WO2016129334A1 - 気体圧縮機 - Google Patents

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WO2016129334A1
WO2016129334A1 PCT/JP2016/051401 JP2016051401W WO2016129334A1 WO 2016129334 A1 WO2016129334 A1 WO 2016129334A1 JP 2016051401 W JP2016051401 W JP 2016051401W WO 2016129334 A1 WO2016129334 A1 WO 2016129334A1
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side region
vane
peripheral surface
rotor
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PCT/JP2016/051401
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English (en)
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俊勝 宮地
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カルソニックカンセイ株式会社
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    • F04C28/16—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber using lift valves
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    • F04C29/128—Arrangements for admission or discharge of the working fluid, e.g. constructional features of the inlet or outlet with inlet and outlet valves specially adapted for rotary or oscillating piston pumps of the non-return type of the elastic type, e.g. reed valves
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    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F25B1/005—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle of the single unit type

Definitions

  • the present invention relates to a so-called vane rotary type gas compressor.
  • Vane rotary type gas compressors used for vehicle air conditioners and the like are known.
  • the vane rotary type gas compressor includes a cylinder block having a cylinder chamber, a rotor rotatably disposed in the cylinder chamber, and a plurality of vanes accommodated in a plurality of vane grooves.
  • the vane grooves are respectively formed in a direction inclined with respect to the radial direction of the rotor from a plurality of circumferential surface portions spaced in the rotation direction of the rotor.
  • Each vane is urged in a direction protruding from the vane groove by a high-pressure refrigerant introduced into the space behind the vane in the vane groove, a coil spring accommodated in the space behind the vane, or the like.
  • the tip surface of the vane slides on the peripheral surface.
  • This gap is formed by making the cylinder chamber a shape other than a perfect circle such as an ellipse, or by decentering the rotation center of the rotor from the center of the cylinder chamber.
  • the gap is partitioned by two adjacent vanes to form a closed compression chamber.
  • the contact angle of the vane with respect to the circumferential surface of the cylinder chamber changes as the rotor rotates. Therefore, the tip surface of the vane is rounded with a curvature larger than the maximum curvature of the cylinder chamber circumferential surface so that the vane tip surface slides smoothly on the cylinder chamber circumferential surface (see Patent Document 3).
  • An object of the present invention is to reduce a surface pressure of a tip end surface of a vane sliding on a cylinder chamber circumferential surface, particularly in a suction stroke, and to keep a sliding resistance of the vane tip surface against the cylinder chamber circumferential surface low.
  • the object is to provide a gas compressor of the type.
  • a cylindrical cylinder block having a cylinder chamber for compressing the refrigerant;
  • a rotor rotatably provided in the cylinder chamber, the outer peripheral surface facing the inner peripheral surface of the cylinder chamber, and a plurality of vane grooves opened in the outer peripheral surface at intervals in the rotation direction of the rotor;
  • a rotor having A plurality of vanes respectively accommodated in the plurality of vane grooves, urged in a direction protruding from the outer peripheral surface, and the tip surface slides on the inner peripheral surface as the rotor rotates,
  • a plurality of vanes that partition between the outer peripheral surface and the inner peripheral surface into a plurality of compression chambers into which refrigerant is sucked and compressed;
  • a tip end surface of the vane is partitioned by a suction side region that is in sliding contact with the inner peripheral surface when the compression chamber partitioned by the vane having the tip surface is in a suction stroke, and a vane having the tip surface.
  • a compression side region that slidably contacts the inner peripheral surface when the compression chamber is in a compression stroke;
  • the suction side region and the compression side region have a smaller radius of curvature than the inner peripheral surface,
  • the suction side region is a gas compressor having a larger radius of curvature than the compression side region.
  • the suction side region that is in sliding contact with the cylinder chamber peripheral surface when the compression chamber is in the suction stroke is more than the compression side region that is in sliding contact with the cylinder chamber peripheral surface when the compression chamber is in the compression stroke.
  • the suction side region having a larger radius of curvature than the compression side region having a smaller radius of curvature has a surface pressure (obtained by Hertz contact stress) when the vane tip surface slides on the cylinder chamber circumferential surface. Becomes relatively small. Therefore, the actual friction coefficient when the suction side region of the vane tip surface slides on the cylinder chamber peripheral surface is lower than the actual friction coefficient when the compression side region slides.
  • the compression chamber when the compression chamber is in the suction stroke where the reaction force in the direction of immersion in the vane groove applied to the vane tip surface from the refrigerant in the compression chamber is smaller than when the compression chamber is in the compression stroke, the compression chamber is in the compression stroke. Even if the vane is urged in the direction of protruding from the vane groove with the same size as that at a certain time, the sliding resistance of the vane tip surface with respect to the circumferential surface of the cylinder chamber can be kept low.
  • the compression side region may have a single radius of curvature.
  • the upstream portion of the tip surface in the rotational direction of the rotor may constitute the suction side region, and the downstream portion may constitute the compression side region.
  • the center of curvature of the suction side region and the center of curvature of the compression side region may be arranged on the normal line of the distal end surface at the connection point between the suction side region and the compression side region.
  • connection point between the suction side region and the compression side region may be disposed downstream of an intermediate position of the tip surface in the rotation direction.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing the overall configuration of a vane rotary type gas compressor according to an embodiment of the present invention.
  • 2 is a cross-sectional view of the gas compressor of FIG. 1 along the line AA.
  • FIG. 3 is an enlarged view of a vane tip portion viewed from the axial direction of the rotor when the tip surface of the vane is formed as an arc surface having a single radius of curvature.
  • FIG. 4 is a graph showing changes in the surface pressure of the vane tip surface when the tip surface of the vane in FIG. 3 is in sliding contact with the inner peripheral surface of the cylinder chamber.
  • 5 is an enlarged view of the vane tip when the tip surface of the vane is formed by connecting two arc surfaces having different radii of curvature from the axial direction of the rotor.
  • 6 is a graph showing a change in the surface pressure of the vane tip surface when the tip surface of the vane in FIG. 5 is in sliding contact with the inner peripheral surface of the cylinder chamber.
  • a gas compressor 1 transmits a driving force to a substantially cylindrical housing 2, a compression portion 3 accommodated in the housing 2, and the compression portion 3. And a motor unit 4.
  • the housing 2 includes a front head 7 in which a suction port (not shown) is formed and a bottomed cylindrical rear case 9. The opening of the rear case 9 is closed by the front head 7.
  • the compression part 3 is fixed to the inner wall 13 of the rear case 9.
  • the compressing unit 3 has a suction chamber 11 formed on one side and a discharge chamber 15 formed on the other side so as to partition the inside of the housing 2.
