WO2018087955A1 - ロータリ圧縮機 - Google Patents

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WO2018087955A1
WO2018087955A1 PCT/JP2017/024002 JP2017024002W WO2018087955A1 WO 2018087955 A1 WO2018087955 A1 WO 2018087955A1 JP 2017024002 W JP2017024002 W JP 2017024002W WO 2018087955 A1 WO2018087955 A1 WO 2018087955A1
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WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
lever
cylinder
vane
coil spring
rotary compressor
Prior art date
Application number
PCT/JP2017/024002
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
将吾 諸江
聡経 新井
秀明 北川
Original Assignee
三菱電機株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 三菱電機株式会社 filed Critical 三菱電機株式会社
Priority to JP2018550022A priority Critical patent/JP6627987B2/ja
Publication of WO2018087955A1 publication Critical patent/WO2018087955A1/ja

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • 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
    • F04C18/356—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 with vanes reciprocating with respect to the outer member

Definitions

  • the present invention relates to a rotary compressor used in heat pump equipment, refrigeration cycle equipment, and the like.
  • General rotary compressors perform compression by a piston that rolls eccentrically from the center of the cylinder.
  • the cylinder is provided with a vane (also referred to as a blade) that abuts the outer peripheral surface of the piston and partitions the space in the cylinder into a compression space and an intake chamber.
  • the vane is movable in the radial direction of the cylinder in accordance with the rolling of the piston, and is energized by a coil spring installed at the rear end of the vane so that the tip of the vane is always in contact with the outer periphery of the piston (for example, patent Reference 1).
  • Patent Document 2 shows a structure in which a coil spring is installed at a position parallel to the sliding slot of the vane, and an arm portion extending from the coil spring toward the rear end of the vane is engaged with the vane.
  • a space for installing a coil spring on the rear end side of the vane becomes unnecessary, and the outer diameter of the cylinder can be reduced.
  • JP-A-63-289284 Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-223082
  • the length of the spring installed in parallel with the sliding slot of the vane is shorter than the distance from the inner peripheral surface of the cylinder to the rear end side of the vane. Therefore, in this structure, when the radial thickness of the cylinder (the distance between the inner diameter and the outer diameter) is reduced, the length of the spring is also reduced. Further, since a tension spring is used as a coil spring in Patent Document 2, hooks for fixing are required at both ends of the spring, and the substantial length of the spring portion is significantly shorter than the thickness in the radial direction of the cylinder. If the spring portion is short, there is a problem that the life is greatly shortened when the spring repeatedly expands and contracts.
  • the present invention has been made in consideration of such a problem, and by realizing a small and highly reliable rotary compressor by extending the life of the spring without increasing the outer diameter of the cylinder. With the goal.
  • the rotary compressor of the present invention is A container, A drive mechanism installed in the container to rotate the drive shaft; A cylinder fixed in the container; A piston that rotates in the cylinder by transmitting rotation of the drive shaft; A vane that is inserted into a slot provided in the cylinder, has a tip that contacts the piston, and reciprocates in the slot as the piston rolls; A coil spring held in an elastically deformed state at a position displaced from the extension of the slot; A rotating shaft is installed in the cylinder, and is held so as to be able to swing around the rotating shaft. A restoring force from the elastic deformation of the coil spring is applied to the vane as a force toward the piston by the vane.
  • a lever for transmitting If the center of the rotating shaft is a fulcrum, the position where the lever transmits a force to the vane is the application point, and the position where the lever receives the restoring force of the coil spring is the application point, the distance from the fulcrum to the application point is The rotary compressor is longer than the distance from the fulcrum to the power point.
  • the rotary compressor of the present invention transmits the restoring force of the coil spring to the vane by the lever, the center of the rotation shaft of the lever as a fulcrum, the position at which the force is transmitted to the vane at the lever, and the restoring force of the coil spring at the lever. If the position to receive is a force point, the distance from the fulcrum to the action point is longer than the distance from the fulcrum to the force point, so that the amount of deformation of the coil spring is expanded and transmitted to the vane. For this reason, the amount of deformation of the coil spring is reduced, and even if the outer diameter of the cylinder is not enlarged, the life of the spring can be lengthened, and a small and highly reliable rotary compressor can be realized.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view schematically showing the structure of a rotary compressor according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the rotary compressor according to the first embodiment of the present invention, which is a cross-sectional view taken along line XY in FIG.
  • the rotary compressor 100 is one of the components of a heat pump that is employed in, for example, an air conditioner, a water heater, or the like.
  • the rotary compressor 100 sucks a gaseous fluid (gas refrigerant), compresses it, and discharges it as a high-temperature / high-pressure fluid.
  • gaseous fluid gas refrigerant
  • the rotary compressor 100 includes a container 1 and a compression mechanism and a drive mechanism that moves the compression mechanism inside the container 1.
  • the container 1 is a sealed container that holds a high-pressure fluid, and has a shape in which both ends of a cylinder are closed by a spherical curved surface.
  • Inside the container 1 is an internal space 7 for holding a gaseous fluid.
  • the space near the bottom of the container 1 is a lubricating oil reservoir 7 a that stores lubricating oil that lubricates the compression mechanism.
  • the container 1 is connected to a suction pipe 3 that introduces a fluid to be compressed into the compression mechanism from the outside, and a discharge pipe 2 that discharges the compressed fluid, and is provided with an introduction terminal 88 that supplies electric power to the internal drive mechanism from the outside. .
  • the fluid compressed from the compression mechanism is discharged into the space above the lubricating oil reservoir 7a, and the fluid is discharged from the space to the outside of the container 1 through the discharge pipe 2.
  • the drive mechanism is a mechanism for rotating the drive shaft 5 and moving the compression mechanism with the rotational force.
  • the drive mechanism includes an electric motor 8 and a drive shaft 5.
  • the electric motor 8 generates a rotational force and transmits the rotational force to the compression mechanism via the drive shaft 5.
  • the drive shaft 5 is installed along the vertical direction, and the compression mechanism is disposed below the electric motor 8. Below, each element of a drive mechanism is demonstrated.
  • the electric motor 8 is a rotating electric machine including a stator 8b and a rotor 8a, and has a variable number of rotations by, for example, inverter control.
  • the stator 8b has a substantially cylindrical shape, and an outer peripheral portion thereof is fixed to the container 1 by, for example, shrink fitting.
  • the stator 8b has a coil, and electric power is supplied to the coil from an external power source through an introduction terminal 88.
  • the rotor 8a has a substantially cylindrical shape, and is disposed inside the stator 8b with a small distance from the inner peripheral surface of the stator 8b.
  • the drive shaft 5 is fixed to the rotor 8a.
  • the drive shaft 5 is on the opposite side of the compression mechanism with respect to the long shaft portion 5a, and the long shaft portion 5a between the motor portion 5m and the compression mechanism.
  • a short shaft portion 5b and an eccentric portion 5c formed between the long shaft portion 5a and the short shaft portion 5b are configured.
  • the eccentric portion 5c has a cylindrical shape that is eccentric by a predetermined distance from the rotation center axis of the long shaft portion 5a and the short shaft portion 5b.
  • the eccentric portion 5c is disposed in a cylinder chamber 12 described later.
  • the long shaft portion 5 a of the drive shaft 5 is rotatably supported by the bearing portion 60 a of the first support member 60, and the short shaft portion 5 b is rotatably supported by the bearing portion 70 a of the second support member 70.
  • the eccentric portion 5 c moves eccentrically in the cylinder chamber 12. That is, as the electric motor 8 rotates, rotational power is transmitted to the compression mechanism via the drive shaft 5.
  • the bearing portions 60a and 70a are constituted by sliding bearings and the like, and lubricating oil is supplied from the lubricating oil storage portion 7a by an oil pump (not shown).
  • the compression mechanism is a rotary type, and is provided below the electric motor 8 in the first embodiment of the present invention.
  • the compression mechanism includes a cylinder 11, a piston 13 that rolls in the cylinder 11, a vane 14 that partitions the space inside the cylinder 11 together with the piston 13, a coil spring 16, and a lever 30 that transmits the force of the coil spring 16 to the vane 14. With. Below, each element of a compression mechanism is demonstrated.
  • the first support member 60 is on the motor 8 side of the cylinder 11, and the second support member 70 is on the opposite side of the cylinder 11 from the motor 8.
  • the cylinder 11 is sandwiched between the first support member 60 and the second support member 70.
  • the cylinder 11 is a flat plate member having a pair of parallel flat surfaces, an upper surface and a lower surface, and a cylindrical through hole penetrating from the upper surface to the lower surface. This through hole is substantially concentric with the drive shaft 5 and constitutes the cylinder chamber 12.
  • the upper surface of the cylinder 11 faces the electric motor 8 side, and the lower surface is on the opposite side.
  • the first support member 60 has a bearing portion 60a and a flange portion 60b.
  • the bearing portion 60a is a portion that rotatably supports the drive shaft 5.
  • the flange portion 60b is located at one end in the axial direction of the bearing portion 60a, and is a portion that expands in a disk shape from a hole through which the drive shaft 5 is inserted.
  • the second support member 70 has a flange portion 70b that expands in a disk shape on one side of the bearing portion 70a.
  • One end of the through hole of the cylinder 11, that is, the opening on the upper surface side, is closed by the flange portion 60 b of the first support member 60, and the other end, that is, the opening on the lower surface side, is the second support member 70. Is closed by the flange portion 70b.
  • the cylindrical through-hole closed at both ends is the cylinder chamber 12 and serves as a space for compressing the fluid inside.
  • the bearing portion 60a and the flange portion 60b of the first support member 60 may be formed by combining a plurality of members.
  • the bearing portion 70a and the flange portion 70b of the second support member 70 may be formed by combining a plurality of members.
  • the cylinder 11 is fixed to the container 1.
  • the outer periphery of the cylinder 11 may have a cylindrical surface substantially coaxial with the cylinder chamber 12, and the outer peripheral surface of the cylinder 11 may be fixed in contact with the inner peripheral surface of the container 1.
  • the cylinder 11 can increase the strength of the container.
  • the entire outer peripheral surface of the cylinder 11 does not have to be in contact with the inner peripheral surface of the container 1.
  • the upper lubricating oil in the inner space 7 can pass through the lower lubricating oil storage portion 7 a.
  • the cylinder 11 may be fixed via another member fixed to the container 1, and a gap may be provided between the outer periphery of the cylinder 11 and the container 1.
  • the cylinder chamber 12 in the cylinder 11 is provided with a cylindrical piston 13 having an outer diameter smaller than the inner diameter of the cylinder chamber 12.
  • the piston 13 has a ring shape with a cylindrical surface, and the eccentric portion 5c of the drive shaft 5 is inserted into the ring-shaped hole.
  • the inner peripheral surface of the piston 13 and the outer peripheral surface of the eccentric portion 5c are slidable.
  • the center of the piston 13 is eccentric from the center of the cylinder chamber 12 so that a part of the outer peripheral surface of the piston 13 is in contact with the inner peripheral surface of the cylinder 11 which is the inner wall of the cylinder chamber 12.
  • the piston 13 receives a force from the drive mechanism and rolls in a certain direction while a part of the cylinder 11 is in contact with the inner peripheral surface.
  • the cylinder chamber 12 is provided with an intake port 17 for flowing a fluid into the cylinder chamber 12 and a discharge port 18 for discharging the fluid compressed in the cylinder chamber 12 to the outside.
  • the intake port 17 and the discharge port 18 are at different angular positions depending on the rotation angle around the center O of the cylinder chamber 12.
  • the angular positions of the intake port 17 and the discharge port 18 are relatively close, and the angle formed by connecting the center of the intake port 17, the center O of the cylinder chamber 12, and the center of the discharge port 18 in this order is an acute angle.
  • the intake port 17 is provided, for example, as a hole that penetrates from the outer peripheral surface to the inner peripheral surface of the cylinder 11 approximately in the radial direction of the cylinder 11.
  • the intake port 17 communicates with the suction pipe 3 connected to the container 1 so that a gaseous fluid can be sucked from the outside of the container 1.
  • the discharge port 18 is provided in a part of the inner peripheral surface of the cylinder 11 as a recess connected to the upper surface of the cylinder 11.
  • the discharge port 18 communicates with a through hole provided in the flange portion 60b so that the compressed fluid can be discharged into the internal space 7.
  • the size of the recess of the discharge port 18 is smaller than the diameter of the intake port 17.
  • the discharge port 18 is within the range of a slight distance from the inner peripheral surface of the cylinder chamber 12 on the upper surface of the cylinder 11.
  • a thin slot 19 extending in the radial direction of the cylinder 11 is provided between a rotation angle range in which the intake port 17 and the discharge port 18 approach each other.
  • the slot 19 is a groove penetrating from the upper surface to the lower surface of the cylinder 11, one in the radial direction communicates with the cylinder chamber 12, and the other extends toward the outer periphery of the cylinder 11.
  • the slot 19 has two parallel planes facing each other with a space therebetween so that the flat vane 14 can slide.
  • the central axis of the cylinder chamber 12 is on the intermediate plane. That is, the slot 19 has a shape extending in the radial direction from the center of the cylinder chamber 12. A vane 14 is inserted into the slot 19.
  • the vane 14 is a plate-like member that divides the space between the inner peripheral surface of the cylinder 1 and the outer peripheral surface of the piston 13 into a suction space and a compression space.
  • the vane 14 has a flat plate-like portion having two parallel planes slidable on two opposing surfaces of the slot 19.
  • the vane 14 has the same height as the cylinder chamber 12 in the axial direction of the cylinder chamber 12.
  • the end of the vane 14 on the center side of the cylinder chamber 12 is always in contact with the outer peripheral surface of the piston 13.
  • the end on the center side of the vane 14 will be referred to as the tip of the vane 14 and the end on the outer peripheral side of the cylinder 11 on the opposite side will be referred to as the rear end of the vane 14.
  • the piston 13 rolls inside the cylinder chamber 12, and the position of the outer peripheral surface of the piston 13 is displaced with respect to the center of the cylinder chamber 12.
  • the tip of the vane 14 also moves in accordance with the movement of the piston 13.
  • the vane 14 reciprocates in the slot 19 so as to reciprocate once in the radial direction.
  • the outer peripheral surface of the piston 13 is the inner peripheral surface of the cylinder 1.
  • a portion where the vane 14 contacts the outer peripheral surface of the piston 13 are divided into two spaces. Of these two spaces, the space communicating with the intake port 17 is the suction space, and the space communicating with the discharge port 18 is the compression space.
  • a vane back chamber 15 is formed in the cylinder 11 behind the slot 19, that is, behind the vane 14.
  • the vane back chamber 15 penetrates between the upper surface and the lower surface of the cylinder 11. Further, the upper opening of the vane back chamber 15 is partially opened to the internal space 7 of the container 1, and the lubricating oil stored in the lubricating oil storage portion 7 a can flow into the vane back chamber 15.
