WO2017183330A1

WO2017183330A1 - ローリングシリンダ式容積型圧縮機

Info

Publication number: WO2017183330A1
Application number: PCT/JP2017/008671
Authority: WO
Inventors: 坪野　勇; 土屋　豪; 野崎　務
Original assignee: 株式会社日立製作所
Priority date: 2016-04-18
Filing date: 2017-03-06
Publication date: 2017-10-26
Also published as: JP2019135377A

Abstract

スライド溝を有する旋回ピストンと、シリンダ溝を有するローリングシリンダと、固定ピンを有する静止シリンダと、旋回ピストンの旋回運動の駆動源であるピストン旋回駆動源と、旋回ピストンとピストン旋回駆動源とを繋ぐ駆動伝達部と、駆動伝達部が貫通するフレームと、旋回ピストン、ローリングシリンダ、静止シリンダ、ピストン旋回駆動源及び駆動伝達部を内蔵し、かつ、貯油部を有する、ケーシングと、を備えたローリングシリンダ式容積型圧縮機であって、旋回ピストン、ローリングシリンダ及び静止シリンダは、圧縮部を構成し、ローリングシリンダと静止シリンダとの間には、シリンダ溝に嵌合された旋回ピストンが仕切る２つの空間である吸込室及び圧縮室が形成され、圧縮室の作動流体は、旋回ピストンの運動により吐出圧に達する構成であり、固定ピンは、スライド溝に嵌合されるものであり、貯油部の油を固定ピン及びスライド溝に供給するピンスライド給油路を有し、固定ピン及びスライド溝に供給される油の、ピンスライド給油路の出口における圧力を吐出圧以上とする構成を有する。これにより、ローリングシリンダ式容積型圧縮機の圧縮部の摺動部に潤滑油を常に確実に供給することができ、摺動部における摩耗を回避し、圧縮機の信頼性を向上することができる。

Description

ローリングシリンダ式容積型圧縮機

　本発明は、ローリングシリンダ式容積型圧縮機に関する。

　ローリングシリンダ式の容積形ポンプにおけるポンプ動作のロックの問題を解決する手段に関しては、特許文献１に開示されている。特許文献１に記載の容積形ポンプは、作動流体が液体の油であり、旋回ピストンの自転量とローリングシリンダの回転量を同期させる回転同期手段と、旋回ピストンの自転量を旋回ピストンの旋回量の半分にする自転半減手段を設けたものである。すなわち、この自転半減手段は、旋回ピストンの姿勢制御手段とみなすことができる。これらの手段により、旋回ピストンの旋回量の半分がローリングシリンダの回転量と等しくなり、ポンプ動作を行う。

特開２０１０－１８５３５８号公報

　特許文献１に記載の容積形ポンプの自転半減手段であるピンスライド機構は、位置固定円柱（ピン機構）をスライド溝に嵌合する構成を有する。ピンスライド機構には、圧縮機構が正規の動作からずれた場合のみ荷重が作用する。このため、ピンスライド機構にかかる荷重は、衝撃的で不規則変動する荷重となる場合が多く、常時確実な潤滑が必須となる。特許文献１の容積形ポンプの場合、作動流体が潤滑性を備えた液体の油であるから、吐出流路中にピンスライド機構を配置するだけで確実な潤滑を実現できた。

　ところが、作動流体を、油よりも潤滑性に乏しい気体とする場合には、吐出流路中にピンスライド機構を配置する方法ではピンスライド機構の潤滑性を確保できず、ピンスライド機構における摩耗等の信頼性の低下が問題となる。そして、ピンスライド機構の近傍には、最低圧である吸込圧の吸込室や、最高圧の吐出圧まで変化する圧縮室や、吐出圧の吐出室が存在する。そのため、ピンスライド機構への給油を常時確実に行うためには、ピンスライド機構に供給する油の圧力を周囲の圧力に抗するまで昇圧する必要がある。

　本発明は、ローリングシリンダ式容積型圧縮機の自転半減手段にピンスライド機構を適用した場合において、ピンスライド機構の信頼性を向上させために、ピンスライド機構への潤滑油を常時十分に供給することを目的とする。

　本発明のローリングシリンダ式容積型圧縮機は、スライド溝を有する旋回ピストンと、シリンダ溝を有するローリングシリンダと、固定ピンを有する静止シリンダと、旋回ピストンの旋回運動の駆動源であるピストン旋回駆動源と、旋回ピストンとピストン旋回駆動源とを繋ぐ駆動伝達部と、駆動伝達部が貫通するフレームと、旋回ピストン、ローリングシリンダ、静止シリンダ、ピストン旋回駆動源及び駆動伝達部を内蔵し、かつ、貯油部を有する、ケーシングと、を備え、旋回ピストン、ローリングシリンダ及び静止シリンダは、圧縮部を構成し、ローリングシリンダと静止シリンダとの間には、シリンダ溝に嵌合された旋回ピストンが仕切る２つの空間である吸込室及び圧縮室が形成され、圧縮室の作動流体は、旋回ピストンの運動により吐出圧に達する構成であり、固定ピンは、スライド溝に嵌合されるものであり、貯油部の油を固定ピン及びスライド溝に供給するピンスライド給油路を有し、固定ピン及びスライド溝に供給される油の、ピンスライド給油路の出口における圧力を吐出圧以上とする構成を有する。

　本発明によれば、ローリングシリンダ式容積型圧縮機の圧縮部の摺動部に潤滑油を常に確実に供給することができ、摺動部における摩耗を回避し、圧縮機の信頼性を向上することができる。

実施例１に係るＲＣ圧縮機のバイパス弁及び吐出流路を横切る縦断面図である。図１のＡ－Ａ断面図である。図１のＢ－Ｂ断面図である。実施例１に係るＲＣ圧縮機のローリングシリンダを示す斜視図である。実施例１に係るＲＣ圧縮機の旋回ピストンを示す斜視図である。実施例１に係る固定ピンを有する静止シリンダを示す底面図である。実施例１に係るＲＣ圧縮機のフレームを示す斜視図である。実施例１に係るＲＣ圧縮機の圧縮部の構成を示す分解斜視図である。実施例１に係るＲＣ圧縮機の圧縮動作について図１のＢ－Ｂ断面よりもわずかに旋回ピストン側へずれた断面で見た図を用いて示すフロー図である。図９のクランク角０ｄｅｇにおける配置を示す拡大断面図である。実施例１に係るＲＣ圧縮機の一方の作動室が圧縮行程から吐出行程へ移行する図９のクランク角１８０ｄｅｇと２２５ｄｅｇとの間における配置を示す拡大断面図である。図１のＰ部の拡大断面図である。図１２の変形例を示す拡大断面図である。図１２のＭ部の拡大断面図である。実施例２における図１２のＭ部を示す拡大断面図である。実施例２に係るＲＣ圧縮機のピンスライド機構のスライダを示す斜視図である。実施例３における図１２のＭ部を示す拡大断面図である。実施例４に係るＲＣ圧縮機のピンスライド機構のスライダを示す斜視図である。実施例５に係るＲＣ圧縮機のローリングシリンダ、旋回ピストンまたは静止シリンダの表面付近を模式的に示す拡大断面図である。実施例６に係るＲＣ圧縮機のローリングシリンダ、旋回ピストンまたは静止シリンダの表面付近を模式的に示す拡大断面図である。実施例７における図１のＱ部を示す拡大断面図である。実施例７に係るＲＣ圧縮機のローリングシリンダを示す斜視図である。実施例８に係るＲＣ圧縮機のローリングシリンダを示す斜視図である。実施例８に係るＲＣ圧縮機のローリングシリンダを示す上面図である。実施例９に係るＲＣ圧縮機のローリングシリンダを示す斜視図である。実施例９に係るＲＣ圧縮機のローリングシリンダを示す上面図である。実施例１０に係るＲＣ圧縮機のローリングシリンダを示す斜視図である。実施例１１に係るＲＣ圧縮機の静止シリンダの下方からの斜視図である。実施例１２に係る横型ＲＣ圧縮機のバイパス弁及び吐出流路を横切る縦断面図である。実施例１３に係る圧縮部が下方に配置された下部圧縮縦型ＲＣ圧縮機のバイパス弁及び吐出流路を横切る縦断面図である。実施例１３における図３０のＳ部を示す拡大断面図である。実施例１３の変形例における図３０のＳ部を示す拡大断面図である。実施例１３における図３０のＲ部を示す拡大断面図である。実施例１３における図３１ＡのＮ部を示す拡大断面図である。実施例１４における図３１ＡのＮ部を示す拡大断面図である。実施例１５における図３１ＡのＮ部を示す拡大断面図である。実施例１６における図３１ＡのＮ部を示す拡大断面図である。実施例１６に係るＲＣ圧縮機のピンスライドポンプ動作について図３０のＢ－Ｂ断面よりもわずかに旋回ピストン側へずれた断面で見た図を用いて示すフロー図である。実施例１７における図３０のＳ部を示す拡大断面図である。図３８に直交する面における拡大断面図である。実施例１７における図３８のＥ部を示す拡大断面図である。実施例１８における図３８のＥ部を示す拡大断面図である。実施例１９における図１０のＵ部を示す拡大断面図である。図４２のＷ部の模式図である。

　本発明は、旋回する旋回ピストンと、連動して回転するローリングシリンダと、これらを組込む静止シリンダと、を３つの主な圧縮要素とする形式を代表的な構成とする圧縮機であって、これらの圧縮要素により作動流体である気体の圧縮を行うローリングシリンダ式容積型圧縮機（以下「ＲＣ圧縮機」ともいう。）に関する。

　特に、ピストン自転軸とシリンダ回転軸が重なるタイミングにおいて極めて高い頻度で生じる機構停止を回避し、圧縮動作を滑らかに継続させるため、旋回ピストン及びローリングシリンダの自転速度を同期させる回転同期手段と、旋回ピストンの自転速度を旋回速度の半分に規定する自転半減手段による旋回ピストンの姿勢規制手段と、を備えたローリングシリンダ式容積型圧縮機に関する。

　なお、回転同期手段及び自転半減手段は、旋回ピストンのスライド溝と静止シリンダに固定配置または回転自在に支持されるピン機構を用いるピンスライド機構によって実現する。これにより、圧縮部を１つとしても、圧縮動作を継続できる容積型圧縮機を実現できる。このため、小容量または二酸化炭素等の高圧下で使用するために大容量であっても押除け容積が小さい圧縮機には最適となり、圧縮機の小型化を可能にできるという効果がある。もちろん、回転トルク変動を抑えるために、圧縮部を複数にしてもよい。今回は、一か所の圧縮部を有する実施形態とする。

　また、ローリングシリンダ式容積型圧縮機は、ケーシング内を吐出ガスで満たす高圧チャンバ方式とする。これは、圧縮部から油を含んだ作動流体である吐出ガスをケーシング空間へ吹き出し、そこで吐出ガスから油を分離する。分離された油は、ケーシング内の底部に設ける貯油部へ戻る。これにより、貯油部の油はほぼ吐出圧となる。詳細にいえば、貯油部の表面が吐出圧となり、表面下の油は、表面からの油の重量分だけ吐出圧より高い圧力となる。

　本発明のローリングシリンダ式容積型圧縮機は、旋回ピストンと、ローリングシリンダと、ピストン旋回駆動源と、駆動伝達手段と、ローリングシリンダ回転支持部と、回転同期手段と、自転半減手段と、静止シリンダと、ケーシングと、を備えている。

　旋回ピストンは、ピストン自転軸を中心に自転運動し、ピストン自転軸と平行なピストン旋回軸を中心に旋回半径Ｅで旋回運動する。

　ローリングシリンダは、シリンダ回転軸を中心に回転運動する円柱的な形状を有し、シリンダ回転軸と直交するシリンダ溝軸を中心軸としシリンダ回転軸に平行な一定幅のシリンダ溝を有し、シリンダ溝の両側面がシリンダ溝軸に対して平行となる。

　ピストン旋回駆動源は、旋回ピストンの旋回運動の駆動源である。

　駆動伝達手段は、旋回ピストンとピストン旋回駆動源を繋ぐ。

　ローリングシリンダ回転支持部は、シリンダ回転軸をピストン自転軸の旋回軌跡であるピストン旋回軌跡円上に固定配置するべく、シリンダ回転軸をピストン旋回軸に平行としかつピストン旋回軸に対する偏心量であるシリンダ偏心量を旋回半径と等しいＥとして配置させる。

　回転同期手段は、旋回ピストンの自転角量であるピストン自転量をローリングシリンダの回転角量であるシリンダ回転量と同期させる。

　自転半減手段は、ピストン自転量を旋回ピストンの旋回角量であるピストン旋回量の半分に制御する。

　静止シリンダは、旋回ピストンをシリンダ溝へ隙間嵌合させてシリンダ溝を仕切ることにより隔成される２つの空間を概略密閉して２つの作動室を形成する圧縮部とするべく、旋回ピストンとローリングシリンダを内包する。

　ケーシングは、圧縮部とともに貯油部を内蔵する。

　静止シリンダには、吸込流路と吐出流路とが設けられている。

　吸込流路は、２つの作動室のうち、旋回ピストンの旋回運動で容積が増大する一方の作動室を吸込系と繋いで吸込室とする。

　吐出流路は、旋回ピストンの旋回運動で容積が減少するもう一方の作動室を吐出系と繋いで吐出室とする。

　吸込流路及び吐出流路は、容積が増大を終了し減少を開始する直前まで吸込室であった作動室を、吐出室へ移行するまで、吸込系にも吐出系にも繋がらない期間を設けて圧縮室とすべく配置されている。

　回転同期手段は、シリンダ溝の２側面と摺接する旋回ピストンの側面に、ピストン自転軸と直交するカット軸を中心軸としピストン自転軸に平行な一定間隔の二平面であるピストンカット面を設けることにより実現する。