  • a discharge port (not shown) that connects the discharge chamber 15 and the refrigeration cycle is formed on the outer periphery of the rear case 9.
  • An oil sump 17 is formed below the discharge chamber 15.
  • the oil reservoir 17 stores oil O for maintaining the lubricity of the compression unit 3.
  • the compression unit 3 includes a compression block 19 that forms a cylinder chamber 33, an oil separator 21 that is fixed to the compression block 19, a rotor 23 that is rotatably accommodated in the cylinder chamber 33, A vane 25 (see FIG. 2) that partitions the cylinder chamber 33 and a drive shaft 27 that is fixed integrally with the rotor 23 and transmits a driving force are provided.
  • the compression block 19 includes a cylinder block 29, a pair of side blocks 31 a and 31 b, and a cylinder chamber 33 formed on the inner periphery of the cylinder block 29.
  • the cylinder block 29 has a cylinder chamber 33 therein.
  • the cylinder chamber 33 has an elliptical shape in a cross section perpendicular to the axial direction. As shown in FIG. 1, the opening of the cylinder chamber 33 is closed by sandwiching both ends of the cylinder block 29 by a pair of side blocks 31a and 31b.
  • the rotor 23 is arranged so that two point-symmetrical places are in contact with the inner peripheral surface 33 a of the cylinder chamber 33 through the rotation center.
  • the rotor 23 is positioned on the back side (the drive shaft 27 side) of the vane 25 of each vane groove 75 and the plurality of vane grooves 75 that are opened in the outer peripheral surface 23a of the rotor 23 and are accommodated therein.
  • a back pressure space 77 is arranged so that two point-symmetrical places are in contact with the inner peripheral surface 33 a of the cylinder chamber 33 through the rotation center.
  • the rotor 23 is positioned on the back side (the drive shaft 27 side) of the vane 25 of each vane groove 75 and the plurality of vane grooves 75 that are opened in the outer peripheral surface 23a of the rotor 23 and are accommodated therein.
  • a back pressure space 77 is arranged so that two point-symmetrical places are in contact with the inner peripheral surface 33 a of the cylinder chamber 33 through the rotation center.
  • the cylinder chamber 33 is partitioned into a plurality of rotation directions X of the rotor 23 when the front end surfaces 25a of the vanes 25 protruding and retracting from the respective vane grooves 75 are in sliding contact with the inner peripheral surface 33a of the cylinder chamber while the rotor 23 is rotating.
  • a plurality of compression chambers 33b are formed between the inner peripheral surface 33a of the cylinder chamber 33 and the outer peripheral surface 23a of the rotor 23 opposed thereto.
  • each compression chamber 33b increases or decreases according to the elliptical shape of the inner peripheral surface 33a of the cylinder chamber 33. More specifically, the compression chamber 33b increases or decreases according to the size of the gap between the inner peripheral surface 33a of the cylinder chamber 33 and the outer peripheral surface 23a of the rotor 23. While the volume of the compression chamber 33b increases with the rotation of the rotor 23, the refrigerant is sucked into the compression chamber 33b, and while the volume of the compression chamber 33b decreases, the refrigerant in the compression chamber 33b is compressed. Discharging is performed.
  • the compression chamber 33b in the entire stroke of the compression chamber 33b, in a range where the volume of the compression chamber 33b increases as the rotor 23 rotates, the compression chamber 33b is in the suction stroke, and the volume of the compression chamber 33b decreases as the rotor 23 rotates. In such a range, the compression chamber 33b is in the compression stroke.
  • the cylinder block 29 includes a suction hole (not shown) that sucks refrigerant into the cylinder chamber 33, a discharge hole 35 that discharges the refrigerant compressed in the cylinder chamber 33, an on-off valve 37 that opens and closes the discharge hole 35, and a side block. And a cylinder-side oil supply passage 41 communicating with the oil supply passages 31a and 31b.
  • the pair of side blocks 31a and 31b includes a front side block 31a and a rear side block 31b.
  • the oil separator 21 is fixed to the rear side block 31b.
  • the front side block 31a rotates the drive shaft 27 and a front end face 43 that contacts the cylinder block 29, a suction hole (not shown) that communicates with a suction hole (not shown) of the cylinder block 29 and sucks refrigerant from the suction chamber 11.
  • a front-side bearing 47 that is freely supported and a front-side oil supply passage 49 that communicates with the cylinder-side oil supply passage 41 are provided.
  • Two high-pressure supply grooves 53 that supply high-pressure oil O, which is the pressure of the discharged refrigerant (discharge pressure), to the back pressure space 77 of the vane groove 75 are spaced in the rotation direction X of the rotor 23 on the front end face 43. Is provided.
  • the front side bearing 47 is formed with an annular front side annular groove 55.
  • the front side annular groove 55 communicates with one end side of the front side oil supply passage 49.
  • the other end side of the front side oil supply passage 49 communicates with the cylinder side oil supply passage 41.
  • the front-side annular groove 55 communicates with each high-pressure supply groove 53 through a passage (not shown) provided in the front side block 31a.
  • the rear side block 31b includes a rear side end face 57 that contacts the cylinder block 29, two rear side oil supply passages 59 and 59a, and a rear side bearing 63 that rotatably supports the drive shaft 27.
  • the side oil supply passages 59, 59 a communicate with an oil supply hole for sucking the oil O stored below the discharge chamber 15 and the cylinder side oil supply passage 41.
  • the rear end face 57 is provided with a discharge hole 61 for discharging the refrigerant compressed in the cylinder chamber 33.
  • two high-pressure supply grooves 69 that supply high-pressure oil O, which is the pressure (discharge pressure) of the discharged refrigerant, to the back pressure space 77 of the vane groove 75 are formed on the rear-side end surface 57. Are provided at intervals.
  • Each high-pressure supply groove 69 communicates with a gap 67 between the end of the drive shaft 27 and the rear-side bearing 63 via a communication path 65.
  • the rear side bearing 63 is formed with an annular rear side annular groove 73.
  • the rear-side annular groove 73 communicates with one end side of the rear-side oil supply passages 59 and 59a.
  • the other end side of the rear side oil supply path 59 communicates with the cylinder side oil supply path 41 via the other rear side oil supply path 59a.
  • the rear-side annular groove 73 communicates with the gap 67 through a passage (not shown) provided in the rear-side block 31b.
  • the back pressure space 77 formed in the rotor 23 includes a front side block 31 a and a rear side between the compression chamber 33 b between the two vanes 25 from the intake stroke until the compression stroke 33 exits the compression stroke.