  • the rotary compressor 100 according to Embodiment 1 of the present invention is configured such that the refrigerant compressed by the compression mechanism is discharged into the internal space 7 of the container 1.
  • the vane back chamber 15 has the same high-pressure atmosphere as the internal space 7 of the container 1.
  • the inside of the cylinder chamber 12 where the front end of the vane 14 is located is a pressure from the sucked low pressure to the discharged high pressure, and the high pressure is applied to the rear end of the vane 14, so that the force toward the center of the cylinder 11 is applied to the vane 14.
  • the slot 19 is a groove extending in the radial direction, and the coil spring 16 is shifted from the position where the groove of the slot 19 is extended in the radial direction. That is, the coil spring 16 is installed at a position shifted from the extension of the slot 19 of the cylinder 11.
  • the coil spring 16 applies a force toward the center of the cylinder 11 to the vane 14. Although pressure is applied to the vane 14 by the gas refrigerant or the lubricating oil from the rear end, the tip of the vane 14 tends to be separated from the piston 13 when the vane 14 moves toward the outer peripheral side in the radial direction.
  • the coil spring 16 is inserted into a spring accommodation hole 11 b provided between the outer peripheral surface and the inner peripheral surface of the cylinder 11.
  • the spring accommodation hole 11 b is located away from the slot 19.
  • the spring accommodating hole 11b is located at a position opposite to the intake port 17 with respect to the position of the slot 19, and is in the counter-rotating direction of the drive shaft 5 relative to the discharge port 18. If the rotation angle position of the center of the slot 19 is 0 degree and the rotation direction of the drive shaft 5 is a positive angle, for example, the intake port 17 is at +15 to +25 degrees, the discharge port 18 is at -10 to -15 degrees, etc.
  • the coil spring 16 is preferably installed in the range of ⁇ 30 to ⁇ 90 degrees.
  • the coil spring 16 according to the first embodiment of the present invention is a compression spring and is installed so as to expand and contract in the radial direction of the cylinder 11. Therefore, the storage hole 11 b is provided so as to have an axis in the radial direction of the cylinder 11.
  • One end of the coil spring 16 is held on the cylinder chamber 12 side of the storage hole 11b, the outer peripheral side of the cylinder 11 of the storage hole 11b is opened, and the other end of the coil spring 16 is exposed.
  • the inner diameter of the storage hole 11b is larger than the outer shape of the coil spring 16, so that the inner diameter of the storage hole 11b is not contacted when the coil spring 16 is expanded or contracted. For this reason, friction with the accommodation hole 11b does not occur when the coil spring 16 is expanded and contracted.
  • a recess into which one end of the coil spring 16 enters is provided on the cylinder 11 side of the storage hole 11b to serve as a spring holding portion D. The coil spring 16 is held in a compressed state between the spring holding point D and the other
  • the lever 30 transmits the restoring force of the coil spring 16 from the other end side of the coil spring 16 to the rear end side of the vane 14.
  • the lever 30 is capable of swinging around a rotating shaft provided between the outer peripheral surface and the inner peripheral surface when viewed from the axial direction of the cylinder 11.
  • the rotation axis is parallel to the center axis of the cylinder chamber 12, and the lever 30 swings with a rotation trajectory parallel to a plane perpendicular to the axis of the cylinder 11.
  • the rotation axis of the lever 30 is the fulcrum A
  • the location (position) where the lever 30 receives the restoring force from the other end of the coil spring 16 is the force point B
  • the lever 30 is the location where the force is transmitted to the rear end of the vane 14.
  • the lever 30 is a member having a thickness in the direction along the rotation axis, and all of the fulcrum A, the force point B, and the action point C have a certain length in the direction along the rotation axis. Further, since the rotational movement of the lever 30, the reciprocating movement of the vane 14, and the expansion and contraction of the coil spring 16 are different in the moving direction, the positions of the force point B and the action point C change within a certain range due to these movements.
  • FIG. 3 is a partial perspective view of the rotary compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • the figure is a perspective view showing only the lever 30, the vane 14, the coil spring 16 and the sliding plate 31 from the compressor.
  • the lever 30 includes a fulcrum A and a force point B, an arm part 30a connecting the fulcrum A and the action point C, a connecting part 30c connecting the arm parts 30a at the fulcrum A, and a cylindrical shaft part extending in the axial direction from the connecting part 30c. 30b.
  • the arm portion 30a transmits the force of the coil spring 16 to a part of the rear end side of the vane 14.
  • the axial height of the arm portion 30 a is smaller than the axial height of the cylinder 11.
  • the contact surface 30e that receives the force from the coil spring 16 on the force point B side and the contact surface 30d that transmits the force to the vane 14 on the action point C side have a smooth curved surface shape.
  • the lever 30 preferably has at least the same mechanical strength as the vane 14, and if the material is the same, the thickness of the lever 30 is preferably equal to or greater than the thickness of the vane 14.
  • a cylindrical shaft portion 30b extending in the rotation axis direction is formed at the fulcrum A of the lever 30.
  • the cylinder 11 is formed with a swing space 11c so that the lever 30 can swing, and a bearing 32 into which the shaft portion 30b is inserted.
  • the shaft portion of the lever 30 is inserted into the bearing 32 so that the lever 30 can swing around the rotation shaft.
  • the lever 30 is disposed so as not to come into contact with the inner surface of the container 1 outside the outer peripheral surface of the cylinder 11 when swinging.
  • the shaft 30b is provided on the lever 30, but the shaft 30b may be formed as a separate body on the cylinder 11 or fixed to provide a bearing on the lever 30 side. .
  • the arm part connecting the fulcrum A and the force point B and the arm part connecting the fulcrum A and the action point C are bent and connected at an obtuse angle at the fulcrum A, and the center O of the cylinder 11 is a straight line AB and a straight line AC. Is in the obtuse angle range.
  • the lever 30 When the lever 30 is viewed as a whole, the two arms are bent in accordance with the curved surface of the inner surface of the container 1.
  • the fulcrum A of the lever 30 is located on the outer side in the radial direction with respect to the line connecting the force point B and the action point C.
  • the lever 30 is bent so that the force point B is located on the center side of the cylinder 11 with respect to the straight line connecting the fulcrum A and the action point C. With such a shape, the lever 30 does not come into contact with the inner surface of the cylindrical container 1 when swinging, and the coil spring 16 having a sufficient length on the cylinder chamber 12 side from the force point B can be installed. it can.
  • the arm part from the fulcrum A to the action point C of the lever 30 and the arm part from the fulcrum A to the force point B are on the opposite sides in the circumferential direction across the fulcrum A. For this reason, when viewed from the center side of the cylinder 11, the arm portion between the fulcrum A and the operating point C of the lever 30 does not overlap with the portion where the coil spring 16 is installed.
  • the force point B, the fulcrum A, and the action point C of the lever 30 are arranged in this order.
  • the arm portion that connects the fulcrum A and the force point B of the lever 30 extends in a direction approximately orthogonal to the expansion and contraction direction of the coil spring 16. Further, the arm portion connecting the fulcrum A and the action point C of the lever 30 extends in a direction substantially orthogonal to the reciprocating direction of the vane 14. For this reason, a rotational moment can be efficiently generated in each arm portion, and the force can be efficiently transmitted between the vane 14 and the coil spring 16 by the lever 30.
  • the arm portion 30a comes into contact with the rear end of the vane 14 approximately vertically. Since the arm portion 30a has a shape extending from the fulcrum A in a shape that is close to a straight line, the fulcrum A is installed in a direction perpendicular to the reciprocating direction from an approximately midpoint of the range in which the rear end of the vane 14 reciprocates. . Further, even if the lever 30 swings, the fulcrum A is a position sandwiched between the outer peripheral surface and the inner peripheral surface of the cylinder 11 so that the arm portion 30a does not protrude from the maximum diameter of the cylinder 11. Provided near the surface.
  • the distance L2 between the fulcrum A and the action point C is greater than the distance L1 between the fulcrum A and the force point B so that the lever 30 extends the extension / contraction length of the coil spring 16 and transmits the movement to the movement of the rear end of the vane 14. Is also lengthened.
  • the distance L2 may be about 1.5 to 3 times the distance L1.
  • the lever 30 converts a small deformation amount (the amount of change in length accompanying expansion / contraction) generated by the coil spring 16 and a high pressing force into a large displacement amount (distance to which the tip moves) and a low pressing force. Transmit to vane 14.
  • the deformation amount ⁇ 1 of the coil spring 16 is ⁇ 1 ⁇ 2.
  • the sliding plate 31 is installed in the coil spring 16 as a part which contacts the power point B of the lever 30.
  • the sliding plate 31 is a disk-like member having the same diameter as the coil diameter of the coil spring 16, and is installed at the other end of the coil spring 16 by inserting a part of the coil side into the coil spring 16. Since the rotational motion of the lever 30 and the expansion / contraction direction of the coil spring 16 are different, the position of the force point B slightly varies according to the variation. Therefore, the force point B of the lever 30 and the sliding plate 31 are always in contact with each other while sliding.
  • Lubricating oil is supplied between the force point B and the sliding plate 31 from the vane back chamber 15 or the like, but in order to further reduce the frictional resistance, at least one of them has a convex curved surface so that the contact area is increased. It is better to make it smaller.
  • the force point B has a cylindrical surface convex on the spring side, so that the contact area is small and the frictional resistance can be reduced.
  • the position of the action point C slightly fluctuates in accordance with these fluctuations.
  • the operating point C of the lever 30 and the rear end of the vane 14 are always in contact with each other while sliding.
  • Lubricating oil is supplied between the action point C and the vane 14 from the vane back chamber 15 or the like, but in order to further reduce the frictional resistance, at least one of them has a convex curved surface to reduce the contact area. Good.
  • the action point C since the action point C has a cylindrical surface convex on the vane side, the contact area is small and the frictional resistance can be reduced.
  • the rear end side of the vane 14 may be a convex curved surface, or a sliding plate may be installed on the rear end side of the vane 14 similarly to the coil spring 16.
  • the lever 30 can be made of an iron-based material or the like, and a part or the whole of the lever 30 may be made of a sintered metal powder.
  • the iron-based sintered material is made of a metal containing iron as a main component, for example, an alloy containing a small amount of elements such as copper, tin, and carbon in addition to iron.
  • the sintered material is a porous body in which sintered particles are baked and hardened, and can contain lubricating oil in the gap.
  • the member that contacts the lever 30 such as the vane 14 and the sliding plate 31 is an iron-based material containing 50% or more of iron by weight composition
  • the portion where the lever 30 is in contact with them is also a sintered powder of iron-based powder. Good.
  • the friction of the sliding part can be reduced, and the effect of improving performance and improving wear resistance can be obtained.
  • wear can be reduced by using a sintered body having a component similar to that of the abutting member.
  • the entire lever 30 does not need to be made of a sintered material, and the contact surface of the lever 30 that is a portion for transmitting force to the coil spring 16 or the vane 14 may be made of a sintered material.
  • the lever 30 rotates around the fulcrum A as the drive shaft 5 rotates.
  • a stopper 11a is disposed on the side of the rotation path farther from the center of the cylinder 11 than the range in which the lever 30 normally swings.
  • the stopper 11a is for preventing the lever 30 from colliding with the inner surface of the container 1 due to abnormal rotation. Therefore, the stopper 11a does not come into contact with the lever 30 during normal reciprocating movement of the vane 14, and is provided at a position in contact with the lever 30 when the lever 30 rotates more than usual.
  • the stopper 11a is located away from the reciprocating direction of the vane 14, and is provided in the vicinity of the outer peripheral surface of the cylinder 11 so as to come into contact with the outer peripheral surface of the arm portion connecting the fulcrum A and the action point C. It is done.
  • the stopper 11a when the rocking space 11c is provided in the cylinder 11, the stopper 11a is formed by leaving a part of the member of the cylinder 11 further on the outer peripheral side of the rocking space 11c. For this reason, a separate member is unnecessary and cost can be reduced.
  • the stopper 11a may be formed as a member separate from the cylinder 11 and fixed to the cylinder 11.
  • the stopper 11a may be an elastic member.
  • FIG. 4 is a side view of the vane 14 of the rotary compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • the vertical direction is the axial direction of the cylinder 11
  • the horizontal direction is the radial direction of the cylinder 11.
  • the tip 14a of the vane 14 on the cylinder chamber 12 side is in contact with the piston 13 over the entire length in the axial direction.
  • the distal end 14 a is a curved surface convex toward the center of the cylinder chamber 12, and the curved surface is, for example, a part of a cylindrical surface having an axis parallel to the axis of the cylinder 11.
  • the rear end of the vane 14 on the outer peripheral side of the cylinder 11 has a step so that the length in the radial direction is different.
  • the portion 14c that comes into contact with the tip of the arm 30a of the lever 30 is a portion that has a shorter radial length than the portion 14b that does not make contact. That is, the portion that contacts the tip of the arm portion 30 a of the lever 30 is a recessed portion 14 c that is recessed toward the center of the cylinder 11. The tip of the lever 30 enters and comes into contact with the recess 14 c, and the spring force from the coil spring 16 is transmitted to the vane 14.
  • the length of the recess 14c in the radial direction may be slightly longer than the thickness in the radial direction of the tip of the lever 30.
  • the vane 14 needs a certain length in order to seal the inside of the slot 19 in addition to the reciprocating length ⁇ 2 as the radial length. Therefore, when the length of the recess 14c in the radial direction is increased, the portion 14b greatly protrudes to the outer peripheral side, and the size in the radial direction increases. Therefore, the length of the recess 14c in the radial direction is preferably about twice or less the thickness of the tip.
  • interval of the rear-end side of the vane 14 can be made small by forming the hollow part 14c of moderate size, and the front-end
  • FIG. 5 is a partially exploded perspective view of the rotary compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • the lower diagram shows the arrangement of each element incorporated in the cylinder 11
  • the upper diagram shows the arrangement of the flange portion 60 b of the first support member 60 that covers the upper surface of the cylinder 11.
  • FIG. 6 is a partial side view of the rotary compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is a view of a portion of the upper surface of the cylinder 11 shown in FIG. 5 covered with the first support member 60 as viewed from a direction perpendicular to the axis.
  • the cylinder 11 is formed with a discharge port 18 for discharging the gaseous refrigerant compressed in the cylinder chamber 12.
  • the discharge port 18 communicates with a through hole 60 c formed in the flange portion 60 b of the first support member 60.
  • the through hole 60c is provided with an on-off valve 61 that opens when the inside of the cylinder chamber 12 becomes a predetermined pressure or higher.
  • a reed valve or the like can be used as the on-off valve 61.
  • a discharge muffler 63 is attached to the first support member 60 so as to cover the on-off valve 61 (that is, the through hole 60c) (see FIG. 1).
  • the discharge muffler 63 has a hole through which the gas released from the on-off valve 61 goes out into the internal space 7.
