WO2021053741A1 - ロータリ型圧縮機 - Google Patents

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WO2021053741A1
WO2021053741A1 PCT/JP2019/036473 JP2019036473W WO2021053741A1 WO 2021053741 A1 WO2021053741 A1 WO 2021053741A1 JP 2019036473 W JP2019036473 W JP 2019036473W WO 2021053741 A1 WO2021053741 A1 WO 2021053741A1
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WO
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vane
groove
cylinder
accommodating
refrigerant
Prior art date
Application number
PCT/JP2019/036473
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English (en)
French (fr)
Inventor
政明 檜田
朴木　継雄
和樹 加藤
Original Assignee
三菱電機株式会社
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Publication date
Application filed by 三菱電機株式会社 filed Critical 三菱電機株式会社
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Priority to JP2021546097A priority patent/JP7162751B2/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 provided with a vane.
  • Patent Document 1 discloses a compressor in which an ultra-smooth finish is performed on the sliding surface of the vane so that the surface roughness value is 0.1 ⁇ m or less in terms of ten-point average roughness. .. Patent Document 1 intends to improve the lubricity of the vane and suppress the wear between the vane accommodating surface facing the vane accommodating groove and the vane.
  • the present invention has been made to solve the above problems, and is intended to prevent the vane from separating from the eccentric ring and reduce the leakage of the refrigerant from the high pressure chamber to the low pressure chamber.
  • the rotary compressor according to the present invention includes a closed container filled with a refrigerant, a compression unit stored in the closed container to compress the refrigerant, and an electric unit stored in the closed container to drive the compression unit.
  • the compressor has a cylindrical cylinder which is concave in the radial direction and has a vane accommodating groove through which lubricating oil flows, and a vane accommodating in the vane accommodating groove, and has a side wall of the vane accommodating groove.
  • a lubricating groove which is a groove for collecting lubricating oil, is formed on one of the vane accommodating surface and the vane.
  • a plurality of lubricating grooves which are grooves in which lubricating liquid is collected, are formed on either the vane accommodating surface or the vane surface in contact with the other. Therefore, the lubricating oil accumulated in the lubricating groove moves with the sliding of the vane and is gathered at the end of the lubricating groove. At this time, the lubricating oil that does not fit in the end of the lubrication groove overflows from the end of the lubrication groove and is pushed up to the outside of the lubrication groove. As a result, an oil film is formed between the vane accommodating surface and the vane, and an increase in sliding resistance between the vane accommodating surface and the vane is suppressed. Therefore, the vane is always in contact with the eccentric ring and can prevent the refrigerant from leaking from the high pressure chamber to the low pressure chamber.
  • FIG. 1 It is an internal block diagram which shows the rotary type compressor 1 which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is an upper view which shows the cylinder 22 which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a side view which shows the vane 24 which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is an enlarged view which shows the lubrication groove 48 which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is sectional drawing which shows the lubrication groove 48 which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It It is a graph which shows the state of generating the electric pressure at the time of sliding vane 24 which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a top view which shows the cylinder 22 and vane 24 which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. 2 It is a top view which shows the cylinder 222 and vane 224 which concerns on a comparative example. It is a graph which shows the angular phase of the crankshaft 21 and the sliding resistance of vane 224 which concerns on a comparative example. It is a graph which shows the generation state of the electric pressure at the time of the vane 224 sliding which concerns on a comparative example. It is a side view which shows the vane accommodating surface 143 which concerns on Embodiment 2. FIG. It is a graph which shows the friction coefficient which concerns on Embodiment 1, Embodiment 2 and comparative example.
  • FIG. 1 is an internal configuration diagram showing a rotary compressor 1 according to the first embodiment.
  • the rotary type compressor 1 has a closed container 5, an electric unit 6, a compression unit 7, a suction pipe 2, and a discharge pipe 3.
  • the closed container 5 is a bottomed and covered tubular container, and the inside is kept in a closed state.
  • the inside of the closed container 5 is filled with compressed high-temperature and high-pressure refrigerant gas, and an oil sump 8 for storing lubricating oil is formed at the bottom of the closed container 5.
  • the lubricating oil mainly lubricates each sliding portion of the compression portion 7.
  • the electric unit 6 is provided in the central portion of the closed container 5 in the vertical direction, and drives the compression unit 7 by supplying electric power from the outside via an airtight terminal (not shown).
  • the electric unit 6 has a stator 11 and a rotor 12.
  • the stator 11 is an annular member that is fixedly supported on the inner wall surface of the closed container 5 by shrink fitting or the like.
  • the rotor 12 is a member provided so as to face the inner surface of the stator 11, and rotates when the stator 11 is energized.
  • the compression unit 7 is provided in the lower part of the airtight container 5, compresses the refrigerant by the rotational force transmitted from the electric unit 6, and discharges the refrigerant into the airtight container 5.
  • the compression unit 7 includes a crankshaft 21, a cylinder 22, an eccentric ring 23, a vane 24, an upper bearing 25, a discharge muffler 26, and a lower bearing 27.
  • the rotary compressor 1 is shown in FIG. 1 as a single-cylinder rotary compressor, it may be a multi-stage rotary compressor.
  • crankshaft 21 The crankshaft 21 is a tubular member provided in the center of the closed container 5.
  • the crankshaft 21 is fitted in the rotor 12 and rotates as the rotor 12 rotates.
  • the electric unit 6 transmits the rotational force to the compression unit 7 to drive it.
  • An oil suction hole (not shown) through which lubricating oil flows is formed in a shaft center portion inside the crankshaft 21.
  • the oil suction hole penetrates the bottom of the crankshaft 21, and the lubricating oil in the oil sump 8 rises through the oil suction hole.
  • a spiral centrifugal pump (not shown) is provided in the oil suction hole.
  • the centrifugal pump pumps up the lubricating oil stored in the bottom of the closed container 5 and supplies it to each sliding portion of the compression portion 7.
  • the crankshaft 21 includes a main shaft portion 31, a sub-shaft portion 32, and an eccentric shaft portion 33.
  • the spindle portion 31 is a long shaft fixed by being shrink-fitted or press-fitted into the rotor 12 of the electric portion 6.