　自転半減手段は、旋回ピストンの側面のうちでピストン自転軸と直交する二つのピストン側端面の一つにピストン自転軸と直交するスライド軸を中心軸としピストン自転軸に平行な一定幅のスライド溝と、ピストン旋回軌跡円上に配置されてピストン旋回軸と平行なピン軸がスライド軸と常に直交するべく、ピン軸を中心軸としてスライド溝へ挿入するローリングシリンダ回転支持部に配されるピン機構からなるピンスライド機構で構成されている。そして、ピン軸を、ピストン旋回軌跡円上に配置するシリンダ回転軸に対して、ピストン旋回軸を中心として１８０度対向する位置からピン軸調整角δだけ回転したピストン旋回軌跡円上の位置に配置するとともに、スライド軸を、ピストン自転軸を中心として、カット軸の法線方向からピン軸調整角と同一回転方向にピン軸調整角の半分であるδ／２度だけ回転させて設置することにより実現する。

　そして、本発明のローリングシリンダ式容積型圧縮機は、貯油部の油をピンスライド機構へ供給するピンスライド給油路と、このピンスライド給油路を流れる油のピンスライド機構部における圧力を作動流体の吐出圧以上とするピンスライド油昇圧手段と、を備えている。

　以下、本発明のローリングシリンダ式容積型圧縮機について複数の実施例を用い、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。なお、各図において共通する部分には同一の図を用いて説明する。また、各実施例の図における同一符号は、同一物または相当物を示し、重複した説明を省略する。なお、模式的図示と記載される以外の箇所においては、図示する各要素の寸法比率は一実施形態を示している。よって、図示される形状における各寸法の大小関係や角度も一実施形態を示す。ここで、具体的な寸法値についても、特に限定されるものではないが、ローリングシリンダ式容積型圧縮機の外径が１０ｍｍから２０００ｍｍまでの範囲であることが望ましい。

　実施例１に係るＲＣ圧縮機について、図１乃至図１４を用いて説明する。このＲＣ圧縮機は、ケーシング内の上部に圧縮部、そして、その下にピストン旋回駆動源であるモータが配置され、駆動伝達手段を構成するクランクシャフト（駆動伝達部）が両者を繋ぐように垂直方向（縦方向）に配置される、上部圧縮縦型である。また、ここでは、ピン軸がシリンダ回転軸を通るピストン旋回軌跡円上でシリンダ回転軸から１８０度回転した位置に設定し、さらに、スライド軸は、ピストン自転軸を中心にカット軸の法線方向に設けるものを中心に説明する。すなわち、ピン軸調整角δを０度とした場合である。なお、このピン軸調整に関する説明は、先行技術文献に記されている。

　図１はＲＣ圧縮機の縦断面図であり、図中に示すＡ－ＡまたはＢ－Ｂにおける横断面図（図２、３）のＣ１－Ｃ２－Ｏ－Ｃ３を通る縦断面図である。ここで、Ｃ２、Ｃ３は、図２、３中に各二箇所あるが、これは２つのＣ２間と２つのＣ３間を省略したことを意味する。また、図２、３は図１のＡ－Ａ断面図（圧縮室形成部）とＢ－Ｂ断面図（静止シリンダと旋回ピストンおよびローリングシリンダ間の軸方向隙間部）である。ここで、図３には、Ｂ－Ｂ断面のすぐ上にある吸込溝２ｓ２が二点鎖線によって図示される。図４、５は各々ローリングシリンダと旋回ピストンの斜視図である。また、図６は静止シリンダの底面図、図７はフレームの斜視図である。そして、これらとクランクシャフトを合わせた圧縮要素部の組立てを説明する斜視図が図８である。さらに、図９は図１のＢ－Ｂ断面よりもわずかに旋回ピストン側へずれた断面を用いた圧縮動作説明図である。ここで、図９にはＢ－Ｂ断面のすぐ上にある吸込溝２ｓ２が破線によって図示される。図１０は図９のクランク角０度の拡大図である。これは、吐出行程から吸込行程へ移行する容積が０の作動室と吸込行程から圧縮行程へ移行する最大容積の作動室が共存するタイミングである。図１１は後述するバイパス弁２２が動作しない場合に一方の作動室が圧縮行程から吐出行程に移行するタイミングの拡大図であり、図９のクランク角１８０度と２２５度との間にある状態を示したものである。図１２はピン機構取り付け部の縦断面図であり、図１のＰ部の拡大図、図１３は図１２で示す実施例１の変形例である。最後に、図１４はピンスライド機構のスライド溝挿入を示したものであり、図１２または１３のＭ部の拡大縦断面図である。

　まず、ＲＣ圧縮機の全体構成を説明した後、主要な各構成要素とその構成法を述べる。
この中で詳細な説明を要する圧縮部の構成法は、後半にまとめて説明する。次に、ＲＣ圧縮機内の作動流体の流れを説明する。この中で、圧縮部の流れはその動作とともに後半部で詳細に説明する。最後に、ＲＣ圧縮機内の油の流れを説明する。

　最初に、ＲＣ圧縮機の全体構成を、図１を用いて説明する。

　圧縮部は、圧縮される作動流体に直接作用する構成要素として、旋回ピストン３と、ローリングシリンダ１と、静止シリンダ２と、を含む。そして、これらの材質に関して、旋回ピストン３、ローリングシリンダ１及び静止シリンダ２をすべて鋳鉄で作製すれば、コストを低く抑えることができる。

　また、ローリングシリンダ１をアルミニウム合金で作製し、旋回ピストン３及び静止シリンダ２を鋳鉄で作製してもよい。このようにすれば、ローリングシリンダ１を軽量化することができるため、動作不良を起こしにくくすることができ、かつ、運転を滑らかにすることができる。

　さらに、旋回ピストン３、ローリングシリンダ１及び静止シリンダ２をすべてアルミニウム合金で作製すれば、ＲＣ圧縮機全体を軽量化することができる。

　圧縮部は、上部を静止シリンダ２、下部をフレーム４で覆われ、フレーム４に設けられる上主軸受２４ａと下主軸受２４ｂからなる主軸受２４で回転支持されるクランクシャフト６が下方へ突き出ている。この圧縮部をケーシング円筒部８ａへ溶接等によって固定配置しつつ、このクランクシャフト６にモータ７を設ける。モータ７は、ケーシング円筒部８ａに固定配置されるステータ７ｂと、クランクシャフト６に固定配置されるロータ７ａとによって構成される。ここで、モータ７はピストン旋回駆動源であり、また、シャフト回転駆動源でもある。ここで、ロータ７ａには、上部に主バランス８０、下部にカウンタバランス８２が固定されている。これらは、圧縮動作で旋回運動する圧縮要素（旋回ピストン３）の不釣り合いを動的にバランスさせる役目を担う。

　副軸受２５は、ボール２５ａと、そのボール２５ａを全方位で回転支持するボールホルダ２５ｂとから構成される。クランクシャフト６の下部をボール２５ａへ挿入し、そのボール２５ａをボールホルダ２５ｂへ装着した後、ボールホルダ２５ｂをケーシング円筒部８ａに溶接された副フレーム３５に固定配置する。これにより、副軸受２５はクランクシャフト６下部を回転支持する。副フレーム３５は、副フレーム周囲穴３５ａ及び副フレーム中央穴３５ｂを有する。

　また、クランクシャフト６の下端には容積型給油ポンプ２００（給油ポンプ）が設けられる。この容積型給油ポンプ２００は、トロコイド歯型またはサイクロイド歯型の歯車ポンプに代表される給油ポンプであり、昇圧能力を有するものである。クランクシャフト６には、中心軸方向に中央を貫通する給油縦穴６ｂ（給油路）が設けられている。さらに、クランクシャフト６には、副軸受２５や下主軸受２４ｂや上主軸受２４ａへ繋がる給油横穴（給油副横穴６ｇ、給油下主横穴６ｆ、給油上主横穴６ｅ）が設けられている。

　ケーシング円筒部８ａの下部にはケーシング下フタ８ｃが溶接され、上部にはケーシング上フタ８ｂが溶接され、内部に密閉されたケーシング空間を有するケーシング８（ケーシング円筒部８ａとケーシング上フタ８ｂとケーシング下フタ８ｃの総称）を形成する。
ここで、ＲＣ圧縮機組立ての適当な段階で油を封入し、最下部となるケーシング下フタ８ｃ付近に油を溜める貯油部１２５を形成する。

　前記した密閉されたケーシング８の内部に設けられる圧縮部へ外部から作動流体を導入する吸込パイプ５０をケーシング上フタ８ｂに設ける。さらに、ケーシング上フタ８ｂには、圧縮部で昇圧された作動流体をＲＣ圧縮機外部へ吐出する吐出パイプ５５と、モータ７へ電力を供給するための外部電源線（図示せず）とステータ７ｂへ繋がるモータ線７ｂ３が接続するハーメチック端子２２０が設けられる。

　次に、ＲＣ圧縮機の主要な構成要素を個別に説明する。

　まず、圧縮部のベースとなるフレーム４を図７で説明する。

　フレーム４は、後に静止シリンダ２を取付けるフレーム取付面４ａを上面とし、中央部に主軸受穴４ｂを設けた構成を有する。この主軸受穴４ｂには、上主軸受２４ａと下主軸受２４ｂ（図１参照）を圧入して、クランクシャフト６を回転支持する主軸受２４を形成する。その主軸受穴４ｂの上面周囲には、つば受面４ｃを設け、その一か所または複数個所に主軸受２４を潤滑した油の出口路となるつば受切欠き４ｃ１を設ける。そして、つば受面４ｃを取り囲んだ位置に、ローリングシリンダ１を載せるベッド面４ｄを設ける。このベッド面４ｄには油の通路となるベッド放射溝４を設ける。一方、フレーム４の外周にはフレーム外周溝４ｍを設ける。

　次に、旋回ピストン３を図５で説明する。

　旋回ピストン３は、中央に旋回軸受穴３ａを設けた構成を有する。この旋回軸受穴３ａには、旋回軸受２３を圧入する。この旋回軸受２３の中心軸である旋回軸受軸に垂直な軸であるカット軸を中心軸として、旋回ピストン３の二側面に、互いに平行でありかつ旋回軸受軸に平行である２つのピストンカット面３ｃを設ける。そして、２つのピストンカット面３ｃを繋ぐ中心がずれた２つのピストン円筒周面３ｅを設ける。

　さらに、上下には、ピストン側端面である、旋回軸受軸に垂直となる互いに平行な平坦面のピストン上面３ｄとピストン下面３ｆを設ける。そして、そのピストン上面３ｄに、旋回軸受軸と直交するスライド軸を中心軸とし、旋回軸受軸に平行な一定幅のスライド溝３ｂを設ける。このスライド溝３ｂは、旋回軸受穴３ａと通じる深さに設定し、旋回軸受２３への給油路とスライド溝３ｂへの給油路を共通とし、給油系統を単純にする。これにより、製造コストが低減するという効果がある。また、スライド溝３ｂは、ピストンカット面３ｃの外周まで延在されている。これにより、溝加工時の刃具の動きが一様になるために、溝の形状精度が向上するという効果がある。

　また、後述するが、ピストンカット面３ｃへの給油路ともなる。ところで、本実施例では、スライド軸をカット軸（旋回軸受軸に垂直な軸）の法線方向とする。つまり、スライド軸をカット軸に平行な２つのピストンカット面３ｃに垂直な方向に設ける。これは、ピン軸調整角δを０度としたものである。

　次に、ローリングシリンダ１を図４で説明する。

　ローリングシリンダ１は、基本的には、本体となる円柱形状でローリング軸を中心軸とするローリング円柱１ｂと、それに付属してローリング円柱１ｂよりも直径が大きいローリング端板１ａとを合わせた構成を有する。このため、ローリング端板１ａは、ローリング円柱１ｂの下面部となるシリンダ取付面２ａに一様にはみ出した状態となる。そして、ローリング円柱１ｂの反端板側である上面側には、ローリング軸と直交するシリンダ溝軸を中心軸としてローリング軸に平行な一定幅のシリンダ溝１ｃを設ける。このシリンダ溝１ｃは、平坦で互いに平行な側面を有し、底面はシリンダ円柱１ｂやローリング端板１ａの各上面と平行になっている。

　また、シリンダ溝１ｃはローリング円柱１ｂの外周まで延在されている。これにより、溝加工時の刃具の動きが一様になるために、溝の形状精度が向上するという効果がある。
このシリンダ溝１ｃの側面へは前記したピストンカット面３ｃを隙間嵌合させ、ローリングシリンダ１を旋回ピストン３と噛み合わせる。ここで、旋回ピストン３は、偏心軸受２３にクランクシャフト６の旋回半径がＥとなる偏心シャフト６ａを挿入し、クランクシャフト６を回転させて旋回半径Ｅで旋回運動させられるため、シリンダ溝１ｃの底面中央に偏心シャフト挿入穴１ｄを設ける。

　次に、静止シリンダ２とピン機構５を、図１、６、８、１２及び１４を用いて説明する。

　静止シリンダ２は、下面のシリンダ取付面２ａにシリンダ回転軸を中心軸とする円形の偏心シリンダ穴２ｂを開ける。そして、偏心シリンダ穴２ｂ底面にピン軸を中心軸とする円柱状の固定ピン５ｓを固定配置しピン機構５を設ける。このピン機構５は、スライド溝へ挿入することでピンスライド機構を構成する。そして、旋回ピストン３に設けるスライド溝３ｂをピンスライド機構のピン軸調整角δが０の場合としたため、ピン軸がシリンダ回転軸から２Ｅだけ離れた位置に設置する。このピンスライド機構は、旋回ピストン３の旋回位相に伴って姿勢を規定する役目を担い、ＲＣ圧縮機の圧縮動作を滑らかに継続するための必須の機構である。この固定ピン５ｓは、図１２に示す通り、偏心シリンダ穴２ｂの穴底に貫通穴をあけ、固定ピンフランジ部５ｓ１を１本または複数本のねじによって固定配置する。