  • the discharge muffler 63 has a certain volume of space between the first support member 60 and reduces the sound generated when gas is released from the on-off valve 61.
  • the gas released into the internal space 7 is sent out from the discharge pipe 2 to the outside of the container 1.
  • the internal space 7 is at a high pressure discharged by the compression mechanism.
  • the axial height of the arm 30 a of the lever 30 is smaller than the axial height of the cylinder 11. As shown in FIG. 6, when the axial height of the cylinder 11 is 1, the axial height of the arm 30a of the lever 30 is preferably about 1/4 to 1/2. On one side of the arm portion 30a of the lever 30, there is a shaft portion 30b having a height of about 1/2 to 3/4. Therefore, the arm portion 30 a of the lever 30 is biased to one side in the axial direction of the cylinder 11.
  • the coil spring 16 has an outer diameter of 1/3 or more with respect to the axial height of the cylinder 11 and is relatively large with respect to the axial height of the cylinder 11. It is installed almost in the center of.
  • the end of the arm 30a on the coil spring 16 side is L-shaped so that force can be transmitted from the substantially central axis on the coil spring 16 side. It is bent to etc.
  • the arm portion 30a is biased toward the first support member 60 in the axial direction of the cylinder 11.
  • the arm portion 30a may be biased toward the second support member 70 (under the sheet).
  • FIG. 7 and 8 are top views for explaining the rolling operation of the piston 13 of the cylinder of the rotary compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 shows a case where the piston 13 is positioned closest to the slot 14 in a normal rolling operation, that is, a case where the vane 14 is positioned most radially outside the cylinder 11. At this time, the distance from the center of the cylinder chamber 12 to the tip 14a of the vane is substantially the same as the radius of the cylinder chamber 12.
  • FIG. 8 shows a case where the piston 13 is located farthest from the slot 14 in a normal rolling operation, that is, a case where the vane 14 is located closest to the center of the cylinder 12.
  • the length of the vane tip 14 a protruding into the cylinder chamber 12 is the difference between the inner diameter of the cylinder chamber 12 and the outer diameter of the piston 13.
  • the length is about twice the eccentric distance between the center of the long shaft portion 5a of the drive shaft 5 and the center of the eccentric portion 5c.
  • the volume of the compression space Q becomes very small as shown in FIG. 2, that is, the pressure in the compression space Q increases, and the on-off valve 61 shown in FIG. Gas is discharged from the port 18 into the internal space 7.
  • the discharged gas is sent out from the discharge pipe 2 to the outside of the container 1 through the internal space 7.
  • the vane 14 reciprocates in the radial direction of the cylinder chamber 12 in the slot 19 during the compression operation.
  • the rear end side of the vane 14 can receive a force from the coil spring 16 by the arm portion 30 a having a length in the radial direction similar to that of the vane 14. Therefore, even when the vane 14 is located at the most radially outer side of the cylinder 11 as shown in FIG. 7, the length required on the rear end side of the vane 14 can be shortened, and a small rotary compressor can be realized.
  • FIG. 9 is a top view of the cylinder of the rotary compressor according to the first embodiment of the present invention. Similar to FIG. 7 in that the piston 13 is closest to the slot 19, but the vane 14 is further away from the piston 13 and on the outer peripheral side.
  • the lever 30 remains in the cylinder 11 as described above. For example, when liquid refrigerant flows into the cylinder chamber 12, the pressure in the compression space is abruptly increased by liquid compression. At the same time, the vane moves outward beyond the normal radial outermost position. In spite of this, the lever 30 also tries to move outward in the radial direction, but the movement is suppressed by the stopper 11a. Since the lever 30 can be prevented from colliding with the inner surface of the container 1, the reliability is improved.
  • the coil spring 16 is held in a contracted state with respect to a free length (a length in which no force is applied), and transmits a restoring force to be extended to the rear end of the vane 14 by the lever 30. That is, the coil spring 16 is a compression spring. As shown in FIG. 7, when the vane 14 is located on the outermost side in the radial direction of the cylinder 11, the vane 14 contracts to the shortest length, and the force transmitted to the rear end of the vane 14 becomes strong. As shown in FIG. 8, when the vane 14 is located closest to the center of the cylinder 11, the length becomes the longest and approaches the free length, and the force transmitted to the rear end of the vane 14 becomes weak. In the state of FIG.
  • the distance L2 from the fulcrum A to the action point C of the lever 30 is longer than the distance L1 from the fulcrum A to the force point B.
  • the displacement amount ⁇ 1 of the coil spring 16 can be made smaller than the moving distance ⁇ 2. It is known that the life of the coil spring depends on the amount of change in length. In the first embodiment of the present invention, the displacement amount ⁇ 1 can be shortened, that is, the length of expansion and contraction can be shortened. Thus, the life of the spring can be greatly improved without increasing the overall length of the spring.
  • the entire lever 30 can shorten the distance from the center of the cylinder 11. And a small rotary compressor can be realized.
  • the slot 19 is located between the intake port 17 and the discharge port 18 of the cylinder, and the rotating shaft (shaft portion 30b) of the coil spring 16 and the lever 30 is opposite to the intake port 17 with respect to the slot 19, that is, the discharge port 18.
  • the swinging arm portion 30 a of the lever 30 is almost entirely on the discharge port 18 side with respect to the vane 14. Since the discharge port 18 is smaller than the intake port 17, a large swinging space 11 c can be secured, and a lever 30 with sufficient strength can be realized. In addition, it becomes easy to install a relatively large coil spring 16 having high strength.
  • the arm portion from the fulcrum A to the operating point C of the lever 30 and the portion where the coil spring 16 is installed do not overlap in the radial direction. Since the arm portion between the fulcrum A and the action point C swings long and greatly, it is necessary to secure a large swing space in the radial direction of the cylinder, but the coil spring 16 is in a position shifted from the space, The size of the coil spring 16 can be increased to increase the strength. In addition, the strength of the lever 30 can be increased by increasing the width of the arm portion.
  • the vane 30 has a recessed portion 14c that is recessed toward the center of the cylinder 11 at the rear end, and receives the restoring force of the coil spring 16 from the lever 30 at the recessed portion 14c, so that the space on the rear end side of the vane 14 can be reduced.
  • the stopper 11a for restricting the rotation of the lever 30 is provided on the rotation trajectory of the lever 30 and on the side far from the center of the cylinder 11, the lever 30 can be prevented from colliding with the inner surface of the container 1. , Improve reliability.
  • the coil spring 16 is a compression spring, and the coil spring 16 has the sliding plate 31 between the lever force point B, so that the frictional resistance between the lever 30 and the coil spring 16 can be reduced. .
  • FIG. 10 is a cross-sectional view schematically showing the structure of a rotary compressor 200 that is a first modification of the first embodiment of the present invention.
  • Modification 1 has two rotary compression mechanisms in the axial direction of the drive shaft 5.
  • Each of the compression mechanisms is basically the same as the compression mechanism described above.
  • the compression mechanism located near the electric motor 8 is referred to as a first compression mechanism
  • the compression mechanism located far from the electric motor 8 is referred to as a second compression mechanism.
  • the elements of the first compression mechanism are the same as those described above, and the same reference numerals are used, but the first is attached to the name, and the first cylinder 11, the first cylinder chamber 12, the first piston 13, the first The vane 14, the first vane back chamber 15, the first coil spring 16, the first intake port 17, the first discharge port 18, the first slot 19, the first lever 30, and the first muffler 63 are provided.
  • the second compression mechanism also has corresponding elements in order, and these include the second cylinder 21, the second cylinder chamber 22, the second piston 23, the second vane 24, the second vane back chamber 25, the second coil spring 26, The second intake port 27, the first discharge port 28, the second slot 29, the second lever 40, and the second muffler 73 are assumed.
  • the first compression mechanism and the second compression mechanism are configured by sandwiching the intermediate partition plate 4 in the axial direction.
  • the first support member 60, the first cylinder 11, the intermediate partition plate 4, the second cylinder 21, and the second support member 70 are sequentially stacked on the side far from the side near the electric motor 8.
  • the first cylinder 11 of the first compression mechanism 11 is covered with the flange portion 60b of the first support member 60 on the motor 8 side and the intermediate partition plate 4 on the opposite side to form the first cylinder chamber 12.
  • the motor 8 side of the second cylinder 21 of the second compression mechanism is covered with the intermediate partition plate 4, and the opposite side is covered with the flange portion 70 b of the second support member 70 to form the second cylinder chamber 22.
  • the drive mechanism has an eccentric portion corresponding to each of the first compression mechanism and the second compression mechanism in a part of the drive shaft 5.
  • the drive shaft 5 rolls the first eccentric portion 5 c that rolls the first piston 13 of the first compression mechanism in the first cylinder chamber 12 and the second piston 23 of the second compression mechanism in the second cylinder chamber 22.
  • a second eccentric portion 5d is connected by an intermediate shaft portion 5e corresponding to the axial thickness of the intermediate partition plate 4.
  • the intermediate partition plate 4 is provided with a through hole, and the intermediate shaft portion 5e is inserted into the through hole.
  • the central axis of the second eccentric portion 5d is eccentric by a predetermined distance from the central axes of the long shaft portion 5a and the short shaft portion 5b.
  • the first eccentric portion 5c and the eccentric portion 5d have opposite eccentric directions with respect to the axis. Therefore, the first piston 13 and the second piston 23 roll with a phase difference of 180 degrees.
  • the first vane 14 and the second vane 24, and the first slot 19 and the second slot 29 are on the same side with respect to the drive shaft 5.
  • FIG. 11 is a bottom view of the second compression mechanism of the rotary compressor 200 of Modification 1, and is a view of the cross section taken along the line X2-Y2 of FIG.
  • the second compression mechanism has basically the same configuration as the first compression mechanism shown in FIG. 8 is viewed from the opposite side with respect to the drive shaft 5, so that the left and right sides are reversed.
  • the second intake port 27 has the first intake port 17 and the first vane 14. Or on the same side relative to the second vane 24. Accordingly, two suction pipes connected to the first intake port 17 and the second intake port 27 are arranged in the axial direction of the drive shaft 5.
  • the second intake port 27, the second discharge port 28, the second coil spring 26, and the second lever 40 are connected to the first intake port 17, the first discharge port 18, the second coil spring 16, It is in a position translated from the second lever 30 in the axial direction of the drive shaft 5.
  • the gas discharged from the second discharge port 28 is discharged to the second muffler 73 through the through hole provided in the second support member 70 as in FIG. 5 of the first compression mechanism, and further discharged to the internal space 7. Is done.
  • the second muffler 73 is on the side opposite to the electric motor 8 and is on the side of the lubricating oil storage part 7 a below the container 1. Since the first piston 13 and the second piston 23 roll with a phase shift, the compression operation is shifted by a half cycle. The timing at which gas is discharged from the first intake port 17 and the second intake port 27 is shifted by a half cycle with respect to the rotation of the drive shaft 5.
  • the levers 30 and 40 that can swing independently are provided in each of the two compression mechanisms, so that the life of each coil spring can be extended.
  • each lever is accommodated within the range of the height of the corresponding cylinder and within the outer periphery of the cylinder, it is easy to assemble by laminating a plurality of compression mechanisms.
  • the process from intake to compression is performed once while the piston 13 makes one rotation of the cylinder chamber 12.
  • a set of intake port, discharge port, and vane is provided in one cylinder chamber.
  • a lever may be provided for each vane.
  • FIG. 12 is a cross-sectional view schematically showing the structure of a rotary compressor 300 that is a second modification of the first embodiment of the present invention.
  • Modification 2 is the same as Modification 1 except that the second lever 40 of the second compression mechanism is provided on the intermediate partition plate 4 side.
  • the second lever 40 is separated from the bottom surface of the container 1 as compared with the first modified example. Therefore, the second lever 40 tends to be higher than the lubricating oil level in the lubricating oil storage unit 7a, and the second lever 40 agitates the lubricating oil. There is little to do.
  • the compressor includes a plurality of compression mechanisms, only some of the compression mechanisms may be provided with a lever.
  • FIG. 13 is a partially exploded perspective view of the rotary compressor according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 13 is a diagram corresponding to FIG. 5 of the first embodiment.
  • the flange portion 60 a of the first support member 60 is configured to expand radially to the outer periphery of the cylinder 11.
  • the shaft portion 30b of the lever 30 is provided above and below the arm portion 30a in the axial direction.
  • One shaft portion 30 b in the axial direction of the arm portion 30 a is inserted into a bearing provided in the cylinder 11.
  • the other axial portion 30b in the axial direction of the arm portion 30a is inserted into a bearing hole 60d formed in the flange portion 60a.
  • the central axis of the bearing provided in the cylinder 11 and the central axis of the bearing hole 60d formed in the flange portion 60a are on the same line.
  • the stability of the rotational operation is increased and the reliability can be improved.
  • the flange part 60a covers the upper part of the lever 30, it can prevent that the oil level of the lubricating oil storage part 3a is disturbed by the lever 30 during rotation drive.
  • the intermediate partition plate 4 may be provided with a bearing hole into which the shaft portion 30b of the lever 30 is inserted.
  • the shaft portion 30b does not need to penetrate the bearing hole, and may have a shape in which a part thereof is inserted.
  • the first shaft portion 30b of the first compression mechanism is inserted partway through the intermediate partition plate 4 from one surface of the intermediate partition plate 4, and the second shaft portion of the second compression mechanism is inserted from the other surface of the intermediate partition plate 4. May be inserted partway through the intermediate partition plate 4.
  • FIG. 14 is a partial side view of the rotary compressor according to the third embodiment of the present invention.
  • FIG. 14 is a side view corresponding to FIG. 6 of the first embodiment.
  • FIG. 15 is a side view of the vane of the rotary compressor according to the third embodiment of the present invention.
  • the shaft portion 30b of the lever is provided above and below the arm portion 30a in the axial direction.
  • Corresponding bearings 32 are provided on the cylinder in the axial direction.
  • the shaft portion 30b may be formed separately from the arm portion 30a.
  • a hole may be provided in the middle of the arm portion 30a, and this hole may serve as a bearing. In this case, it is only necessary to provide a hole through which the shaft portion 30b penetrates and is fixed on the cylinder 11 side.
  • the lever 30 is located in the approximate center of the cylinder 11 in the axial direction.
  • the swinging space 11 c is also formed at the substantially center in the axial direction in accordance with the lever 30. Accordingly, the recess 14c of the vane 30 is positioned at the center in the axial direction. As in the first embodiment, the recess 30c contacts the lever 30.
  • the stability of the rotational operation is increased and the reliability can be improved.
  • the center position of the arm portion 30a of the lever 30 and the center of the coil spring 16 can be matched with the height of the cylinder 11 in the axial direction, and the transmission of force from the coil spring 16 to the lever 30 is improved.
  • FIG. 16 is a top view of a cylinder of the rotary compressor according to the fourth embodiment of the present invention.