  • the high pressure supply grooves 53 and 69 of the block 31b communicate with each other.
  • the oil separator 21 is fixed to the rear side block 31b.
  • the refrigerant compressed in the cylinder chamber 33 flows into the oil separator 21 and is separated into the refrigerant and the oil O by centrifugal force while descending in a swiveling direction toward the bottom of the discharge chamber 15.
  • the drive shaft 27 is rotatably supported by bearings 47 and 63 of the side blocks 31a and 31b.
  • the rotor 23 is fixed to one side of the drive shaft 27, and the motor unit 4 is fixed to the other side of the drive shaft 27.
  • the refrigerant flows into the suction chamber 11, and the refrigerant is sucked from the suction chamber 11 into the cylinder chamber 33 through the suction hole (not shown) of the front side block 31a (suction stroke).
  • the refrigerant sucked into the cylinder chamber 33 is compressed by reducing the volume of the compression chamber 33b as the rotor 23 rotates in the compression chamber 33b formed in the cylinder chamber 33 by the plurality of vanes 25 (compression stroke). .
  • the refrigerant compressed in the compression chamber 33b pushes the opening / closing valve 37 and is discharged from the discharge hole 35 (discharge stroke), and is discharged from the discharge hole 61 to the discharge chamber 15 through the oil separator 21.
  • the refrigerant discharged from the discharge hole 61 is separated into refrigerant and oil O by the oil separator 21, and the refrigerant is discharged from a discharge port (not shown) to a refrigeration cycle (not shown). It is stored in.
  • the oil O stored under the discharge chamber 15 is supplied to the rear side bearing 63 through the rear side oil supply path 59 of the rear side block 31b.
  • the high-pressure oil O supplied to the rear side bearing 63 is supplied to each high-pressure supply groove 69 through the gap 67 and the communication path 65 between the end of the drive shaft 27 and the rear side bearing 63.
  • the high-pressure oil O is supplied from the rear side oil supply path 59 a to the front side bearing 47 through the cylinder side oil supply path 41 and the front side oil supply path 49.
  • the high-pressure oil O supplied to the front bearing 47 is supplied to each high-pressure supply groove 53 through a passage (not shown).
  • the high-pressure oil O supplied to the high-pressure supply grooves 53 and 69 of the front side block 31a and the rear side block 31b supplies high pressure to the back pressure space 77 from the intake stroke to the discharge stroke, and the vane groove 75 supplies the vane. High pressure is supplied to the back surface of the vane 25 so that 25 protrudes.
  • the angle of the inner peripheral surface 33a with respect to the protruding and retracting direction of the vane 25 at the portion where the tip surface 25a of the vane 25 is in contact is determined. It changes with the rotation. Accordingly, the sliding contact portion of the tip end surface 25 a of the vane 25 with the inner peripheral surface 33 a of the cylinder chamber 33 also changes as the rotor 23 rotates.
  • FIG. 3 is an enlarged view of the tip end portion of the vane 25 when the tip end surface 25a of the vane 25 is formed by a circular arc surface having a single radius of curvature r.
  • the front end surface 25a of the vane 25 functions as a pressure receiving surface that receives the pressure of the refrigerant in the compression chamber 33b.
  • the pressure that the vane 25 receives from the refrigerant in the compression chamber 33b through the front end surface 25a is a force in a direction that causes the vane 25 to be immersed in the vane groove 75.
  • This force becomes a reaction force of the force that the vane 25 receives from the high-pressure oil O introduced into the back pressure space 77 of the vane groove 75 and that causes the vane 25 to protrude from the vane groove 75.
  • This reaction force is small in the suction stroke in which the refrigerant is sucked into the compression chamber 33b because the pressure received by the vane 25 from the refrigerant in the compression chamber 33b is low.
  • the reaction force increases because the pressure that the vane 25 receives from the refrigerant in the compression chamber 33b is high.
  • the force in the projecting direction substantially applied to the vane 25, which is obtained by subtracting the reaction force, is the upward force with hatching in FIG. 3 in the suction stroke indicated by the white upward arrow in FIG. It becomes larger than the force of the compression stroke and the discharge stroke indicated by the arrows.
  • the region on the right side of the boundary line B in the drawing and on the downstream side in the rotational direction X of the rotor 23 is the inner circumference of the cylinder chamber 33. It is in sliding contact with the surface 33a. This is because the portion of the inner peripheral surface 33a of the cylinder chamber 33 that is in sliding contact with the tip end surface 25a of the vane 25 when the compression chamber 33b is in the compression stroke or the discharge stroke has a large inclination angle with respect to the protruding and retracting direction of the vane 25. It is.
  • the distal end surface 25a of the vane 25 is configured by connecting the compression side region 25c (right side in the figure) with a boundary line B.
  • the curvature radius r1 of the suction side region 25b is larger than the curvature radius r2 of the compression side region 25c.
  • the curvature radii r1 and r2 are smaller than the minimum curvature radius of the inner peripheral surface 33a.
  • the suction side region 25b is preferably formed with a single curvature radius r1.
  • the compression side region 25c is preferably formed with a single radius of curvature r2.
  • the suction side region 25b is a region that is in sliding contact with the inner peripheral surface 33a of the cylinder chamber 33 when the compression chamber 33b is in the suction stroke, and the compression side region 25c is when the compression chamber 33b is in the compression stroke or the discharge stroke. This is a region in sliding contact with the inner peripheral surface 33 a of the cylinder chamber 33.
  • Both the center of curvature A1 of the suction side region 25b and the center of curvature A2 of the compression side region 25c are arranged on the normal line N of the suction side region 25b and the compression side region 25c passing through the boundary line B.
  • the boundary line B and the centers of curvature A1 and A2 are arranged on the same straight line.
  • the suction side region 25b and the compression side region 25c can be continuously and smoothly connected at the boundary line B, and a step in the direction orthogonal to the rotation direction X (the radial direction of the rotor 23) is formed on the distal end surface 25a. It can be prevented from occurring.
  • the radius of curvature r1 of the suction side region 25b is made larger than the radius of curvature r2 of the compression side region 25c, the Hertz contact when the tip end surface 25a of the vane 25 slides on the inner peripheral surface 33a of the cylinder chamber 33 is performed.
  • the surface pressure of the tip surface 25a of the vane 25 determined by the stress is relatively smaller in the suction side region 25b than in the compression side region 25c. Therefore, the actual friction coefficient when the suction side region 25b of the tip surface 25a of the vane 25 slides on the inner peripheral surface 33a of the cylinder chamber 33 is lower than the actual friction coefficient when the compression side region 25c slides. Become.