  • the sub-shaft portion 32 is a short shaft provided on the opposite side of the main shaft portion 31 with the cylinder 22 interposed therebetween.
  • the eccentric shaft portion 33 is provided between the main shaft portion 31 and the sub-shaft portion 32, and is a portion in which the cylindrical eccentric ring 23 is fitted and is housed inside the cylinder 22.
  • FIG. 2 is an upper view showing the cylinder 22 according to the first embodiment.
  • the cylinder 22 has a cylindrical shape with open upper and lower surfaces, and is closed by an upper bearing 25 provided on the upper surface and a lower bearing 27 provided on the lower surface to form a compression chamber 41 which is a cylindrical space inside. Is formed.
  • the outer peripheral portion of the cylinder 22 is fixed to the closed container 5 by bolts or the like.
  • the cylinder 22 is formed with a suction port 45 and a discharge port 46.
  • the suction port 45 is formed so as to penetrate the compression chamber 41 from the outer peripheral surface of the cylinder 22 and is connected to the suction pipe 2.
  • the suction port 45 sucks the refrigerant into the compression chamber 41 from the suction pipe 2.
  • the discharge port 46 is formed by cutting out the upper end surface of the cylinder 22, and discharges the compressed refrigerant from the compression chamber 41 into the discharge muffler 26.
  • the cylinder 22 is formed with a vane accommodating groove 42 and a back pressure chamber 44.
  • the vane accommodating groove 42 is a concave groove extending in the radial direction of the cylinder 22 from the compression chamber 41, and accommodates the vane 24. Further, the vane accommodating groove 42 is supplied with lubricating oil that has been pumped up from the oil sump 8 and has flowed through the crankshaft 21.
  • the back pressure chamber 44 is a space formed so as to communicate with the vane accommodating groove 42 on the outside of the cylinder 22 from the vane accommodating groove 42.
  • the inner diameter of the back pressure chamber 44 is formed to be larger than the width in the circumferential direction of the cylinder 22 of the vane accommodating groove 42.
  • the back pressure chamber 44 houses a vane spring 47 arranged in series with the vane 24.
  • the vane spring 47 is composed of, for example, a coil spring, and urges the vane 24 toward the center of the compression chamber 41.
  • the vane accommodating surface 43 which is a wall surface facing the vane accommodating groove 42, comprises a suction side side surface 53 on the side where the suction port 45 is located and a discharge side side surface 54 on the side where the discharge port 46 is located (see FIG. 7).
  • the eccentric ring 23 has an annular shape and is fitted to the eccentric shaft portion 33 of the crankshaft 21.
  • the eccentric ring 23 is housed in the compression chamber 41 together with the eccentric shaft portion 33, and rotates eccentrically together with the eccentric shaft portion 33 in the compression chamber 41 to compress the refrigerant.
  • FIG. 3 is a side view showing the vane 24 according to the first embodiment.
  • FIG. 4 is an enlarged view showing the lubrication groove 48 according to the first embodiment.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view showing the lubrication groove 48 according to the first embodiment.
  • the vane 24 is housed in the vane storage groove 42.
  • the vane 24 is formed in a substantially rectangular parallelepiped shape, and the length in the circumferential direction A of the cylinder 22 is shorter than the length in the radial direction B and the length in the axial direction C. As shown in FIG.
  • each lubrication groove 48 has a constant width L and is formed at a constant interval M in the radial direction B of the cylinder 22.
  • the vane 24 has an ultra-smooth surface texture such that the surface roughness value of the portion where the lubrication groove 48 is not provided is 0.1 ⁇ m or less in terms of ten-point average roughness. have.
  • Each lubrication groove 48 does not communicate with the surface of the cylinder 22 in the vane 24 in the circumferential direction A in the axial direction C in the cylinder 22. That is, the vertical length of the lubrication groove 48 is less than the vertical length of the vane 24.
  • the lubrication groove 48 does not have to have a V-shape in which the apex 49 faces the outside of the cylinder 22, and the apex 49 may have a V-shape in which the apex 49 faces the center side of the cylinder 22.
  • the apex 49 may have a diamond shape facing both the outside and the inside of the cylinder 22.
  • the lubrication groove 48 may be provided on the vane accommodating surface 43 instead of the vane 24.
  • the respective lubrication grooves 48 do not communicate with each other on the vane accommodating surface 43 in the axial direction C in the cylinder 22. That is, the vertical length of the lubrication groove 48 is less than the vertical length of the vane accommodating surface 43.
  • the vane 24 reciprocates the vane accommodating groove 42 in the radial direction B of the cylinder 22 in conjunction with the eccentric rotation of the eccentric ring 23.
  • the space formed between the inner circumference of the cylinder 22 and the outer circumference of the eccentric ring 23 is partitioned into the high pressure chamber 52 and the low pressure chamber 51.
  • the upper bearing 25 has a substantially inverted T-shape when viewed from the side, closes the opening on the electric portion 6 side of the cylinder 22, and rotatably supports the spindle portion 31 of the crankshaft 21.
  • the upper bearing 25 is formed with a discharge hole (not shown) that communicates with the discharge port 46 formed in the cylinder 22 and discharges the compressed refrigerant gas to the outside of the compression chamber 41.
  • the upper bearing 25 is provided with a discharge valve (not shown) so as to close the discharge hole, and controls the discharge timing of the high-temperature and high-pressure refrigerant gas discharged from the cylinder 22 via the discharge port 46.
  • the discharge valve is closed until the refrigerant gas compressed in the compression chamber 41 of the cylinder 22 reaches a predetermined pressure, and opens when the refrigerant gas exceeds a predetermined pressure to provide a high-temperature and high-pressure refrigerant.
  • the gas is discharged to the outside of the compression chamber 41.
  • the discharge muffler 26 is provided on the upper part of the upper bearing 25 so as to cover the discharge hole, and suppresses noise caused by the refrigerant gas.
  • the discharge muffler 26 is provided with a discharge hole (not shown) that communicates the space formed between the discharge muffler 26 and the upper bearing 25 with the inside of the closed container 5.
  • the refrigerant gas discharged from the cylinder 22 through the discharge port 46 is once discharged into the space formed between the discharge muffler 26 and the upper bearing 25, and then discharged from the discharge hole into the closed container 5.