　これにより、固定ピン５ｓ先端近くに軸方向に垂直な方向の衝撃的荷重がかかって固定ピン５ｓをこじるようなトルクがかかっても、ピン軸から離れた箇所でねじ固定しているため、腕の長さが長くなり、対抗するトルクを容易に発生させることができる。これにより、固定ピン５ｓが静止シリンダ２から脱落する危険性を回避でき、確実な圧縮動作を継続できるという効果がある。

　また、上面から偏心シリンダ穴２ｂの底面と側面に繋がる吸込穴２ｓ１と偏心シリンダ穴２ｓ１に繋がる吸込溝２ｓ２を偏心シリンダ穴２ｂ底面に設ける。これらの吸込穴２ｓ１と吸込溝２ｓ２で吸込路２ｓを構成する。さらに、上面から偏心シリンダ穴２ｂの底面と側面に繋がる吐出穴２ｄを設ける。

　また、静止シリンダ２の上面から偏心シリンダ穴２ｂへ貫通するバイパス穴２ｅを偏心シリンダ穴２ｂの側面近くに設ける。本実施例では２個とする。そして上面側にはバイパス弁２２が設けられている。このバイパス弁２２は、図１に示す通り、弁座に弁板を投入し上部から弁板をばねで軽く押さえる構成となっている。これにより、バイパス弁２２は偏心シリンダ穴２ｂから上部へ抜ける方向の流れだけを許容する一方向弁となる。

　最後に、シャフト軸を中心軸とするクランクシャフト６を図１で説明する。

　シャフト上部に大径部であるシャフトつば部６ｃを設け、それより上部にシャフト軸に対して偏心量Ｅの偏心シャフト軸を中心軸とする偏心シャフト６ａと、偏心シャフト６ａよりも小径のシャフトネック６ｄとからなる偏心部を設ける。そして、クランクシャフト６の下端部から上部の偏心部も含む全域を通して軸方向に貫通する給油縦穴６ｂを設ける。給油縦穴６ｂの下端部には突出したポンプ連結管６ｚを圧入、しまりばめ又は接着で固定配置するとともに、横方向に給油上主横穴６ｅと給油下主横穴６ｆと給油副横穴６ｇを設ける。これらの給油横穴は、クランクシャフト６をＲＣ圧縮機に組込んだ場合、軸受に向かう位置に設置される。

　次に、これまでに説明した圧縮機構成要素の構成について、図１、２、３及び８を用いて説明する。但し、詳細な説明を要する圧縮部に関する説明のみ後述する。まず、図８を用いてＲＣ圧縮機の全体的な構成を説明し、詳細な説明を要する圧縮部の構成は後半で説明する。

　前記したとおり、フレーム４の主軸受２４で回転支持されるクランクシャフト６は、シャフトつば部６ｃをつば受面４ｃにのせることで軸方向の位置決めがなされる。そして、ローリングシリンダ１の偏心シャフト挿入穴１ｄへ偏心シャフト６ａを挿入することで偏心シャフト６ａをシリンダ溝１ｃ内に突出させ、その後、偏心シャフト６ａを旋回軸受２３に挿入させるべく旋回ピストン３をクランクシャフト６へ組込む。それにより、旋回ピストン３の旋回軸受軸はシャフト軸から旋回半径Ｅに配置される偏心シャフト軸を中心に自転可能となる。つまり、旋回ピストンは旋回軸受軸をピストン自転軸とし、シャフト軸がピストン自転軸を旋回半径Ｅで旋回運動させるピストン旋回軸となる。

　偏心シャフト６ａとシャフトつば部６ｃとの間には、偏心シャフト６ａよりも小径の部分であるシャフトネック６ｄを設け、偏心シャフト挿入穴１ｄを通るようにする。さらに、旋回ピストン３は、ピストンカット面３ｃをシリンダ溝１ｃの側面へ隙間嵌合させ、シリンダ溝１ｃ内を摺動可能な状態でローリングシリンダ１へ組込む。これにより、シリンダ溝１ｃは旋回ピストン３によって２個の作動室に仕切られる。これにより、シリンダ溝軸とカット軸は一致するとともに、両者は、シャフト軸すなわちピストン公転軸に垂直となる。

　次に、前記した通り、ピン機構５を組込んだ静止シリンダ２（固定ピン５ｓを固定配置した静止シリンダ２）を、偏心シャフト挿入穴１ｄにローリングシリンダ１のローリング円柱１ｂを挿入してローリング軸をシリンダ回転軸に一致させつつ、以上のように旋回ピストン３とローリングピストン１とクランクシャフト６がアセンブリされたフレーム４へ、シリンダ回転軸とピン軸の中間位置にシャフト軸（ピストン旋回軸）が来るようにして、シリンダボルト９０（図１参照）で密着固定配置する。

　これにより、ピストン自転軸の旋回軌跡であるピストン旋回軌跡円上に、シリンダ回転軸とピン軸を配置し、さらに、ピン軸の位置を、シャフト軸（シリンダ回転軸）を中心としてシリンダ回転軸の１８０度対向する位置（ピン軸調整角δが０度の位置）に配置したことになる。このような位置と回転姿勢に静止シリンダ２を配すれば、自動的にシリンダ溝３ｂにピン機構５が挿入される。

　ところで、後述するが、旋回ピストン３は、シリンダ溝１ｃ内を往復運動する。このため、旋回ピストン３がシリンダ溝１ｃの端に寄った場合でも偏心シャフト挿入穴１ｄが旋回ピストン３で隠れるように旋回ピストン３の長さを伸ばす必要がある。旋回ピストン３の長さが伸びると、シリンダ溝１ｃの長さを伸ばすことが必要になり、ローリング円柱１ｂの直径が増大する。よって、ローリングシリンダ１の直径が増大し、それを組込む静止シリンダ２の直径が増大するため、ケーシング８の直径が増大し、ＲＣ圧縮機が大径化してしまうという問題が生じる。本実施例は、図１で示すとおり、偏心シャフト６ａよりも小径部のシャフトネック６ｄで偏心シャフト挿入穴１ｄを通すようにシャフトネック６ｄを設けている。この結果、偏心シャフト挿入穴１ｄを小さくできるため、ＲＣ圧縮機の大径化を抑制できるという効果がある。

　次に、圧縮部の構成を、図２、３の横断面で説明する。

　圧縮動作の途中においては旋回ピストン３の２つのピストン円筒周面３ｅに各々隣接して作動室が２つ形成されるが、図２、３はともに、作動室の一つが容積０となり、他方の作動室が最大の容積となる状態である。すなわち、容積０となる作動室は、吐出行程が完了する吐出室１０５または吸込行程を開始する吸込室９５であり、容積が最大となる作動室は、吸込行程が完了する吸込室９５または圧縮行程を開始する圧縮室１００である。幾何学的な関係から、クランクシャフト６の回転方向とローリングシリンダ１の回転方向とは同一である。このため、これらの図では、クランクシャフト６は時計回りに回転するため、ローリングシリンダ１も時計回りに回転する（図２、３にローリングシリンダ１の回転方向を示す矢印を記載）。よって、ローリングシリンダ１が時計回りに回転すると、図２、３で容積０の作動室（旋回ピストン３の左側作動室）が吸込行程を開始するべく吸込流路を設ける。

　具体的には、図２、３で示す通り、静止シリンダ２における吸込穴２ｓ１の位置は、吸込穴２ｓ１の側面が作動室と連通開始するように決定する。

　また、ローリングシリンダ１が反時計回りにわずかに回ったとき（図２、３の時刻をわずかにさかのぼったとき）、図２、３で容積最大となっている作動室が吸込行程中となるように吸込流路を設ける。具体的には、図２、３で示す通り、吸込穴２ｓ１と繋がる偏心シリンダ穴２ｂ穴底の吸込溝２ｓ２が吸込室９５である作動室（旋回ピストン３の右側作動室）と連通を継続するべく延伸した構成である（図３の二点鎖線参照）。今回は、吸込穴２ｓ１を縦方向に設けたが、それに限らず、横方向に設けてもよい。このようにした場合、吸込穴２ｓ１とケーシング８が近くなるため、ＲＣ圧縮機内の吸込パイプ５０を短くすることが可能となり、吸込過熱を抑制でき、性能を高くすることができるという効果がある。

　ところで、シリンダ溝１ｃがローリング円柱１ｂの側面まで達している本実施例のような形態では、実際は、図２、３の作動室の一つが容積０となるタイミングでは、その作動室を吸込穴２ｓ１と通じさせず、わずかに回転させた後で通じさせるように設計する。それは、ピストン円筒周面３ｅが偏心シリンダ穴２ｂの内周面と衝突しないように設計するためである。そうしないと、ピストン円筒周面３ｅが偏心シリンダ穴２ｂの内周面に衝突し、信頼性が損なわれるとともに、騒音や振動の増大、また、衝突箇所の摺動損失増大による効率低下という問題が生じるためである。

　すなわち、図２、３のタイミングで、ピストン円筒周面３ｅと偏心シリンダ穴２ｂの内周面が衝突しないような公差設定が必要となる。これは言い換えると、ピストン円筒周面３ｅと偏心シリンダ穴２ｂの内周面の間に確実に隙間が残る公差設定を行うということである。つまり、ピストン円筒周面３ｅと偏心シリンダ穴２ｂの内周面との間に他の箇所（ローリング円柱１ｂの外周面と偏心シリンダ穴２ｂの内周面との間）よりも大きな隙間が形成される。

　このため、仮にこの作動室に吸込路２ｓと吐出穴２ｄがともに通じていると、ピストン円筒周面３ｅと偏心シリンダ穴２ｂの内周面の隙間が内部漏れ流路となり、吐出するべき作動流体が吸込側へ戻り、大幅な圧縮機効率低下と体積効率低下を起こす。

　よって、上記したように、図２、３の作動室の一つが容積０となるタイミングでは、その容積０となる作動室を吸込穴２ｓ１と通じさせず、わずかに回転させた後で通じさせるように設計する。

　さらに、ローリングシリンダ１が時計回りに回転すると、図２、３で容積最大の作動室が圧縮行程を継続するべく吐出穴２ｄにも吸込流路にも通じさせない密閉状態を開始する。その密閉状態は、圧縮室１００が固有容積比（吸込行程完了時の吸込室９５の容積／吐出行程開始時の圧縮室１００の容積）の容積まで縮小し吐出行程を開始するまで続ける。
図２、３の吐出穴２ｄは、固有容積比が２．２の場合を示している。すなわち、圧縮室１００の容積が吸込行程完了時の吸込室９５の容積÷２．２まで縮小した時に吐出穴２ｄが連通開始する位置に設けられる。そして、その時から圧縮室１００は吐出室１０５となり、吐出穴２ｄは吐出行程の全期間で吐出室１０５と連通するように設けられる。なお、ここでは、固有容積比が２．２の場合を示したが、固有容積比は、この数値に限定されるものではなく、圧縮機として圧縮及び吐出の機能が得られればよい。また、運転圧力比が圧縮比２．２に対応する圧力比以下の過圧縮条件では、作動流体がバイパス穴２ｅからバイパス弁を通って吐出する。本実施例では、吸込行程の後半から圧縮行程の全域、および吐出行程の前半で、作動室にバイパス穴２ｅが臨むように設計してある。これにより、過圧縮条件での過圧縮回避や吐出流路抵抗の低減により、圧縮機効率向上の効果がある。また、吸込行程を含んで、液圧縮を回避できるため、圧縮機の信頼性向上の効果がある。

　そして、最後に、吐出室１０５の容積が０となる吐出行程の完了時（図２、３の容積０の作動室参照）に吐出穴２ｄが吐出室１０５から外れるような位置と大きさに設けられる。今回は、吐出室１０５と直接連通する吐出部は、偏心シリンダ穴２ｂのピストン円筒周面に設けるシリンダ内部吐出溝２ｄ１としたが、それに限らず、吸込溝２ｓ２のような偏心シリンダ穴２ｂ穴底に設ける溝としてもよい。このようにした場合、固有容積比が大きく、吐出行程開始時の圧縮室１００の容積を小さくするまで圧縮しなければならない場合でも吐出穴２ｄを設定することが可能となる。

　次に、気体である作動流体の流れを説明する。ここで、圧縮部の流れは、圧縮部の動作とともに、後半で詳細に説明する。

　作動流体は、ＲＣ圧縮機外部の吸込系から吸込流路である吸込パイプ５０を通って圧縮部へ入る。そこで後で説明する圧縮部の圧縮動作によって昇圧する。昇圧した作動流体は、圧縮部を構成する静止シリンダ２上面の吐出穴２ｄから上部へ吹き出る。運転圧力比がＲＣ圧縮機の固有容積比に対応した圧力比よりも低い過圧縮条件では、作動流体は、バイパス弁２２を介してバイパス穴２ｅからも吹き出る。

　ところで、静止シリンダ２の上部には、シリンダ上部壁２ｗが静止シリンダ２をフレーム４へ取り付けるためのシリンダボルト９０よりも内側を覆うように配置されている。そして、シリンダ上部壁２ｗ上面には吐出カバー２３０を固定し、吐出穴２ｄやバイパス穴２ｅを覆うとともに、シリンダ上部壁２ｗの複数箇所に内周部と外周部を繋ぐ上部壁溝２ｗ１が設けられている。

　吐出穴２ｄやバイパス穴２ｅから上方へ吹き出た作動流体は、一旦、吐出カバー２３０に衝突し、そこで、作動流体内の油を吐出カバーに付着させて分離し、上部壁溝２ｗ１から吹き出る。そして、さらにケーシング円筒部８ａの内壁に衝突してそこに油を付着させて、再度油分離を行う。吐出パイプ５５がケーシング上フタ８ｂに設けられているため、作動流体は圧縮部上部側へ流れ、そこに設けた広いケーシング上部室１２０へ入る。そこでは、作動流体の流速が低下するため、わずかに残った油ミストを沈降させ、油がきわめて少ない状態を実現した上で、吐出流路である吐出パイプ５５からＲＣ圧縮機外部の吐出系へ作動流体を吐出する。

