WO2020230230A1 - ロータリ圧縮機 - Google Patents

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WO2020230230A1
WO2020230230A1 PCT/JP2019/018907 JP2019018907W WO2020230230A1 WO 2020230230 A1 WO2020230230 A1 WO 2020230230A1 JP 2019018907 W JP2019018907 W JP 2019018907W WO 2020230230 A1 WO2020230230 A1 WO 2020230230A1
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vane
groove
rotary compressor
cylinder
pressure space
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PCT/JP2019/018907
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English (en)
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Inventor
克樹 鈴木
Original Assignee
三菱電機株式会社
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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 a cooling device such as an air conditioner.
  • the rotary compressor includes an electric motor unit and a compression mechanism unit driven by the electric motor unit in a closed container.
  • the compression mechanism portion has a crankshaft having an eccentric shaft portion and is rotationally driven by an electric motor portion, a cylinder having a compression chamber, and is fitted in the eccentric shaft portion and stored in the compression chamber, and eccentric rotation is performed together with the eccentric shaft portion.
  • It has a rolling piston for compressing the refrigerant, and a vane provided in a vane groove formed in the radial direction of the cylinder to partition the compression chamber into a low pressure space portion and a high pressure space portion.
  • the rotary compressor has a configuration in which the vane sliding in the vane groove follows the eccentric motion of the eccentric shaft portion of the crankshaft to divide the compression chamber into a low pressure space portion and a high pressure space portion. That is, in the rotary compressor, since the vane always slides in the vane groove, the sliding resistance acting on the vane deteriorates the followability of the vane that follows the eccentric motion of the eccentric shaft, and causes a sliding loss. There is a risk that the compression efficiency will decrease.
  • Patent Document 1 discloses a rotary compressor having a configuration in which the width dimension of the vane groove on the outer peripheral side of the cylinder is smaller than the width dimension of the vane groove on the inner peripheral side of the cylinder. That is, in this rotary compressor, by increasing the width dimension of the vane groove on the inner peripheral side of the cylinder, the sliding area of the vane with respect to the vane groove on the inner peripheral side of the cylinder is reduced, and the sliding resistance and sliding are reduced.
  • the configuration is such that the loss can be reduced.
  • the present invention has been made to solve the above-mentioned problems, and while achieving the effect of improving the followability of vanes that follow the eccentric motion of the eccentric shaft portion and suppressing the decrease in compression efficiency, sliding It is an object of the present invention to provide a rotary compressor capable of suppressing an excessive load acting on a support point of a vane groove that supports a vane during operation and realizing a highly reliable compressor.
  • the rotary compressor according to the present invention includes an electric motor unit and a compression mechanism unit that compresses a refrigerant by a driving force transmitted from the electric motor unit in a closed container, and the compression mechanism unit has an eccentric shaft portion.
  • a crankshaft that is rotationally driven by the electric motor portion, a cylinder that is fixed to the closed container and has a compression chamber, and a cylinder that is fitted into the eccentric shaft portion and stored in the compression chamber, together with the eccentric shaft portion.
  • a rolling piston that rotates eccentrically to compress the refrigerant, a vane provided in a vane groove formed in the radial direction of the cylinder and partitioning the compression chamber into a low pressure space portion and a high pressure space portion, and a vane formed in the cylinder.
  • a first notched groove is formed in the middle portion in the vertical direction of the cylinder.
  • the first notched groove portion is formed at the end of the vane groove on the low pressure space side, the sliding resistance is reduced and the eccentric motion of the eccentric shaft portion is followed. It is possible to improve the followability of the vane, reduce the sliding loss, and suppress the decrease in compression efficiency.
  • the first notch groove portion is formed only in the middle portion in the vertical direction of the cylinder, and the upper and lower surfaces of the cylinder located directly above and below the first notch groove portion are closed, the circumference of the cylinder The swing width of the vane in the direction can be suppressed, and the support point of the vane groove supporting the vane can be set to the low pressure space side of the first notch groove portion.
  • FIG. 5 is an enlarged cross-sectional view showing a main part of a compression mechanism portion of the rotary compressor according to the first embodiment. It is a vertical cross-sectional view which showed the vane groove of the rotary compressor which concerns on Embodiment 1 from the inner diameter side. It is sectional drawing which showed the main part of the compression mechanism part of the rotary compressor which concerns on Embodiment 2.
  • FIG. 5 is an enlarged cross-sectional view showing a main part of a compression mechanism portion of the rotary compressor according to the second embodiment. It is a vertical cross-sectional view which showed the vane groove of the rotary compressor which concerns on Embodiment 2 from the inner diameter side.
  • FIG. 1 is a vertical cross-sectional view schematically showing the overall structure of the rotary compressor according to the first embodiment.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a main part of the compression mechanism portion of the rotary compressor according to the first embodiment.
  • FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view showing a main part of the compression mechanism portion of the rotary compressor according to the first embodiment.
  • FIG. 4 is a vertical cross-sectional view showing the vane groove of the rotary compressor according to the first embodiment from the inner diameter side.
  • the rotary compressor 100 has an electric motor unit 2 and a compression mechanism unit that compresses the refrigerant by a driving force transmitted from the electric motor unit 2 inside the closed container 1. It is a configuration having 3 and 3. The electric motor unit 2 and the compression mechanism unit 3 are connected via a crankshaft 4.
  • the refrigerant is R410 refrigerant as an example.
  • the closed container 1 is connected to the gas-liquid separator 12 via a suction pipe 10, and the refrigerant gas is taken in from the gas-liquid separator 12.
  • the gas-liquid separator 12 is provided to separate the refrigerant into a liquid refrigerant and a gas refrigerant so that the liquid refrigerant is not sucked into the compression mechanism 3 as much as possible.
  • a discharge pipe 11 for discharging the compressed refrigerant is connected to the upper part of the closed container 1.
  • the refrigerating machine oil 13 is stored in the bottom of the closed container 1.
  • the refrigerating machine oil 13 mainly lubricates the sliding portion of the compression mechanism portion 3.
  • the electric motor unit 2 is provided with an annular stator 20 fixedly supported on the inner wall surface of the closed container 1 by shrink fitting or the like, and a rotatable stator 20 facing the inner side surface of the stator 20. It is composed of a rotor 21 and a rotor 21. A crankshaft 4 is fitted in the rotor 21.