  • the refrigerant gas produces noise such as a pulsating sound when it is intermittently discharged from the discharge port 46.
  • the refrigerant gas is once discharged into the space formed between the discharge muffler 26 and the upper bearing 25, so that the pressure is reduced and the noise when the compressed refrigerant gas is discharged from the discharge port 46 is reduced.
  • the lower bearing 27 is formed in a substantially T shape in a side view, closes the opening on the bottom side of the closed container 5 of the cylinder 22, and rotatably supports the sub-shaft portion 32 of the rotating shaft.
  • the volume of the high pressure chamber 52 and the low pressure chamber 51 partitioned by the inner circumference of the compression chamber 41, the outer circumference of the eccentric ring 23 fitted to the eccentric shaft portion 33, and the vane 24 increases and decreases due to the rotation of the crankshaft 21. Is repeated. That is, first, the low-pressure chamber 51 and the suction port 45 communicate with each other, and the low-pressure refrigerant gas is sucked into the low-pressure chamber 51. Next, the suction port 45 is closed, and the refrigerant gas in the high pressure chamber 52 is compressed as the volume of the high pressure chamber 52 decreases.
  • FIG. 6 is a graph showing a state in which hydraulic pressure is generated when the vane 24 slides according to the first embodiment.
  • the X-axis of FIG. 6 shows the length of the vane 24 from the center side of the cylinder 22 in the radial direction of the cylinder 22.
  • the Y-axis indicates the length of the vane 24 from the bottom surface of the cylinder 22 in the axial direction of the cylinder 22.
  • the Z-axis shows the oil pressure [MPa] generated between the vane 24 and the vane accommodating surface 43.
  • FIG. 6 will be described with reference to a state in which hydraulic pressure is generated when the vane 24 is slid.
  • the lubricating oil overflowing from the V-shaped apex 49 interrupts between the vane 24 and the vane accommodating surface 43, thereby exerting a pressure between the vane 24 and the vane accommodating surface 43. To generate. Therefore, the vane 24 does not come into contact with the vane accommodating surface 43.
  • the vane 24 slides on the vane accommodating groove 42 toward the outside of the cylinder 22. , A hydraulic pressure can be generated between the vane 24 and the vane accommodating surface 43.
  • the apex 49 has a rhombic shape facing the outside and the inside of the cylinder 22, a hydraulic pressure can be generated between the vane 24 and the vane accommodating surface 43 regardless of the sliding direction. You can.
  • the suction pipe 2 is connected to the lower part of the closed container 5 and is a pipe through which a low-pressure refrigerant passes.
  • the suction pipe 2 is provided with an accumulator 4.
  • the accumulator 4 separates the refrigerant into a liquid refrigerant and a gas refrigerant.
  • the discharge pipe 3 is a pipe connected to the upper part of the closed container 5 and discharges the compressed refrigerant to the outside of the rotary compressor 1.
  • the operation of the rotary compressor 1 will be described.
  • the eccentric ring 23 fitted to the eccentric shaft portion 33 of the crankshaft 21 rotates eccentrically to compress the refrigerant in the compression chamber 41.
  • the refrigerant flowing in from the suction pipe 2 is compressed from a low-pressure and low-temperature suction gas to a high-pressure and high-temperature discharge gas.
  • the refrigerant compressed in the compression chamber 41 is discharged from the discharge hole of the upper bearing 25 into the space formed between the discharge muffler 26 and the upper bearing 25 through the discharge port 46, and then is discharged from the discharge hole of the discharge muffler 26. It is discharged into the closed container 5.
  • the high-pressure and high-temperature refrigerant gas discharged from the compression chamber 41 into the closed container 5 via the discharge muffler 26 passes through the electric unit 6, rises in the closed container 5, and is provided on the upper part of the closed container 5. It is discharged from the discharge pipe 3 to the outside of the closed container 5. Further, the lubricating oil is mixed with the refrigerant gas having a high pressure in the compression chamber 41, and becomes a mist when discharged into the closed container 5. After that, the mist-like lubricating oil is separated from the refrigerant gas discharged by the centrifugal force or the like accompanying the rotation of the rotor 12 in the closed container 5 and returned to the bottom of the closed container 5.
  • a lubricating groove 48 which is a groove for collecting lubricating oil, is formed on either one of the vane accommodating surface 43 and the vane 24. Therefore, the lubricating oil accumulated in the lubricating groove 48 moves as the vane 24 slides, and is gathered at the end of the vane 24. At this time, the lubricating oil that does not fit in the end of the lubrication groove 48 overflows from the end of the lubrication groove 48 and is pushed up to the outside of the lubrication groove 48. As a result, an oil film is formed between the vane accommodating surface 43 and the vane 24, and an increase in sliding resistance between the vane 24 and the vane accommodating groove 42 is suppressed. Therefore, the vane 24 comes into contact with the eccentric ring 23 and can prevent the refrigerant from leaking from the high pressure chamber 52 to the low pressure chamber 51.
  • the vertical length of the lubrication groove 48 is less than the height of one of the vane accommodating surface 43 or the vane 24 in which the lubrication groove 48 is formed. Therefore, the refrigerant does not flow out from the end of the lubrication groove 48. Therefore, it is possible to prevent the high-pressure refrigerant in the high-pressure chamber 52 from leaking into the low-pressure chamber 51 and reduce the compression efficiency.
  • the lubrication groove 48 has a V-shape with the apex 49 facing the outside of the cylinder 22. Therefore, when the vane 24 slides in the vane accommodating groove 42 toward the inside of the cylinder 22, the lubricating oil accumulated in the lubricating groove 48 moves with a delay due to the sliding of the vane 24, and the lubricating groove 48 It is gathered at the V-shaped apex 49 of. At this time, the lubricating oil that does not fit in the apex 49 overflows from the apex 49 and is pushed up to the outside of the lubricating groove 48.
  • FIG. 7 is an upper view showing the cylinder 22 and the vane 24 according to the first embodiment.
  • the force applied to the vane 24 when the compression unit 7 is being driven will be described with reference to FIG. 7.
  • the side surface of the vane 24 has a load (F0) on the side surface of the vane 24 so that the end portion abutting the eccentric ring 23 is loaded on the low pressure chamber 51 side due to the pressure difference between the high pressure chamber 52 side and the low pressure chamber 51 side.