　以上の通り、圧縮部の下部に作動流体の主流は無いが、圧縮部の外周の隙間であるシリンダ外周隙間２ｇやフレーム外周隙間４ｇ、さらに、圧縮部の外周溝であるシリンダ外周溝２ｍやフレーム外周溝４ｍを通って、吐出圧の作動流体が流入する。これにより、圧縮部の下部も含むケーシング空間全域を吐出圧とする高圧チャンバ方式を実現する。

　次に、圧縮部の作動流体の流れを圧縮部の動作とともに、図９、１０及び１１（ともに図１のＢ－Ｂ断面よりもわずかに下方の断面）を用いて説明する。ここで、吸込溝２ｓ２は図１のＢ－Ｂ断面よりも手前にあるため、本来ならば想像線として二点鎖線で表さなければならない。しかし、小さな図中の二点鎖線は実線と判別しにくいため、今回は便宜的に破線で示す。

　まず、圧縮動作を含む作動流体の流れを説明する。ピンスライド機構を自転半減機構とするＲＣ圧縮機の圧縮動作は、吸込行程終了と吐出行程開始との時間差を極めて小さく設定する以外は同一とみなすことができるポンプ動作が特許文献１で詳細に説明されているため、本明細書においては概略説明だけを行う。

　図９は、クランクシャフト６がピストン旋回軸（シャフト軸、各図の中心線の交点）を中心に時計回りに一回転する間の４５度毎の圧縮要素の状態を示したものである。圧縮動作の全行程（吸込行程、圧縮行程、吐出行程）は、クランクシャフト６が２回転して完了する。このため、図９は、行程の半分しか示していないが、並行して２つの作動室がクランク角で一回転ずれた変化をすることを利用し、二回転目の行程を他方の作動室の変化を使って説明する。説明は、図９の左上図で旋回ピストン３の左側にある作動室の行程を説明する。そして、このときのクランク角を０度とする。

　クランク角が０度となる図９の左上図（その拡大図である図１０参照）は、ピストン自転軸がピン軸と重なっている。

　しかし、この両流路２ｓ、２ｄを作動室へ通じさせない期間は、極めて短時間であるため、図１０、１１等には明示されていない。

　この後、クランクシャフト６が時計回りにわずかに回転した時点で、作動室は吸込流路と通じて吸込パイプ５０から作動流体が流入し吸込室９５となる。そして、その後、クランク角が増大するにつれて、クランク角の増大と同一の量だけ旋回ピストン３が旋回する。一方、旋回ピストン３が隙間嵌合するシリンダ溝１ｃは、図９から明らかなように、旋回量の半分の回転量で連れ回る。この旋回ピストン３の旋回とシリンダ溝１ｃの回転すなわちローリングシリンダ１との回転によって、旋回ピストン３はシリンダ溝１ｃ内を他方の端部へ向かって移動する。つまり、吸込室９５の容積は増大し続け、吸込行程が継続する。この動きは、クランク角が３６０度のところ、すなわちクランクシャフト６が１回転を完了するまで継続する。この間に、ピストン自転軸８８は、図９に示す旋回軌跡円９６を描く。

　ここで、クランク角が１８０度の時、ピストン自転軸８８とシリンダ回転軸８９とが一致する。このため、ローリングシリンダ１は、旋回ピストン３の旋回量の半分で連れ回る正規の回転とは異なる非正規の回転を起こしても噛み合いが成立する。

　実際の場合、ローリングシリンダ１や旋回ピストン３や静止シリンダ２相互の隙間からくる理想的な回動からのずれにより、上記したローリングシリンダ１の非正規回転が頻発する。そして、一旦この非正規回転が生じると、特許文献１において指摘したとおり、力学的に正規回転へ自動復帰することは不可能となり、圧縮動作は停止してしまう。そのようなロック状態を常時回避して、滑らかな圧縮動作を継続するため、本実施例では、ローリングシリンダ１の回転と旋回ピストン３の自転とを同期させる回転同期手段を設けたうえで、旋回ピストン３の自転量を旋回量の半分にする自転半減手段を設けている。

　まず、回転同期手段でローリングシリンダ１の回転が常に旋回ピストン３の自転で規定される。これは、旋回ピストン３のピストンカット面３ｃをシリンダ溝１ｃの側面へ隙間嵌合させることで実現する。そして、自転半減手段を組み合わせることによって、旋回ピストン３の自転と同期したローリングシリンダ１の回転量を旋回ピストン３の旋回量の半分に規定することができる。すなわち、ローリングシリンダ１の回転を常に正規回転に規定可能となる。

　旋回ピストン３の自転半減手段は、特許文献１に記載されている通り、旋回ピストン３の上面であるピストン上面３ｄに設けるスライド溝３ｂへ、静止シリンダ２に固定配置されるピン５を挿入させて構成するピンスライド機構によって実現する。このピンスライド機構による旋回ピストン３の自転量を旋回量の半分に規定する規定の度合い（規定度）は、クランク角で変化する。特許文献１で記載されているとおり、クランク角が１８０度で最大となる一方、クランク角が０度の時（特許文献１の図１１参照）、ピン軸６１とピストン自転軸８８とが一致し、旋回ピストン３の自転量はピンスライド機構によって規定されないことから、規定度は最小となることがわかる。しかし、クランク角が０度の場合は、ピストン自転軸８８とシリンダ回転軸８９は最も離れているため、元々、圧縮動作に問題はなく、ピンスライド機構は不要であった。

　以上より、ピンスライド機構の規定度は、必要性の高まるクランク角が１８０度付近で高くなり、必要性の低下するクランク角０度付近で低下するという理想的な変化を示す。
これにより、圧縮機構を構成する圧縮要素の寸法公差や組立て精度の高度化を行う必要がなく、製作コストを低減できるという効果がある。

　また、これにより、ピンスライド機構は、クランク角が１８０度付近で圧縮要素の動きを規定する頻度が高まることがわかる。すなわち、クランク角が１８０度付近に集中して、ピン機構であるピン５やスライド溝３ｂに負荷がかかり、さらに負荷の大きさは、各部の隙間から生じる予測困難な圧縮要素の理想的な動きからのずれを原因とするため、不規則で衝撃的な変化を伴う。

　以上より、ピンスライド機構には、不規則で衝撃的な負荷がかかるため、確実な潤滑を行うことが必須となる。ところで、スライド溝３ｂにかかる負荷はピン５から作用するため、ピンスライド機構への潤滑は、ピン機構へ給油すればよい。よって、滑らかな圧縮動作を回転同期手段とピンスライド機構による自転半減手段により実現するＲＣ圧縮機において、ピン機構への給油は必須となる。このピン給油機構に関する説明は、後述する油の流れの説明の中で行う。

　ところで、回転同期手段とする旋回ピストン３のピストンカット面３ｃをシリンダ溝１ｃの側面へ隙間嵌合させる方法は、旋回ピストン３で仕切られて、圧力差のある作動室間のシール部としても機能している。このため、シール性が向上し、圧縮機効率が向上するという効果がある。

　２回転目以降の行程は、上述したとおり、図９のもう一方の作動室（左上図の右側作動室）で説明する。これまで吸込室９５であった作動室は、吸込流路が外れて密閉空間となる。この結果、圧縮行程が開始され、作動室内の作動流体は容積が縮小して圧縮される。
つまり作動室は圧縮室１００となる。この圧縮行程は、圧縮室１００の容積が０に近づく図９の右下図へ至る前に圧縮室１００が吐出穴２ｄと連通することで完了し、吐出行程が開始されて吐出圧となった作動流体は、吐出穴２ｄを通ってＲＣ圧縮機の機内へ吐出される。

　例えば、吐出時の圧縮室容積が吸込行程完了時の吸込室９５容積の２．２分の１になる場合、すなわち固有容積比が２．２の場合の圧縮行程完了から吐出行程開始へ移行するタイミングを図１１に拡大して示す。ただし、リリース弁が動作する場合は、この配置以前に吐出行程へ移行済みとなる。

　この吐出行程は、図９のクランク角が３６０度すなわちクランク角０度で示す左上図の状態まで継続する。また、圧縮行程中の圧縮室１００には、常時バイパス穴２ｅが臨む。
これにより、過圧縮時、バイパス穴２ｅとその上部に設ける一方向弁のバイパス弁２２は、圧縮室１００内の作動流体を吐出圧であるケーシング８の機内空間へ流す動作を行う。
すなわち、過圧縮抑制手段を構成する。これにより、過圧縮運転時には、余分な圧縮を回避できるため、圧縮機効率が向上するという効果がある。

　ところで、このバイパス穴２ｅは、圧縮室１００が吐出室１０５へ移行した後も暫くの間は吐出室１０５へ臨む位置に配されている。これは、図９の吐出行程となるクランク角２２５度の図で、バイパス穴２ｅが吐出室１０５に臨んでいることからわかる。これより、この時点でのバイパス穴２ｅは吐出流路の役割を果たしていることになる。よって、吐出流路抵抗を低減できるため、圧縮機効率が向上するという効果がある。

　さらに、このバイパス穴２ｅは、作動室が吸込室９５の時にもその作動室へ臨んでいることがわかる。それは、図１０のクランク角０度の図中で、吸込行程を完了した直後で圧縮行程を開始した右側の作動室にバイパス穴２ｅが全開していることから明らかである。
これにより、液化した作動流体や油を大量に含む作動流体の吸込に伴う液圧縮が生じても、液圧縮を起こしている流体をバイパス穴２ｅで圧縮室１００から排出できるため、過大な圧力上昇による圧縮部の損傷を回避でき、信頼性が向上するという効果がある。

　本実施例では、バイパス弁として、フラッパタイプの弁を用いている。これにより、圧縮室１００からバイパス弁２２の弁板までの距離を短く設定できるため、再膨張損失を抑制できるという効果がある。ここで、バイパス弁をリード弁タイプとしてももちろんよい。この場合、構造が単純となるため、コスト低減という効果がある。

　最後に、油の流れを説明する。

　貯油部１２５の油は、容積型給油ポンプ２００により、クランクシャフト６とともに回転するポンプ連結管６ｚを介して給油縦穴６ｂへ送り込まれる。そして、その油は、前記３か所の給油横穴を介して各軸受部（副軸受２５、下主軸受２４ｂ、上主軸受２４ａ）へ供給される。また、給油縦穴６ｂ最上部の開口部から、クランクシャフト６と旋回軸受２３と旋回ピストン３で囲まれたシャフト偏心端部空間１１５へ、油が流入する。これにより、給油縦穴６ｂやポンプ連結管６ｚの穴がシャフト貫通縦穴となり、シャフト偏心端部空間１１５がスライド路の役割を担い、旋回ピストン３のスライド溝３ｂへ油が入り旋回軸受２３を給油するとともに、ピンスライド機構へ油が供給される。

　これらのうちで上主軸受２４ａは、給油上主横穴６ｅと給油主軸溝６ｋで給油される。
その後は、つば受け切欠き４ｃ１や給油主軸溝６ｋのシャフトつば部６ｃ下面箇所を通って、シャフトつば部６ｃとつば受面４ｃの間（クランクシャフト６のスラスト軸受部）を潤滑し、最終的に、旋回ピストン３やローリングシリンダ１とフレーム４の間に形成される背圧室１１０へ流入する。一方、下主軸受２４ｂは、給油下主横穴６ｆで給油される。
軸受部の溝が無いため、流れ込む量は少ない。ここに上主軸受２４ａの給油主軸溝６ｋと同様の給油溝を設けてもよい。

　また、旋回軸受２３は、シャフト偏心端部空間１１５と給油偏心溝６ｈで給油される。
その後は、上主軸受２４ａを流れた油と同様に背圧室１１０へ流入する。そして、副軸受２５は、給油副横穴６ｇで給油される。下主軸受２４ｂと同様に、軸受部の溝が無いため流れ込む量は少ない。ここで、副軸受２５への給油だが、給油副横穴６ｇを省略してもよい。容積型給油ポンプ２００から吐出される油の一部は、ポンプ連結管６ｚの周囲の隙間を通って給油ポンプシャフト室１５０へ入る。

　このため、給油ポンプシャフト室１５０は吐出圧よりも高い圧力の油で満たされるため、副軸受２５への給油が行われる。これにより、給油副横穴６ｇの加工が不要となり、加工コストが低減するという効果がある。以上より、給油縦穴６ｂを通った油の大部分が、背圧室１１０に流れ込むことになる。

　次に、もう一つのピンスライド機構への給油について説明する。これは、太い真っ直ぐな給油縦穴６ｂと大きな断面積でありかつ長さが短いシャフト偏心端部空間１１５で行われる。よって、流路抵抗が極めて小さく、給油縦穴６ｂ下端部に設ける容積型給油ポンプ２００による昇圧がそのまま反映した高圧の油が潤沢に供給される。貯油部１２５の油は前記した通り、吐出圧であるから、ピンスライド機構へ供給される油は、わずかの昇圧で吐出圧以上の圧力となる。つまり、貯油部１２５の油を吐出圧とすることで容積型給油ポンプ２００の消費入力を抑えることができ、圧縮機効率が向上するという効果がある。

　このように、給油縦穴６ｂがシャフト貫通縦穴、シャフト偏心端部空間１１５はスライド路を実現し、給油縦穴６ｂとシャフト偏心端部空間１１５の両者によってピンスライド給油路が構成される。そして、そのピンスライド給油路の下端に配置されて、ピンスライド給油路の一部ともみなされる容積型給油ポンプ２００が給油路内ポンプを実現し、ピンスライド油昇圧手段となっている。これにより、ピンスライド機構近傍にある吐出室１０５などの高圧力域から作動流体が漏れ込んでも、その圧力は高々吐出圧であるため、吐出圧以上の高圧となっているピンスライド機構への給油を妨げることはない。