  • the shape of the lever and the arrangement of the coil spring 16 are different from those of the first embodiment.
  • the coil spring 16 is a compression spring, and is held in a compressed state, and is in common with the above embodiment in that a restoring force that the spring extends is transmitted to the lever.
  • the lever 50 is connected to the fulcrum A, the force point B, and the action point C in this order, and the coil spring 16 is located on the outer peripheral side of the lever 50 and is different from the above embodiment.
  • the coil spring 16 Since the coil spring 16 is in a position where the coil spring 16 interferes with the lever 50 when viewed from the center of the cylinder 11, it is difficult to lengthen the coil spring 16 as long as the first embodiment, but the coil spring 16 is installed from the outer periphery of the cylinder 11. Therefore, the manufacture is facilitated, and the characteristics of the coil spring 16 can be easily adjusted.
  • the spring housing hole 11b is a hole opened from the outer periphery of the cylinder 11 toward the center.
  • the coil spring 16 is attached to the fixed plate 33 and inserted into the spring accommodating hole 11 b while being compressed, and the fixed plate 33 is fixed to the cylinder 11.
  • the restoring force of the coil spring 16 can be adjusted by the pushing amount of the fixing plate 33.
  • the lever 50 of the fourth embodiment has a complicated bent shape, but the force point B is closer to the center of the cylinder 11 than the line connecting the fulcrum A and the action point C as in the first embodiment. is there. For this reason, the force transmission mechanism including the coil spring 16 and the lever 50 can shorten the distance from the center of the cylinder 11. A small and highly reliable rotary compressor can be realized by the lever 50.
  • FIG. 17 is a top view of a cylinder of the rotary compressor according to the fifth embodiment of the present invention.
  • positioning of the coil spring 16 differ from said embodiment.
  • the coil spring 16 is a compression spring, and is held in a compressed state, and is in common with the above embodiment in that a restoring force that the spring extends is transmitted to the lever.
  • the point where the lever 60 is connected in the order of the force point B, the fulcrum A, and the action point C is the same as in the first embodiment, but the line connecting the force point B, the fulcrum A, and the action point C in order.
  • the coil spring 16 is located closer to the center of the cylinder 11 than the arm connecting the fulcrum A and the operating point C of the lever 60, and the expansion and contraction direction of the coil spring 16 is substantially the circumference of the cylinder chamber 12. It differs in that it is a direction along the direction.
  • the coil spring 16 is in a position overlapping the lever 60 when viewed from the center of the cylinder 11, the expansion and contraction direction of the coil spring 16 is a direction along the substantially circumferential direction of the cylinder chamber 12. If the connecting arm portion is sufficiently long, the length of the coil spring 16 can be made sufficiently long. In this case, the distance L2 between the fulcrum A and the action point C compared to the distance L1 between the fulcrum A and the force point B is set to a large ratio compared to the first embodiment, for example, 4 to 6 times. It becomes easy. Therefore, the deformation amount ⁇ 1 of the coil spring 16 becomes smaller than that in the first embodiment, and the life of the coil spring 16 can be increased.
  • FIG. 18 is a perspective view of the vane of the rotary compressor according to the fifth embodiment of the present invention.
  • the recess 14c at the rear end of the vane 14 is wider in the width direction of the slot 19 than the width of the slot, that is, the contact surface portion wider in the thickness direction than the thickness of the portion of the vane 14 that slides in the slot 19. 14d was provided. Since the arm part connecting the fulcrum A and the action point C is long, the position of the tip of the arm part is easily detached from the rear end of the vane 14.
  • the wide contact surface portion 14e is provided as shown in FIG.
  • the lever 60 is in contact with any part of the contact surface portion 14e. Can be transmitted as the force of the vane 14 toward the center of the cylinder.
  • the contact surface portion 14e that contacts the lever 60 may not be flat, and may contact with a convex curved surface to reduce contact resistance.
  • the force point B is closer to the center of the cylinder 11 than the line connecting the fulcrum A and the action point C as in the first embodiment. For this reason, the force transmission mechanism including the coil spring 16 and the lever 60 can shorten the distance from the center of the cylinder 11. With such a shape of the lever 60, a small and highly reliable rotary compressor can be realized.
  • FIG. 19 is a top view of a cylinder of the rotary compressor according to the sixth embodiment of the present invention.
  • the coil spring 16 of the sixth embodiment is a tension spring. That is, the restoring force to be contracted is transmitted to the vane 14 while being held pulled from the natural state.
  • the lever 90 has a shape in which a line connecting the force point B, the fulcrum A, and the action point C in order is bent at the fulcrum A to approximately 90 degrees (80 to 100 degrees or the like).
  • the coil spring 16 Since the coil spring 16 is a tension spring, it has hooks 34 for attachment at both ends. One hook 34 is attached to the fixed part D of the cylinder, and the other hook 34 is. It is attached to the force point B of the lever 90. Since the angle of the coil spring 16 is slightly changed with respect to the cylinder 11 due to the swing of the lever 90, the hook 34 is slidable at the fixed portion D and the force point B.
  • the coil spring 16 is provided such that the expansion / contraction direction is inclined from the radial direction of the cylinder 11.
  • the coil spring 16 is installed in an angle range of approximately ⁇ 90 degrees to ⁇ 60 degrees with a rotation angle where the position of the vane 14 is 0 degrees. When viewed from the center of the cylinder 11, the coil spring 16 is removed except for the hook 34 of the coil spring 16. It is installed in a position where it does not overlap.
  • the spring accommodating hole 11b in which the coil spring 16 is installed is provided as a hole that is directed from the position of approximately ⁇ 90 degrees at the rotation angle of the outer periphery of the cylinder 11 toward the rear end of the vane 14.
  • the distance L2 between the fulcrum A and the action point C is, for example, 2 to 3 times the distance L1 between the fulcrum A and the force point B.
  • the life of the coil spring 16 can be increased.
  • the coil spring 16 is a tension spring
  • the hook 34 is provided, so the spring main body portion is shortened.
  • the spring is less than the radial arrangement. The length can be increased and the spring life can be increased.
  • FIG. 20 is a perspective view of the lever according to the seventh embodiment of the present invention.
  • the contact surface 30d that contacts the vane 14 is configured by a curved surface parallel to the rotation axis of the lever 14, but the contact surface 30d of the present embodiment is further an axis of the central axis of the cylinder 11. It was set as the structure containing the curved surface which has a curvature with respect to a direction.