  • the electric motor unit 2 is driven by being supplied with electric power from the outside via an airtight terminal (not shown).
  • the compression mechanism unit 3 includes a crankshaft 4 rotationally driven by the electric motor unit 2, a cylinder 5 having a compression chamber 50, and an upper bearing 51 and a bearing for closing the compression chamber 50. It includes a lower bearing 52, a rolling piston 6, and a vane 7.
  • the crankshaft 4 includes a spindle portion 40 fixed to the rotor 21 of the electric motor portion 2, an auxiliary shaft portion 41 provided on the opposite side of the spindle portion 40 with the cylinder 5 interposed therebetween, and a spindle portion 40 and a sub-shaft portion 41. It has an eccentric shaft portion 42 provided between the two.
  • An oil suction hole is formed in the axial center of the crankshaft 4.
  • the crankshaft 4 is provided with a spiral centrifugal pump in the oil suction hole so that the refrigerating machine oil 13 stored in the bottom of the closed container 1 can be pumped up and supplied to the sliding portion of the compression mechanism portion 3. ing.
  • the outer peripheral portion of the cylinder 5 is fixed to the closed container 1 with bolts or the like.
  • the cylinder 5 has a circular outer circumference, and a compression chamber 50, which is a circular space, is formed inside the cylinder 5.
  • the compression chamber 50 is a space for compressing the refrigerant during driving.
  • the compression chamber 50 has both ends in the axial direction of the crankshaft 4 open, and the upper bearing 51 provided on the upper surface of the cylinder 5 and the lower bearing 52 provided on the lower surface of the cylinder 5. Is blocked by.
  • the cylinder 5 is provided with a suction port 53 through which the refrigerant gas from the suction pipe 10 passes through the compression chamber 50 from the outer peripheral surface.
  • the cylinder 5 is formed with a discharge port 54 for discharging the compressed refrigerant from the compression chamber 50 by cutting out the upper end surface of the cylinder 5.
  • the upper bearing 51 is slidably fitted to the main shaft portion 40 of the crankshaft 4 and closes one end surface (motor portion 2 side) of the compression chamber 50 of the cylinder 5.
  • the lower bearing 52 is slidably fitted to the sub-shaft portion 41 of the crankshaft 4 and closes the other end surface (refrigerator oil 13 side) of the compression chamber 50.
  • the upper bearing 51 is formed with a discharge hole for discharging the refrigerant compressed in the compression chamber.
  • a discharge muffler 55 is attached to the upper bearing 51 so as to cover the discharge hole.
  • the rolling piston 6 is formed in a ring shape and is slidably fitted to the eccentric shaft portion 42 of the crankshaft 4.
  • the rolling piston 6 is provided in the compression chamber 50 together with the eccentric shaft portion 42, and rotates eccentrically together with the eccentric shaft portion 42 in the compression chamber 50 to compress the refrigerant.
  • the cylinder 5 is formed with a vane groove 70 that communicates with the compression chamber 50 and extends in the radial direction.
  • the vane groove 70 is provided with a vane 7 that divides the compression chamber 50 into a low-pressure space portion 50a and a high-pressure space portion 50b so as to be slidably fitted.
  • the low pressure space portion 50a communicates with the suction port 53.
  • the high-pressure space portion 50b communicates with the discharge port 54.
  • the vane 7 slides back and forth in the vane groove 70 following the eccentric rotation of the rolling piston 6 while the tip portion is in contact with the outer peripheral portion of the rolling piston 6.
  • the compression chamber 50 is divided into a low pressure space portion 50a and a high pressure space portion 50b by abutting the tip portion of the vane 7 on the outer peripheral portion of the rolling piston 6.
  • the vane 7 is made of, for example, a non-magnetic material.
  • the cylinder 5 is formed with a back pressure chamber 8 on the back side of the vane groove 70.
  • the inner diameter of the back pressure chamber 8 is formed to be larger than the inner diameter of the vane groove 70.
  • the back pressure chamber 8 houses a vane spring 80 arranged in series with the vane 7.
  • the vane spring 80 urges the tip of the vane 7 so as to press it against the outer peripheral surface of the rolling piston 6.
  • the vane spring 80 is composed of, for example, a coil spring.
  • the operation of the rotary compressor 100 of the first embodiment will be described.
  • the refrigerant of the gas-liquid separator 12 is introduced into the low-pressure space 50a of the compression chamber 50 through the suction pipe 10 and the suction port 53, and then the electric motor unit 2 is driven.
  • the electric motor unit 2 when the electric motor unit 2 is driven, the rolling piston 6 fitted to the eccentric shaft portion 42 of the crankshaft 4 rotates eccentrically, and the refrigerant is compressed in the compression chamber 50.
  • the refrigerant is compressed from low pressure and low temperature intake gas to high pressure and high temperature discharge gas.
  • the refrigerant compressed in the compression chamber 50 is discharged from the discharge hole of the upper bearing 51 into the space of the discharge muffler 55 through the discharge port 54, and then discharged into the closed container 1 from the discharge hole of the discharge muffler 55.
  • the discharged refrigerant is discharged from the discharge pipe 11.
  • the refrigerating machine oil 13 stored in the bottom of the closed container 1 is supplied into the compression chamber 50 via the inside of the rolling piston 6.
  • the refrigerating machine oil 13 is mixed with the refrigerant gas having a high pressure in the compression chamber 50, and when discharged into the closed container 1, it becomes a mist.
  • the rotary compressor 100 has a configuration in which the vane 7 slides on the vane groove 70 and follows the eccentric motion of the eccentric shaft portion 42 to partition the compression chamber 50 into the low pressure space portion 50a and the high pressure space portion 50b. Is. That is, in the rotary compressor 100, since the vane 7 always slides in the vane groove 70, the followability of the vane 7 that follows the eccentric motion of the eccentric shaft portion 42 deteriorates due to the sliding resistance acting on the vane 7. The compression efficiency may decrease due to the occurrence of sliding loss.
  • the first is in the middle portion in the vertical direction of the cylinder 5.
  • a notch groove 90 is formed.
  • the first notched groove 90 is formed by widening from the wall surface of the vane groove 70 toward the low pressure space 50a.
  • the pressure load received by the vane 7 from the high pressure space 50b and the vane 7 are the low pressure space.