　以上より、ピンスライド機構へ、常時油を供給できるため、摩耗の危険性が低減し、信頼性の高いＲＣ圧縮機を実現できるという効果がある。

　さらに、図１４で示す通り、固定ピン５ｓの先端部には、固定ピン縦穴５ｓ３（凹部）と固定ピン横穴５ｓ５が設けられるため、これらを通って、ピンスライド機構の摺動箇所であるスライド溝３ｂと固定ピン５ｓの外周面の間に直接給油することができる。つまり、固定ピン縦穴５ｓ３と固定ピン横穴５ｓ５はピン給油路を実現している。よって、この箇所における摩耗を一層低減できるという効果がある。ところで、固定ピン横穴５ｓ５の固定ピン５ｓ外周の開口位置（ピン給油路側面開口部）は、摩耗の危険性が高いタイミング（図９のクランク角１８０度）における摺動箇所（図９の１２時と６時の方向）をわずかにずらした箇所（１時や７時の方向など、図９のクランク角１８０度に記載）に開口させる。これにより、固定ピン横穴５ｓ５の開口に伴う摺動面積の減少を回避できるため、固定ピン横穴５ｓ５設置の弊害を取り除くことができ、摩耗の危険性をさらに一層低減できるという効果がある。

　ピンスライド機構へ供給される油の多くは、シャフト偏心端部空間１１５で反転し、給油偏心溝６ｈに入って旋回軸受２３へ供給される。これにより、ピンスライド機構へ供給される油の大部分は、給油縦穴６ｂから流入した直後の油であるため、温度が低く、粘度が高い。よって、ピンスライド機構を含む近辺の摩耗の危険性をさらに一層低減できるという効果がある。

　ところで、ピンスライド機構へ供給される油の一部は、スライド溝３ｂを通って、旋回ピストン３のピストン上面３ｄと静止シリンダ２の偏心シリンダ穴２ｂ底面との隙間（図５、６参照）に入る。ここは、吸込室９５と圧縮室１００（または吐出室１０５）を仕切る最重要なシール隙間の一つであり、ここへの給油を行うことで、内部漏れや摩擦を低減する。さらに、スライド溝３ｂがピストンカット面３ｃまで突き抜けているため、スライド溝３ｂを介して吸込室９５と圧縮室１００（または吐出室１０５）を仕切るもう一つの最重要であるシリンダ溝１ｃ側面とピストンカット面３ｃのシール隙間（図４、５参照）へ効率よく給油でき、内部漏れや摩擦を低減する。

　これらの隙間へ流入した油の大半は、吸込室９５や圧縮室１００や吐出室１０５へ入るが、一部は、ローリングシリンダ１のローリング円柱１ｂ上面と静止シリンダ２の偏心シリンダ穴２ｂ底面との隙間に入り、内部漏れや摩擦を低減する。このように、圧縮部各部のシール性向上や摺動部の摩擦低減を実現し、ＲＣ圧縮機の内部漏れや入力される電力の低減に大きく寄与するため、圧縮機効率や体積効率の大幅な向上を実現するという効果がある。

　ところで、前記した通り、給油縦穴６ｂを上昇する油の大半が背圧室１１０へ流入する。そして、その油は、背圧室１１０のベッド面４ｄのベッド放射溝４ｅを通って、ベッド背圧室１１０ａへ流入後、油排出路４ｘによって、フレーム４の下面側からケーシング内の空間へ排出される。よって、背圧室１１０の圧力である背圧は、ケーシング空間の圧力である吐出圧となる。つまり、油排出路４ｘは、背圧連通路の役目を担う。さらに、油排出路４ｘの背圧室１１０側開口部の大半は、背圧室１１０の最も高いベッド面４ｄに設けられるため、背圧室１１０及びベッド背圧室１１０ａは吐出圧の油でほぼ満たされる。ローリングシリンダ１の下面はこのベッド面４ｄとほぼ同じ高さにくるため、通常の場合、ローリングシリンダ１の下面まで背圧室１１０内部の油が来ている。

　これにより、ローリングシリンダ１の上部に形成される吐出圧よりも低い圧力の吸込室９５や圧縮室１０５へ向かって油が流れることで吸込室９５や圧縮室１０５のシール隙間に油が流入する。このシール隙間は、旋回ピストン３のピストン下面３ｆとローリングシリンダ１のシリンダ溝１ｃの底面（図４、５参照）や、ローリングシリンダ１のローリング円柱１ｂの外周面と静止シリンダ２の偏心シリンダ穴２ｂ内周面（図５、６参照）やローリングシリンダ１のローリング端板１ａの上面と静止シリンダ２のシリンダ取付面２ａの間（図５、６参照）のシール隙間である。これにより、圧縮部各部のシール性向上や摺動部の摩擦低減を実現し、ＲＣ圧縮機の内部漏れや入力される電力の低減に大きく寄与するため、圧縮機効率や体積効率の大幅な向上を実現するという効果がある。

　ところで、油排出路４ｘの背圧室１１０側開口部を背圧室１１０の低いところに設ける場合も考えられる。この場合、背圧室１１０には油がほとんど溜まらないため、ローリングシリンダ１の下端に油が接触しない。これにより、油の撹拌損失を回避できるため、ローリングシリンダ１が高速で回転する運転下や、ローリングシリンダ１の定格運転時での回転数が高いようなＲＣ圧縮機の場合（例えば、押除け容積を小さく設定した場合など）の圧縮機効率を向上できるという効果がある。

　また、背圧室１１０側から見たローリングシリンダ１とシリンダ溝１ｃに装着した旋回ピストン３の圧縮可動部アセンブリの背面全域は、作動室を見通せないような構成となっている。これは、シリンダ溝１ｃの底面が背圧カバーの役目を担うためである。このような背圧カバーを有する構成で、背圧室１１０を吐出圧としたため、圧縮可動部アセンブリの背面全域には、常時吐出圧が作用する一方、圧縮可動部アセンブリの上面側は、常時吸込室９５が存在するうえに、吐出行程以外では、吐出圧よりも低い圧力の圧縮室１００が形成されている。また、圧縮可動部アセンブリの上面部（ピストン上面３ｄ、ローリング円柱１ｂ上面）には、前記したシール隙間があるが、わずかな漏れ流れがあるため、その領域の平均圧力は、吐出圧と吸込圧の間の中間圧になる。これにより、圧縮可動部アセンブリが周囲の油や作動流体から受ける力の合力は、常時上向きとなり、圧縮可動部アセンブリは、静止シリンダ２に押し付けられる。

　この結果、圧縮可動部アセンブリの上向き側シール隙間である上部隙間（ローリングシリンダ１のローリング円柱１ｂ上面および旋回ピストン３のピストン上面３ｄと、静止シリンダ２の偏心シリンダ穴２ｂ底面との隙間）と端板部隙間（ローリングシリンダ１のローリング端板１ａ上面と静止シリンダ２のシリンダ取付面２ａとの隙間）が極限まで縮小し、内部漏れが大幅に低減する。これにより、圧縮機効率や体積効率が大幅に向上するという大きな効果がある。

　油排出路４ｘからフレーム４下方へ流出する油は、ロータ７ａの周囲を覆ってフレーム４の下面に密着固定されているロータカップ２１０の外側に出る。そして、ロータカップ２１０の外周を伝って、ステータ７ｂへ落下し、さらにステータ巻線７ｂ２が通る穴や外周のステータカット面７ｂ１を通って、モータ７の下の空間へ至る。その後、副フレーム周囲穴３５ａを通って、貯油部１２５へ戻る。

　一方、シール隙間を経由して圧縮部へ流入した油は、圧縮部内の作動流体と混ざる。そして、吸込や圧縮や吐出行程中に作動流体が漏れ流路に入ったときに、漏れ流路内に油膜を形成し、内部漏れを抑制する。さらに、漏れ流路は圧縮要素間の相対運動箇所であるため摺動箇所となっており、流入した油は摩擦を低減して潤滑性を向上させる。このようにして、圧縮機効率や体積効率を向上させるという効果がある。

　そして、作動流体の流れで説明した通り、吐出穴２ｄやバイパス穴２ｅから作動流体とともに静止シリンダ２の上部へ吹き出て、吐出カバー２３０の上下面やケーシング円筒部８ａの内面に付着する。これらの油は、重力や作動流体の流れによって、圧縮部外周隙間であるシリンダ外周隙間２ｇやフレーム外周隙間４ｇ、さらに、圧縮部外周溝であるシリンダ外周溝２ｍやフレーム外周溝４ｍを通って、圧縮部下部の空間へ流入する。そして、ケーシング円筒部８ａ内面やフレーム４下面とロータカップ２１０外周面を伝ってステータ７ｂに至る。その後は、油排出路４ｘからの油と合流して、貯油部１２５へ戻る。

　次に、ピン機構５である固定ピン５ｓの静止シリンダ２への取付方法をねじ止め（図１２参照）からかしめに変更する実施例１の変形例を、図１のＰ部の拡大縦断面図である図１３により説明する。

　つば部を小さくした固定ピン小フランジ部５ｓ１’とし、ピンかしめ穴５ｓ６を設ける以外は、実施例１と同様なので、その他の説明は省略する。ピンかしめ穴５ｓ６に先端がテーパ状のプレス治具を挿入してそれを静止シリンダ２に押し込むことで固定ピン５ｓの固定が完了するため、組み立てコストの低減という効果がある。

　本実施例のピン機構５を構成する固定ピン５ｓの固定配置方法は、固定ピン５ｓにかかる衝撃力が小さい場合、固定ピンフランジ部５ｓ１や固定ピン小フランジ部５ｓ１’を設けずに単純な円筒形状として、圧入、焼きばめ、冷やしばめ、さらに溶接や接着なども考えられる。この方法であると、挿入する穴は貫通としなくてもよくなり、設計の自由度が向上するとともに、固定ピン５ｓの製造コスト低減という効果がある。

　また、本実施例のピン機構５は、図１４で示す通り、固定ピン５ｓ内に外周面に出口を有する給油穴（固定ピン縦穴５ｓ３や固定ピン横穴５ｓ５）を設けているが、図１２または１３のＭ部に示すように、このような給油穴は設けなくてもよい。固定ピン横穴５ｓ５を省略し、固定ピン縦穴５ｓ３のみを設けてもよい。これらの場合、穴加工が不要となるので、製造コスト低減の効果がある。

　さらに、本実施例では、ローリング端板１ａの上面をシリンダ溝１ｃ底面よりもローリングシリンダ１の背面寄りに設ける。つまり、ローリング端板１ａの上面よりもシリンダ溝１ｃ底面を高くし、段差をつける（図４参照）。これにより、段差部の外周面と偏心シリンダ穴２ｂ内周面との間の隙間がシリンダ溝１ｃに形成される作動室（吸込室９５や圧縮室１００や吐出室１０５）と背圧室１１０との間のシール隙間となるため、その隙間の漏れを抑制し、圧縮機効率が向上するという効果がある。ここで、本実施例の段差はわずかであるが、二点鎖線で示すような形態にし、相手の静止シリンダ２の偏心シリンダ穴２ｂを深くすれば、段差部のシール性は向上し、内部漏れが抑制され、圧縮機効率や体積効率が向上するという効果がある。

　次に、実施例２に係るＲＣ圧縮機について、図１５及び図１６を用いて説明する。

　図１５は、ピンスライド機構のスライド溝挿入部の縦断面図であり、図１２や１３のＭ部の拡大図となる。また、図１６は、ピンスライド機構のスライダの斜視図である。この実施例は、ピン軸に対して回転可能なスライダ５ａを設けたピン機構５とし、これ以外は実施例１と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

　ピン機構５は、図１５に示すように、ピン軸に対して回転自在となるスライダ５ａを、スライダフランジ５ｂにより設置したものである。スライダ５ａは、スライド溝３ｂに隙間嵌合させる要素である。スライダ５ａは、図１６で示すように、スライダ軸穴５ａ２を有し、スライダカット面５ａ１を有する。スライダカット面５ａ１は、互いに平行な２つの平面部として設けたものであり、スライド溝３ｂに隙間嵌合させる部分である。

　スライダフランジ５ｂを、スライダ軸穴５ａ２に小さい隙間（直径で５～２０μｍ程度）で挿入した後、固定ピン５ｓへ圧入することにより、ピン機構５を作製する。

　これにより、ピン機構にかかる衝撃荷重は、スライド溝３ｂの側面からスライダカット面５ａ１へかかり、さらに、スライダ軸穴５ａ２からスライダフランジ５ｂの軸へかかる。２箇所の荷重の受け渡しは、前者が平面同士であり、後者がピストン円筒周面同士であるため、集中荷重を伴う荷重の受け渡しはない。このため、ピン機構における荷重の集中を回避することができるため、ピンスライド機構部での摩耗の危険性を低減し、信頼性が向上するという効果がある。

　さらに、本実施例では、スライダフランジ５ｂに、スライダフランジ縦穴５ｂ１とスライダフランジ横穴軸５ｂ２を設けて、油が満たされているシャフト偏心端部空間１１５からスライダ軸穴５ａ２とスライダフランジ５ｂの摺動部へ直接油を供給する給油路を設ける。これにより、ピンスライド機構部での摩耗の危険性を一層低減し、ＲＣ圧縮機の信頼性を一層高めるという効果がある。この給油路はなくてももちろんよい。

　次に、実施例３に係るＲＣ圧縮機について、図１７を用いて説明する。

　図１７は、ピンスライド機構のスライド溝挿入部の縦断面図で、図１２や１３のＭ部の拡大図となっており、スライダ軸穴５ａ２とスライダフランジ５ｂの摺動部にスライダ転動体５ｃを挿入する以外は実施例２と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

　スライダ５ａのがたが小さくなるため、ＲＣ圧縮機の圧縮動作がより滑らかとなり、ピンスライド機構にかかる衝撃力が小さくなって信頼性を向上できるという効果がある。さらに、スライダ軸穴５ａ２とスライダフランジ５ｂの摺動部における摩擦損失を低減でき、圧縮機効率が向上するという効果がある。特に、ピンスライド機構が、設定位置のずれによって圧縮作動流体からの力を受ける場合、スライダ軸穴５ａ２とスライダフランジ５ｂの摺動部における摩擦損失が大きくなっているため、摩擦損失の低減量も大きくなり、圧縮機効率の向上率が高くなるという効果がある。