  • the compression chamber 33b is in a suction stroke in which the reaction force in the immersion direction of the refrigerant in the compression chamber 33b from the refrigerant in the compression chamber 33b to the vane groove 75 on the tip surface 25a of the vane 25 is smaller than when the compression chamber 33b is in the compression stroke or the discharge stroke. Even if the vane 25 is urged in a direction protruding from the vane groove 75 with the same size as when the compression chamber 33b is in the compression stroke, the tip end surface of the vane 25 with respect to the inner peripheral surface 33a of the cylinder chamber 33 is present. The sliding resistance of 25a can be kept low.
  • the suction side region 25b of the tip surface 25a of the vane 25 is formed with a large radius of curvature r1, so that the suction side in the rotational direction X of the rotor 23 is smaller than when the suction side region 25b is formed with a smaller radius of curvature. It is necessary to increase the size of the side region 25b.
  • the compression side region 25c is formed with a small curvature radius r2, and the compression side region 25c in the rotational direction X of the rotor 23 is compared with the case where the compression side region 25c is formed with a larger curvature radius. The dimensions are reduced.
  • the boundary line B between the suction side region 25b and the compression side region 25c is arranged downstream of the intermediate position in the rotational direction X of the rotor 23, and the suction side region 25b is formed with a large curvature radius r1. Also, the overall dimensions of the vane 25 in the rotation direction X can be prevented from changing.
  • the vane when the compression chamber 33b is in the compression stroke or the discharge stroke compared to the case where the compression side region 25c is formed with a larger curvature radius.
  • the surface pressure of the 25 front end surfaces 25a increases.
  • the reaction force received by the vane 25 from the refrigerant in the compression chamber 33b becomes a high pressure due to the compression of the refrigerant, and the protruding direction in which the reaction force is substantially applied to the vane 25 by subtracting this reaction force. Since the force is small, the surface pressure of the tip surface 25a of the vane 25 is originally small. Therefore, the increase in the surface pressure by forming the compression side region 25c with the small curvature radius r2 is not large, and the average surface pressure does not increase greatly.
  • the present invention is widely applicable to vane rotary type gas compressors other than the electric type, such as a vane rotary type gas compressor that is mounted on a vehicle and whose rotor is rotated by engine power.
  • the application target of the present invention is not limited to the vane rotary type gas compressor in which the cross-sectional shape perpendicular to the axial direction of the cylinder chamber is elliptical as described in the embodiment.