  • the difference from the pressure load received from 50a can be reduced. Therefore, in the rotary compressor 100, the pressure that the vane 7 presses against the vane groove 70 becomes small, so that the sliding resistance can be reduced, and the followability of the vane 7 that follows the eccentric motion of the eccentric shaft portion 42 can be improved. Can be improved. Further, in the rotary compressor 100, the sliding area of the vane 7 with respect to the vane groove 70 can be reduced by forming the first notched groove 90, so that the sliding loss can be reduced and the compression efficiency can be reduced. Can be suppressed.
  • the first notch groove 90 is formed only in the intermediate portion in the vertical direction of the cylinder 5, and the upper and lower surfaces of the cylinder 5 located directly above and below the first notch groove 90 are formed. Since it is closed, the swing width of the vane 7 in the circumferential direction of the cylinder 5 can be suppressed, and the support point A of the vane groove 70 that supports the vane 7 can be set to the low pressure space portion 50a side of the first notch groove portion 90. it can.
  • the distance between the support point A of the vane groove 70 that supports the vane 7 and the position B of the vane 7 on which the compressive load of the high-pressure space 50b acts can be made close to each other, so that the load acting on the support point A is reduced. it can. That is, the rotary compressor 100 can maintain the posture of the vane 7 following the eccentric motion of the eccentric shaft portion 42 by reducing the load acting on the support point A, so that the compression mechanism portion 3 due to friction can be maintained. It is possible to suppress the situation where the vane 7 and the vane groove 70 are melted due to the temperature rise and the high heat thereof, prevent the situation where the internal mechanism is locked, and realize a highly reliable compressor.
  • the rotary compressor 100 since the rotary compressor 100 has a configuration in which the first notch groove 90 widens from the wall surface of the vane groove 70 toward the compression chamber 50, the vane 7 and the vane groove 70 are connected to each other through the inclined wall surface formed by the first notch groove 90. In the meantime, it becomes easy to draw the lubricating oil from the compression chamber 50. As a result, it is possible to suppress the temperature rise of the compression mechanism portion 3 due to friction and the situation where the vane 7 and the vane groove 70 are melted due to the high heat thereof. Further, the rotary compressor 100 has a shape in which the first notched groove 90 is widened from the wall surface of the vane groove 70 toward the compression chamber 50 to suppress the generation of burrs during machining, thus improving workability. It is possible to contribute to the improvement of the performance of the compressor.
  • the first notched groove 90 is formed from the inner diameter side of the compression chamber 50.
  • the radial length L1 of the first notched groove 90 is determined by the pressure conditions determined by the design of the rotary compressor 100. Specifically, the length of the vane 7, the vane groove 70, and the lubricating oil interposed in the gap between the vane 7 and the vane groove 70 can be used to seal the inside of the compression chamber 50 and the closed container 1 so that the refrigerant does not communicate with each other. Sato.
  • the length L2 of the first notched groove 90 in the vertical direction of the cylinder 5 is the distance L3 between the upper end of the first notched groove 90 and the upper surface of the cylinder 5, the lower end of the first notched groove 90 and the cylinder 5. It is designed so that the distance L4 from the lower surface of the is substantially equal. This is to allow the vane 7 to maintain its posture even when the vane 7 is subjected to uneven pressure.
  • the method of determining the length of the first notched groove 90 in the axial direction of the cylinder 5 is a numerical value obtained by multiplying the pressure received by the vane 7 and the following speed of the vane 7 in the vertical direction of the vane 7.
  • the numerical value obtained by the product of the pressure received by the vane 7 and the follow-up speed of the vane 7 is a numerical value at the maximum generated pressure of the vane 7 when it is generated under the pressure condition determined by the design.
  • the rotary compressor 100 has the electric motor unit 2 and the compression mechanism unit 3 that compresses the refrigerant by the driving force transmitted from the electric motor unit 2 in the closed container 1.
  • the compression mechanism portion 3 has an eccentric shaft portion 42 and is fixed to a crankshaft 4 which is rotationally driven by an electric motor portion 2 and a closed container 1 and is fitted to a cylinder 5 having a compression chamber 50 and an eccentric shaft portion 42.
  • the rolling piston 6 is stored in the compression chamber 50 and eccentricly rotates together with the eccentric shaft portion 42 to compress the refrigerant, and the vane groove 70 formed in the radial direction of the cylinder 5 is provided to form the compression chamber 50 in the low pressure space portion.
  • a first notched groove 90 is formed in the middle portion in the vertical direction of the cylinder 5.
  • the first notched groove 90 is formed at the end of the vane groove 70 on the low pressure space 50a side, so that the sliding resistance is reduced. Therefore, the followability of the vane 7 that follows the eccentric motion of the eccentric shaft portion 42 can be improved, the sliding loss can be reduced, and the decrease in the compression efficiency can be suppressed.
  • the first notch groove 90 is formed only in the intermediate portion in the vertical direction of the cylinder 5, the upper and lower surfaces of the cylinder 5 located directly above and below the first notch groove 90 are closed.
  • the swing width of the vane 7 in the circumferential direction of the cylinder 5 can be suppressed, and the support point A of the vane groove 70 that supports the vane 7 can be set to the low pressure space portion 50a side of the first notch groove portion 90. Therefore, the distance between the support point A of the vane groove 70 that supports the vane 7 and the position B of the vane 7 on which the compressive load of the high-pressure space 50b acts can be made close to each other, so that the load acting on the support point A is reduced. it can.
  • the rotary compressor 100 can maintain the posture of the vane 7 following the eccentric motion of the eccentric shaft portion 42, the temperature rise of the compression mechanism portion 3 due to friction and the vane 7 and the vane groove 70 due to the high heat thereof. It is possible to suppress the situation where the compressor melts, prevent the situation where the internal mechanism is locked, and realize a highly reliable compressor.
  • the rotary compressor 100 is formed by widening the first notched groove 90 from the wall surface of the vane groove 70 toward the low pressure space 50a. Therefore, the rotary compressor 100 easily draws the lubricating oil from the compression chamber 50 between the vane 7 and the vane groove 70 through the inclined wall surface formed by the first notched groove 90, and the temperature of the compression mechanism 3 rises due to friction. And the situation where the vane 7 and the vane groove 70 are melted due to the high heat can be suppressed. Further, since the rotary compressor 100 can suppress the generation of burrs during processing, the workability can be improved and the performance of the compressor can be improved.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view showing a main part of the compression mechanism portion of the rotary compressor according to the second embodiment.