　ここで、スライダフランジ５ｂに設けるスライダフランジ縦穴５ｂ１とスライダフランジ横穴軸５ｂ２を省略しても良い。なぜならば、スライダ転動体５ｃの周囲は隙間があり、この隙間がシャフト偏心端部空間１１５に臨んでいるため、これが給油路の役割を果たすからである。

　これにより、スライダフランジ５ｂの穴加工が不要となるため、製作コストの低減という効果がある。

　次に、実施例４に係るＲＣ圧縮機について、図１８を用いて説明する。

　図１８は、ピンスライド機構のスライダの斜視図であり、スライダカット面５ａ１の一端からもう一端の全長にわたって貫通したスライダグルーブ５ａ３を設ける以外は実施例２または３と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

　スライド溝３ｂは通常油で満たされ、その中をピン機構５が往復動する。この際、ピン機構５はスライド溝３ｂを仕切る形となっているため、仕切られて形成された２つのスライド溝空間のうちで容積が縮小する側（図３７のクロスハッチング側）の油の圧力がわずかに上がる。

　これにより、スライダグルーブ５ａ３には、図３７のクロスハッチング側空間から反対側空間へ油が流れる。これにより、スライダカット面５ａ１へ油を潤沢に供給できるため、スライダカット面５ａ１とスライド溝３ｂの摺動部の摩擦損失が低減し、圧縮機効率が向上するという効果がある。また、スライダ５ａの上下側の隙間が小さい場合、図３７のクロスハッチング側空間の油の昇圧量が増大して無駄な仕事をすることになるが、その場合には、油の昇圧を抑制して、入力される電力の増大を抑制するという効果もある。

　ところで、スライダグルーブ５ａ３は、各スライダカット面５ａ１に一本ではなく複数本設けてもよい。さらに、図１８の二点鎖線のように、敢えて途中で止める非貫通スライダグルーブ５ａ４としてもよい。この場合は、両端から途中で止めるものとする。

　これにより、昇圧作用が働き、油膜の保持力が上がって、スライダカット面５ａ１とスライド溝３ｂでの摩耗の危険性を低減できるという効果がある。

　次に、実施例５に係るＲＣ圧縮機について、図１９を用いて説明する。

　図１９は、ローリングシリンダまたは旋回ピストンまたは静止シリンダの表面付近を模式的に示す拡大断面図であり、ローリングシリンダまたは旋回ピストンでは表面全域（図４、５参照）、静止シリンダでは少なくとも偏心シリンダ穴２ｂ全域（図６参照）に、図１９のグラフで示す不連続性馴染み性皮膜８５を設ける以外は、実施例１乃至４と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

　不連続性馴染み性皮膜８５の例としては、母材がアルミ合金の場合、ニッケルリンメッキ等の、母材とは異なる材料を表面に付加して形成する皮膜がある。これは、母材に関係なく最適な馴染み皮膜をほとんど制約なく選定することができるため、馴染み性の高い皮膜を旋回ピストン３上に設けることが可能となる。よって、旋回ピストン３やローリングシリンダ１や静止シリンダ２の形状精度を緩めても高性能を実現できるため、コスト低減という効果がある。

　次に、実施例６に係るＲＣ圧縮機について、図２０を用いて説明する。

　図２０は、ローリングシリンダまたは旋回ピストンまたは静止シリンダの表面付近を模式的に示す拡大断面図であり、ローリングシリンダまたは旋回ピストンでは表面全域（図４、５参照）、静止シリンダでは少なくとも偏心シリンダ穴２ｂ全域（図６参照）に、図２０のグラフで示す不連続性馴染み性皮膜８５を設ける以外は、実施例５と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

　連続性馴染み性皮膜８６の例としては、処理剤に浸して表面を改質する表面改質性馴染み皮膜があげられる。これは図２０で示すように、元の母材表面から構成物が表面上へ析出して処理剤と反応し馴染み性の高い析出層を形成するとともに、元の母材側は侵食されて多孔性となったところへ処理剤が侵食して母材よりは馴染み性がわずかに高いが析出層よりは馴染み性の低い侵食層を形成することで実現できる。例えば、母材が鋳鉄の場合、燐酸マンガン処理による皮膜がある。これによって、不連続性馴染み皮膜８５の場合よりも皮膜はがれが生じにくくなり、信頼性が向上するという効果がある。

　また、母材の元表面位置でもある程度の馴染み性が発生するため、馴染み皮膜を設ける母材寸法の管理が容易となる。例えば、母材における旋回ピストン３の高さが母材におけるシリンダ溝１ｃの深さより多少大きくなっても、旋回ピストン３の連続性馴染み皮膜８６により、母材寸法以下まで磨耗させることができる。つまり、母材寸法の公差を互いの干渉を許容する設定にできるため、馴染み切ったときの稠密な表面間（母材の元表面間）の距離が小さくなり、シール性が一層向上して圧縮機効率が向上するという効果がある。

　次に、実施例７に係るＲＣ圧縮機について、図２１及び図２２を用いて説明する。

　図２１は、ローリングシリンダ１のローリング円柱１ｂの外周下端部の縦断面図で、図１のＱ部の拡大図となっており、図２２は、ローリングシリンダ１の斜視図である。

　これまでの実施例（図４参照）のローリング端板１ａを円筒状のローリング円筒端部１ｈに置き換えたものであり、これ以外は、実施例１乃至６と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

　ローリング円筒端部１ｈは、背圧により外周側に開くため、静止シリンダ２の偏心シリンダ穴２ｂ内周面に付勢され、背圧室１１０とローリング円筒端部１ｈより上部の圧縮室１００や吸込室９５や吐出室１０５との間におけるシール性が向上し、圧縮機効率が向上する。さらに、ローリング端板１ａがローリングシリンダ円柱１ｂよりも大径とならないため、ＲＣ圧縮機の小径化を実現できるという効果がある。

　また、厚みが薄く上記したように背圧による外周側への変形による隙間の縮小を実現するローリング円筒端部１ｈの代わりに、隙間は縮小しないが隙間長さを伸ばして漏れを抑制する二点鎖線で示すローリング円筒長端部１ｉとする変形例も考えられる。この場合は、吐出圧が極端に高い条件でもローリング円筒端部が偏心シリンダ穴２ｂ内周面へ押し付けられず、急激な入力増大という危険性を回避できるという効果がある。

　次に、実施例８に係るＲＣ圧縮機について、図２３及び図２４を用いて説明する。

　図２３は、ローリングシリンダ１の斜視図、図２４はローリングシリンダ１の上面図である。

　これまでの実施例（図４参照）のローリングシリンダ１のローリング端板とローリング円柱を、平板状の別体ローリング端板１ａ’と円筒状の別体ローリング円柱１ｂ’とし、シリンダ軸上に別体ローリング端板１ａ’の中心軸が来るように端板ねじ１ｗで固定する以外は、実施例１乃至６と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

　ローリング端板の仕上げ加工に平研が可能となり、精度向上とともに、コスト低減を図ることが可能となる。さらに、本体とのねじ固定には位置精度は要求されないため、ねじ固定によるコスト上昇も限定的となり、総合的に、製造コストを低減する効果が生じる。
もちろん、ねじ固定に限定されず、溶接や接着でもよい。

　次に、実施例９に係るＲＣ圧縮機について、図２５及び図２６を用いて説明する。

　図２５は、ローリングシリンダ１の斜視図、図２６はローリングシリンダ１の上面図である。厚肉部内をくり抜いて中空部であるローリング中空部１ｖを設ける以外は、実施例１乃至８と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

　これにより、ローリングシリンダ１の質量および慣性モーメントが低減するため、旋回ピストン３によって容易に回転させることが可能となり、不要な衝突の低減により、振動騒音の低減、磨耗の低減による信頼性向上、良好な油膜形成による圧縮機効率および体積効率の向上を実現できるという効果がある。また、本実施例のように、吐出圧空間（背圧室１１０）と連通する位置にローリング中空部１ｖを設けると、吐出圧によって、ローリング円柱１ｂの外周面が外側へわずかに膨らむ。これにより、偏心シリンダ穴２ｂの内周面との隙間が縮小し、漏れを抑制して、圧縮機効率や体積効率を向上させる効果がある。
また、シリンダ溝１ｃの側面がわずかに内側へ凹む。これにより、ピストンカット面３ｃとの隙間が縮小し、漏れを抑制して、圧縮機効率や体積効率を向上させる効果がある。

　次に、実施例１０に係るＲＣ圧縮機について、図２７を用いて説明する。

　図２７は、端板ではなく円筒端部を有するローリングシリンダ１の斜視図である。作動室との間はシール隙間となって作動室と接続しない外周孤立領域のローリング円柱１ｂやローリング円筒端部１ｈやローリング円筒長端部１ｉの外周部にローリング外周凹み部１ｎを設ける以外は、実施例７と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

　ローリングシリンダ１は、旋回ピストン３の旋回角速度の半分の角速度で回転しているとはいえ、外周部は、回転中心であるシリンダ回転軸から離れているため、周速は大きくなる。よって、ローリングシリンダ１の外周面と偏心シリンダ穴２ｂの内周面が摺動し摩擦トルクによる摩擦損失が増大する。そこで、外周孤立領域に作動室のシールに影響を与えない範囲でローリング外周凹み部１ｎを設けることにより、摺動面積が低減して、摩擦損失の低減を実現できる。これにより、入力が低減して、圧縮機効率が向上するという効果がある。

　また、本実施例のローリング外周凹み部１ｎは、下端まで延在するため、下端部は背圧室１１０の油と接触し、ローリング外周凹み部１ｎには油が入る。よって、油の潤滑作用により、摩擦損失が一層低減し、一層圧縮機効率が向上するという効果がある。このとき、背圧室１１０と通じるローリング外周凹み部１ｎの下端は、外周凹部油導入路の役割を担う。一方、シール性を高めるために、ローリング外周凹み部１ｎの下端を背圧室１１０と繋がない形状としてももちろんよい。

　次に、実施例１１に係るＲＣ圧縮機について、図２８を用いて説明する。

　図２８は、静止シリンダの下方からの斜視図である。作動室との間はシール隙間となって作動室と接続しない内周孤立領域の偏心シリンダ穴２ｂの内周部にシリンダ内周凹み部２ｎを設ける以外は、実施例１乃至１０と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

　ローリングシリンダ１は、旋回ピストン３の旋回角速度の半分の角速度で回転しているとはいえ、外周部は、回転中心であるシリンダ回転軸から離れているため、周速は大きくなる。よって、ローリングシリンダ１の外周面と偏心シリンダ穴２ｂの内周面が摺動し摩擦トルクによる摩擦損失が増大する。そこで、内周孤立領域に作動室のシールに影響を与えない範囲でシリンダ内周凹み部２ｎを設けることにより、摺動面積が低減して、摩擦損失の低減を実現できる。これにより、入力が低減して、圧縮機効率が向上するという効果がある。

　また、本実施例のシリンダ内周凹み部２ｎは、下端まで延在するため、下端部は背圧室１１０の油と接触し、シリンダ内周凹み部２ｎには油が入る。よって、油の潤滑作用により、摩擦損失が一層低減し、一層圧縮機効率が向上するという効果がある。

　このとき、背圧室１１０と通じるシリンダ内周凹み部２ｎの下端は内周凹部油導入路の役割を担う。一方、シール性を高めるために、シリンダ内周凹み部２ｎの下端を背圧室１１０と繋がない形状としてももちろんよい。

　ところで、静止シリンダ２は、図２８の二点鎖線の分割線で分割すると平板形状のシリンダ平板部とリング状のシリンダ環状部で構成されているとみなすことができる。この見方に沿って実際に偏心シリンダ穴２ｂの底面で分割し、シリンダ平板２ｆとシリンダ環状体２ｃに分割し、両者をねじ等で固定することも考えられる。このようにすると、旋回ピストン３のピストン上面３ｄと最重要なシール隙間を形成す偏心シリンダ穴２ｂの底面の表面粗さを極めて容易に向上できる。

　さらに、偏心シリンダ穴２ｂがシリンダ環状部２ｃで貫通穴となるため、ローリングピストン１のローリング円柱１ｂの外周面と同じく最重要なシール隙間を形成する偏心シリンダ穴２ｂの内周面の表面粗さも極めて容易に向上できる。この結果、これら２か所の隙間における内部漏れと摩擦損失が低減し、圧縮機効率と体積効率が向上するという効果がある。シリンダ平板部２ｆとシリンダ環状部２ｃの接続は、もちろん、ねじ固定に限定されず、溶接や接着でもよい。

　次に、実施例１２に係るＲＣ圧縮機について、図２９を用いて説明する。本実施例は、クランクシャフト６を水平配置した横型ＲＣ圧縮機の一実施例である。

　図２９は、横型ＲＣ圧縮機のバイパス弁及び吐出流路を横切る縦断面図である。背圧室１１０からの油の排出を円滑にするために油排出路４ｘの位置を中心軸高さ付近に移動し、吐出ガスが油中へ吹き出さないように、下側の上部壁溝２ｗ１を上へ移動するとともに、貯油部１２５付近の構成を変更する以外は、実施例１乃至１１と同様なので、同様な箇所及び単純な変更箇所に関する説明は省略する。言い換えると、油排出路４ｘの位置は、クランクシャフト６の下方で、かつ、フレーム４の上方とする。

　よって、以下では、貯油部１２５付近の構成のみ説明する。

　副フレーム３５の下方に油通過穴３５ｄ、上方に少し小さい吐出ガス通過穴３５ｃを設け、容積型給油ポンプ２００の油流入口に下端が底周辺に開口する油流入パイプ２００ｐを設ける。また、吐出パイプ５５をケーシング下フタ８ｃの上部に移動する。これらの貯油部１２５付近の変更と、前記したシリンダ外周溝２ｍとフレーム外周溝４ｍの上部への移動により、作動流体は、シリンダ外周溝２ｍとフレーム外周溝４ｍから上部のステータカット面７ｂ１を経て、吐出ガス通過穴３５ｃで副フレーム３５を抜け、吐出パイプ５５から圧縮機外部へ吐出する。この流路は上部にあるため、作動流体は下部に溜まる油に阻害されず、吐出できる。