  • the present invention can be applied to a vane rotary type gas compressor in which the cylinder chamber has a shape other than a perfect circle, or a vane rotary type gas compressor in which the rotation center of the rotor is eccentric from the center of the cylinder chamber. is there.
  • the present invention can be used in a so-called vane rotary type gas compressor.

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Abstract

　圧縮室（３３ｂ）が吸入行程にあるときにシリンダ室内周面（３３ａ）に摺接する吸入側領域（２５ｂ）が、圧縮室（３３ａ）が圧縮行程にあるときにシリンダ室内周面（３３ａ）に摺接する圧縮側領域（２５ｃ）よりも大きい曲率半径を有する気体圧縮機（１）。

Description

気体圧縮機
　本発明は、所謂、ベーンロータリー型の気体圧縮機に関する。
　車両用エアコン装置等に用いられるベーンロータリー型の気体圧縮機が知られている。ベーンロータリー型の気体圧縮機は、シリンダ室を有するシリンダブロックと、シリンダ室内に回転可能に配置されたロータと、複数のベーン溝に収容した複数のベーンとを有している。ベーン溝は、ロータの回転方向に間隔をおいた複数の周面箇所からロータの径方向に対して傾斜した方向にそれぞれ形成されている。
　各ベーンは、ベーン溝におけるベーンの背後の空間に導入した高圧冷媒やベーン背後の空間に収容したコイルスプリング等によって、ベーン溝から突出する方向に付勢され、ロータの回転中にシリンダ室の内周面をベーンの先端面が摺動する。
　ロータ外周面とシリンダ室内周面との間には隙間が存在する。この隙間は、シリンダ室を楕円等の正円以外の形状にしたり、ロータの回転中心をシリンダ室の中心から偏心させたりして形成される。この隙間が隣り合う２つのベーンにより仕切られることで、その内側に閉塞された圧縮室が形成される。
　ロータの回転に伴うロータ外周面及びシリンダ室内周面間の距離減少によりベーンがベーン溝に没入して圧縮室の容積が減ることで圧縮室内の冷媒が圧縮され、圧縮された冷媒はシリンダ室から圧縮機の外部に吐出される（特許文献１，２参照）。
　ところで、ベーンロータリー型の気体圧縮機では、シリンダ室内周面に対するベーンの接触角度がロータの回転に伴って変化する。そこで、シリンダ室内周面の最大曲率よりも大きい曲率でベーンの先端面を丸めてベーンの先端面がシリンダ室内周面を滑らかに摺動するようにしている（特許文献３参照）。
特開２０１３－１９４５４９号公報 特開２００９－２０９７０２号公報 特開２００２－３９０８４号公報
　上述したようにロータの回転中にベーンを高圧冷媒の冷媒圧やコイルスプリングの弾発力等によりベーン溝から突出する方向に付勢する際には、圧縮室の冷媒が圧縮されて高圧になっても、圧縮室の冷媒からベーンの先端面にかかるベーン溝に没入する方向への反力に打ち勝つように、ベーンを背面側から付勢する必要がある。
　このため、圧縮室が吸入行程にあり、圧縮室の冷媒からベーンの先端面にかかる反力が小さい状態では、ベーンを背面側から付勢する力が過剰となってしまう。これにより、圧縮室が吸入行程にあるときには、ベーン先端面の面圧が上昇してシリンダ室内周面に対するベーンの摺動抵抗が増加し、ロータを回転させるのに高いトルクが必要になってしまう。
　本発明の目的は、シリンダ室内周面上を摺動するベーンの先端面の特に吸入行程における面圧を下げて、ベーン先端面のシリンダ室内周面に対する摺動抵抗を低く抑えることができるベーンロータリー型の気体圧縮機を提供することにある。
　本発明の一態様は、
　冷媒を圧縮するためのシリンダ室を有する筒状のシリンダブロックと、
　前記シリンダ室内に回転可能に設けられたロータであって、前記シリンダ室の内周面に対向する外周面と、前記ロータの回転方向に間隔をおいて前記外周面に開口する複数のベーン溝とを有するロータと、
　前記複数のベーン溝に各々収容された複数のベーンであって、前記外周面から突出する方向に付勢され、前記ロータの回転に伴い前記内周面上を先端面が摺動して、前記外周面と前記内周面との間を、冷媒が吸入圧縮される複数の圧縮室に仕切る複数のベーンと、
を備え、
　前記ベーンの先端面は、該先端面を有する前記ベーンによって仕切られた前記圧縮室が吸入行程にあるときに前記内周面に摺接する吸入側領域と、前記先端面を有するベーンによって仕切られた前記圧縮室が圧縮行程にあるときに前記内周面に摺接する圧縮側領域とを有しており、
　前記吸入側領域及び前記圧縮側領域は、前記内周面よりも小さい曲率半径を有しており、
　前記吸入側領域は、前記圧縮側領域よりも大きい曲率半径を有している気体圧縮機である。
　この気体圧縮機によれば、圧縮室が吸入行程にあるときにシリンダ室内周面に摺接する吸入側領域が、圧縮室が圧縮行程にあるときにシリンダ室内周面に摺接する圧縮側領域よりも大きい曲率半径を有している。このため、シリンダ室内周面上をベーン先端面が摺動する際のベーン先端面の面圧（ヘルツの接触応力により求まる）が、曲率半径の小さい圧縮側領域よりも曲率半径の大きい吸入側領域で相対的に小さくなる。したがって、ベーン先端面の吸入側領域がシリンダ室内周面上を摺動する際の実摩擦係数が、圧縮側領域が摺動する際の実摩擦係数よりも低くなる。
　よって、圧縮室が圧縮行程にあるときよりも圧縮室の冷媒からベーン先端面にかかるベーン溝への没入方向への反力が小さい吸入行程に圧縮室があるときに、圧縮室が圧縮行程にあるときと同等の大きさでベーンがベーン溝から突出する方向に付勢されても、シリンダ室内周面に対するベーン先端面の摺動抵抗を低く抑えることができる。
　前記圧縮側領域は、単一の曲率半径を有してもよい。
　前記先端面のうち前記ロータの回転方向における上流側の部分が前記吸入側領域を構成し、下流側の部分が前記圧縮側領域を構成してもよい。
　前記吸入側領域の曲率中心と前記圧縮側領域の曲率中心とは、前記吸入側領域と前記圧縮側領域との接続点における前記先端面の法線上に配置されてもよい。
　前記吸入側領域と前記圧縮側領域との接続点は、前記回転方向における前記先端面の中間位置よりも下流側に配置されてもよい。