  • FIG. 6 is an enlarged cross-sectional view showing a main part of the compression mechanism portion of the rotary compressor according to the second embodiment.
  • FIG. 7 is a vertical cross-sectional view showing the vane groove of the rotary compressor according to the second embodiment from the inner diameter side.
  • the same components as those of the rotary compressor 100 described in the first embodiment are designated by the same reference numerals, and the description thereof will be omitted as appropriate.
  • a first notched groove 90 is formed in the middle portion of the cylinder 5 in the vertical direction.
  • the first notched groove 90 is formed so as to widen from the wall surface of the vane groove 70 toward the low pressure space 50a.
  • a second notched groove 91 that widens from the wall surface of the vane groove 70 toward the back pressure chamber 8 is formed at the end of the vane groove 70 on the outer peripheral surface side of the cylinder 5 on the high pressure side.
  • the high-pressure gas filled in the closed container 1 can be drawn into the second notch groove 91. That is, at the end of the vane 7 in the centrifugal direction, the vane 7 receives a force in the same direction as the force received in the compression chamber 50, and the posture of the vane 7 due to the differential pressure in the compression chamber 50. Change can be mitigated. Therefore, in the rotary compressor 100 according to the second embodiment, the posture of the vane 7 following the eccentric motion of the eccentric shaft portion 42 can be maintained, so that the sliding resistance can be reduced and the eccentric shaft portion 42 can be maintained. The followability of the vane 7 that follows the eccentric motion of the vane 7 can be further improved.
  • the rotary compressor 100 is formed by widening the second notch groove 91 from the wall surface of the vane groove 70 toward the back pressure chamber 8, the vane 7 is formed through the inclined wall surface formed by the second notch groove 91.
  • Lubricating oil can be easily drawn between the vane and the vane groove 70, and the temperature rise of the compression mechanism portion 3 due to friction and the situation where the vane 7 and the vane groove 70 are melted due to the high heat can be suppressed.
  • the rotary compressor 100 can suppress the generation of burrs during processing, the workability can be improved and the performance of the compressor can be improved.
  • the radial length L5 of the second notch groove 91 is determined by the pressure conditions determined by the design of the rotary compressor 100. Specifically, the radial length L5 of the second notch groove 91 is formed by the vane 7, the vane groove 70, and the lubricating oil interposed in the gap between the vane 7 and the vane groove 70 to form a compression chamber 50. The length is such that the refrigerant can be sealed inside the closed container 1 so that the refrigerant does not communicate with each other, and the pressure drawing length a is a> 0 as shown in FIG.