　ここで、吐出ガス通過穴３５ｃにわずかに流路抵抗があるために、副フレーム３５を通過した作動流体は減圧される。その結果、油は油通過穴３５ｄから貯油部１２５に吸い上げられ、貯油部１２５の油面が上昇し、多量の油をためることが可能となる。そして、モータ７側の油面は油通過穴３５ｄの高さまで下がるため、モータ７は油を撹拌せず、オイルレートの上昇を抑えることや入力の抑制で圧縮機効率を向上するという効果がある。

　次に、実施例１３に係るＲＣ圧縮機について、図３０、３１Ａ、３２、３３と、図３、６、７、８、９、１０、１１の各図中の括弧付きの符号を用いて説明する。

　本実施例は、実施例１乃至１１で示した上部圧縮縦型ＲＣ圧縮機の、モータ７と圧縮部を一体的にケーシング空間内で上下逆転させ、副フレームや副軸受を廃止しつつ、圧縮部をケーシング空間の下方に配置して、下方に形成される貯油部１２５の油に少なくともピンスライド機構の高さまで浸した、下部圧縮縦型ＲＣ圧縮機の一実施例である。

　図３０は、下部圧縮縦型ＲＣ圧縮機のバイパス弁及び吐出流路を横切る縦断面図である。また、図３１Ａは、ピン機構取り付け部の縦断面図であり、図３０のＳ部の拡大図となる。図３２は、旋回軸受及び主軸受下部付近の縦断面図であり、図３０のＲ部の拡大図となる。そして、図３３は、ピンスライド機構のスライド溝挿入部における縦断面図であり、図３１、３２のＮ部の拡大図となる。

　図３は図１のＡ－Ａ断面図（圧縮室形成部）である。また、図６は静止シリンダの底面図、図７はフレームの斜視図である。そして、これらとクランクシャフトを合わせた圧縮要素部の組立てを説明する斜視図が図８であり、具体的構成は上下が逆転する。さらに、図９は図１のＢ－Ｂ断面よりもわずかに旋回ピストン側へずれた断面を用いた圧縮動作説明図である。図１０は図９のクランク角０度の拡大図、図１１はバイパス弁２２が動作しない場合に一方の作動室が圧縮行程から吐出行程に移行するタイミングの拡大図であり、図９のクランク角１８０度と２２５度との間にある状態を示したものである。

　前記の配置変更のうち、圧縮部の下方移動に伴う圧縮部を出入りする作動流体の流路変更と、圧縮部が油中に浸ることに伴うピンスライド機構や各軸受への給油系変更が施されている。これらの変更以外は、実施例１乃至１１と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。よって、以下では、まず、圧縮部を出入りする作動流体の流路変更を説明し、次に、給油系の変更を説明する。

　作動流体の吸込側は、図３、６、８、９、１０、１１に示す通り、偏心シリンダ穴２ｂへ開口する位置（但し、軸方向は多少ずれてもかまわない。）は、これまでの実施例の吸込穴２ｓ１と同様とした横吸込穴２ｓ６を設ける。そして、組み立て時に、吸込パイプ５０を、ケーシング円筒部８ａを貫通して装着する。

　一方、作動流体の吐出側は、図１、６、７に示す通り、貯油部１２５の油中へ吐出しないように、静止シリンダ２の下面側の吐出穴２ｄ開口部とバイパス弁２２開口部を密閉吐出カバー２３１で覆い、その空間からフレーム４の上面まで静止シリンダ２とフレーム４の取り付け面を経由して両者を貫く吐出貫通路１４０を設ける。さらに、この吐出貫通路１４０の上開口部には、油が入らないように、フレーム４の上面に密着固定した貯油しきり２１５（貯油隔壁）を設ける。そして、貯油しきり２１５の上部内側でクランクシャフト６またはロータ７ａまたは主バランス８０の回転体周囲のフレーム上部環状吐出口１３０でチャンバ空間とつなぐ。

　次に、変更した給油系を説明する。

　まず、ピンスライド機構への給油系について説明する。

　図３１Ａと３３に示す通り、固定ピン５ｓを、固定ピン延長部５ｓ２により静止シリンダ２のシリンダ平板部を貫通して貯油部１２５の底部まで延長したうえで、その内部に貯油部１２５の油とピンスライド機構のスライド溝３ｂまでを密閉状に繋ぐ固定ピン縦穴５ｓ３を設ける。ここで、固定ピン５ｓは、静止シリンダ２に圧入や焼きばめまたは冷やしばめまたは溶接で固定配置する固定ピンである。この固定ピン縦穴５ｓ３は、ピンスライド密閉路となる。

　前記した通り、貯油部１２５の油面は、ピンスライド機構の高さを超えるように、封入する油量を調整しているため、ピンスライド機構には、ピンスライド機構の高さと油面高さの差の油柱の重量に相当する昇圧分（以下「油面差圧力増分」と称する。）だけ吐出圧よりも高い圧力の油が供給される。これにより、これまでの上部圧縮縦型の場合の実施例と同様に、如何なる圧力の領域が近傍にあろうとも、ピンスライド機構への給油を確実に継続することが可能となって、ピンスライド機構の信頼性を向上できるため、高信頼性のＲＣ圧縮機を提供できるという効果がある。

　また、この固定ピン縦穴５ｓ３は、ピンスライド機構近傍にあって静止シリンダ２を貫通しているので、ピン近傍流路となっている。衝撃荷重が働いて摩耗の危険性が高いピンスライド機構には、短時間であろうとも無給油状態となることは許されず、ピン近傍に給油できる本実施例は、給油が切れる可能性を低減できるため、ピンスライド機構の信頼性を向上でき、高信頼性のＲＣ圧縮機を提供できるという効果がある。今回は、ピン近傍の極限ともいえる固定ピン５ｓ自体に給油路を設けた貫通ピン穴となっており、上記の信頼性向上効果は一層大きい。

　次に、旋回軸受２３や主軸受２４への給油系について、主に図３２を用いて説明する。

　固定ピン縦穴５ｓ３によって、スライド溝３ｂへ供給された油は、隣接するシャフト偏心端部空間１１５へ入る。そこに開口する給油下部縦穴６ｌには、下端が封止された給油偏心封止溝６ｈ’へ向かう給油偏心横穴６ｉが設けられる。この給油偏心横穴６ｉにより、クランクシャフト６の回転で給油偏心封止溝６ｈ’へ遠心給油が行われる。これにより、給油下部縦穴６ｌはシャフト非貫通縦穴、給油偏心横穴６ｉはシャフト旋回横穴となる。給油偏心封止溝６ｈ’に入った油は、旋回軸受２３に供給され、更に背圧室１１０へ入る。これより、背圧室１１０の圧力である背圧は、吐出圧または吐出圧よりも少し高い圧力に保持される。

　これによって、上部圧縮縦型ＲＣ圧縮機での背圧と同様に、旋回ピストン３とローリングシリンダ１を静止シリンダ２側へ押し付け、漏れを抑制して、圧縮機効率や体積効率を向上させるという効果がある。

　背圧室１１０に入った油は、次に、シャフトつば部６ｃの上部でシャフト６の主軸部に設ける給油ねじ溝６ｎの入口が開口する空間へ入り、給油ねじ溝６ｎのねじポンプ作用で主軸受２４を給油した後、主軸受２４の上端から周囲に噴き出す。

　以上のようにして、ピンスライド機構や旋回軸受２３や主軸受２４などの給油が必須となる箇所へ、圧縮機効率の低下をもたらすレベルの動力を要する容積型給油ポンプを使用することなく、給油を行うことができるため、圧縮機効率を向上するという効果がある。
また、製造コスト低減という効果もある。

　ここで、図３２の二点鎖線で示す通り、給油偏心横穴６ｉに代わって、給油ねじ溝６ｎの入口が開口する空間へ開口する給油ねじ横穴６ｍを設けても良い。これより、給油ねじ横穴６ｍはシャフト主横穴となる。この場合、主軸受２４への給油が圧縮機の起動からほとんど時間遅れなく開始するため、主軸受２４の信頼性を向上できるという効果がある。
もちろん、給油偏心横穴６ｉと給油ねじ横穴６ｍを両方とも設けてももちろんよい。

　また、なんらかの理由によって、貯油部１２５の油面がピンスライド機構より低下しても、これら給油横穴６ｉ、６ｍの遠心ポンプ作用により、油をピンスライド機構へ供給できるため、ピンスライド機構の信頼性を向上するという効果もある。

　主軸受２４の上端から周囲に噴き出した油は、図３０から分かるとおり、主バランス８０の内周側へ付着する。そして、重力により、主バランス内周突出部８０ａまで流下し一時的に溜まる。そして、そこから主バランス８０の外周へ通じる主バランス油穴８０ｂを遠心力で強制的に通過させられ、ステータ巻線７ｂ２やケーシング円筒部８ａの内周壁に付着し、油滴となって貯油部１２５へ戻る。言い換えると、主軸受２４の上端から周囲に噴き出した油は、モータ７の遠心力によりケーシング円筒部８ａの内周壁に向かって移動し、貯油しきり２１５の上端部の上方を通過し、ケーシング円筒部８ａの内周壁に付着するなどして、ケーシング円筒部８ａと貯油しきり２１５との間に移動し、貯留される。

　これにより、吐出貫通路１４０の出口が開口する貯油しきり２１５の内周部に油が溜まることがなく、吐出流れが阻害されず、圧縮機効率の低下を回避できるという効果がある。さらに、オイルミストの増大も回避できるため、貯油部１２５の油面低下の危険性を低減できるという効果がある。

　次に、ピン機構５である固定ピン５ｓの静止シリンダ２への取り付け方法を固定ピンフランジ部５ｓ１（図３１Ｂ参照）でねじ止めする変形例も考えられる。これは、上圧縮縦型ＲＣ圧縮機の第１実施例におけるピン機構取り付けと同様であるため、説明を省略する。

　次に、実施例１４に係るＲＣ圧縮機について、図３４、１６、１８を用いて説明する。

　図３４は、ピンスライド機構のスライド溝挿入部の縦断面図であり、図３１Ａや３１ＢのＮ部の拡大図となる。また、図１６、１８は、ピンスライド機構のスライダの斜視図である。この実施例は、上圧縮縦型ＲＣ圧縮機の実施例２または４で採用した、ピン軸に対して回転可能なスライダ５ｃを設けたピン機構５とする以外は実施例３０とほぼ同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

　ピン軸に対して回転可能なスライダ５ｃを設けたピン機構５は、主軸受２４や旋回軸受２３を給油する油が固定ピン縦穴５ｓ３を通ることから、その流路として、スライダフランジ縦穴５ｂ１がスライダフランジ５ｂを貫通する形態とする以外は、実施例２または４で説明する構成と同じであるため、説明を省略する。

　次に、実施例１５に係るＲＣ圧縮機について、図３５を用いて説明する。

　図３５は、ピンスライド機構のスライド溝挿入部の縦断面図で、図３１Ａや３１ＢのＮ部の拡大図となっている。スライダ軸穴５ａ２と固定ピン５ｓの摺動部にスライダ転動体５ｃを挿入する以外は実施例１４と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

　スライダ５ａのがたが小さくなるため、ＲＣ圧縮機の圧縮動作がより滑らかとなり、ピンスライド機構にかかる衝撃力が小さくなって信頼性を向上できるという効果がある。

　次に、実施例１６に係るＲＣ圧縮機について、図３６、３７を用いて説明する。

　図３６は、図３１Ａや３１ＢのＮ部の拡大縦断面図であってピンスライド機構のスライド溝挿入部を示している。また、図３７は、図３０のＢ－Ｂ断面よりもわずかに旋回ピストン側へずれた断面で見た図を用いてピンスライドポンプ動作を示すフロー図である。固定ピン５ｓのスライド溝３ｂと摺動する側面部の特定の方向にピンポンプ穴５ｓ４を開口させること（図３６参照）で、図３７で説明するピンスライドポンプ動作を起こす以外は、実施例１３乃至１５と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

　ピンスライド機構を構成する固定ピン５ｓは、スライド溝３ｂの両側面と摺動し、その２つの摺動箇所でスライド溝３ｂ内の領域を２分割する（図３７参照）。そして、二分割する領域のうち、図３７のクロスハッチングした領域では面積が増大し、もう一方の領域は逆に面積が縮小する。ピンポンプ穴５ｓ４は、貯油部１２５に繋がる固定ピン縦穴５ｓとクロスハッチングした面積増大領域を繋ぎ、もう一方の面積縮小領域には繋がらない流路となるため、油を吸い上げるポンプ作用を起こす。

　次に、このピンポンプ穴５ｓ４が開口する方向について、図３７のクランク角０度の図で説明する。

　まず、基準となる方向ＸＸとして、シリンダ回転軸からシャフト軸（ピストン旋回軸）へ向う方向を考える。そして、このＸＸ方向に対し、ピン軸を中心として、旋回ピストン３の旋回運動回転方向（ローリングシリンダ１の回転方向と等しい）へ９０度回転させる方向とする。本実施例を含むこれまで示してきた実施例は全て、ピン軸調整角δが０度であった。上記したピンポンプ穴５ｓ４の設置方向はピン軸調整角δが０とした場合だけに当てはまる。ピン軸調整角δが０度でない場合も含む一般的なピンポンプ穴５ｓ４設定方向は、ＸＸ方向に対し、ピン軸を中心として、旋回ピストン３の旋回運動回転方向へ（９０＋δ）度回転させればよい。この方向は、図４２に記載した。

　以上のようにして、ピンスライド機構の動作を利用して、貯油部１２５の油を昇圧してピンスライド機構へ供給するポンプ動作を起こすことができるため、コスト増大を伴わずに、ピンスライド機構の信頼性を高めることが可能になるという効果がある。