  • F0 load
  • the vane 24 is subjected to the sliding resistance (F1) on the inner peripheral side of the suction side side surface 53 and the sliding resistance (F2) on the outer peripheral side of the discharge side side surface 54. Further, a force (F3) that presses the vane 24 against the eccentric ring 23 is applied to the vane 24 by the differential pressure between the vane spring 47 and the back pressure chamber 44 and the compression chamber 41.
  • FIG. 8 is an upper view showing a cylinder 222 and a vane 224 according to a comparative example.
  • the vane 224 and the vane accommodating surface 243 are not formed with a lubrication groove.
  • the force applied to the vane 224 when the compression unit 7 is being driven will be described with reference to FIG.
  • the side surface of the vane 224 is loaded (F0) on the side surface of the vane 224 by the end portion abutting the eccentric ring 23 due to the pressure difference between the high pressure chamber 52 side and the low pressure chamber 51 side. In order to receive it, it slides while tilting with respect to the vane accommodating surface 243.
  • friction with the vane 224 occurs on the inner peripheral side of the suction side side surface 253 of the vane accommodating surface 243 and the outer peripheral side of the discharge side side surface 254. That is, the vane 224 is subjected to the sliding resistance (F1) on the inner peripheral side of the suction side side surface 253 and the sliding resistance (F2) on the outer peripheral side of the discharge side side surface 254. Further, a force (F3) that presses the vane 224 against the eccentric ring 23 is applied to the vane 24 by the differential pressure between the vane spring 47 and the back pressure chamber 44 and the compression chamber 41.
  • FIG. 9 is a graph showing the angular phase of the crankshaft 21 and the sliding resistance of the vane 224 according to the comparative example.
  • the vertical axis of FIG. 9 shows the force generated in the vane 224
  • the horizontal axis of FIG. 9 shows the angular phase of the crankshaft 21.
  • the angular phase of the crankshaft 21 is such that the state where the eccentric ring 23 is closest to the back pressure chamber 44 is 0 ° and the state where the eccentric ring 23 is farthest from the back pressure chamber 44 is 180 °. The value increases according to the direction of rotation of.
  • the force (F3) that presses the vane 224 against the eccentric ring 23 causes the vane spring 47 to fully extend and the differential pressure between the back pressure chamber 44 and the pressure chamber to become smaller when the angular phase of the crankshaft 21 is around 180 °. .. Therefore, as shown in FIG. 9, the force (F3) for pressing the vane 224 against the eccentric ring 23 takes the minimum value when the angular phase of the crankshaft 21 is around 180 °. Therefore, when the angular phase of the crankshaft 21 is around 180 °, F1 + F2> F3 is shown.
  • FIG. 10 is a graph showing a state in which hydraulic pressure is generated when the vane 224 slides according to a comparative example.
  • the sliding resistance of the vane accommodating surface 43 (when the angular phase of the crankshaft 21 is around 180 °) ( The value of F1 + F2) does not decrease. That is, the vane 224 separates from the eccentric ring 23 because the force that resists sliding is greater than the force that the vane 224 presses against the eccentric ring 23. Therefore, noise may be generated when the vane 224 comes into contact with the eccentric ring 23 again.
  • a lubricating groove 48 which is a groove for collecting lubricating oil, is formed on either one of the vane accommodating surface 43 and the vane 24. Therefore, when the vane 24 slides, the lubricating oil accumulated in the lubricating groove 48 moves along with the sliding of the vane 24 and is gathered at the end of the vane 24. At this time, the lubricating oil that does not fit in the end of the lubrication groove 48 overflows from the end of the lubrication groove 48 and is pushed up to the outside of the lubrication groove 48.
  • the lubrication groove 48 may be formed on either the vane accommodating surface 43 or the vane 24, but in the first embodiment, the lubrication groove 48 is formed on either the vane accommodating surface 43 or the vane 24. The case where only is formed is illustrated. As a result, when the lubrication grooves 48 are formed on both the vane accommodating surface 43 and the vane 24, the lubricating oil pushed up from one lubrication groove 48 enters the other lubrication groove 48, or the lubrication grooves 48 are caught by each other. Therefore, it is possible to prevent the sliding resistance from increasing.
  • FIG. 11 is a side view showing the vane accommodating surface 143 according to the second embodiment.
  • FIG. 12 is a graph showing the friction coefficient according to the first embodiment, the second embodiment, and the comparative example.
  • the vertical axis of FIG. 12 shows the coefficient of friction between the vane 24, the vane 124 and the vane 224 and the vane accommodating surface 43, and the vane accommodating surface 143 and the vane accommodating surface 243.
  • the first embodiment and a comparative example are shown.
  • the second embodiment differs from the first embodiment in that the vane accommodating surface 143 is an ultra-smooth surface.
  • the same parts as those in the first embodiment are designated by the same reference numerals, the description thereof will be omitted, and the differences from the first embodiment will be mainly described.
  • the vane accommodating surface 143 has an ultra-smooth surface texture such that the surface roughness value is 0.3 ⁇ m or less in terms of ten-point average roughness.
  • the lubrication groove 48 may be formed not on the vane 124 but on the vane accommodating surface 143. In this case, the surface roughness value of the vane 124 is 0.3 ⁇ m or less in terms of ten-point average roughness. It has such an ultra-smooth surface texture.
  • the vane accommodating surface 143 has an ultra-smooth surface texture such that the surface roughness value is 0.3 ⁇ m or less in terms of ten-point average roughness. are doing. Therefore, the thickness of the vane accommodating surface 143 is less likely to be thicker than the thickness of the lubricating oil pushed up from the lubricating groove 48 because the unevenness of the surface is reduced. That is, an oil film is more reliably formed between the vane accommodating surface 143 and the vane 124.
  • the coefficient of friction of the second embodiment is 0.026 ⁇ k.
  • the coefficient of friction of the first embodiment is 0.122 ⁇ k.
  • the coefficient of friction of the comparative example is 0.142 ⁇ k. That is, in the second embodiment, the vane 124 and the vane accommodating surface 143 have a small friction coefficient, and an increase in sliding resistance is suppressed. Therefore, since the vane 124 always comes into contact with the eccentric ring 23, it is possible to prevent the refrigerant from leaking from the high pressure chamber 52 to the low pressure chamber 51.