図１は、本発明の一実施形態に係るベーンロータリー式の気体圧縮機の全体構成を示す断面図である。 図２は、図１の気体圧縮機のＡ－Ａ線断面図である。 図３は、ベーンの先端面を単一の曲率半径の円弧面に形成した場合のベーン先端部を、ロータの軸方向からみた拡大図である。 図４は、図３のベーンの先端面がシリンダ室の内周面に摺接する際のベーンの先端面の面圧の変化を示すグラフである。 図５は、ベーンの先端面を、異なる曲率半径を有する２つの円弧面を接続して形成した場合のベーン先端部を、ロータの軸方向からみた拡大図である。 図６は、図５のベーンの先端面がシリンダ室の内周面に摺接する際のベーンの先端面の面圧の変化を示すグラフである。
　以下、図面を参照しながら、本発明の実施形態に係る気体圧縮機を説明する。なお、同一または類似の要素には、同一または類似の符号を付して詳細な説明を省略する。
　本発明の一実施形態に係る気体圧縮機１は、図１に示すように、略円筒状のハウジング２と、ハウジング２内に収容される圧縮部３と、圧縮部３に駆動力を伝達するモータ部４とを備えている。
　ハウジング２は、図示しない吸入ポートが形成されたフロントヘッド７と、有底筒状のリアケース９とからなっている。リアケース９の開口は、フロントヘッド７に閉塞されている。
　リアケース９の内壁１３には、圧縮部３が固定されている。圧縮部３は、ハウジング２内を区画するようにして、一方側に吸入室１１が形成され、他方側に吐出室１５が形成されている。また、リアケース９の外周には、吐出室１５と冷凍サイクルとを連通する図示しない吐出ポートが形成されている。また、吐出室１５の下方には、油溜まり１７が形成されている。油溜まり１７は、圧縮部３の潤滑性を保つための油Ｏを貯留する。
　圧縮部３は、シリンダ室３３を形成する圧縮ブロック１９と、圧縮ブロック１９に固定された油分離器２１と、シリンダ室３３内に回転自在に収容されたロータ２３と、ロータ２３から出没してシリンダ室３３を仕切るベーン２５（図２参照）と、ロータ２３と一体に固定されて駆動力を伝達する駆動軸２７とを備えている。
　圧縮ブロック１９は、シリンダブロック２９と、一対のサイドブロック３１ａ，３１ｂと、シリンダブロック２９の内周に形成されたシリンダ室３３とからなっている。
　図２に示すように、シリンダブロック２９は、その内部にシリンダ室３３を有している。シリンダ室３３は、軸方向に垂直な断面において楕円形状を呈する。シリンダ室３３の開口は、図１に示すように、シリンダブロック２９の両端を一対のサイドブロック３１ａ，３１ｂによって狭持することにより閉塞される。
　図２に示すように、ロータ２３は、回転中心を介して点対称の２箇所がシリンダ室３３の内周面３３ａに接するようにして配置されている。ロータ２３は、ロータ２３の外周面２３ａに開口した、ベーン２５が出没可能に収容される複数のベーン溝７５と、各ベーン溝７５のベーン２５よりも背面側（駆動軸２７側）に位置する背圧空間７７とを備えている。
　シリンダ室３３は、各ベーン溝７５から出没するベーン２５の先端面２５ａがロータ２３の回転中にシリンダ室の内周面３３ａに摺接することによって、ロータ２３の回転方向Ｘに複数に仕切られる。これにより、シリンダ室３３の内周面３３ａとこれと対向するロータ２３の外周面２３ａとの間に複数の圧縮室３３ｂが形成される。
　各圧縮室３３ｂの容積は、ロータ２３の回転に伴い、シリンダ室３３の内周面３３ａの楕円形状に応じて増減する。より具体的には、圧縮室３３ｂを画成するシリンダ室３３の内周面３３ａとロータ２３の外周面２３ａとの間の隙間の大きさに応じて増減する。ロータ２３の回転に伴い、圧縮室３３ｂの容積が増加する間は、圧縮室３３ｂへの冷媒の吸入が行われ、圧縮室３３ｂの容積が減少する間は、圧縮室３３ｂ内の冷媒の圧縮、吐出が行われる。すなわち圧縮室３３ｂの全行程のうち、ロータ２３の回転に伴い圧縮室３３ｂの容積が増加する範囲では、当該圧縮室３３ｂは吸入行程にあり、ロータ２３の回転に伴い圧縮室３３ｂの容積が減少する範囲では、当該圧縮室３３ｂは圧縮行程にある。
　シリンダブロック２９は、シリンダ室３３内に冷媒を吸入する不図示の吸入孔と、シリンダ室３３内で圧縮した冷媒を吐出する吐出孔３５と、吐出孔３５を開閉する開閉弁３７と、サイドブロック３１ａ，３１ｂの油供給路に連通するシリンダ側油供給路４１とを備えている。
　一対のサイドブロック３１ａ，３１ｂは、図１に示すように、フロントサイドブロック３１ａとリアサイドブロック３１ｂとからなる。リアサイドブロック３１ｂには、油分離器２１が固定されている。
　フロントサイドブロック３１ａは、シリンダブロック２９に当接するフロント側端面４３と、シリンダブロック２９の不図示の吸入孔と連通して吸入室１１から冷媒を吸入する図示しない吸入孔と、駆動軸２７を回転自在に支持するフロント側軸受４７と、シリンダ側油供給路４１に連通するフロント側油供給路４９とを備えている。
　フロント側端面４３には、吐出した冷媒の圧力（吐出圧）である高圧の油Ｏをベーン溝７５の背圧空間７７へ供給する２つの高圧供給溝５３が、ロータ２３の回転方向Ｘに間隔をおいて設けられている。
　また、フロント側軸受４７には、環状のフロント側環状溝５５が形成されている。フロント側環状溝５５は、フロント側油供給路４９の一端側に連通している。なお、フロント側油供給路４９の他端側は、シリンダ側油供給路４１に連通している。また、フロント側環状溝５５は、フロントサイドブロック３１ａに設けた不図示の通路を介して、各高圧供給溝５３とも連通している。
　リアサイドブロック３１ｂは、シリンダブロック２９に当接するリア側端面５７と、２本のリア側油供給路５９，５９ａと、駆動軸２７を回転自在に支持するリア側軸受６３とを備えている。ア側油供給路５９，５９ａは、吐出室１５の下方に貯留する油Ｏを吸入する油供給穴やシリンダ側油供給路４１と連通している。
　図２に示すように、リア側端面５７には、シリンダ室３３内で圧縮された冷媒を吐出するための吐出穴６１が設けられている。また、リア側端面５７には、吐出した冷媒の圧力（吐出圧）である高圧の油Ｏをベーン溝７５の背圧空間７７へ供給する２つの高圧供給溝６９が、ロータ２３の回転方向Ｘに間隔をおいて設けられている。各高圧供給溝６９は、連通路６５を介して、駆動軸２７の端部とリア側軸受６３との間の隙間６７に連通している。
　また、図１に示すように、リア側軸受６３には、環状のリア側環状溝７３が形成されている。リア側環状溝７３は、リア側油供給路５９，５９ａのうち一方の一端側に連通している。なお、リア側油供給路５９の他端側は、他方のリア側油供給路５９ａを介してシリンダ側油供給路４１に連通している。また、リア側環状溝７３は、リアサイドブロック３１ｂに設けた不図示の通路を介して、隙間６７に連通している。
　図２に示すように、ロータ２３に形成された背圧空間７７は、２つのベーン２５の間の圧縮室３３ｂが吸入行程に入ってから圧縮行程を出るまでの間、フロントサイドブロック３１ａやリアサイドブロック３１ｂの高圧供給溝５３，６９と連通している。
　図１に示すように、油分離器２１は、リアサイドブロック３１ｂに固定されている。シリンダ室３３内で圧縮された冷媒は、油分離器２１に流入し、吐出室１５の底部に向けて旋回状に下降する間に、遠心力により冷媒と油Ｏとに分離される。
