記ロータ部と前記シリンダの内周面との最近接点と、前記ベーン部と前記シリンダの内周面とが相対する一箇所とが一致する点に、前記ロータ部が到達後の１８０°～３６０°のクランク角の範囲に、前記凸部が設けられている
    ことを特徴とする請求項１～請求項３の何れか一項に記載のベーン型圧縮機。
  5. 　前記凸部は、円筒を軸方向に切断した形状、又は、円柱の外周面の一部を部分リング状に軸方向に切断した形状を有し、その切断された周方向の両端面が、前記溝部の内周面において切り取られた部分の底面から滑らかに連続している
    ことを特徴とする請求項１～請求項４の何れか一項に記載のベーン型圧縮機。
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