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Abstract

ロータリ型圧縮機は、内部に冷媒が満たされる密閉容器と、密閉容器に格納され、冷媒を圧縮する圧縮部と、密閉容器に格納され、圧縮部を駆動する電動部と、を備え、圧縮部は、径方向に凹状であり、潤滑油が流れるベーン収容溝が形成された円筒状のシリンダと、ベーン収容溝に収容されるベーンと、を有し、ベーン収容溝の側壁であるベーン収容面とベーンとのいずれか一方には、潤滑油が溜まる溝である潤滑溝が形成されているロータリ型圧縮機。

Description

ロータリ型圧縮機
　本発明は、ベーンを備えるロータリ型圧縮機に関する。
　従来、円筒状のシリンダ内部を偏心リングが偏心回転することで冷媒を圧縮するロータリ型圧縮機が知られている。このようなロータリ型圧縮機において、ベーンは、シリンダに形成されたベーン収容溝に収容されている。また、ベーンは、先端が偏心リングに常に接触するようにベーン収容溝を摺動することで、シリンダ内部の圧縮室を高圧室と低圧室とに分けるものである。特許文献１には、ベーンの摺動面に対して、表面の粗さの値が十点平均粗さで０．１μｍ以下となるような超平滑仕上げが行われた圧縮機が開示されている。特許文献１は、これにより、ベーンの潤滑性を向上させ、ベーン収容溝に面するベーン収容面とベーンとの摩耗を抑制しようとするものである。
特開平６－２９９９８１号公報
　しかしながら、特許文献１に開示された圧縮機において、ベーン収容面とベーンとの接触そのものは、抑制されていない。このため、ベーンの摺動面に掛かる負荷が大きくなった際に、ベーンは、ベーン収容面と強く接触することで摺動抵抗が増大する。したがって、ベーンが偏心リングから離れてしまい、高圧室から低圧室に冷媒が漏出してしまう虞がある。
　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、ベーンが偏心リングから離れることを抑制し、高圧室から低圧室に冷媒が漏出することを低減するものである。
　本発明に係るロータリ型圧縮機は、内部に冷媒が満たされる密閉容器と、密閉容器に格納され、冷媒を圧縮する圧縮部と、密閉容器に格納され、圧縮部を駆動する電動部と、を備え、圧縮部は、径方向に凹状であり、潤滑油が流れるベーン収容溝が形成された円筒状のシリンダと、ベーン収容溝に収容されるベーンと、を有し、ベーン収容溝の側壁であるベーン収容面とベーンとのいずれか一方には、潤滑油が溜まる溝である潤滑溝が形成されている。
　本発明によれば、ベーン収容面又はベーンのいずれか一方には、他方と接触する面に潤滑液が溜まる溝である潤滑溝が複数形成されている。このため、潤滑溝に溜まっている潤滑油は、ベーンの摺動に伴って移動し、潤滑溝の端部に寄せ集められる。この際に、潤滑溝の端部に収まらない潤滑油は、潤滑溝の端部から溢れだし、潤滑溝の外側へと押し上げられる。これにより、ベーン収容面とベーンとの間に油膜が形成され、ベーン収容面とベーンとの摺動抵抗の増大が抑制される。したがって、ベーンは、偏心リングに常に当接し、高圧室から低圧室に冷媒が漏出することを抑制することができる。
実施の形態１に係るロータリ型圧縮機１を示す内部構成図である。 実施の形態１に係るシリンダ２２を示す上視図である。 実施の形態１に係るベーン２４を示す側面図である。 実施の形態１に係る潤滑溝４８を示す拡大図である。 実施の形態１に係る潤滑溝４８を示す断面図である。 実施の形態１に係るベーン２４摺動時の油圧の発生状態を示すグラフである。 実施の形態１に係るシリンダ２２及びベーン２４を示す上視図である。 比較例に係るシリンダ２２２及びベーン２２４を示す上視図である。 比較例に係るクランク軸２１の角位相とベーン２２４の摺動抵抗とを示すグラフである。 比較例に係るベーン２２４摺動時の油圧の発生状態を示すグラフである。 実施の形態２に係るベーン収容面１４３を示す側視図である。 実施の形態１、実施の形態２及び比較例に係る摩擦係数を示すグラフである。
　実施の形態１．
　以下、実施の形態１に係るロータリ型圧縮機１について、図面を参照しながら説明する。図１は、実施の形態１に係るロータリ型圧縮機１を示す内部構成図である。図１に示すように、ロータリ型圧縮機１は、密閉容器５、電動部６、圧縮部７、吸入管２及び吐出管３を有している。
　（密閉容器５）
　密閉容器５は、有底且つ有蓋の筒形状の容器であり、内部が密閉状態に保たれている。密閉容器５内は、圧縮された高温且つ高圧の冷媒ガスによって満たされており、密閉容器５の底部には、潤滑油が貯留される油溜まり８が形成されている。潤滑油は、主に圧縮部７の各摺動部を潤滑するものである。
　（電動部６）
　電動部６は、密閉容器５の上下方向の中央部に設けられるものであり、気密端子（図示せず）を介して外部から電力が供給されることで、圧縮部７を駆動させる。電動部６は、固定子１１及び回転子１２を有する。固定子１１は、密閉容器５の内壁面に焼き嵌め等により固着支持された円環状の部材である。回転子１２は、固定子１１の内側面に対向して設けられた部材であり、固定子１１に通電されることにより回転する。
　（圧縮部７）
　圧縮部７は、密閉容器５の下部に設けられ、電動部６から伝達される回転力によって冷媒を圧縮し、密閉容器５内に吐出するものである。圧縮部７は、クランク軸２１、シリンダ２２、偏心リング２３、ベーン２４、上軸受２５、吐出マフラ２６及び下軸受２７を有する。なお、図１において、ロータリ型圧縮機１は、単一シリンダのロータリ型圧縮機が図示されているが、多段ロータリ型圧縮機であってもよい。