  • the entire contact surface 30d may be configured by a three-dimensional curved surface, but a two-dimensional curved surface parallel to the rotation axis and a three-dimensional curved surface having a curvature in the axial direction may be combined.
  • the figure shows that the center in the axial direction is a two-dimensional curved surface parallel to the rotation axis, and the two-dimensional curved surface is gradually inclined with respect to the rotation axis so that it is smoothly connected to the two-dimensional curved surface on both sides
  • the example of the structure which provided the three-dimensional curved surface from which changes is shown.
  • FIG. 21 is a partial cross-sectional view illustrating an example of the rotary compressor according to the seventh embodiment of the present invention during operation.
  • the cross-section is parallel to the central axis of the cylinder 11 and passes through the center of the cylinder 11 and the center of the vane 14. It is a part of.
  • the shaft portion 30b and arm portion 30b of the lever 30 that are displaced in the circumferential direction from this cross section are moved to the extension line of the vane 14 in the circumferential direction, and their outer shapes are indicated by broken lines.
  • the shaft part 30b of the lever 30 is inclined with respect to the axis of the cylinder 11, and the upper part is closer to the axis of the cylinder 11 than the lower part of the shaft part 30b.
  • the axis of the shaft portion 30b of the lever 30 operate in parallel with the axis of the cylinder 11.
  • the lever 30 may be inclined such that the lower side of the shaft portion 30 b approaches the central axis of the cylinder 11 due to the swing of the lever 30.
  • the tilt direction of the shaft portion 30b may change in accordance with the swing of the lever 30.
  • the contact surface 30d may be a surface parallel to the cylinder 11 axis.
  • the contact surface 30d may be a surface parallel to the cylinder 11 axis.
  • the force transmitted from the lever 30 to the vane 14 changes, or metal powder generated by the wear is mixed with the lubricating oil.
  • the force is transmitted by contacting with a curved surface having a curvature in the axial direction.
  • the area of the contact area can be increased, and the amount of wear can be suppressed. Also, friction can be reduced.
  • the present invention can extend the life of the spring for applying force to the vanes, and can realize a small and highly reliable rotary compressor.

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Abstract

本発明の目的は、シリンダの外径を拡大せずに、ばねの寿命を長くすることにより、小型で、信頼性が高いロータリ圧縮機を実現することである。　本発明のロータリ圧縮機は、スロット（１９）の延長上からずれた位置に弾性変形した状態で保持されたコイルばね（１６）と、シリンダ（１１）に回転軸が設置され、回転軸を中心にしたスイングが可能となるように保持されて、コイルばね（１６）の弾性変形からの復元力をベーン（１４）がピストン（１３）に向かう力としてベーン（１４）に伝達するレバー（３０）と、を備え、回転軸の中心を支点Ａ、レバー（３０）において、ベーン（１４）に力を伝達する位置を作用点Ｃ、コイルばね（１６）の復元力を受ける位置を力点Ｂとすると、支点Ａから作用点Ｃまでの距離が支点Ａから力点Ｂまでの距離よりも長い。

Description

ロータリ圧縮機
　本発明は、ヒートポンプ機器、冷凍サイクル機器などに使用されるロータリ圧縮機に関する。
　一般的なロータリ圧縮機は、シリンダ内をシリンダの中心から偏心して転動するピストンによって圧縮動作を行う。シリンダにはピストンの外周面に当接してシリンダ内の空間を圧縮空間と吸気室とに仕切るベーン（ブレードともいう）が設置される。ベーンはピストンの転動にあわせてシリンダの径方向に移動可能とされ、ベーンの先端が常にピストンの外周に当接するようにベーンの後端に設置されたコイルばねによって付勢される（例えば特許文献１）。
　ベーンの後端にコイルばねを設置する構造では、ばねによって圧縮機のサイズが大きくなる問題がある。そこで、特許文献２にはベーンの摺動スロットに平行となる位置にコイルばねを設置し、コイルばねからベーンの後端に向かってのびる腕部でベーンと係合する構造が示されている。特許文献２では、ベーンの後端側にコイルばねを設置するスペースが不要となり、シリンダの外径を小さくできる。
特開昭６３－２８９２８４号公報 特開平５－２２３０８２号公報
　特許文献２では、ベーンの摺動スロットと平行に設置されるばねの長さはシリンダの内周面からベーンの後端側までの距離よりも短い。従って、この構造ではシリンダの径方向の厚み（内径と外径との間の距離）が小さくなると、ばねの長さも短くなる。また、特許文献２ではコイルばねとして引っ張りばねを用いるため、ばねの両端に固定用のフックが必要であり、実質的なばね部分の長さはシリンダの径方向の厚みよりも大幅に短い。ばね部分が短いと、ばねが伸縮を繰り返した際に寿命が大幅に短くなる問題がある。
　本発明は、このような問題を考慮してなされたもので、シリンダの外径を拡大せずに、ばねの寿命を長くすることにより、小型で、信頼性の高いロータリ圧縮機を実現することを目的とする。
本発明のロータリ圧縮機は、
容器と、
前記容器内に設置されて駆動軸を回転させる駆動機構と、
前記容器内に固定されたシリンダと、
前記駆動軸の回転が伝達されて前記シリンダ内を転動するピストンと、
前記シリンダに設けられたスロットに挿入され、先端が前記ピストンに接して、前記ピストンの転動にともなって前記スロット内を往復運動するベーンと、
前記スロットの延長上からずれた位置に弾性変形した状態で保持されたコイルばねと、
前記シリンダに回転軸が設置され、前記回転軸を中心にしたスイングが可能となるように保持されて、前記コイルばねの弾性変形からの復元力を前記ベーンが前記ピストンに向かう力として前記ベーンに伝達するレバーと、を備え、
前記回転軸の中心を支点、前記レバーにおいて前記ベーンに力を伝達する位置を作用点、前記レバーにおいて前記コイルばねの復元力を受ける位置を力点とすると、前記支点から前記作用点までの距離が前記支点から前記力点までの距離よりも長いロータリ圧縮機、とした。
　本発明のロータリ圧縮機は、コイルばねの復元力をレバーによってベーンに伝達し、レバーの回転軸の中心を支点、レバーにおいてベーンに力を伝達する位置を作用点、レバーにおいてコイルばねの復元力を受ける位置を力点とすると、支点から作用点までの距離が支点から力点までの距離よりも長いため、コイルばねの変形量が拡大されてベーンに伝達される。このため、コイルばねの変形量が小さくなり、シリンダの外径を拡大しなくても、ばねの寿命を長くでき、小型で、信頼性が高いロータリ圧縮機を実現できる。
本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機の構造を概略的に示す断面図である。 本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機の断面図である。 本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機の部分斜視図である。 本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機のベーンの側面図である。 本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機の部分分解斜視図である。 本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機の部分側面図である。 本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機のシリンダの上面図である。 本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機のシリンダの上面図である。 本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機のシリンダの上面図である。 本発明の実施の形態１の変形例であるロータリ圧縮機の構造を概略的に示す断面図である。 本発明の実施の形態１の変形例であるロータリ圧縮機の第２圧縮機構の下面図である。 本発明の実施の形態１の変形例であるロータリ圧縮機の構造を概略的に示す断面図である。 本発明の実施の形態２のロータリ圧縮機の部分分解斜視図である。 本発明の実施の形態３のロータリ圧縮機の部分側面図である。 本発明の実施の形態３のロータリ圧縮機のベーンの側面図である。 本発明の実施の形態４のロータリ圧縮機のシリンダの上面図である。 本発明の実施の形態５のロータリ圧縮機のシリンダの上面図である。 本発明の実施の形態５のロータリ圧縮機のベーンの斜視図である。 本発明の実施の形態６のロータリ圧縮機のシリンダの上面図である。 本発明の実施の形態７のロータリ圧縮機のレバーの斜視図である。 本発明の実施の形態７のロータリ圧縮機の部分断面図である。
　以下では、本発明の実施の形態に係るロータリ圧縮機について図面を参照して説明する。異なる実施の形態において同一または相当の要素は同一符号で説明し、顕著な違いがない場合は説明をくり返さないものとする。また、図面において各要素の大きさの関係は実際と異なる場合がある。各実施の形態において、発明の主旨と反しない範囲で各部の形状等は変更自由であり、相互に組合せも可能である。本発明の説明において、平面、平行、円筒等とする各要素の形状は、厳密な形状であることに限定されない。そのような形状を有さなくとも、または、おおよそそのような形状、特徴を要素が有して発明の効果が得られる場合は、それらの場合も本発明の範囲に含むものとする。
　＜実施の形態１＞
　図１は本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機の構造を概略的に示す断面図である。また、図２は本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機の断面図であり、図１の線ＸＹで切断した断面を矢視した図である。このロータリ圧縮機１００は、例えば空気調和装置、給湯機等に採用されるヒートポンプの構成要素の一つとなる。ロータリ圧縮機１００は、ガス状の流体（ガス冷媒）を吸入し、圧縮して高温・高圧の流体として吐出する。
　本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機１００は、容器１と、その容器１の内部に圧縮機構と圧縮機構を動かす駆動機構とを備える。容器１は高圧の流体を保持する密閉容器であり、円筒の両端が球面状の曲面で閉じられた形である。容器１内部にはガス状の流体を保持する内部空間７がある。内部空間７のうち容器１の底部付近の空間は圧縮機構を潤滑する潤滑油を貯蔵する潤滑油貯蔵部７ａである。容器１には、圧縮機構に圧縮する流体を外部から導入する吸入管３、圧縮した流体を吐出する吐出管２が接続され、内部の駆動機構に外部から電力を供給する導入端子８８が設けられる。潤滑油貯蔵部７ａの上の空間に圧縮機構から圧縮した流体が吐出され、この空間から吐出管２を経て容器１の外部に流体が吐出される。
　駆動機構は駆動軸５を回転させ、その回転力で圧縮機構を動かすための機構である。駆動機構は電動機８と駆動軸５とを有し、電動機８で回転力を発生し、駆動軸５を介してその回転力を圧縮機構に伝える。本発明の実施の形態１では駆動軸５が上下方向に沿って設置され、圧縮機構は電動機８の下方に配置されている。以下では、駆動機構の各要素について説明する。
　電動機８は、固定子８ｂと回転子８ａとを備えた回転電機であり、例えばインバータ制御等によって回転数可変のものである。固定子８ｂは、略円筒形状であり、外周部が容器１に、例えば焼き嵌め等により、固定されている。固定子８ｂはコイルを有し、コイルには外部電源から導入端子８８を介して電力が供給される。回転子８ａは、略円柱形状であり、固定子８ｂの内周面と小さな距離を隔てて、固定子８ｂの内部に配置されている。この回転子８ａに駆動軸５が固定されている。
　駆動軸５は、電動機８の回転子８ａと固定された電動部５ｍ、電動部５ｍと圧縮機構との間にある長軸部５ａと、長軸部５ａに対して圧縮機構の反対側にある短軸部５ｂと、これら長軸部５ａと短軸部５ｂとの間に形成された偏心部５ｃと、で構成されている。偏心部５ｃは、長軸部５ａ及び短軸部５ｂの回転中心軸から所定距離だけ偏心した円柱形状である。偏心部５ｃは後述するシリンダ室１２内に配置される。
　駆動軸５の長軸部５ａは第１支持部材６０の軸受部６０ａで回転自在に支持され、短軸部５ｂは第２支持部材７０の軸受部７０ａで回転自在に支持される。電動機８の駆動によって、偏心部５ｃはシリンダ室１２内で偏心回転運動する。つまり、電動機８が回転することにより、圧縮機構には、駆動軸５を介して回転動力が伝達される。軸受部６０ａ、７０ａはすべり軸受けなどで構成され、潤滑油貯蔵部７ａから図示しない油ポンプなどで潤滑油が供給される。
　圧縮機構はロータリ型であり、本発明の実施の形態１では電動機８の下方に設けられる。圧縮機構はシリンダ１１と、シリンダ１１内を転動するピストン１３と、シリンダ１１内部の空間をピストン１３とともに仕切るベーン１４と、コイルばね１６と、コイルばね１６の力をベーン１４に伝達するレバー３０とを備える。以下では、圧縮機構の各要素について説明する。