　ここで、固定ピン５ｓの先端面とスライド溝３ｂの底面との隙間を狭めることで、図３７のクロスハッチングした面積増大領域の密閉性を高めることができ、前記したピンスライドポンプ動作の効率を高めることができる。

　また、図３７のクランク角が１８０度の図から分かるとおり、ピンポンプ穴５ｓ４の開口する箇所が固定ピン５ｓとスライド溝の摺動箇所となるタイミングでは、ピンポンプ穴５ｓ４の開口部の周方向の広がりが大きいと、その開口部を介してクロスハッチングした面積増大領域ともう一方の面積縮小領域が通じて、ピンスライドポンプ動作の効率を低下させてしまう危険性のあることがわかる。このため、開口形状をピン軸方向に長い長穴形状とすることで、開口断面積を確保しながらピンポンプ穴５ｓ４の開口部の周方向の広がりを縮小できるため、ピンスライドポンプ動作の効率を高めることができる。

　次に、実施例１７に係るＲＣ圧縮機について、図３８、３９、４０を用いて説明する。

　図３８は、ピンスライド機構の縦断面図であり、図３０のＳ部の拡大図となる。また、図３９は、図３８の断面と直交する面でのピンスライド機構の拡大縦断面図である。そして、図４０は、ピンスライド機構の回転ピン支持部における縦断面図であり、図３８や３９のＥ部の拡大図となる。ピン軸に対して回転可能な回転ピン５ｒによりピン機構５を構成する以外は実施例１３乃至１５と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

　回転ピン５ｒは、図３８と３９に明示するように、貯油部１２５に浸る回転ピン延長部５ｒ２とスライド溝３ｂに装着する回転ピンスライド部５ｒ１を有する。この回転ピンスライド部５ｒ１は、ピン軸に対して垂直方向に設けられる。ＲＣ圧縮機の圧縮動作に伴って、スライド溝３ｂ内を往復摺動する。すなわち、実施例２のスライダ５ａ２をピン軸の部分に一体化した構成とみなすこともできる。そして、この回転ピンスライド部５ｒ１内部に、回転ピン横穴５ｒ４を貫通させ、下端部に開口して貯油部１２５と連通する回転ピン縦穴５ｒ３とつなげる。

　さらに、図４０に示す通り、回転ピン５ｒと静止シリンダ２の間には、狭い隙間を設けて、回転ピン５ｒが回転自在となるようにし、その軸受部へ給油するための固定ピン給油穴５ｒ５を複数設ける。この固定ピン給油穴５ｒ５は一個でももちろんよい。

　ＲＣ圧縮機の圧縮動作に伴って、回転ピン５ｒは、スライド溝３ｂ内に装着された回転ピンスライド部５ｒ１のために回転トルクが働き、旋回ピストン３の自転速度で回転する。これに伴って、油が、遠心ポンプ作用により、昇圧されつつ、回転ピン縦穴５ｒ３、回転ピン横穴５ｒ４を経由して、スライド溝３ｂへ噴き出る。

　これにより、ピンスライド機構へ吐出圧以上の圧力の油を確実に供給できるため、高い信頼性のＲＣ圧縮機を供給できるという効果がある。また、遠心ポンプ作用による給油であるため、入力増大を伴わず、また、構造が単純で製造コストを抑えることができる。

　さらに、回転数が高くなってピンスライド機構摩耗の危険性が高くなるほど給油量と昇圧量を増大できる。よって、広範な運転域でピンスライド機構に適正な油量を供給でき、無駄な給油による圧縮機効率の低下を回避できるとともに、ピンスライド機構部での摩耗の危険性を低減し信頼性が向上する低コストのＲＣ圧縮機を実現できるという効果がある。

　次に、実施例１８に係るＲＣ圧縮機について、図４１を用いて説明する。

　図４１は、ピンスライド機構の回転ピン支持部における縦断面図で、図３８や３９のＥ部の拡大図となっている。回転ピン５ｒと静止シリンダ２の間に回転ピン転動体５ｋを設ける以外は実施例１７と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

　回転ピンスライダ５ａのがたが小さくなるため、ＲＣ圧縮機の圧縮動作がより滑らかとなり、ピンスライド機構にかかる衝撃力が小さくなって信頼性を向上できるという効果がある。また、回転ピン転動体５ｋが、常時、貯油部１２５の油に浸るようにして、回転ピン転動体５ｋへの給油を回転ピン軸受下隙間２ｐで行う。また、回転ピン軸受下隙間２ｐをピンスライド機構へ給油するためのピンスライド給油路の一つとなる。これは、ピン機構５に近い給油路であるため、ピン近傍流路となっている。ピン近傍に給油できるため、給油が切れる可能性を低減でき、ピンスライド機構の信頼性を向上できるという効果がある。

　最後に、実施例１９に係るＲＣ圧縮機について、図４２と図４３を用いて説明する。

　図４２は、ピンスライド機構のピン軸の設置位置とスライド軸の傾斜の関係を説明する圧縮部横断面図であり、図１０のＵ部の拡大図となっている。また、図４３は、ピン軸の設置位置の詳細説明図であり、図４２のＷ部の拡大図となっている。

　ピン軸調整角を０度以外のδ度とする以外は、実施例１乃至１８と同様なので、同様な箇所に関する説明は省略する。

　ピン軸をピストン旋回軌跡円上でδ度回転させた位置に配置し、スライド軸をピストンカット面３ｃの法線からピン軸調整角δと同じ方向にδ／２度だけ回転させる。これにより、ピン軸調整角δが０の場合と同様に、動作のロックを回避し、圧縮動作を継続できるという効果がある。これにより、バイパス弁２２や吸込穴２ｓ１や吐出穴２ｄなどシリンダ平板部に設ける要素や構成との干渉を回避ですことができ、設計の自由度が向上する。

　しかし、ピン軸調整角δを０とすることが最良であることは、前記従来例で詳細に説明されており、ピン軸調整角δの絶対値を大きくすると、ロック現象の回避が困難になってくる。つまり、ピン軸調整角δを０とすることにより、圧縮動作を滑らかにして、振動や騒音を低減し、信頼性が高く圧縮機効率も高いＲＣ圧縮機を実現できるという効果がある。

　１：ローリングシリンダ、１ｂ：ローリング円柱、１ｃ：シリンダ溝、１ｄ：偏心シャフト挿入穴、２：静止シリンダ、２ｄ：吐出穴、２ｅ：バイパス穴、３：旋回ピストン、３ｂ：スライド溝、３ｃ：ピストンカット面、４：フレーム、４ｘ：油排出路、５：ピン機構、５ａ：スライダ、５ｂ：スライダフランジ、５ｂ１：スライダフランジ縦穴、５ｂ２：スライダフランジ横穴、５ｃ：スライダ転動体、５ｋ：回転ピン転動体、５ｒ：回転ピン、５ｒ３：回転ピン縦穴、５ｒ４：回転ピン横穴、５ｒ５：回転ピン給油穴、５ｓ：固定ピン、５ｓ３：固定ピン縦穴、５ｓ４：ピンポンプ穴、５ｓ５：固定ピン横穴、６：クランクシャフト、６ａ：偏心シャフト、６ｂ：給油縦穴、６ｄ：シャフトネック、６ｅ：給油上主軸受穴、６ｆ：給油下主軸受穴、６ｚ：ポンプ連結管、７：モータ、７ａ：ロータ、７ｂ：ステータ、８：ケーシング、８ａ：ケーシング円筒部、８ｂ：ケーシング上フタ、８ｃ：ケーシング下フタ、３５ｃ：吐出ガス通過穴、３５ｄ：油通過穴、５０：吸込パイプ、５５：吐出パイプ、８０：主バランス、８０ａ：主バランス内周突出部、８０ｂ：主バランス油穴、９５：吸込室、１００：圧縮室、１０５：吐出室、１１０：背圧室、１１０ａ：ベッド背圧室、１１５：シャフト偏心端部空間、１２０：ケーシング上部室、１２５：貯油部、１３０：フレーム上部環状吐出口、１５０：給油ポンプシャフト室、２００：容積型給油ポンプ、２００ｐ：油流入パイプ、２１０：ロータカップ、２１５：貯油しきり、２３０：吐出カバー、２３１：密閉吐出カバー。

Claims

　スライド溝を有する旋回ピストンと、
　シリンダ溝を有するローリングシリンダと、
　固定ピンを有する静止シリンダと、
　前記旋回ピストンの旋回運動の駆動源であるピストン旋回駆動源と、
　前記旋回ピストンと前記ピストン旋回駆動源とを繋ぐ駆動伝達部と、
　前記駆動伝達部が貫通するフレームと、
　前記旋回ピストン、前記ローリングシリンダ、前記静止シリンダ、前記ピストン旋回駆動源及び前記駆動伝達部を内蔵し、かつ、貯油部を有する、ケーシングと、を備え、
　前記旋回ピストン、前記ローリングシリンダ及び前記静止シリンダは、圧縮部を構成し、
　前記ローリングシリンダと前記静止シリンダとの間には、前記シリンダ溝に嵌合された前記旋回ピストンが仕切る２つの空間である吸込室及び圧縮室が形成され、
　前記圧縮室の作動流体は、前記旋回ピストンの運動により吐出圧に達する構成であり、　前記固定ピンは、前記スライド溝に嵌合されるものであり、
　前記貯油部の油を前記固定ピン及び前記スライド溝に供給するピンスライド給油路を有し、
　前記固定ピン及び前記スライド溝に供給される油の、前記ピンスライド給油路の出口における圧力を前記吐出圧以上とする構成を有する、ローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記貯油部に溜まる油の上面における圧力は、前記圧縮室から流出する前記作動流体により前記吐出圧とする、請求項１記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記圧縮部は、前記ピストン旋回駆動源の上方に配置されている、請求項２記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記圧縮部、前記ピストン旋回駆動源及び前記駆動伝達部は、水平方向に配置されている、請求項２記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　さらに、給油ポンプを備え、
　前記給油ポンプは、前記ピンスライド給油路の油の圧力を高めるものである、請求項２～４のいずれか一項に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記給油ポンプは、容積型ポンプである、請求項５記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記駆動伝達部は、クランクシャフトを含み、
　前記クランクシャフトの内部には、回転軸方向に貫通する給油路が設けられている、請求項５又は６に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記固定ピンの先端部は、給油路を構成する凹部が設けられている、請求項５～７のいずれか一項に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記固定ピンの前記凹部と前記固定ピンの側面部との間には、前記旋回ピストンに油を供給する給油路が設けられている、請求項８記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記固定ピンの先端部には、前記固定ピンに対して回転自在であるスライダが付設され、
　前記スライダの内部又は側面部には、給油路が設けられている、請求項５～９のいずれか一項に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記フレームには、油排出路が設けられている、請求項５～１０のいずれか一項に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　スライド溝を有する旋回ピストンと、
　シリンダ溝を有するローリングシリンダと、
　固定ピン又は回転ピンを有する静止シリンダと、
　前記旋回ピストンの旋回運動の駆動源であるピストン旋回駆動源と、
　前記旋回ピストンと前記ピストン旋回駆動源とを繋ぐ駆動伝達部と、
　前記駆動伝達部が貫通するフレームと、
　前記旋回ピストン、前記ローリングシリンダ、前記静止シリンダ、前記ピストン旋回駆動源及び前記駆動伝達部を内蔵し、かつ、貯油部を有する、ケーシングと、を備え、
　前記旋回ピストン、前記ローリングシリンダ及び前記静止シリンダは、圧縮部を構成し、
　前記ローリングシリンダと前記静止シリンダとの間には、前記シリンダ溝に嵌合された前記旋回ピストンが仕切る２つの空間である吸込室及び圧縮室が形成され、
　前記圧縮室の作動流体は、前記旋回ピストンの運動により吐出圧に達する構成であり、　前記固定ピン又は前記回転ピンは、前記スライド溝に嵌合されるものであり、
　前記貯油部の油を前記固定ピン又は前記回転ピン及び前記スライド溝に供給するピンスライド給油路を有し、
　前記固定ピン又は前記回転ピン及び前記スライド溝に供給される油の、前記ピンスライド給油路の出口における圧力を前記吐出圧以上とする構成を有し、
　前記貯油部に溜まる油の上面における圧力は、前記圧縮室から流出する前記作動流体により前記吐出圧とし、
　前記圧縮部は、前記ピストン旋回駆動源の下方に配置されている、ローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　さらに、貯油しきりを有し、
　前記ピストン旋回駆動源と前記圧縮部との間に噴出した油は、前記貯油しきりと前記ケーシングとの間に貯留される構成を有し、
　当該貯留された油の上面は、前記圧縮部の上方に位置するように構成されている、請求項１２記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記ピストン旋回駆動源と前記圧縮部との間に位置する前記駆動伝達部には、給油路が設けられている、請求項１２又は１３に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記固定ピン又は前記回転ピンの内部には、給油路が設けられている、請求項１２～１４のいずれか一項に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記固定ピン又は前記回転ピンは、前記貯油部の底部に向かって延長した構成を有する、請求項１５に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記固定ピン又は前記回転ピンの内部に設けられた前記給油路と前記固定ピン又は前記回転ピンの側面部との間には、前記旋回ピストンに油を供給する給油路が設けられている、請求項１５又は１６に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記ローリングシリンダの側面部には、ローリング外周凹み部が設けられている、請求項１～１７のいずれか一項に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記静止シリンダの内周面には、シリンダ内周凹み部が設けられている、請求項１～１８のいずれか一項に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記旋回ピストン、前記ローリングシリンダ及び前記静止シリンダは、鋳鉄又はアルミニウム合金で形成されている、請求項１～１９のいずれか一項に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。
　前記旋回ピストンと前記フレームとの間には、背圧室を有し、
　前記背圧室の圧力である背圧を吐出圧とするべく、前記ケーシングの内部であるケーシング空間と前記背圧室とを連通する背圧連通路を設けた、請求項１～２０のいずれか一項に記載のローリングシリンダ式容積型圧縮機。