　（クランク軸２１）
　クランク軸２１は、密閉容器５の中央に設けられた筒状の部材である。クランク軸２１は、回転子１２に嵌入されており、回転子１２の回転に伴って回転する。これにより、電動部６は、圧縮部７に回転力を伝達し、駆動させる。クランク軸２１の内部である軸心部には、潤滑油が流れる油吸込み穴（図示せず）が形成されている。油吸込み穴は、クランク軸２１の底部に貫通しており、油溜まり８の潤滑油が油吸込み穴を介して上昇する。油吸込み穴には、螺旋状の遠心ポンプ（図示せず）が設けられている。遠心ポンプは、密閉容器５の底に貯留されている潤滑油を汲み上げ、圧縮部７の各摺動部に供給する。クランク軸２１は、主軸部３１、副軸部３２及び偏心軸部３３からなる。主軸部３１は、電動部６の回転子１２に焼き嵌め又は圧入等されることで固定された長尺状の軸である。副軸部３２は、シリンダ２２を挟んで主軸部３１の反対側に設けられた短尺状の軸である。偏心軸部３３は、主軸部３１と副軸部３２との間に設けられ、円筒形状の偏心リング２３が嵌合されると共に、シリンダ２２の内部に収容されている部分である。
　（シリンダ２２）
　図２は、実施の形態１に係るシリンダ２２を示す上視図である。シリンダ２２は、上面及び下面が開口した円筒状であり、上面に設けられた上軸受２５及び下面に設けられた下軸受２７によって閉塞されることで、内部に円筒状の空間である圧縮室４１が形成されている。シリンダ２２は、外周部がボルト等により密閉容器５に固定されている。図２に示すように、シリンダ２２には、吸入ポート４５及び吐出ポート４６が形成されている。吸入ポート４５は、シリンダ２２の外周面から圧縮室４１に貫通して形成され、吸入管２に接続される。吸入ポート４５は、吸入管２から冷媒を圧縮室４１内に吸入する。吐出ポート４６は、シリンダ２２の上端面を切り欠いて形成され、圧縮室４１から圧縮された冷媒を吐出マフラ２６内に吐出する。
　更に、シリンダ２２には、ベーン収容溝４２及び背圧室４４が形成されている。ベーン収容溝４２は、圧縮室４１からシリンダ２２の径方向に延びる凹状の溝であり、ベーン２４が収容されている。また、ベーン収容溝４２には、油溜まり８から汲み上げられ、クランク軸２１を流れた潤滑油が供給されている。背圧室４４は、ベーン収容溝４２よりシリンダ２２の外側において、ベーン収容溝４２に連通して形成された空間である。背圧室４４の内径は、ベーン収容溝４２のシリンダ２２における周方向の幅よりも大径に形成されている。背圧室４４には、ベーン２４と直列に配置されたベーンスプリング４７が収容されている。ベーンスプリング４７は、例えばコイルバネで構成され、ベーン２４を圧縮室４１の中心方向に付勢するものである。ベーン収容溝４２に面する壁面であるベーン収容面４３は、吸入ポート４５が位置する側の吸入側側面５３及び吐出ポート４６が位置する側の吐出側側面５４からなる（図７参照）。
　（偏心リング２３）
　偏心リング２３は、円環状であり、クランク軸２１の偏心軸部３３に嵌合している。偏心リング２３は、偏心軸部３３と共に圧縮室４１に収容されており、圧縮室４１内で偏心軸部３３と共に偏心回転して冷媒を圧縮するものである。
　（ベーン２４）
　図３は、実施の形態１に係るベーン２４を示す側面図である。図４は、実施の形態１に係る潤滑溝４８を示す拡大図である。そして、図５は、実施の形態１に係る潤滑溝４８を示す断面図である。ベーン２４は、ベーン収容溝４２に収容されている。ベーン２４は、略直方体状に形成されており、シリンダ２２における周方向Ａの長さが径方向Ｂの長さ及び軸方向Ｃの長さよりも短い。図３に示すように、ベーン２４のシリンダ２２における周方向Ａの表面には、頂点４９が背圧室４４側を向いたＶ字型且つ凹形状である潤滑溝４８が複数形成されている。潤滑溝４８には、潤滑油が溜まっている。また、図４に示すように、それぞれの潤滑溝４８は、一定の幅Ｌを有すると共に、シリンダ２２の径方向Ｂにおいて、一定の間隔Ｍを空けて形成されている。そして、図５に示すように、ベーン２４は、潤滑溝４８の設けられていない部分について、表面の粗さの値が十点平均粗さで０．１μｍ以下となるような超平滑な表面性状を有している。
　それぞれの潤滑溝４８は、ベーン２４のシリンダ２２における周方向Ａの表面上をシリンダ２２における軸方向Ｃに連通していない。即ち、潤滑溝４８の上下方向の長さは、ベーン２４の上下方向の長さ未満である。なお、潤滑溝４８は、頂点４９がシリンダ２２の外側を向いたＶ字型の形状でなくてもよく、例えば、頂点４９がシリンダ２２の中心側を向いたＶ字型の形状であったり、頂点４９がシリンダ２２の外側及び内側の双方を向いた菱型の形状であったりしてもよい。更に、潤滑溝４８は、ベーン２４ではなく、ベーン収容面４３に設けられていてもよい。この場合、それぞれの潤滑溝４８は、ベーン収容面４３上をシリンダ２２における軸方向Ｃに連通していない。即ち、潤滑溝４８の上下方向の長さは、ベーン収容面４３の上下方向の長さ未満である。
　ロータリ型圧縮機１の駆動直後のように、背圧室４４に流入する密閉容器５内の冷媒ガスと圧縮室４１内の冷媒ガスとの差圧がベーン２４を押圧するために十分な圧力ではない場合、ベーン２４は、ベーンスプリング４７によって偏心リング２３に押圧される。また、背圧室４４に高圧の冷媒ガスが流入してからは、ベーン２４は、背圧室４４に流入した密閉容器５内の高圧の冷媒ガスと圧縮室４１の冷媒ガスとの差圧とベーンスプリング４７とによって、偏心リング２３に押圧される。このため、ベーン２４は、圧縮室４１側の先端部が偏心リング２３の外周に常に当接している。即ち、ベーン２４は、偏心リング２３の偏心回転に連動して、ベーン収容溝４２をシリンダ２２の径方向Ｂに往復運動する。これによって、シリンダ２２の内周と偏心リング２３の外周との間に形成される空間が、高圧室５２と低圧室５１とに仕切られる。