　第１支持部材６０がシリンダ１１の電動機８側に、第２支持部材７０がシリンダ１１の電動機８と反対側にある。シリンダ１１は第１支持部材６０と第２支持部材７０とによって挟まれている。シリンダ１１は１組の平行な平面である上面と下面とを有し、上面から下面まで貫通する円筒状の貫通孔が形成された平板部材である。この貫通孔は駆動軸５と略同心であり、シリンダ室１２を構成する。シリンダ１１の上面が電動機８側に面し、下面はその反対側にある。第１支持部材６０は軸受部６０ａとフランジ部６０ｂとを有している。軸受部６０ａは駆動軸５を回転自在に支持する部分である。フランジ部６０ｂは軸受部６０ａの軸方向の一方の端にあり、駆動軸５が挿通する穴から円盤状に拡がった部分である。また、第２支持部材７０も同様に、軸受部７０ａの片側に円盤状に拡がったフランジ部７０ｂを有している。シリンダ１１の貫通孔の一方の端部、つまり上面側の開口部、は第１支持部材６０のフランジ部６０ｂにより閉塞され、他方の端部、つまり下面側の開口部、は第２支持部材７０のフランジ部７０ｂにより閉塞されている。このように両端が閉塞された円筒状の貫通孔がシリンダ室１２であり、内部で流体を圧縮する空間となる。なお、第１支持部材６０の軸受部６０ａとフランジ部６０ｂとを複数の部材を組み合わせて形成してもよい。第２支持部材７０の軸受部７０ａとフランジ部７０ｂとを複数の部材を組み合わせて形成してもよい。
　シリンダ１１は容器１に固定される。たとえば、図２のように、シリンダ１１の外周がシリンダ室１２と略同軸の円筒面を有し、シリンダ１１の外周面が容器１の内周面と接して固定される構造とするとよい。この構造によれば、シリンダ１１によって容器の強度を高めることができる。なお、シリンダ１１の外周面の全体が容器１の内周面と接する必要はなく、例えば、内部空間７内の上部の潤滑油が下部の潤滑油貯蔵部７ａに通過できるようにするなど、部分的に隙間を有していてもよい。また、容器１に固定された別部材を介してシリンダ１１が固定されてもよく、シリンダ１１の外周と容器１との間に隙間を有していてもよい。
　シリンダ１１内のシリンダ室１２に、シリンダ室１２の内径よりも小さい外径の円筒状のピストン１３を備える。ピストン１３は円筒面を有したリング状であり、リング状の孔の内部に駆動軸５の偏心部５ｃが挿入される。ピストン１３の内周面と偏心部５ｃの外周面とは摺動自在とされる。これにより、ピストン１３の中心はシリンダ室１２の中心から偏心して、ピストン１３の外周面の一部がシリンダ室１２の内壁であるシリンダ１１の内周面と接するようにされる。ピストン１３は駆動機構からの力を受けて、シリンダ１１の一部が内周面に接しながら一定方向に転動する。
　シリンダ室１２には、その内部に流体を流入させるための吸気ポート１７とシリンダ室１２で圧縮した流体を外に吐出させるための吐出ポート１８とが設けられる。シリンダ室１２の中心軸に沿って見た場合、吸気ポート１７と吐出ポート１８とはシリンダ室１２の中心Ｏの周りの回転角度で異なる角度位置にある。ただし、吸気ポート１７と吐出ポート１８との角度位置は比較的接近しており、吸気ポート１７の中心、シリンダ室１２の中心Ｏ、吐出ポート１８の中心を順に結んでできる角は鋭角である。吸気ポート１７は、たとえば、シリンダ１１の外周面から内周面までおおよそシリンダ１１の径方向に貫通する孔として設けられる。吸気ポート１７は容器１に接続された吸入管３と連通して、容器１の外部からガス状の流体を吸入可能とされる。吐出ポート１８は、たとえば、シリンダ１１の内周面の一部にシリンダ１１の上面につながる窪みとして設けられる。この吐出ポート１８は後述するようにフランジ部６０ｂに設けた貫通孔に連通して、圧縮された流体を内部空間７に吐出可能とされる。吐出ポート１８の窪みのサイズは吸気ポート１７の径に比べて小さい。吐出ポート１８はシリンダ１１の上面においてシリンダ室１２の内周面からわずかな距離の範囲内に収まる。
　吸気ポート１７と吐出ポート１８とが接近する回転角度範囲の間にシリンダ１１の径方向にのびる細いスロット１９が設けられている。スロット１９はシリンダ１１の上面から下面まで貫通する溝であり、径方向の一方がシリンダ室１２に連通し、他方がシリンダ１１の外周に向かってのびる。スロット１９は平板状のベーン１４を摺動可能なように間隔をあけて対向する平行な２平面を有している。スロット１９の内部に、それらの対向する２平面から等距離にある仮想的な中間平面を考えた場合、シリンダ室１２の中心軸は中間平面上にある。つまり、スロット１９はシリンダ室１２の中心から半径方向にのびた形状である。このスロット１９にベーン１４が挿入されている。
　ベーン１４はシリンダ１の内周面とピストン１３の外周面との間の空間を吸入空間と圧縮空間とに分割する板状部材である。ベーン１４はスロット１９の対向する２面に摺動可能な平行な２平面を有する平板状の部分を有している。ベーン１４はシリンダ室１２の軸方向にシリンダ室１２と同じ高さを有している。また、ベーン１４のシリンダ室１２の中心側の端はピストン１３の外周面に常に接するようにされる。なお、以下では、ベーン１４の中心側の端をベーン１４の先端とし、その反対側のシリンダ１１の外周側の端をベーン１４の後端として説明する。
　ピストン１３はシリンダ室１２の内部を転動し、ピストン１３の外周面の位置はシリンダ室１２の中心に対して変位する。ピストン１３の動きに合わせてベーン１４の先端も移動する。ピストン１３がシリンダ室１２を１回転転動するごとに、ベーン１４はスロット１９内を径方向に１往復するように往復運動する。
　シリンダ１の内周面、ピストン１３の外周面、フランジ部６０ｂ、フランジ部７０ｂ、ベーン１４で囲まれた空間を中心Ｏの周りに見た場合、ピストン１３の外周面がシリンダ１の内周面と接する箇所と、ベーン１４がピストン１３の外周面と当接する箇所とで２つの空間に区切られている。この２つの空間のうち、吸気ポート１７と連通する空間が吸入空間、吐出ポート１８と連通する空間が圧縮空間である。ピストン１３の転動によって、ピストン１３とシリンダ１との接触部分が吸気ポート１７を閉じると吸入空間は圧縮空間となり、体積が変化することで圧縮動作が行われる。
　また、シリンダ１１には、スロット１９の後方、つまりベーン１４の後方に、ベーン背室１５が形成されている。このベーン背室１５はシリンダ１１の上面と下面との間を貫通する。また、ベーン背室１５の上部開口部は容器１の内部空間７に一部開放されて、潤滑油貯蔵部７ａに貯留されている潤滑油がベーン背室１５に流入できる。
　ベーン背室１５に流入した潤滑油は、スロット１９とベーン１４との間に流れ込み、両者の間の摺動抵抗を低減させる。前述のように、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００は、圧縮機構で圧縮された冷媒が容器１の内部空間７に吐出される構成となっている。このため、ベーン背室１５は、容器１の内部空間７と同じ高圧雰囲気となる。ベーン１４の前端があるシリンダ室１２内は吸気された低圧から吐出される高圧までの圧であり、ベーン１４の後端に高圧がかかることで、ベーン１４にはシリンダ１１の中心に向かう力が作用する。
　スロット１９は径方向にのびる溝であり、コイルばね１６はスロット１９の溝を径方向に延長した位置からずれた位置にある。つまり、コイルばね１６はシリンダ１１のスロット１９の延長上からずれた位置に設置される。コイルばね１６はベーン１４にシリンダ１１の中心に向かう力を作用させる。ベーン１４には後端からのガス冷媒または潤滑油によって圧力をうけるものの、ベーン１４が径方向の外周側に向かう際には、ベーン１４の先端がピストン１３から離れやすい。これは、ベーン１４の先端に圧縮空間からの高圧を受け、また、ベーン１４には外周側に飛び出そうとする慣性が働くからである。そこで、弾性変形した状態で保持されたコイルばね１６を設置して、その復元力をベーン１４がシリンダ１１の中心に向かう力としてベーン１４に伝達して、ベーン１４の先端が通常時は常にピストン１３に当接するようにする。
　コイルばね１６の一方の端はシリンダ１１の外周面と内周面との間に設けられたばね収納孔１１ｂに挿入される。ばね収納孔１１ｂはスロット１９から離れた位置にある。ばね収納孔１１ｂはスロット１９の位置に対して、吸気ポート１７と反対側となる位置にあって、吐出ポート１８よりも駆動軸５の反回転方向にある。スロット１９の中心の回転角度位置を０度、駆動軸５の回転方向を正の角度とすると、たとえば吸気ポート１７は＋１５～＋２５度、吐出ポート１８は－１０～－１５度などの位置にあり、その場合、コイルばね１６は－３０～－９０度の範囲に設置するとよい。
　本発明の実施の形態１のコイルばね１６は圧縮バネであり、おおよそ、シリンダ１１の径方向に伸縮する形で設置される。従って、収納孔１１ｂは、シリンダ１１の径方向に軸を有するように設けられる。収納孔１１ｂのシリンダ室１２側にコイルばね１６の一端が保持され、収納孔１１ｂのシリンダ１１の外周側が開口されて、コイルばね１６の他端が露出する。収納孔１１ｂの内径はコイルばね１６の外形よりも大きく、コイルばね１６の伸縮時に収納孔１１ｂの内径に接触しないようにされる。このため、コイルばね１６の伸縮時に収納孔１１ｂと摩擦は生じない。収納孔１１ｂのシリンダ１１側にはコイルばね１６の一端が入る窪みが設けられてばね保持箇所Ｄとされる。コイルばね１６はばね保持箇所Ｄと他端との間で圧縮された状態で保持される。
　レバー３０は、コイルばね１６の他端側からコイルばね１６の復元力をベーン１４の後端側に伝える。レバー３０はシリンダ１１の軸方向から見て外周面と内周面との間に設けられた回転軸を中心にしたスイングが可能とされている。この回転軸はシリンダ室１２の中心軸と平行であり、レバー３０はシリンダ１１の軸に垂直な面と平行な回転軌道を有してスイングする。以下では、レバー３０の回転軸を支点Ａ、レバー３０においてコイルばね１６の他端側から復元力を受ける箇所（位置）を力点Ｂ、レバー３０においてベーン１４の後端側に力を伝達する箇所（位置）を作用点Ｃとして説明する。なお、レバー３０は回転軸に沿った方向に厚みのある部材であり、支点Ａ、力点Ｂ、作用点Ｃのいずれも回転軸に沿った方向にある程度の長さを有している。また、レバー３０の回転運動、ベーン１４の往復運動、コイルばね１６の伸縮、は動く方向が異なるため、それらの動きによって力点Ｂ、作用点Ｃは一定の範囲内で位置が変化する。
　図３は本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機の部分斜視図である。図は圧縮機からレバー３０、ベーン１４、コイルばね１６とその摺動板３１のみを示した斜視図である。レバー３０は支点Ａと力点Ｂ、また支点Ａと作用点Ｃを繋ぐ腕部３０ａと、支点Ａで腕部３０ａどうしを接続する連結部３０ｃ、連結部３０ｃから軸方向にのびた円柱状の軸部３０ｂを含む。腕部３０ａはベーン１４の後端側の一部にコイルばね１６力を伝達するものである。腕部３０ａの軸方向の高さは、シリンダ１１の軸方向の高さに比べて小さい。腕部３０ａのうち、力点Ｂ側でコイルばね１６から力を受ける接触面３０ｅと作用点Ｃ側でベーン１４に力を伝える接触面３０ｄとは滑らかな曲面形状である。レバー３０は少なくともベーン１４と同程度の機械的強度を有することが望ましく、同等の材料であるならレバー３０の厚みはベーン１４の厚みと同等以上であることが望ましい。
　レバー３０の支点Ａには回転軸方向にのびた円柱形状の軸部３０ｂが形成されている。シリンダ１１には、レバー３０が揺動可能となるよう揺動スペース１１ｃと、軸部３０ｂが挿入される軸受３２と、が形成される。レバー３０の軸部が軸受３２に挿入されて、レバー３０は回転軸の周りで揺動可能とされる。レバー３０は揺動した際にシリンダ１１の外周面の外側にある容器１の内面と接触しないように配置される。なお、本発明の実施の形態１ではレバー３０に軸部３０ｂを設けたが、軸部３０ｂを別体としてシリンダ１１に形成、または固定して、レバー３０側に軸受を設けるようにしてもよい。
　レバー３０は支点Ａと力点Ｂとをつなぐ腕部と、支点Ａと作用点Ｃとをつなぐ腕部と、が支点Ａで鈍角に折れ曲がって繋がり、シリンダ１１の中心Ｏは直線ＡＢと直線ＡＣとがなす鈍角の範囲内にある。レバー３０を全体としてみると、２つの腕部が容器１の内面の曲面にあわせて曲がった形状となっている。レバー３０の支点Ａは、力点Ｂと作用点Ｃとを結んだ線に対して径方向の外側に位置する。つまり、支点Ａと作用点Ｃとを結ぶ直線よりも力点Ｂがシリンダ１１の中心側に位置するようにレバー３０は曲がった形状である。このような形状により、レバー３０は揺動した際に円筒状の容器１の内面と接触せず、かつ、力点Ｂよりもシリンダ室１２側に十分な長さのコイルばね１６を設置することができる。
　レバー３０の支点Ａから作用点Ｃまでの腕部と支点Ａから力点Ｂまでの腕部とは、支点Ａを挟んで周方向に反対側にある。このため、シリンダ１１の中心側から見た場合に、レバー３０の支点Ａから作用点Ｃまでの間の腕部とコイルばね１６が設置された箇所とが重ならない。
　本発明の実施の形態１において、レバー３０の力点Ｂ、支点Ａ、作用点Ｃは、この順に並ぶ。レバー３０の支点Ａと力点Ｂとをつなぐ腕部はコイルばね１６の伸縮方向に対しておおよそ直交する方向にのびている。また、レバー３０の支点Ａと作用点Ｃとをつなぐ腕部はベーン１４の往復方向に対して、おおよそ直交する方向にのびている。このため、それぞれの腕部に効率よく回転モーメントを発生することができ、レバー３０によってベーン１４とコイルばね１６との間で効率よく力を伝達できる。
　このように、レバー３０からベーン１４の後端に力を良好に伝達するために、腕部３０ａがベーン１４の後端に対しておおよそ垂直に当接する。腕部３０ａは支点Ａから直線に近い形状で伸びる形状としたので、支点Ａはベーン１４の後端が往復する移動する範囲のおおよそ中間点から、往復方向に対して垂直な方向に設置される。また、レバー３０が揺動しても、腕部３０ａがシリンダ１１の最大径からはみ出さないように、支点Ａはシリンダ１１の外周面と内周面とに挟まれた位置であって、外周面寄りの位置に設けられる。
　レバー３０はコイルばね１６の伸縮の長さを拡大してベーン１４の後端の動きに伝達するように、支点Ａと作用点Ｃとの距離Ｌ２は、支点Ａと力点Ｂとの距離Ｌ１よりも長くされる。たとえば距離Ｌ２を距離Ｌ１の１．５～３倍程度とするとよい。このため、レバー３０は、コイルばね１６で発生した小さい変形量（伸縮に伴う長さの変化量）、高い押付力を、大きい変位量（先端の移動する距離）、低い押付力に変換してベーン１４へ伝達する。駆動軸５の一回転中のベーン１４の往復移動距離をδ２、コイルばね１６の変形量δ１とした時にδ１＜δ２の関係となる。
　コイルばね１６にはレバー３０の力点Ｂと接触する部位として摺動板３１が設置される。摺動板３１はコイルばね１６のコイル径と同程度の円盤状の部材であり、そのコイル側の一部をコイルばね１６内に挿入することでコイルばね１６の他方の端に設置される。レバー３０の回転運動とコイルばね１６の伸縮方向とが異なるため、それらの変動に合わせて力点Ｂの位置も少し変動する。従って、レバー３０の力点Ｂと摺動板３１とは滑りながら常に接触する。力点Ｂと摺動板３１との間にはベーン背室１５などから潤滑油が供給されるが、より摩擦抵抗を低減するため、少なくとも１方が凸の曲面を有するようにして、接触面積を小さくするとよい。本発明の実施の形態１では力点Ｂをばね側に凸の円筒面を有するようにしたので、接触面積が小さく、摩擦抵抗を低減できる。
　また、力点Ｂと同様に作用点Ｃにおいても、レバー３０の回転運動とベーン１４の往復方向とが異なるため、それらの変動に合わせて作用点Ｃの位置が少し変動する。レバー３０の作用点Ｃとベーン１４の後端とは滑りながら常に接触する。作用点Ｃとベーン１４との間にはベーン背室１５などから潤滑油が供給されるが、より摩擦抵抗を低減するため、少なくとも１方が凸の曲面を有するようにして、接触面積を小さくするとよい。本発明の実施の形態１では作用点Ｃをベーン側に凸の円筒面を有するようにしたので、接触面積が小さく、摩擦抵抗を低減できる。なお、ベーン１４の後端側を凸の曲面としてもよいし、ベーン１４の後端側にコイルばね１６と同様に摺動板を設置してもよい。
　レバー３０は、鉄系材料などを用いることができ、その一部、または全体が金属粉末の焼結材で構成されてもよい。鉄系の焼結材は鉄を主成分とする金属からなり、たとえば、鉄以外に銅、スズ、炭素などの少量の元素含む合金からなる。焼結材は、焼結粒子を焼き固めた多孔質体であり、隙間に潤滑油を含むことができる。ベーン１４、摺動板３１などレバー３０と接触する部材が重量組成で鉄が５０％以上含む鉄系の材料である場合、レバー３０がそれらと接触する部分も鉄系粉末の焼結材とするとよい。焼結粒子間の隙間に潤滑油を含むことで摺動部の摩擦が低減でき、性能向上と耐摩耗性の向上の効果が得られる。また、当接する部材と類似の成分の焼結体を使用することで、摩耗を少なくすることができる。レバー３０の全体を焼結材とする必要はなく、コイルばね１６またはベーン１４に力を伝達する部分であるレバー３０の接触面が焼結材で構成されているとよい。