  • the pressure drawing length a is the length at which the end portion of the vane 7 in the centrifugal direction and the second notch groove portion 91 face each other when the vane 7 protrudes most toward the compression chamber 50.
  • the reason why the pressure drawing length a is set to a> 0 is that high pressure gas is drawn into the second notch groove 91 even when the vane 7 protrudes most toward the compression chamber 50.
  • the rotary compressor has been described above based on the embodiment, the rotary compressor is not limited to the configuration of the above-described embodiment.
  • the internal configuration of the rotary compressor 100 shown is an example, and is not limited to the above-mentioned contents, and may include other components.
  • it is a twin rotary compressor or the like equipped with two compression chambers.
  • the first notched groove 90 is not limited to a configuration in which the width is widened from the wall surface of the vane groove 70 toward the compression chamber 50, and may be rectangular, for example. In short, it includes a range of design changes and application variations normally performed by those skilled in the art, as long as the technical idea is not deviated.

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Abstract

ロータリ圧縮機は、密閉容器内に、電動機部と、電動機部から伝達される駆動力によって冷媒を圧縮する圧縮機構部と、を備えている。圧縮機構部は、電動機部により回転駆動されるクランクシャフトと、圧縮室を有するシリンダと、ローリングピストンと、圧縮室を低圧空間部と高圧空間部とに仕切るベーンと、ベーンの先端部をローリングピストンの外周面に押し付けるように付勢するベーンスプリングと、を有している。低圧空間部側におけるベーン溝の端部には、シリンダの上下方向の中間部に第１切り欠き溝部が形成されている。

Description

ロータリ圧縮機
　本発明は、空気調和機などの冷熱機器に用いるロータリ圧縮機に関するものである。
　ロータリ圧縮機は、例えば特許文献１にも開示されているように、密閉容器内に、電動機部と、該電動機部によって駆動される圧縮機構部と、を備えている。圧縮機構部は、偏心軸部を有し、電動機部により回転駆動されるクランクシャフトと、圧縮室を有するシリンダと、偏心軸部に嵌合されて圧縮室に収納され、偏心軸部と共に偏心回転して冷媒を圧縮するローリングピストンと、シリンダの径方向に形成されたベーン溝に設けられ、圧縮室を低圧空間部と高圧空間部とに仕切るベーンと、を有している。
　ロータリ圧縮機は、ベーン溝を摺動するベーンが、クランクシャフトの偏心軸部による偏心運動に追従することで、圧縮室を低圧空間部と高圧空間部とに仕切る構成である。つまり、ロータリ圧縮機では、ベーンがベーン溝を常に摺動するので、ベーンに作用する摺動抵抗で、偏心軸部の偏心運動に追従するベーンの追従性が悪化し、且つ摺動損失の発生で圧縮効率が低下するおそれがある。
　そこで、例えば特許文献１には、シリンダの内周側におけるベーン溝の幅寸法よりも、シリンダの外周側におけるベーン溝の幅寸法を小さくした構成のロータリ圧縮機が開示されている。つまり、このロータリ圧縮機では、シリンダの内周側におけるベーン溝の幅寸法を大きくすることで、シリンダの内周側においてベーン溝に対するベーンの摺動面積を低減させて、摺動抵抗及び摺動損失を低減できるとした構成である。
特開２０１７－３１９３４号公報
　しかしながら、特許文献１のロータリ圧縮機では、シリンダの内周側と外周側の中間位置に幅寸法を変更したことによる段差部分が存在する。また、ベーンは、シリンダの内周側におけるベーン溝の幅寸法を大きくした分だけ、シリンダの周方向における振れ幅が大きくなる。そのため、このロータリ圧縮機では、摺動時にベーンを支えるベーン溝の支持点が、当該段差部分になってしまい、当該支持点と、高圧空間の圧縮荷重が作用するベーンの位置との距離が長くなってしまう。つまり、このロータリ圧縮機では、当該距離が長くなることで、ベーンが支持点において過大な負荷を受けて大きく傾き、偏心軸部の偏心運動に追従するベーンの姿勢を維持できなくなる。その結果、ベーンとベーン溝との接触状態が続き、ベーンとベーン溝との間に潤滑油による潤滑状態が維持できなくなるので、摩擦による圧縮機構部の温度が上昇し、その高熱によってベーンとベーン溝とが溶融するおそれがある。この場合、ロータリ圧縮機は、内部機構がロックされてしまい、運転が停止してしまう。
　本発明は、上記のような課題を解決するためになされたものであり、偏心軸部の偏心運動に追従するベーンの追従性の向上及び圧縮効率の低下を抑制できる効果を達成しつつ、摺動時においてベーンを支えるベーン溝の支持点に作用する過大な負荷を抑制でき、信頼性の高い圧縮機を実現できる、ロータリ圧縮機を提供することを目的とする。
　本発明に係るロータリ圧縮機は、密閉容器内に、電動機部と、前記電動機部から伝達される駆動力によって冷媒を圧縮する圧縮機構部と、を備え、前記圧縮機構部は、偏心軸部を有し、前記電動機部により回転駆動されるクランクシャフトと、前記密閉容器に固定され、圧縮室を有するシリンダと、前記偏心軸部に嵌合されて前記圧縮室に収納され、前記偏心軸部と共に偏心回転して冷媒を圧縮するローリングピストンと、前記シリンダの径方向に形成されたベーン溝に設けられ、前記圧縮室を低圧空間部と高圧空間部とに仕切るベーンと、前記シリンダに形成された背圧室に収納され、前記ベーンの先端部を前記ローリングピストンの外周面に押し付けるように付勢するベーンスプリングと、を有し、前記低圧空間部側における前記ベーン溝の端部には、前記シリンダの上下方向の中間部に第１切り欠き溝部が形成されているものである。