　（上軸受２５）
　上軸受２５は、側面視で略逆Ｔ字形状であり、シリンダ２２の電動部６側の開口を閉塞すると共に、クランク軸２１の主軸部３１を回転自在に支持している。上軸受２５には、シリンダ２２に形成された吐出ポート４６と連通し、圧縮した冷媒ガスを圧縮室４１外に吐出する吐出孔（図示せず）が形成されている。上軸受２５には、吐出孔を塞ぐように吐出弁（図示せず）が設けられており、シリンダ２２から吐出ポート４６を介して吐出される高温且つ高圧の冷媒ガスの吐出タイミングを制御する。即ち、吐出弁は、シリンダ２２の圧縮室４１内で圧縮される冷媒ガスが所定の圧力になるまで閉塞し、冷媒ガスが所定の圧力以上となったときに開口して、高温且つ高圧の冷媒ガスを圧縮室４１外へ吐出させる。
　（吐出マフラ２６）
　吐出マフラ２６は、吐出孔を覆うように上軸受２５の上部に設けられ、冷媒ガスに起因する騒音を抑制する。吐出マフラ２６が上軸受２５の上部に設けられることで、吐出マフラ２６と上軸受２５との間には、空間が形成される。吐出マフラ２６には、吐出マフラ２６と上軸受２５との間に形成される空間と密閉容器５内とを連通する吐出穴（図示せず）が設けられている。シリンダ２２から吐出ポート４６を介して吐出される冷媒ガスは、吐出マフラ２６と上軸受２５との間に形成される空間に一旦吐出され、その後、吐出穴から密閉容器５内へ吐出される。概して、冷媒ガスは、吐出ポート４６から間欠的に吐出される際に、脈動音などの騒音を生じさせる。冷媒ガスは、吐出マフラ２６と上軸受２５との間に形成される空間に一旦吐出されることで、圧力が低下し、吐出ポート４６から圧縮された冷媒ガスが吐出する際の騒音が軽減される。
　（下軸受２７）
　下軸受２７は、側面視で略Ｔ字形状に形成され、シリンダ２２の密閉容器５の底部側の開口を閉塞すると共に、回転軸の副軸部３２を回転自在に支持している。
　ここで、図２を用いて、圧縮部７の動作について、詳細に説明する。圧縮室４１の内周と偏心軸部３３に嵌合された偏心リング２３の外周とベーン２４とによって仕切られた高圧室５２及び低圧室５１は、クランク軸２１の回転により、容積の増加及び減少が繰り返される。即ち、先ず、低圧室５１と吸入ポート４５とが連通し、低圧の冷媒ガスが低圧室５１に吸入される。次に、吸入ポート４５が閉じられ、高圧室５２の容積が減少することに伴い高圧室５２内の冷媒ガスが圧縮される。そして、高圧室５２と吐出ポート４６とが連通し、圧縮室４１内の冷媒ガスが所定の圧力に達した際に、吐出ポート４６から圧縮室４１の外へ高圧且つ高温となった冷媒ガスが吐出される。
　図６は、実施の形態１に係るベーン２４摺動時の油圧の発生状態を示すグラフである。図６のＸ軸は、シリンダ２２の径方向におけるシリンダ２２の中心側からのベーン２４の長さを示す。Ｙ軸は、シリンダ２２の軸方向におけるシリンダ２２の底面からのベーン２４の長さを示す。Ｚ軸は、ベーン２４とベーン収容面４３との間に生じる油圧［ＭＰａ］を示す。図６を用いて、ベーン２４の摺動時における油圧の発生状態について、説明する。先ず、ベーン２４がシリンダ２２の内側に向かいベーン収容溝４２を摺動する際に、潤滑溝４８に溜まっていた潤滑油は、ベーン２４の摺動に伴って遅れて移動し、潤滑溝４８のＶ字型の頂点４９に寄せ集められる。次に、頂点４９に収まらない潤滑油は、頂点４９から溢れ出し、潤滑溝４８の外側へと押し上げられる。これにより、ベーン収容面４３とベーン２４との間に油膜が形成される。即ち、図６に示すように、Ｖ字型の頂点４９から溢れ出した潤滑油は、ベーン２４とベーン収容面４３との間に割り込むことで、ベーン２４とベーン収容面４３との間に圧力を発生させる。このため、ベーン２４は、ベーン収容面４３に接触しない。なお、前述のように、潤滑溝４８は、頂点４９がシリンダ２２の中心側を向いたＶ字型であった場合、ベーン２４がシリンダ２２の外側に向かいベーン収容溝４２を摺動する際に、ベーン２４とベーン収容面４３との間に油圧を発生させることが出来る。また、頂点４９がシリンダ２２の外側及び内側を向いた菱型の形状であった場合、いずれの摺動方向であっても、ベーン２４とベーン収容面４３との間に油圧を発生させることが出来る。
　（吸入管２、吐出管３）
　吸入管２は、密閉容器５の下部に接続され、低圧の冷媒が通る管である。吸入管２には、アキュムレータ４が設けられる。アキュムレータ４は、冷媒を液冷媒とガス冷媒とに分離するものである。吐出管３は、密閉容器５の上部に接続され、圧縮された冷媒をロータリ型圧縮機１の外に排出する管である。
　ここで、ロータリ型圧縮機１の動作について説明する。ロータリ型圧縮機１は、電動部６が駆動すると、クランク軸２１の偏心軸部３３に嵌合された偏心リング２３が偏心回転し、圧縮室４１内において冷媒を圧縮する。吸入管２から流入した冷媒は、低圧且つ低温の吸入ガスから高圧且つ高温の吐出ガスに圧縮される。圧縮室４１で圧縮された冷媒は、吐出ポート４６を通じて、上軸受２５の吐出孔から吐出マフラ２６と上軸受２５との間に形成される空間に吐出された後、吐出マフラ２６の吐出穴から密閉容器５内に吐出される。圧縮室４１から吐出マフラ２６を介して密閉容器５内に吐出された高圧且つ高温の冷媒ガスは、電動部６内を通過し、密閉容器５内を上昇し、密閉容器５の上部に設けられた吐出管３から密閉容器５の外部へ吐出される。また、潤滑油は、圧縮室４１内において高圧となった冷媒ガスと混合され、密閉容器５の中に吐出された際にはミスト状となる。その後、ミスト状の潤滑油は、密閉容器５内の回転子１２の回転に伴う遠心力等によって吐出される冷媒ガスと分離されて密閉容器５の底部に戻される。