　レバー３０は駆動軸５の回転に伴って支点Ａを中心に回転動作する。この回転軌道の上で、レバー３０が通常揺動する範囲よりもシリンダ１１の中心から遠い側にストッパ１１ａが配される。ストッパ１１ａはレバー３０が異常な回転によって容器１の内面に衝突することを防ぐためのものである。従って、ストッパ１１ａは通常のベーン１４の往復運動時にはレバー３０に接触せず、レバー３０が通常よりも多く回転した場合にレバー３０と接触する位置に設けられる。また、ストッパ１１ａはベーン１４の往復運動の方向から外れた位置であって、支点Ａと作用点Ｃとをつなぐ腕部の外周側の面と接触できるように、シリンダ１１の外周面付近に設けられる。本発明の実施の形態１では、シリンダ１１に揺動スペース１１ｃを設けた際に、揺動スペース１１ｃよりさらに外周側にシリンダ１１の部材の一部を残してストッパ１１ａとした。このため、別途部材が不要であり低コスト化できる。なお、ストッパ１１ａをシリンダ１１と別部材で形成してシリンダ１１に固定するなどとしてもよい。ストッパ１１ａは弾性部材であってもよい。
　図４は本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機のベーン１４の側面図である。図において上下方向がシリンダ１１の軸方向で、左右方向がシリンダ１１の径方向である。ベーン１４のシリンダ室１２側である先端１４ａは軸方向の全長でピストン１３と接触する。先端１４ａはシリンダ室１２の中心側に凸の曲面であり、その曲面は、たとえば、シリンダ１１の軸と平行な軸を有する円筒面の一部とされる。ベーン１４のシリンダ１１外周側となる後端は、径方向の長さが異なるように段差を有する。レバー３０の腕部３０ａの先端と接触する部分１４ｃは、接触しない部分１４ｂに比べて径方向の長さが短くされた部分である。すなわち、レバー３０の腕部３０ａの先端と接触する部分は、シリンダ１１の中心側に窪んだ窪み部１４ｃである。この窪み部１４ｃにレバー３０の先端が入りこんで接触し、ベーン１４にコイルばね１６からのバネ力を伝達する。窪み部１４ｃの径方向の凹み長さはレバー３０の先端の径方向の厚みより少し長くするとよい。一方、ベーン１４には径方向の長さとして、往復運動する長さδ２に加えて、スロット１９内をシールするのにある程度の長さが必要である。従って、窪み部１４ｃの径方向の凹み長さを大きくすると、部分１４ｂが外周側に大きく突出して径方向のサイズが増加する。そこで、窪み部１４ｃの径方向の凹み長さは、先端の厚みの２倍以下程度とすると良い。このように適度なサイズの窪み部１４ｃを形成してレバー３０の先端が入りこませることで、ベーン１４の後端側のスペースを小さくできる。また、窪み部１４ｃ形成されていない後端部分１４ｂは窪み部１４ｃが形成された部分に比べて、スロット１９に挿入される長さが長く、ベーン１４の往復運動を安定化する。
　図５は本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機の部分分解斜視図である。図５において下図がシリンダ１１に組み込まれた各要素の配置を示し、上図がそのシリンダ１１の上面を覆う第１支持部材６０のフランジ部６０ｂの配置を示す。図６は本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機の部分側面図である。図６は図５のシリンダ１１の上面を第１支持部材６０で覆った部分を軸に垂直な方向から見た図である。
　シリンダ１１には、シリンダ室１２内で圧縮されたガス状冷媒を吐出する吐出ポート１８が形成されている。この吐出ポート１８は第１支持部材６０のフランジ部６０ｂに形成された貫通孔６０ｃと連通する。貫通孔６０ｃには、シリンダ室１２内が所定の圧力以上となった際に開く開閉弁６１が設けられている。開閉弁６１としてリードバルブ等を使用することができる。また、第１支持部材６０には、開閉弁６１（つまり貫通孔６０ｃ）を覆うように、吐出マフラ６３が取り付けられる（図１参照）。吐出マフラ６３は開閉弁６１から放出されたガスが内部空間７内に出るための孔を有している。吐出マフラ６３は第１支持部材６０との間に一定の容量の空間を有し、開閉弁６１からガスが放出される際の音を低減する。内部空間７内に放出されたガスは吐出管２から容器１の外部に送り出される。内部空間７内は圧縮機構が吐出する高圧となる。
　レバー３０の腕部３０ａの軸方向の高さはシリンダ１１の軸方向の高さよりも小さい。図６のように、シリンダ１１の軸方向の高さを１とすると、レバー３０の腕部３０ａの軸方向の高さは１／４～１／２程度とするとよい。レバー３０の腕部３０ａの片側に高さが１／２～３／４程度の軸部３０ｂがある。従ってレバー３０の腕部３０ａはシリンダ１１の軸方向の一方に偏る。一方、コイルばね１６はシリンダ１１の軸方向の高さに対して１／３以上の外径を有しており、シリンダ１１の軸の高さに対して比較的大きいため、シリンダ１１の軸方向のほぼ中央に設置される。レバー３０の腕部３０ａの高さとコイルばね１６の高さが少し異なるため、コイルばね１６側のほぼ中心軸から力を伝達できるように、腕部３０ａのコイルばね１６側の端をＬ字型等に曲げられている。なお図では、腕部３０ａがシリンダ１１の軸方向で第１支持部材６０側に偏る場合を示しているが、第２支持部材７０側（紙面の下）に偏るようにしてもよい。
　図７、図８は本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機のシリンダのピストン１３の転動動作を説明する上面図である。図７は通常の転動動作において、ピストン１３が最もスロット１４側に位置する場合を示し、すなわち、ベーン１４が最もシリンダ１１の径方向外側に位置する場合を示す。このとき、シリンダ室１２の中心からベーンの先端１４ａまでの距離はシリンダ室１２の半径とほぼ同じである。図８は通常の転動動作において、ピストン１３が最もスロット１４から離れて位置する場合を示し、すなわち、ベーン１４が最もシリンダ１２の中心側に位置する場合を示す。このとき、ベーンの先端１４ａがシリンダ室１２の内部に突出する長さはシリンダ室１２の内径とピストン１３の外径との差である。また、その長さは駆動軸５の長軸部５ａの中心と偏心部５ｃの中心との偏心距離の約２倍である。
　駆動機構により長軸部５ａが図の矢印の方向に回転すると、偏心部５ｃがシリンダ１２室内を偏心して回転する。これにより、偏心部５ｃの外周に摺動自在に取り付けられたピストン１３はシリンダ１２室内を転動する。図８のように、ベーン１４の先端がピストン１３に当接することでシリンダ１２室内は、吸気ポート１７につながった吸入空間Ｐ、吐出ポート１８につながる圧縮空間Ｑに分かれる。図８の状態から偏心部５ｃが少し回転すると、吸入空間Ｐの体積が増えて吸気ポート１７からガスを吸入し、また、圧縮空間Ｑの体積が減少してガスが圧縮される。さらに回転すると、図２で示した状態になって圧縮空間Ｑの体積が非常に小さくなり、すなわち、圧縮空間Ｑ内の圧力が高まり、図５で示した開閉弁６１が圧力などで開いて吐出ポート１８からガスが内部空間７に吐き出される。吐き出されたガスは内部空間７を経て吐出管２から容器１の外部に送り出される。その後、さらに偏心部５ｃが少し回転して、図７の状態となると、圧縮空間Ｑからの吐出が完了して、圧縮空間Ｑがなくなり、吸入空間Ｐの体積が最大となる。さらに偏心部５ｃが少し回転すると、ピストン１３とシリンダ１２室の内壁の接触部分が吸気ポート１７を横切り、吸入空間Ｐであった空間は吸気ポート１７と分離されて圧縮空間Ｑになる。このように、ピストン１３の転動によって圧縮動作が行われる。
　上記の様に圧縮動作においてベーン１４はスロット１９内をシリンダ室１２の径方向に往復運動する。本発明の実施の形態１では、ベーン１４の後端側は径方向の長さがベーン１４と同程度の腕部３０ａによってコイルばね１６からの力を受けることができる。従って、図７のようにベーン１４が最もシリンダ１１の径方向外側に位置する場合でも、ベーン１４の後端側に必要な長さが短くでき、小型のロータリ圧縮機を実現できる。また、コイルばね１６からの力また、図８のようにベーン１４が最もシリンダ１１の中心側に位置する場合も、スロット１９に十分な長さのベーン１４が挿入された状態とすることができる。従って、ベーン１４が吸入空間Ｐと圧縮空間Ｑの圧力差によってスロット１９が径方向に対して斜めに傾くことを防止できる。
　図９は本発明の実施の形態１のロータリ圧縮機のシリンダの上面図である。ピストン１３が最もスロット１９側にある点で図７と類似するが、ベーン１４がピストン１３から離れてより外周側にある。通常の圧縮運転中では、上記で述べたように、レバー３０はシリンダ１１内に留まるが、例えば、液状態の冷媒がシリンダ室１２に流入した場合、液圧縮により圧縮空間内の圧力が急激に高まると同時にベーンは通常の径方向の最外位置を超えて外側へ移動する。これにあわあせて、レバー３０も径方向外側へ移動しようとするが、ストッパ１１ａによって移動が抑制される。レバー３０が容器１の内面に衝突することを防ぐことができるので、信頼性が向上する。
　コイルばね１６は自由長さ（力をかからない状態の長さ）に対して縮められた状態で保持されて、伸長しようとする復元力をレバー３０によってベーン１４の後端に伝える。つまりコイルばね１６は圧縮バネである。図７のようにベーン１４が最もシリンダ１１の径方向外側に位置する場合に、最も長さが短くなるように縮んで、ベーン１４の後端に伝える力が強くなる。図８のようにベーン１４が最もシリンダ１１の中心側に位置する場合に最も長さが長くなり、自由長さに近くなって、ベーン１４の後端に伝える力は弱くなる。図８の状態では、吸入空間Ｐと圧縮空間Ｑの圧力差が比較的小さいため、ベーン１４の先端がピストン１３に当接し続けるための力は小さくてもよい。また、その力を小さくするほうが摩擦抵抗が低減するのでよい。一方、図１のように圧縮の過程が進み、ベーン１４が外周側に移動した状態ではベーン１４の先端にある程度強い力を加えることで先端の密閉を高めることが望ましい。本発明の実施の形態１ではレバー３０によってコイルばね１６の復元力を伝達する際に、このように圧縮過程の途中でベーン１４の先端にかかる力を変化させることができる。
　以上で述べたとおり、本発明の実施の形態１では、レバー３０の支点Ａから作用点Ｃまでの距離Ｌ２は、支点Ａから力点Ｂまでの距離Ｌ１よりも長いので、ベーン１４の先端の往復移動距離をδ２に比べてコイルばね１６の変位量δ１を小さくできる。コイルばねの寿命は長さの変化量に依存することが知られており、本発明の実施の形態１では変位量δ１を短く、つまり伸縮長さを短くできるため、シリンダの外径を拡大してばねの全長を長くすることなく、ばねの寿命を大幅に向上することが可能となる。
　また、レバー３０の支点と作用点とを結ぶ直線よりも力点がシリンダ１１の中心側に位置するように曲がった形状としたので、レバー３０全体がシリンダ１１の中心からの距離を短くすることができ、小型のロータリ圧縮機を実現できる。
　また、スロット１９はシリンダの吸気ポート１７と吐出ポート１８との間にあって、コイルばね１６とレバー３０の回転軸（軸部３０ｂ）はスロット１９に対して吸気ポート１７と反対側、つまり吐出ポート１８側に位置する。つまり、レバー３０の揺動する腕部３０ａは、ほぼ全体がベーン１４に対して吐出ポート１８側にある。吐出ポート１８は吸気ポート１７に比べて小サイズであるため、大きな揺動スペース１１ｃを確保することができ、十分な強度のレバー３０を実現することができる。また、コイルばね１６も強度の高い比較的大きなものを設置することが容易となる。
　また、レバー３０の支点Ａから作用点Ｃまでの間の腕部とコイルばね１６が設置された箇所とが径方向に重ならない。支点Ａから作用点Ｃまでの間の腕部は長く大きく揺動するため、シリンダの径方向に揺動スペースを大きく確保する必要であるが、そのスペースからコイルばね１６がずれた位置にあり、コイルばね１６のサイズを大きくして、強度を高めることができる。また、レバー３０の腕部の幅を大きくして、強度を向上させることもできる。
　ベーン３０は後端にシリンダ１１の中心側に窪んだ窪み部１４ｃを有し、窪み部１４ｃでレバー３０からコイルばね１６の復元力を受けるので、ベーン１４の後端側のスペースを小さくできる。
　レバー３０の回転軌道上で、かつ、シリンダ１１の中心から遠い側に、レバー３０の回転を規制するストッパ１１ａを設けたので、レバー３０が容器１の内面に衝突することを防ぐことができるので、信頼性が向上する。
　コイルばね１６は圧縮バネであり、コイルばね１６はレバーの力点Ｂとの間に摺動板３１を有しているので、レバー３０とコイルばね１６との間の摩擦抵抗を低減することができる。
　以下では本発明の実施の形態１の変形例について説明する。
　上記ではロータリ圧縮機構が１つの場合の構造を述べたが、２つ以上のロータリ圧縮機構を有していてもよい。図１０は本発明の実施の形態１の変形例１であるロータリ圧縮機２００の構造を概略的に示す断面図である。変形例１では駆動軸５の軸方向に２つのロータリ圧縮機構を有している。圧縮機構のそれぞれは、基本的に上記で述べた圧縮機構と同様である。
　２つの圧縮機構のうち、電動機８に近い位置にある圧縮機構を第１圧縮機構、電動機８から遠い位置にある圧縮機構を第２圧縮機構とする。また、第１圧縮機構の各要素は上記で述べた要素と同じであり同じ符号を用いるが名称に第１と付けて、第１シリンダ１１、第１シリンダ室１２、第１ピストン１３、第１ベーン１４、第１ベーン背室１５、第１コイルばね１６、第１吸気ポート１７、第１吐出ポート１８、第１スロット１９、第１レバー３０、第１マフラ６３、とする。第２圧縮機構にも順に対応する各要素があり、これらを第２シリンダ２１、第２シリンダ室２２、第２ピストン２３、第２ベーン２４、第２ベーン背室２５、第２コイルばね２６、第２吸気ポート２７、第１吐出ポート２８、第２スロット２９、第２レバー４０、第２マフラ７３、とする。
　第１圧縮機構と第２圧縮機構とは軸方向に中間仕切板４を挟んで構成される。電動機８に近い側から遠い側に、第１支持部材６０、第１シリンダ１１、中間仕切板４、第２シリンダ２１、第２支持部材７０が順に積層されて構成されている。第１圧縮機構の第１シリンダ１１の電動機８側は第１支持部材６０のフランジ部６０ｂ、その反対側は中間仕切板４で覆われて第１シリンダ室１２が形成されている。第２圧縮機構の第２シリンダ２１の電動機８側は中間仕切板４で覆われ、その反対側は第２支持部材７０のフランジ部７０ｂで覆われて第２シリンダ室２２が形成されている。
　駆動機構は駆動軸５の一部に第１圧縮機構と第２圧縮機構とそれぞれに対応する偏心部を有する。駆動軸５は第１圧縮機構の第１ピストン１３を第１シリンダ室１２内で転動させる第１偏心部５ｃと、第２圧縮機構の第２ピストン２３を第２シリンダ室２２内で転動させる第２偏心部５ｄと、を有している。また、第１偏心部５ｃと第２偏心部５ｄとの間は中間仕切板４の軸方向の厚み分に対応する中間軸部５ｅによって接続されている。中間仕切板４には貫通穴が設けられて、その貫通穴内に中間軸部５ｅが挿通される。第２偏心部５ｄは第１偏心部５ｃと同様に、その中心軸が長軸部５ａ及び短軸部５ｂの中心軸から所定距離だけ偏心している。第１偏心部５ｃと偏心部５ｄとは、偏心方向が軸に対して反対である、このため、第１ピストン１３と第２ピストン２３とは位相が１８０度ずれて転動する。また、図１０のように、第１ベーン１４と第２ベーン２４と、第１スロット１９と第２スロット２９とは、駆動軸５に対して同じ側にある。
　図１１は変形例１のロータリ圧縮機２００の第２圧縮機構の下面図であり、図１０のＸ２－Ｙ２での断面を電動機８と逆側から見た図である。第２圧縮機構も基本的に図８などに示した第１圧縮機構とほぼ同じ構成である。図８とは駆動軸５に対して反対側から見た図のため、左右が反転してみえるが、電動機８から見た場合に第２吸気ポート２７は第１吸気ポート１７と第１ベーン１４または第２ベーン２４に対して同じ側にある。従って、第１吸気ポート１７と第２吸気ポート２７につながる吸入管は駆動軸５の軸方方向に２つ並ぶ。電動機８から見た場合に、第２吸気ポート２７、第２吐出ポート２８、第２コイルばね２６、第２レバー４０は、第１吸気ポート１７、第１吐出ポート１８、第２コイルばね１６、第２レバー３０から駆動軸５の軸方向に並進した位置にある。
　第２吐出ポート２８から吐出されるガスは、第１圧縮機構の図５と同様に第２支持部材７０に設けられた貫通孔を介して第２マフラ７３に放出され、さらに内部空間７に放出される。第２圧縮機構において貫通孔に開閉弁がある構成も同様である。第２マフラ７３は電動機８と反対側にあり、容器１の下部の潤滑油貯蔵部７ａ側にある。第１ピストン１３と第２ピストン２３とが位相がずれて転動するので、圧縮の動作は半周期ずれる。第１吸気ポート１７と第２吸気ポート２７とからガスが吐出されるタイミングは駆動軸５の回転に対して半周期ずれる。
　変形例１では２つの圧縮機構のそれぞれに、独立して揺動可能なレバー３０、４０を設けたので、それぞれのコイルばねの寿命を長くすることができる。また、各レバーは対応するシリンダの高さの範囲内で、かつ、シリンダの外周内に収められているため、複数の圧縮機構を積層して組み立てことが容易である。
　上記の実施の形態１ではピストン１３がシリンダ室１２を１回転する間で吸気から圧縮までの工程が１回行われるようにしたが、１つのシリンダ室に吸気ポート、吐出ポート、ベーンの組を複数有して、ピストン１３が１回転する間に吸気から圧縮までの工程が複数回行われるようにしてもよい。その場合、各ベーンに対してレバーを設けると良い。