　本発明のロータリ圧縮機によれば、低圧空間部側におけるベーン溝の端部に、第１切り欠き溝部が形成されているので、摺動抵抗を低減させて、偏心軸部の偏心運動に追従するベーンの追従性を向上させることができ、且つ摺動損失を低減させて、圧縮効率の低下を抑制することができる。しかも、第１切り欠き溝部が、シリンダの上下方向の中間部にのみ形成されており、第１切り欠き溝部の直上及び直下に位置するシリンダの上下面が塞がれているので、シリンダの周方向におけるベーンの振れ幅を抑制でき、ベーンを支えるベーン溝の支持点を第１切り欠き溝部の低圧空間部側とすることができる。よって、ベーンを支えるベーン溝の支持点と、高圧空間部の圧縮荷重が作用するベーンの位置との距離を近づけることができるので、当該支持点に作用する負荷を低減できる。つまり、このロータリ圧縮機は、偏心軸部の偏心運動に追従するベーンの姿勢を維持することができるので、内部機構がロックされてしまう事態を防止でき、信頼性の高い圧縮機を実現できる。
本実施の形態１に係るロータリ圧縮機の全体構造を概略的に示した縦断面図である。 本実施の形態１に係るロータリ圧縮機の圧縮機構部の要部を示した横断面図である。 本実施の形態１に係るロータリ圧縮機の圧縮機構部の要部を拡大して示した横断面図である。 本実施の形態１に係るロータリ圧縮機のベーン溝を内径側から示した縦断面図である。 本実施の形態２に係るロータリ圧縮機の圧縮機構部の要部を示した横断面図である。 本実施の形態２に係るロータリ圧縮機の圧縮機構部の要部を拡大して示した横断面図である。 本実施の形態２に係るロータリ圧縮機のベーン溝を内径側から示した縦断面図である。
　以下、図面を参照して、実施の形態について説明する。なお、各図中、同一または相当する部分には、同一符号を付して、その説明を適宜省略または簡略化する。また、各図に記載の構成について、その形状、大きさ、及び配置等は、適宜変更することができる。
　実施の形態１．
　先ず、図１～図４に基づいて、本実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００を説明する。図１は、本実施の形態１に係るロータリ圧縮機の全体構造を概略的に示した縦断面図である。図２は、本実施の形態１に係るロータリ圧縮機の圧縮機構部の要部を示した横断面図である。図３は、本実施の形態１に係るロータリ圧縮機の圧縮機構部の要部を拡大して示した横断面図である。図４は、本実施の形態１に係るロータリ圧縮機のベーン溝を内径側から示した縦断面図である。
　本実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００は、図１に示すように、密閉容器１の内部に、電動機部２と、該電動機部２から伝達される駆動力によって冷媒を圧縮する圧縮機構部３と、を有する構成である。電動機部２と圧縮機構部３は、クランクシャフト４を介して連結されている。なお、冷媒は、一例としてＲ４１０冷媒である。
　密閉容器１は、図１に示すように、吸入管１０を介して気液分離器１２と接続されており、気液分離器１２から冷媒ガスが取り込まれる。気液分離器１２は、冷媒を液冷媒とガス冷媒に分離し、液冷媒がなるべく圧縮機構部３の内部に吸入されないようにするために設けられている。密閉容器１の上部には、圧縮された冷媒が排出される吐出管１１が接続されている。また、密閉容器１内の底部には、冷凍機油１３が貯留されている。冷凍機油１３は、主に圧縮機構部３の摺動部を潤滑するものである。
　電動機部２は、図１に示すように、密閉容器１の内壁面に焼き嵌め等により固着支持された円環状の固定子２０と、固定子２０の内側面に対向して回転可能に設けられた回転子２１と、で構成されている。回転子２１には、クランクシャフト４が嵌入されている。電動機部２は、外部から図示省略の気密端子を介して電力が供給されて駆動する。
　圧縮機構部３は、図１及び図２に示すように、電動機部２によって回転駆動されるクランクシャフト４と、圧縮室５０を有するシリンダ５と、圧縮室５０を閉塞する軸受として上軸受５１及び下軸受５２と、ローリングピストン６と、ベーン７と、を備えている。
　クランクシャフト４は、電動機部２の回転子２１に固定された主軸部４０と、シリンダ５を挟んで主軸部４０の反対側に設けられた副軸部４１と、主軸部４０と副軸部４１との間に設けられた偏心軸部４２と、を有している。クランクシャフト４の軸心部には、油吸込み穴が形成されている。クランクシャフト４は、油吸込み穴内に螺旋状の遠心ポンプが設けられており、密閉容器１の底に貯留されている冷凍機油１３をくみ上げ、圧縮機構部３の摺動部に供給できるようになっている。
　シリンダ５は、外周部がボルト等により密閉容器１に固定されている。シリンダ５は、図２に示すように、外周が円形状に形成され、内部に円形状の空間である圧縮室５０が形成されている。この圧縮室５０は、駆動時に冷媒を圧縮する空間である。圧縮室５０は、図１に示すように、クランクシャフト４の軸方向の両端が開口しており、シリンダ５の上面に設けられた上軸受５１と、シリンダ５の下面に設けられた下軸受５２によって閉塞されている。また、シリンダ５には、吸入管１０からの冷媒ガスが通る吸入ポート５３が、外周面から圧縮室５０に貫通して設けられている。また、シリンダ５には、圧縮室５０から圧縮された冷媒が吐出される吐出ポート５４が、シリンダ５の上端面を切り欠いて形成されている。
　図１に示すように、上軸受５１は、クランクシャフト４の主軸部４０に摺動自在に嵌合し、シリンダ５の圧縮室５０の一方の端面（電動機部２側）を閉塞する。一方、下軸受５２は、クランクシャフト４の副軸部４１に摺動自在に嵌合し、圧縮室５０の他方の端面（冷凍機油１３側）を閉塞する。なお、図示することは省略したが、上軸受５１には、圧縮室で圧縮された冷媒が吐出される吐出孔が形成されている。上軸受５１には、吐出孔を覆うように吐出マフラー５５が取り付けられている。
　ローリングピストン６は、図１及び図２に示すように、リング状で構成され、クランクシャフト４の偏心軸部４２に摺動自在に嵌合されている。ローリングピストン６は、偏心軸部４２と共に圧縮室５０に設けられており、圧縮室５０内で偏心軸部４２と共に偏心回転して冷媒を圧縮するものである。
　シリンダ５には、図２及び図３に示すように、圧縮室５０に連通し径方向に延びるベーン溝７０が形成されている。ベーン溝７０には、圧縮室５０を低圧空間部５０ａと高圧空間部５０ｂとに仕切るベーン７が、摺動自在に嵌入させて設けられている。低圧空間部５０ａは、吸入ポート５３に連通している。高圧空間部５０ｂは、吐出ポート５４に連通している。ベーン７は、圧縮工程中に、先端部がローリングピストン６の外周部に当接したまま、ローリングピストン６の偏心回転に追従してベーン溝７０内を往復摺動する。圧縮室５０は、ベーン７の先端部がローリングピストン６の外周部に当接することにより、低圧空間部５０ａと高圧空間部５０ｂとに仕切られる。ベーン７は、例えば非磁性材料で構成されている。
　また、シリンダ５には、図２に示すように、ベーン溝７０の背面側に背圧室８が形成されている。背圧室８の内径は、ベーン溝７０の内径よりも大径に形成されている。背圧室８には、ベーン７と直列に配置されたベーンスプリング８０が収納されている。ベーンスプリング８０は、ベーン７の先端部をローリングピストン６の外周面に押し付けるように付勢するものである。ベーンスプリング８０は、例えばコイルバネで構成されている。