　駆動軸２７は、各サイドブロック３１ａ，３１ｂの軸受４７，６３によって回転自在に支持されている。駆動軸２７の一方側には、ロータ２３が固定され、駆動軸２７の他方側には、モータ部４が固定されている。
　以上のように構成された気体圧縮機１において、モータ部４により駆動軸２７が回転されると、駆動軸２７に固定されたロータ２３も回転する。
　ロータ２３の回転と共に吸入室１１に冷媒が流入し、吸入室１１からフロントサイドブロック３１ａの吸入孔（不図示）を介してシリンダ室３３へ冷媒が吸入される（吸入行程）。シリンダ室３３に吸入された冷媒は、複数のベーン２５によってシリンダ室３３内に形成される圧縮室３３ｂにおいて、ロータ２３の回転に伴い圧縮室３３ｂの容積が減ることによって圧縮される（圧縮行程）。
　圧縮室３３ｂで圧縮された冷媒は、開閉弁３７を押し開けて吐出孔３５から吐出され（吐出行程）、吐出穴６１から油分離器２１を介して吐出室１５へ吐出される。また、吐出穴６１から吐出した冷媒は、油分離器２１によって冷媒と油Ｏとに分離され、冷媒は、図示しない吐出ポートから図示しない冷凍サイクルに吐出され、油Ｏは、吐出室１５の下方に貯留される。
　吐出室１５の下方に貯留した油Ｏは、リアサイドブロック３１ｂのリア側油供給路５９を通り、リア側軸受６３へ供給される。
　リア側軸受６３へ供給された高圧の油Ｏは、駆動軸２７の端部とリア側軸受６３との隙間６７と連通路６５とを経て、各高圧供給溝６９へ供給される。
　また、高圧の油Ｏは、リア側油供給路５９ａからシリンダ側油供給路４１及びフロント側油供給路４９を介して、フロント側軸受４７へ供給される。
　フロント側軸受４７に供給された高圧の油Ｏは、不図示の通路を介して各高圧供給溝５３へ供給される。
　フロントサイドブロック３１ａ及びリアサイドブロック３１ｂの各高圧供給溝５３，６９へ供給された高圧の油Ｏは、吸入行程から吐出行程の範囲にかけて、背圧空間７７に高圧を供給し、ベーン溝７５からベーン２５が突出するようにベーン２５の背面に高圧を供給する。
　ところで、シリンダ室３３は、軸方向に垂直な断面において楕円形状であるので、ベーン２５の先端面２５ａが接触している箇所における、内周面３３ａのベーン２５の出没方向に対する角度は、ロータ２３の回転に伴って変化する。従って、ベーン２５の先端面２５ａにおける、シリンダ室３３の内周面３３ａとの摺接箇所も、ロータ２３の回転に伴って変化する。
　そこで、ベーン２５の先端面２５ａは、シリンダ室３３の内周面３３ａの最大曲率よりも大きい曲率の円弧面に形成される。図３は、ベーン２５の先端面２５ａを単一の曲率半径ｒの円弧面で形成した場合のベーン２５の先端部を拡大して示す図である。
　ここで、ベーン２５の先端面２５ａは、圧縮室３３ｂの冷媒の圧力を受ける受圧面として機能する。先端面２５ａを介してベーン２５が圧縮室３３ｂの冷媒から受ける圧力は、ベーン２５をベーン溝７５に没入させる方向の力となる。この力は、ベーン溝７５の背圧空間７７に導入された高圧の油Ｏからベーン２５が受ける、ベーン２５をベーン溝７５から突出させる方向の力の反力となる。
　この反力は、圧縮室３３ｂに冷媒が吸入される吸入行程においては、ベーン２５が圧縮室３３ｂの冷媒から受ける圧力が低いため、小さい。一方、圧縮室３３ｂの冷媒が圧縮、吐出される圧縮行程や吐出行程においては、ベーン２５が圧縮室３３ｂの冷媒から受ける圧力が高いため、反力は大きくなる。
　したがって、上記反力を差し引いた、ベーン２５に実質的にかかる突出方向の力は、図３中に白抜きの上向き矢印で示す吸入行程における力の方が、図３中にハッチングを入れた上向き矢印で示す圧縮行程及び吐出行程の力に比べて大きくなる。
　このため、圧縮室３３ｂが吸入行程にあり、圧縮室３３ｂの冷媒からベーン２５の先端面２５ａにかかる反力が小さい状態では、背圧空間７７の高圧の油Ｏがベーン２５を突出方向に付勢する力が過剰となってしまう。
　これにより、図４のグラフに示すように、圧縮室３３ｂが吸入行程にあるときには、圧縮室３３ｂが圧縮行程や吐出行程にあるときよりも、ベーン２５の先端面２５ａの面圧が上昇して、全行程を通算した平均面圧も高くなってしまう。よって、シリンダ室３３の内周面３３ａに対するベーン２５の摺動抵抗が増加し、モータ部４がロータ２３を回転させるのに高いトルクが必要になってしまう。
　そこで、圧縮室３３ｂが吸入行程にあるときの、ベーン２５の先端面２５ａの面圧を下げることが望ましい。
　ところで、図３に示す例のベーン２５では、圧縮室３３ｂが吸入行程にあるときに、図中の境界線Ｂよりも左側の、先端面２５ａのうちロータ２３の回転方向Ｘにおける上流側の領域が、シリンダ室３３の内周面３３ａに摺接する。これは、シリンダ室３３の内周面３３ａのうち、圧縮室３３ｂが吸入行程にあるときにベーン２５の先端面２５ａが摺接する部分の、ベーン２５の出没方向に対する傾斜角が小さいためである。
　一方、圧縮室３３ｂが圧縮行程や吐出行程にあるときには、図中の境界線Ｂよりも右側の、先端面２５ａのうちロータ２３の回転方向Ｘにおける下流側の領域が、シリンダ室３３の内周面３３ａに摺接する。これは、シリンダ室３３の内周面３３ａのうち、圧縮室３３ｂが圧縮行程や吐出行程にあるときにベーン２５の先端面２５ａが摺接する部分の、ベーン２５の出没方向に対する傾斜角が大きいためである。
　本実施形態では、図５に示すように、境界線Ｂ（接続点）よりも回転方向Ｘの上流側（図中左側）の吸入側領域２５ｂと、境界線Ｂよりも回転方向Ｘの下流側（図中右側）の圧縮側領域２５ｃとを、境界線Ｂで接続してベーン２５の先端面２５ａを構成した。吸入側領域２５ｂの曲率半径ｒ１は、圧縮側領域２５ｃの曲率半径ｒ２よりも大きい。また、曲率半径ｒ１，ｒ２は、内周面３３ａの最小の曲率半径よりも小さい。なお、製造容易性の観点から、図５に示すように、吸入側領域２５ｂは単一の曲率半径ｒ１で形成することが好ましい。同様に、圧縮側領域２５ｃは単一の曲率半径ｒ２で形成することが好ましい。
　吸入側領域２５ｂは、圧縮室３３ｂが吸入行程にあるときにシリンダ室３３の内周面３３ａに摺接する領域であり、圧縮側領域２５ｃは、圧縮室３３ｂが圧縮行程や吐出行程にあるときにシリンダ室３３の内周面３３ａに摺接する領域である。
　吸入側領域２５ｂの曲率中心Ａ１と圧縮側領域２５ｃの曲率中心Ａ２とは、いずれも、境界線Ｂを通る吸入側領域２５ｂや圧縮側領域２５ｃの法線Ｎ上に配置されている。換言すれば、ロータ２３の軸方向に垂直な断面において、境界線Ｂ、曲率中心Ａ１及びＡ２が同一直線上に配置されている。このため、吸入側領域２５ｂと圧縮側領域２５ｃとを境界線Ｂにおいて連続的に滑らかに接続することができ、回転方向Ｘと直交する方向（ロータ２３の径方向）の段差が先端面２５ａに生じるのを防ぐことができる。
　そして、吸入側領域２５ｂの曲率半径ｒ１を圧縮側領域２５ｃの曲率半径ｒ２よりも大きくしたので、シリンダ室３３の内周面３３ａ上をベーン２５の先端面２５ａが摺動する際のヘルツの接触応力により求まるベーン２５の先端面２５ａの面圧は、圧縮側領域２５ｃよりも吸入側領域２５ｂの方が相対的に小さくなる。したがって、ベーン２５の先端面２５ａの吸入側領域２５ｂがシリンダ室３３の内周面３３ａ上を摺動する際の実摩擦係数が、圧縮側領域２５ｃが摺動する際の実摩擦係数よりも低くなる。