　また、レバー３０、４０はシリンダ１１、２１の軸方向において、吐出ポート１８、２８を設けた面側にあるようにしたが、反対側に設けてもよい。図１２は本発明の実施の形態１の変形例２であるロータリ圧縮機３００の構造を概略的に示す断面図である。変形例２では第２圧縮機構の第２レバー４０を中間仕切板４側に設けた以外は変形例１と同じである。変形例２で変形例１に比べて第２レバー４０が容器１の底面から離れるため、潤滑油貯蔵部７ａの潤滑油の油面よりも高い位置となりやすく、第２レバー４０が潤滑油を撹拌することが少ない。圧縮機が複数の圧縮機構を備えた場合に、一部の圧縮機構のみがレバーを設けるようにしてもよい。
　＜実施の形態２＞
　図１３は本発明の実施の形態２のロータリ圧縮機の部分分解斜視図である。図１３は実施の形態１の図５に対応する図である。実施の形態１と比較して、第１支持部材６０のフランジ部６０ａがシリンダ１１の外周まで径方向に広がった構成である。また、レバー３０の軸部３０ｂが腕部３０ａの軸方向の上下に設けられている。腕部３０ａの軸方向の一方の軸部３０ｂはシリンダ１１に設けられた軸受に挿入される。腕部３０ａの軸方向の他方の軸部３０ｂはフランジ部６０ａに形成された軸受孔６０ｄに挿入される。シリンダ１１に設けられた軸受の中心軸とフランジ部６０ａに形成された軸受孔６０ｄの中心軸とは同一線上にある。
　実施の形態２によれば、レバー３０が２つの軸受けで保持されるため、回転動作の安定性が増し、信頼性の向上が図れる。また、フランジ部６０ａがレバー３０の上部を覆うので、回転駆動中に潤滑油貯蔵部３ａの油面が、レバー３０によって掻き乱されることを防止できる。
　実施の形態１の変形例１、変形例２のように、中間仕切板４がある構成では、中間仕切板４にレバー３０の軸部３０ｂが挿入される軸受孔を設けてもよい。軸部３０ｂは軸受孔を貫通する必要はなく、一部が挿入された形であってもよい。たとえば、中間仕切板４の一方の面から第１圧縮機構の第１軸部３０ｂが中間仕切板４の途中まで挿入され、中間仕切板４の他方の面から第２圧縮機構の第２軸部が中間仕切板４の途中まで挿入されるようにしてもよい。
　＜実施の形態３＞
　図１４は本発明の実施の形態３のロータリ圧縮機の部分側面図である。図１４は実施の形態１の図６に相当する側面図である。図１５は本発明の実施の形態３のロータリ圧縮機のベーンの側面図である。実施の形態１と比較して、レバーの軸部３０ｂが腕部３０ａに対して軸方向の上下に設けられる。シリンダには対応する軸受３２が軸方向の上下に設けられる。上下の一方の軸受３２を含むシリンダ１１の一部を分離可能に作成して、シリンダ１１にレバー３０をセットした後に、軸受３２を含む部分をレバー３０の軸部３０ｂに合わせて固定するなどで作製できる。また、軸部３０ｂは腕部３０ａと別体で形成されていてもよく、たとえば、腕部３０ａの中間に孔を設けておいて、この孔が軸受となっていてもよい。この場合、シリンダ１１側には軸部３０ｂが貫通し、かつ、固定する穴が設けられていればよい。
　レバー３０はシリンダ１１の軸方向のほぼ中央に位置する。揺動スペース１１ｃもレバー３０に合わせて軸方向のほぼ中央に形成される。これにあわせて、ベーン３０の窪み部１４ｃは軸方向の中央に位置する。実施の形態１と同様に、窪み部１４ｃでレバー３０と接触する。
　本実施の形態３によれば、レバー３０が両持ちで保持されるため、回転動作の安定性が増し、信頼性の向上が図れる。また、レバー３０の腕部３０ａとコイルばね１６の中心の位置がシリンダ１１の軸方向の高さで一致させることができ、コイルばね１６からレバー３０への力の伝達が良好となる。
　＜実施の形態４＞
　図１６は本発明の実施の形態４のロータリ圧縮機のシリンダの上面図である。実施の形態１とレバーの形状、コイルばね１６の配置が異なる。コイルばね１６は圧縮バネであり、圧縮された状態で保持されて、ばねがのびる復元力をレバーに伝える点は上記の実施の形態と共通する。実施の形態４のロータリ圧縮機では、レバー５０が支点Ａ、力点Ｂ、作用点Ｃの順に連なり、コイルばね１６がレバー５０の外周側に位置する点で上記の実施の形態と異なる。シリンダ１１の中心から見てコイルばね１６がレバー５０と干渉する位置にあるため、コイルばね１６の長さを実施の形態１ほど長くすることが難しいが、シリンダ１１の外周からコイルばね１６を設置できるため、製造が容易となり、またコイルばね１６の特性の調整も容易となる。
　たとえば、ばね収納孔１１ｂはシリンダ１１の外周から中心に向かってあけた穴とする。コイルばね１６を固定板３３に取り付けてばね収納孔１１ｂに圧縮させながら差し込み、固定板３３をシリンダ１１に固定する。固定板３３の押し込み量でコイルばね１６の復元力を調整することができる。
　本実施の形態４のレバー５０は複雑に曲がった形状であるが、実施の形態１と同様に、支点Ａと作用点Ｃとを結んだ線よりも力点Ｂがシリンダ１１の中心に近い位置にある。このため、コイルばね１６とレバー５０とを含む力の伝達機構はシリンダ１１の中心からの距離を短くできる。レバー５０により小型で、信頼性が高いロータリ圧縮機を実現できる。
　＜実施の形態５＞
　図１７は本発明の実施の形態５のロータリ圧縮機のシリンダの上面図である。上記の実施の形態とレバーの形状、コイルばね１６の配置が異なる。コイルばね１６は圧縮バネであり、圧縮された状態で保持されて、ばねがのびる復元力をレバーに伝える点は上記の実施の形態と共通する。実施の形態５のロータリ圧縮機では、レバー６０が力点Ｂ、支点Ａ、作用点Ｃの順に連なる点は実施の形態１と同様であるが、力点Ｂ、支点Ａ、作用点Ｃを順に結ぶ線が鋭角に曲がっている点、レバー６０の支点Ａと作用点Ｃとをつなぐ腕部よりもシリンダ１１の中心側にコイルばね１６がある点、コイルばね１６の伸縮方向がシリンダ室１２の略周方向に沿った方向である点、が異なる。
　シリンダ１１の中心から見てコイルばね１６がレバー６０と重なる位置にあるが、コイルばね１６の伸縮方向がシリンダ室１２の略周方向に沿った方向であるため、支点Ａと作用点Ｃとをつなぐ腕部が十分に長い構成であれば、コイルばね１６の長さを十分に長くすることができる。また、その場合、支点Ａと力点Ｂとの距離Ｌ１に比べて、支点Ａと作用点Ｃとの距離Ｌ２は、たとえば４～６倍など、実施の形態１に比べて大きな比とすることが容易となる。従って、コイルばね１６の変形量δ１が実施の形態１より小さくなり、コイルばね１６の寿命を高めることができる。
　図１８は本発明の実施の形態５のロータリ圧縮機のベーンの斜視図である。実施の形態５ではベーン１４の後端の窪み部１４ｃにスロットの幅よりもスロット１９の幅方向に広い、つまりスロット１９内を摺動するベーン１４の部位の厚みより厚み方向に幅広の接面部１４ｄを設けた。支点Ａと作用点Ｃとをつなぐ腕部が長いことによって、腕部の先端の位置がベーン１４の後端から外れやすくなる。図１８のように幅広の接面部１４ｅを設けると、レバー８０が揺動した際に先端がベーン１４の厚みより幅方向にずれても、接面部１４ｅのどこかの箇所で接するため、レバー６０からの力をベーン１４がシリンダの中心に向かう力として伝えることが良好にできる。レバー６０と接触する接面部１４ｅは平坦でなくてもよく、凸の曲面で接触して接触の抵抗を低減するようにしてもよい。
　レバー６０は鋭角に折れ曲がった形状であるが、実施の形態１と同様に、支点Ａと作用点Ｃとを結んだ線よりも力点Ｂがシリンダ１１の中心に近い位置にある。このため、コイルばね１６とレバー６０とを含む力の伝達機構はシリンダ１１の中心からの距離を短くできる。このようなレバー６０の形状により、小型で、信頼性が高いロータリ圧縮機を実現できる。
　＜実施の形態６＞
　図１９は本発明の実施の形態６のロータリ圧縮機のシリンダの上面図である。上記の実施の形態と異なり、実施の形態６のコイルばね１６は引っ張りばねである。つまり、自然な状態から引っ張られた状態で保持されて、縮もうとする復元力をベーン１４に伝達する。レバー９０は、力点Ｂ、支点Ａ、作用点Ｃを順に結ぶ線が支点Ａでおおよそ９０度（８０～１００度など）に折れ曲がった形状である。
　コイルばね１６は引っ張りばねであるため、両端に取り付けのためのフック３４を有している。一方のフック３４はシリンダの固定部Ｄに取り付けられ、他方のフック３４は。レバー９０の力点Ｂに取り付けられる。レバー９０の揺動によって、シリンダ１１に対してコイルばね１６の角度が少し変化するため、フック３４は固定部Ｄ、力点Ｂで摺動可能とされている。
　コイルばね１６は伸縮方向がシリンダ１１の径方向から傾斜するように設けられる。コイルばね１６はベーン１４の位置を０度とする回転角でおおよそ－９０度～－６０度の角度範囲に設置され、シリンダ１１の中心から見て、コイルばね１６のフック３４を除き、レバー８０と重ならない位置に設置される。コイルばね１６が設置されるばね収納孔１１ｂは、シリンダ１１の外周の回転角でおおよそ－９０度の位置からおおよそベーン１４の後端に向かう孔として設けられる。
　本実施の形態６のロータリ圧縮機によれば、支点Ａと力点Ｂとの距離Ｌ１に比べて、支点Ａと作用点Ｃとの距離Ｌ２は、たとえば２～３倍、などすることにより、実施の形態１と同様に、コイルばね１６の寿命を高めることができる。また、コイルばね１６が引っ張りバネの場合はフック３４があるため、ばね本体部分が短くなるが、シリンダの径方向に対して傾斜する配置としたので、径方向に配置する場合に比べてばねの長さを長くすることが可能であり、ばね寿命を長くすることができる。
　＜実施の形態７＞
　図２０は本発明の実施の形態７のレバーの斜視図である。上記の実施の形態では、ベーン１４と接触する接触面３０ｄをレバー１４の回転軸に対して平行な曲面で構成したが、本実施の形態の接触面３０ｄは、さらにシリンダ１１の中心軸の軸方向に対して曲率を有する曲面を含む構成とした。接触面３０ｄの全体が三次元曲面で構成されるようにしてもよいが、回転軸に対して平行な二次元曲面と軸方向に対して曲率を有する三次元曲面とを組み合わせてもよい。図は、軸方向の中央は回転軸に対して平行な二次元曲面として、その二次元曲面の軸方向の両側に、二次元曲面と滑らかに連続するように回転軸に対して徐々に傾斜角度が変化する三次元曲面を設けた構造の例を示す。
　図２１は本発明の実施の形態７のロータリ圧縮機の動作時の一例を示す部分断面図であり、シリンダ１１の中心軸に平行で、かつ、シリンダ１１の中心とベーン１４の中心と通る断面の一部分である。なお、この図において、この断面から周方向にずれた位置にあるレバー３０の軸部３０ｂ、腕部３０ｂを周方向にベーン１４の延長線上まで移動して、それらの外形を破線で示している。この図において、レバー３０の軸部３０ｂはシリンダ１１の軸に対して傾斜して、軸部３０ｂの下部よりも上部がシリンダ１１の軸に近づいている。本来は、レバー３０の軸部３０ｂの軸はシリンダ１１の軸と平行に動作することが望ましいが、軸受３２との隙間が摩耗などで拡大した場合に、このように傾く場合がある。また、図とは逆に、レバー３０の揺動によって軸部３０ｂの下側がシリンダ１１の中心軸に近づくような傾斜となる場合もある。さらにレバー３０の揺動に合わせて軸部３０ｂの傾斜の方向が変化する場合もある。
　軸部３０ｂがほとんど傾かない場合は、接触面３０ｄをシリンダ１１の軸と平行な面とすると良い。しかしながら、図のように、軸部３０ｂの傾きが少し大きい場合は、接触面３０ｄの軸方向の一方の端部がベーン１４に対して片当たりするため、当たった部分の摩耗が大きくなる。摩耗によって、レバー３０からベーン１４に伝わる力が変化したり、摩耗で生じた金属粉が潤滑油に混じったりする問題が起こる。本実施の形態６によれば、軸部３０ｂが傾いた際に、軸方向に曲率を有する曲面で接触して力を伝達するため、回転軸に対して傾斜しない面が片当たりする場合に比べて接触する箇所の面積を大きくすることができ、摩耗量を抑制できる。また、摩擦も小さくすることができる。また、軸部３０ｂの組み立て時にシリンダ１１の軸との平行がずれた場合にも効果がある。
　本発明は、ベーンに力を加えるためのばねの寿命を長くでき、小型で、信頼性が高いロータリ圧縮機を実現できる。
１　容器、２　吐出管、３　吸入管、４　中間仕切板、５　駆動軸、５ｍ　電動部、５ａ　長軸部、５ｂ　短軸部、５ｃ　偏心部（第１偏心部）、５ｄ　第２偏心部、５ｅ　中間軸部、７　内部空間、７ａ　潤滑油貯蔵部、８　電動機、８ａ　回転子、８ｂ　固定子、１１　シリンダ（第１シリンダ）、１１ａ　ストッパ、１１ｂ　ばね収納孔、１１ｃ　揺動スペース（第１揺動スペース）、１２　シリンダ室（第１シリンダ室）、１３　ピストン（第１ピストン）、１４ベーン（第１ベーン）、１４ａ　先端、１４ｂ　後端、１４ｃ　窪み部、１４ｅ　接面部、１５　ベーン背室（第１ベーン背室）、１６　コイルばね（第１コイルばね）、１７　吸気ポート（第１吸気ポート）、１８　吐出ポート（第１吐出ポート）、１９　スロット（第１スロット）、２１　第２シリンダ、２１ｃ　第２揺動スペース、２２　第２シリンダ室、２３　第２ピストン、２４　第２ベーン、２５　第２ベーン背室、２６　第２コイルばね、２７　第２吸気ポート、２８　第２吐出ポート、２９　第２スロット、３０　レバー（第１レバー）、３０ａ　腕部、３０ｂ　軸部、３０ｃ　連結部、３０ｄ　接触面、３０ｅ　接触面、３１　摺動板、３２　４０　第２レバー、６０　第１支持部材、６０ａ　軸受部、６０ｂ　フランジ部、６０ｃ　貫通孔、６１　開閉弁、６３　マフラ（第１マフラ）、７０　第２支持部材、７０ａ　軸受部、５０、６０、８０、９０　レバー、８８　導入端子、１００，２００，３００　ロータリ圧縮機。

Claims (13)

  1. 容器と、
    前記容器内に設置されて駆動軸を回転させる駆動機構と、
    前記容器内に固定されたシリンダと、
    前記駆動軸の回転が伝達されて前記シリンダ内を転動するピストンと、
    前記シリンダに設けられたスロットに挿入され、先端が前記ピストンに接して、前記ピストンの転動にともなって前記スロット内を往復運動するベーンと、
    前記スロットの延長上からずれた位置に弾性変形した状態で保持されたコイルばねと、
    前記シリンダに回転軸が設置され、前記回転軸を中心にしたスイングが可能となるように保持されて、前記コイルばねの弾性変形からの復元力を前記ベーンが前記ピストンに向かう力として前記ベーンに伝達するレバーと、を備え、
    前記回転軸の中心を支点、前記レバーにおいて前記ベーンに力を伝達する位置を作用点、前記レバーにおいて前記コイルばねの復元力を受ける位置を力点とすると、前記支点から前記作用点までの距離が前記支点から前記力点までの距離よりも長いロータリ圧縮機。
  2. 前記レバーは前記支点と前記作用点とを結ぶ直線よりも前記力点が前記シリンダの中心側に位置するように曲がった形状である請求項１に記載のロータリ圧縮機。
  3. 前記スロットは前記シリンダの吸気ポートと吐出ポートとの間にあり、
    前記コイルばねと前記レバーの前記回転軸とは前記スロットに対して前記吸気ポートと反対側に位置する請求項１または２に記載のロータリ圧縮機。
  4. 前記コイルばねは前記レバーの前記支点から前記作用点までの間の腕部と径方向に重ならない位置に設置された請求項１から３のいずれか一項に記載のロータリ圧縮機。
  5. 前記ベーンは後端に前記シリンダの中心側に窪んだ窪み部を有し、前記窪み部で前記レバーから前記コイルばねの復元力を受ける請求項１から４のいずれか一項に記載のロータリ圧縮機。
  6. 前記レバーの回転軌道上で、かつ、前記シリンダの中心から遠い側に、前記レバーの回転を規制するストッパを設けた請求項１から５のいずれか一項に記載のロータリ圧縮機。
  7. 前記コイルばねは圧縮バネであり、前記コイルばねは前記レバーの前記力点との間に摺動板を有している請求項１から６のいずれか一項に記載のロータリ圧縮機。
  8. 前記レバーおよび前記ベーンの少なくともいずれかは、互い接触する箇所に接触側に凸となる曲面を有している請求項１から７のいずれか一項に記載のロータリ圧縮機。
  9. 前記ベーンは前記レバーの前記作用点から力を伝達される個所に前記スロットの幅よりも前記スロットの幅方向に広い接面部を有している請求項１から８のいずれか一項に記載のロータリ圧縮機。
  10. 前記駆動軸が挿通する穴から広がって前記シリンダの中心軸の軸方向を覆うフランジ部を有し、
    前記レバーの前記軸方向が前記フランジ部によって覆われている、請求項１から９のいずれか一項に記載のロータリ圧縮機。
  11. 前記フランジ部に、さらに前記レバーの軸受けを有している請求項１０に記載のロータリ圧縮機。
  12. 　前記ベーンまたは前記コイルばねに力を伝達する前記レバーの接触面が、前記シリンダの中心軸の軸方向に曲率を有する曲面を含むことを特徴とする請求項１から１１のいずれか一項に記載のロータリ圧縮機。
  13. 　前記ベーンまたは前記コイルばねに力を伝達する前記レバーの接触面が鉄系の焼結材で構成されることを特徴とする請求項１から１２のいずれか一項に記載のロータリ圧縮機。
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