　次に、本実施の形態１のロータリ圧縮機１００の動作について説明する。このロータリ圧縮機１００では、気液分離器１２の冷媒を吸入管１０および吸入ポート５３を通じて圧縮室５０の低圧空間部５０ａに導入してから、電動機部２を駆動させる。ロータリ圧縮機１００は、電動機部２が駆動すると、クランクシャフト４の偏心軸部４２に嵌合されたローリングピストン６が偏心回転し、圧縮室５０内において冷媒が圧縮される。冷媒は、低圧及び低温の吸入ガスから高圧及び高温の吐出ガスに圧縮される。圧縮室５０で圧縮された冷媒は、吐出ポート５４を通じて上軸受５１の吐出孔から吐出マフラー５５の空間内に吐出された後、吐出マフラー５５の吐出穴から密閉容器１内に吐出される。吐出された冷媒は、吐出管１１から排出される。
　密閉容器１の底部に貯留されている冷凍機油１３は、ローリングピストン６の内部を介して圧縮室５０内に供給される。冷凍機油１３は、圧縮室５０内において高圧となった冷媒ガスと混合され、密閉容器１の中に吐出された際にはミスト状となっている。
　ところで、ロータリ圧縮機１００は、ベーン７がベーン溝７０を摺動して、偏心軸部４２の偏心運動に追従することで、圧縮室５０を低圧空間部５０ａと高圧空間部５０ｂとに仕切る構成である。つまり、ロータリ圧縮機１００では、ベーン７がベーン溝７０を常に摺動するので、ベーン７に作用する摺動抵抗で偏心軸部４２の偏心運動に追従するベーン７の追従性が悪化し、且つ摺動損失の発生で圧縮効率が低下するおそれがある。
　そこで、本実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００では、図２～図４に示すように、低圧空間部５０ａ側におけるベーン溝７０の端部において、シリンダ５の上下方向の中間部に第１切り欠き溝部９０が形成されている。この第１切り欠き溝部９０は、ベーン溝７０の壁面から低圧空間部５０ａに向かうにつれて拡幅させて形成されている。
　つまり、ロータリ圧縮機１００では、低圧空間部５０ａの低圧ガスを第１切り欠き溝部９０に引き込むことが可能となるので、ベーン７が高圧空間部５０ｂから受ける圧力荷重と、ベーン７が低圧空間部５０ａから受ける圧力荷重との差を小さくできる。よって、ロータリ圧縮機１００では、ベーン７がベーン溝７０に押し付けらえる圧力が小さくなるので、摺動抵抗を低減させることができ、偏心軸部４２の偏心運動に追従するベーン７の追従性を向上させることができる。また、ロータリ圧縮機１００では、第１切り欠き溝部９０を形成することにより、ベーン溝７０に対するベーン７の摺動面積を低減させることができるので、摺動損失を低減させることができ、圧縮効率の低下を抑制することができる。
　また、ロータリ圧縮機１００は、第１切り欠き溝部９０が、シリンダ５の上下方向の中間部にのみ形成されており、第１切り欠き溝部９０の直上及び直下に位置するシリンダ５の上下面が塞がれているので、シリンダ５の周方向におけるベーン７の振れ幅を抑制でき、ベーン７を支えるベーン溝７０の支持点Ａを第１切り欠き溝部９０の低圧空間部５０ａ側とすることができる。よって、ベーン７を支えるベーン溝７０の支持点Ａと、高圧空間部５０ｂの圧縮荷重が作用するベーン７の位置Ｂとの距離を近づけることができるので、当該支持点Ａに作用する負荷を低減できる。つまり、このロータリ圧縮機１００は、支持点Ａに作用する負荷を低減させることで、偏心軸部４２の偏心運動に追従するベーン７の姿勢を維持することができるので、摩擦による圧縮機構部３の温度上昇及びその高熱によるベーン７とベーン溝７０が溶融する事態を抑制でき、内部機構がロックされてしまう事態を防止でき、信頼性の高い圧縮機を実現できる。
　また、ロータリ圧縮機１００は、第１切り欠き溝部９０がベーン溝７０の壁面から圧縮室５０に向かうにつれて拡幅する構成なので、第１切り欠き溝部９０による傾斜壁面を通じてベーン７とベーン溝７０との間に、圧縮室５０から潤滑油を引き込み易くなる。その結果、摩擦による圧縮機構部３の温度上昇及びその高熱によるベーン７とベーン溝７０が溶融する事態を抑制できる。また、ロータリ圧縮機１００は、第１切り欠き溝部９０をベーン溝７０の壁面から圧縮室５０に向かうにつれて拡幅する形状とすることで、加工時にバリの発生を抑制できるので、加工性を向上させることができるし、圧縮機の性能向上に寄与することができる。
　なお、第１切り欠き溝部９０は、圧縮室５０の内径側から形成される。第１切り欠き溝部９０の径方向の長さＬ１は、ロータリ圧縮機１００の設計上決定する圧力条件によって決められる。具体的には、ベーン７と、ベーン溝７０と、該ベーン７及びベーン溝７０の隙間に介在する潤滑油とによって、圧縮室５０と密閉容器１の内部で冷媒が連通しないようにシールできる長さとする。
　また、シリンダ５の上下方向における第１切り欠き溝部９０の長さＬ２は、第１切り欠き溝部９０の上端とシリンダ５の上面との距離Ｌ３と、第１切り欠き溝部９０の下端とシリンダ５の下面との距離Ｌ４が略等しくなるように設計する。これは、ベーン７が不均一な圧力を受けた場合でも、ベーン７が姿勢を維持できるようにするためである。なお、シリンダ５の軸方向における第１切り欠き溝部９０の長さの決定方法は、一例として、ベーン７が受ける圧力とベーン７の追従速度の積で得られた数値を、ベーン７の鉛直方向の長さで除した数値であり、実験的に内部機構がロックされないことが実証されているロータリ圧縮機の同数値以上となることを上限の目安として決定する。なお、ベーン７が受ける圧力とベーン７の追従速度の積で得られた数値とは、設計上決定する圧力条件によって発生した際におけるベーン７の最大発生圧力時における数値である。
　以上のように、本実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００は、密閉容器１内に、電動機部２と、電動機部２から伝達される駆動力によって冷媒を圧縮する圧縮機構部３と、を備えている。圧縮機構部３は、偏心軸部４２を有し、電動機部２により回転駆動されるクランクシャフト４と、密閉容器１に固定され、圧縮室５０を有するシリンダ５と、偏心軸部４２に嵌合されて圧縮室５０に収納され、偏心軸部４２と共に偏心回転して冷媒を圧縮するローリングピストン６と、シリンダ５の径方向に形成されたベーン溝７０に設けられ、圧縮室５０を低圧空間部５０ａと高圧空間部５０ｂとに仕切るベーン７と、シリンダ５に形成された背圧室８に収納され、ベーン７の先端部をローリングピストン６の外周面に押し付けるように付勢するベーンスプリング８０と、を有している。低圧空間部５０ａ側におけるベーン溝７０の端部には、シリンダ５の上下方向の中間部に第１切り欠き溝部９０が形成されている。
　よって、本実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００によれば、低圧空間部５０ａ側におけるベーン溝７０の端部に、第１切り欠き溝部９０が形成されているので、摺動抵抗を低減させて、偏心軸部４２の偏心運動に追従するベーン７の追従性を向上させることができ、且つ摺動損失を低減させて、圧縮効率の低下を抑制することができる。