　よって、圧縮室３３ｂが圧縮行程や吐出行程にあるときよりも圧縮室３３ｂの冷媒からベーン２５の先端面２５ａにかかるベーン溝７５への没入方向への反力が小さい吸入行程に圧縮室３３ｂがあるときに、圧縮室３３ｂが圧縮行程にあるときと同等の大きさでベーン２５がベーン溝７５から突出する方向に付勢されても、シリンダ室３３の内周面３３ａに対するベーン２５の先端面２５ａの摺動抵抗を低く抑えることができる。
　これにより、図６のグラフに示すように、圧縮室３３ｂが吸入行程にあるときのベーン２５の先端面２５ａの面圧を下げて、全行程を通算した平均面圧も下げることができる。よって、シリンダ室３３の内周面３３ａに対するベーン２５の摺動抵抗を減少させ、モータ部４がロータ２３を回転させるのに必要なトルクを下げることができる。
　なお、ベーン２５の先端面２５ａの吸入側領域２５ｂを大きい曲率半径ｒ１で形成することで、それより小さい曲率半径で吸入側領域２５ｂを形成するのに比べて、ロータ２３の回転方向Ｘにおける吸入側領域２５ｂの寸法を大きくする必要がある。
　そこで、本実施形態では、圧縮側領域２５ｃを小さい曲率半径ｒ２で形成し、それより大きい曲率半径で圧縮側領域２５ｃを形成するのに比べて、ロータ２３の回転方向Ｘにおける圧縮側領域２５ｃの寸法を小さくしている。
　これにより、吸入側領域２５ｂと圧縮側領域２５ｃとの境界線Ｂを、ロータ２３の回転方向Ｘにおける中間位置よりも下流側に配置して、吸入側領域２５ｂを大きい曲率半径ｒ１で形成しても回転方向Ｘにおけるベーン２５の全体寸法が変わらないようにすることができる。
　この場合、圧縮側領域２５ｃを小さい曲率半径ｒ２で形成することで、それより大きい曲率半径で圧縮側領域２５ｃを形成するのに比べて、圧縮室３３ｂが圧縮行程や吐出行程にあるときのベーン２５の先端面２５ａの面圧が増加する。
　しかし、圧縮室３３ｂが圧縮行程や吐出行程にあるときには、圧縮室３３ｂの冷媒からベーン２５が受ける反力が冷媒の圧縮により高圧となり、この反力を差し引いてベーン２５に実質的にかかる突出方向の力も小さいので、ベーン２５の先端面２５ａの面圧が元々小さい。したがって、圧縮側領域２５ｃを小さい曲率半径ｒ２で形成することによる面圧の上昇も大きなものではなく、平均面圧が大きく上昇することもない。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、この実施形態は本発明の理解を容易にするために記載された単なる例示に過ぎず、本発明は当該実施形態に限定されるものではない。本発明の技術的範囲は、上記実施形態で開示した具体的な技術事項に限らず、そこから容易に導きうる様々な変形、変更、代替技術なども含むものである。
　例えば、上記実施形態では、圧縮部３のロータ２３をモータ部４で回転させる電動式の気体圧縮機１に本発明を適用した例を示した。しかし、本発明は、例えば、車両に搭載されてエンジンの動力によりロータが回転されるベーンロータリー型の気体圧縮機等、電動式以外のベーンロータリー型の気体圧縮機にも広く適用可能である。
　また、本発明の適用対象は、実施形態で説明したようなシリンダ室の軸方向に垂直な断面形状を楕円形状としたベーンロータリー式の気体圧縮機に限定されない。例えば、シリンダ室を正円以外の形状としたベーンロータリー式の気体圧縮機や、ロータの回転中心をシリンダ室の中心から偏心させたベーンロータリー式の気体圧縮機にも、本発明は適用可能である。
　本出願は、２０１５年２月１２日に出願された日本国特許願第２０１５－０２５２８６号に基づく優先権を主張しており、この出願の全内容が参照により本明細書に組み込まれる。
　本発明は、所謂、ベーンロータリー型の気体圧縮機において利用することができる。
　１　気体圧縮機
　２　ハウジング
　３　圧縮部
　４　モータ部
　７　フロントヘッド
　９　リアケース
　１１　吸入室
　１３　内壁
　１５　吐出室
　１９　圧縮ブロック
　２１　油分離器
　２３　ロータ
　２３ａ　外周面
　２５　ベーン
　２５ａ　先端面
　２５ｂ　吸入側領域
　２５ｃ　圧縮側領域
　２７　駆動軸
　２９　シリンダブロック
　３１ａ　フロントサイドブロック
　３１ｂ　リアサイドブロック
　３３　シリンダ室
　３３ａ　内周面
　３３ｂ　圧縮室
　３５　吐出孔
　３７　開閉弁
　４１　シリンダ側油供給路
　４３　フロント側端面
　４７　フロント側軸受
　４９　フロント側油供給路
　５３，６９　高圧供給溝
　５５　フロント側環状溝
　５７　リア側端面
　５９　リア側油供給路
　５９ａ　リア側油供給路
　６１　吐出穴
　６３　リア側軸受
　６５　連通路
　６７　隙間
　７３　リア側環状溝
　７５　ベーン溝
　７７　背圧空間
　Ａ１，Ａ２　曲率中心
　Ｂ　境界線（接続点）
　Ｎ　法線
　Ｏ　油
　Ｘ　回転方向
　ｒ，ｒ１，ｒ２　曲率半径

Claims (5)

  1. 　冷媒を圧縮するためのシリンダ室を有する筒状のシリンダブロックと、
    　前記シリンダ室内に回転可能に設けられたロータであって、前記シリンダ室の内周面に対向する外周面と、前記ロータの回転方向に間隔をおいて前記外周面に開口する複数のベーン溝とを有するロータと、
    　前記複数のベーン溝に各々収容された複数のベーンであって、前記外周面から突出する方向に付勢され、前記ロータの回転に伴い前記内周面上を先端面が摺動して、前記外周面と前記内周面との間を、冷媒が吸入圧縮される複数の圧縮室に仕切る複数のベーンと、
    を備え、
    　前記ベーンの先端面は、該先端面を有する前記ベーンによって仕切られた前記圧縮室が吸入行程にあるときに前記内周面に摺接する吸入側領域と、前記先端面を有するベーンによって仕切られた前記圧縮室が圧縮行程にあるときに前記内周面に摺接する圧縮側領域とを有しており、
    　前記吸入側領域及び前記圧縮側領域は、前記内周面よりも小さい曲率半径を有しており、
    　前記吸入側領域は、前記圧縮側領域よりも大きい曲率半径を有している気体圧縮機。
  2. 　前記圧縮側領域が、単一の曲率半径を有している請求項１に記載の気体圧縮機。
  3. 　前記先端面のうち前記ロータの回転方向における上流側の部分が前記吸入側領域を構成し、下流側の部分が前記圧縮側領域を構成している請求項１又は２に記載の気体圧縮機。
  4. 　前記吸入側領域の曲率中心と前記圧縮側領域の曲率中心とが、前記吸入側領域と前記圧縮側領域との接続点における前記先端面の法線上に配置されている請求項１乃至３のいずれか一項に記載の気体圧縮機。
  5. 　前記吸入側領域と前記圧縮側領域との接続点が、前記回転方向における前記先端面の中間位置よりも下流側に配置されている請求項１乃至４のいずれか一項に記載の気体圧縮機。
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