　しかも、第１切り欠き溝部９０が、シリンダ５の上下方向の中間部にのみ形成されており、第１切り欠き溝部９０の直上及び直下に位置するシリンダ５の上下面が塞がれているので、シリンダ５の周方向におけるベーン７の振れ幅を抑制でき、ベーン７を支えるベーン溝７０の支持点Ａを第１切り欠き溝部９０の低圧空間部５０ａ側とすることができる。よって、ベーン７を支えるベーン溝７０の支持点Ａと、高圧空間部５０ｂの圧縮荷重が作用するベーン７の位置Ｂとの距離を近づけることができるので、当該支持点Ａに作用する負荷を低減できる。つまり、このロータリ圧縮機１００は、偏心軸部４２の偏心運動に追従するベーン７の姿勢を維持することができるので、摩擦による圧縮機構部３の温度上昇及びその高熱によるベーン７とベーン溝７０が溶融する事態を抑制でき、内部機構がロックされてしまう事態を防止でき、信頼性の高い圧縮機を実現できる。
　また、本実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００は、第１切り欠き溝部９０が、ベーン溝７０の壁面から低圧空間部５０ａに向かうにつれて拡幅させて形成されている。よって、ロータリ圧縮機１００は、第１切り欠き溝部９０による傾斜壁面を通じて、ベーン７とベーン溝７０との間に、圧縮室５０から潤滑油を引き込み易くなり、摩擦による圧縮機構部３の温度上昇及びその高熱によるベーン７とベーン溝７０が溶融する事態を抑制できる。また、ロータリ圧縮機１００は、加工時にバリの発生を抑制できるので、加工性を向上させることができるし、圧縮機の性能向上に寄与することができる。
　実施の形態２．
　次に、図５～図７に基づいて、本実施の形態２に係るロータリ圧縮機１００を説明する。図５は、本実施の形態２に係るロータリ圧縮機の圧縮機構部の要部を示した横断面図である。図６は、本実施の形態２に係るロータリ圧縮機の圧縮機構部の要部を拡大して示した横断面図である。図７は、本実施の形態２に係るロータリ圧縮機のベーン溝を内径側から示した縦断面図である。なお、実施の形態１で説明したロータリ圧縮機１００と同一の構成要素については、同一の符号を付して、その説明を適宜省略する。
　実施の形態２に係るロータリ圧縮機１００では、図５～図７に示すように、上記実施の形態１のロータリ圧縮機１００と同様に、低圧空間部５０ａ側におけるベーン溝７０の端部において、シリンダ５の上下方向の中間部に第１切り欠き溝部９０が形成されている。第１切り欠き溝部９０は、ベーン溝７０の壁面から低圧空間部５０ａに向かうにつれて拡幅させて形成されている。そして、シリンダ５の外周面側におけるベーン溝７０の高圧側の端部には、ベーン溝７０の壁面から背圧室８に向かうにつれて拡幅する第２切り欠き溝部９１が形成されている。
　実施の形態２に係るロータリ圧縮機１００では、密閉容器１内に充満している高圧のガスを第２切り欠き溝部９１に引き込むことが可能となる。つまり、ベーン７の遠心方向の端部において、ベーン７が圧縮室５０内で受けている力と同じ方向の力を受けることとなり、圧縮室５０内での差圧に起因するベーン７の姿勢の変化を緩和できる。よって、実施の形態２に係るロータリ圧縮機１００では、偏心軸部４２の偏心運動に追従するベーン７の姿勢を維持することができるので、摺動抵抗を低減させることができ、偏心軸部４２の偏心運動に追従するベーン７の追従性をより一層向上させることができる。
　また、ロータリ圧縮機１００は、第２切り欠き溝部９１がベーン溝７０の壁面から背圧室８に向かうにつれて拡幅させて形成されているので、第２切り欠き溝部９１による傾斜壁面を通じて、ベーン７とベーン溝７０との間に潤滑油を引き込み易くなり、摩擦による圧縮機構部３の温度上昇及びその高熱によるベーン７とベーン溝７０が溶融する事態を抑制できる。また、ロータリ圧縮機１００は、加工時にバリの発生を抑制できるので、加工性を向上させることができるし、圧縮機の性能向上に寄与することができる。
　なお、第２切り欠き溝部９１の径方向の長さＬ５は、ロータリ圧縮機１００の設計上決定する圧力条件によって決められる。具体的には、第２切り欠き溝部９１の径方向の長さＬ５は、ベーン７と、ベーン溝７０と、該ベーン７及びベーン溝７０の隙間に介在する潤滑油とによって、圧縮室５０と密閉容器１の内部で冷媒が連通しないようにシールできる長さであり、且つ、図６に示すように、圧力引き込み長さａがａ＞０となる長さとする。圧力引き込み長さａとは、ベーン７が圧縮室５０に向かって最も突き出した状態において、ベーン７の遠心方向の端部と、第２切り欠き溝部９１とが対向している長さである。圧力引き込み長さａがａ＞０とした理由は、ベーン７が圧縮室５０に向かって最も突き出した状態においても、第２切り欠き溝部９１に高圧のガスを引き込むためである。
　以上に、実施の形態に基づいてロータリ圧縮機を説明したが、ロータリ圧縮機は、上述した実施の形態の構成に限定されるものではない。例えば、図示したロータリ圧縮機１００の内部構成は、一例であって、上述した内容に限定されるものではなく、他の構成要素を含んでもよい。具体的には、２つ圧縮室を備えたツインロータリ圧縮機等である。また、第１切り欠き溝部９０は、ベーン溝７０の壁面から圧縮室５０に向かうにつれて拡幅する構成に限定されず、例えば矩形状でもよい。要するに、その技術的思想を逸脱しない範囲において、当業者が通常に行う設計変更及び応用のバリエーションの範囲を含むものである。
　１　密閉容器、２　電動機部、３　圧縮機構部、４　クランクシャフト、５　シリンダ、６　ローリングピストン、７　ベーン、８　背圧室、１０　吸入管、１１　吐出管、１２　気液分離器、１３　冷凍機油、２０　固定子、２１　回転子、４０　主軸部、４１　副軸部、４２　偏心軸部、５０　圧縮室、５０ａ　低圧空間部、５０ｂ　高圧空間部、５１　上軸受、５２　下軸受、５３　吸入ポート、５４　吐出ポート、５５　吐出マフラー、７０　ベーン溝、８０　ベーンスプリング、９０　第１切り欠き溝部、９１　第２切り欠き溝部、１００　ロータリ圧縮機、Ａ　支持点。

Claims (3)

  1. 　密閉容器内に、電動機部と、前記電動機部から伝達される駆動力によって冷媒を圧縮する圧縮機構部と、を備え、
    　前記圧縮機構部は、
    　偏心軸部を有し、前記電動機部により回転駆動されるクランクシャフトと、
    　前記密閉容器に固定され、圧縮室を有するシリンダと、
    　前記偏心軸部に嵌合されて前記圧縮室に収納され、前記偏心軸部と共に偏心回転して冷媒を圧縮するローリングピストンと、
    　前記シリンダの径方向に形成されたベーン溝に設けられ、前記圧縮室を低圧空間部と高圧空間部とに仕切るベーンと、
    　前記シリンダに形成された背圧室に収納され、前記ベーンの先端部を前記ローリングピストンの外周面に押し付けるように付勢するベーンスプリングと、を有し、
    　前記低圧空間部側における前記ベーン溝の端部には、前記シリンダの上下方向の中間部に第１切り欠き溝部が形成されている、ロータリ圧縮機。
  2. 　前記第１切り欠き溝部は、前記ベーン溝の壁面から前記低圧空間部に向かうにつれて拡幅させて形成されている、請求項１に記載のロータリ圧縮機。
  3. 　前記シリンダの外周面側における前記ベーン溝の高圧側の端部には、前記ベーン溝の壁面から前記背圧室に向かうにつれて拡幅させた第２切り欠き溝部が形成されている、請求項２に記載のロータリ圧縮機。
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