　本実施の形態１によれば、ベーン収容面４３とベーン２４とのいずれか一方には、潤滑油が溜まる溝である潤滑溝４８が形成されている。このため、潤滑溝４８に溜まっている潤滑油は、ベーン２４の摺動に伴って移動し、ベーン２４の端部に寄せ集められる。この際に、潤滑溝４８の端部に収まらない潤滑油は、潤滑溝４８の端部から溢れだし、潤滑溝４８の外側へと押し上げられる。これにより、ベーン収容面４３とベーン２４との間には、油膜が形成され、ベーン２４とベーン収容溝４２との摺動抵抗の増大が抑制される。したがって、ベーン２４は、偏心リング２３に当接し、高圧室５２から低圧室５１に冷媒が漏出することを抑制することができる。
　また、本実施の形態１によれば、潤滑溝４８の上下方向の長さは、ベーン収容面４３又はベーン２４のうち、潤滑溝４８の形成されている一方の高さ未満である。このため、冷媒は、潤滑溝４８の端部から流れ出さない。したがって、高圧室５２の高圧の冷媒が低圧室５１に漏出し、圧縮効率が低下することを抑制することが出来る。
　更に、本実施の形態１によれば、潤滑溝４８は、頂点４９がシリンダ２２の外側を向いたＶ字型の形状をしている。このため、ベーン２４がシリンダ２２の内側に向かいベーン収容溝４２を摺動する際に、潤滑溝４８に溜まっていた潤滑油は、ベーン２４の摺動に伴って遅れて移動し、潤滑溝４８のＶ字型の頂点４９に寄せ集められる。この際に、頂点４９に収まらない潤滑油は、頂点４９から溢れ出し、潤滑溝４８の外側へと押し上げられる。これにより、ベーン収容面４３とベーン２４との間に油膜が形成され、ベーン収容面４３とベーン２４との摺動抵抗の増大が抑制される。したがって、ベーン２４は、偏心リング２３に常に当接し、高圧室５２から低圧室５１に冷媒が漏出することを抑制することができる。
　図７は、実施の形態１に係るシリンダ２２及びベーン２４を示す上視図である。図７を用いて、圧縮部７が駆動している際のベーン２４に掛かる力について、説明する。圧縮部７が駆動している際、ベーン２４の側面は、高圧室５２側と低圧室５１側との圧力の差により、偏心リング２３に当接する端部が低圧室５１側に荷重（Ｆ０）を受けるため、ベーン収容面４３に対して傾きながら摺動する。このため、ベーン収容面４３の吸入側側面５３の内周側及び吐出側側面５４の外周側には、ベーン２４との摩擦が生じる。即ち、ベーン２４には、吸入側側面５３の内周側の摺動抵抗（Ｆ１）及び吐出側側面５４の外周側の摺動抵抗（Ｆ２）が掛けられる。また、ベーン２４には、ベーンスプリング４７及び背圧室４４と圧縮室４１との差圧によって、ベーン２４を偏心リング２３に押し付ける力（Ｆ３）が掛かっている。
　図８は、比較例に係るシリンダ２２２及びベーン２２４を示す上視図である。比較例に係る圧縮部７は、ベーン２２４及びベーン収容面２４３に潤滑溝が形成されていない。図８を用いて、圧縮部７が駆動している際のベーン２２４に掛かる力について、説明する。圧縮部７が駆動している際、ベーン２２４の側面は、高圧室５２側と低圧室５１側との圧力の差により、偏心リング２３に当接する端部が低圧室５１側に荷重（Ｆ０）を受けるため、ベーン収容面２４３に対して傾きながら摺動する。このため、ベーン収容面２４３の吸入側側面２５３の内周側及び吐出側側面２５４の外周側には、ベーン２２４との摩擦が生じる。即ち、ベーン２２４には、吸入側側面２５３の内周側の摺動抵抗（Ｆ１）及び吐出側側面２５４の外周側の摺動抵抗（Ｆ２）が掛けられる。また、ベーン２４には、ベーンスプリング４７及び背圧室４４と圧縮室４１との差圧によって、ベーン２２４を偏心リング２３に押し付ける力（Ｆ３）が掛かっている。
　図９は、比較例に係るクランク軸２１の角位相とベーン２２４の摺動抵抗とを示すグラフである。図９の縦軸は、ベーン２２４に発生する力を示し、図９の横軸は、クランク軸２１の角位相を示している。クランク軸２１の角位相は、偏心リング２３が背圧室４４に最も近い状態を０°とし、偏心リング２３が背圧室４４から最も遠い状態を１８０°としたものであって、クランク軸２１の回転方向に合わせて値が増加する。クランク軸２１の角位相が１８０°付近において、ベーン２２４とベーン収容面４３との接触する面積が最大化すると共に、高圧室５２からの荷重（Ｆ０）が大きくなる。このため、図９に示すように、ベーン収容面４３の摺動抵抗（Ｆ１＋Ｆ２）は、角位相１８０°付近において、最大値をとる。
　また、ベーン２２４を偏心リング２３に押し付ける力（Ｆ３）は、クランク軸２１の角位相が１８０°付近において、ベーンスプリング４７が伸びきると共に、背圧室４４と圧力室との差圧が小さくなる。このため、図９に示すように、ベーン２２４を偏心リング２３に押し付ける力（Ｆ３）は、クランク軸２１の角位相が１８０°付近において、最小値をとる。したがって、クランク軸２１の角位相が１８０°付近の際に、Ｆ１＋Ｆ２＞Ｆ３を示すようになる。
　図１０は、比較例に係るベーン２２４摺動時の油圧の発生状態を示すグラフである。図１０に示すように、ベーン２２４とベーン収容面２４３との間には、油圧が発生していないため、クランク軸２１の角位相が１８０°付近の際、ベーン収容面４３の摺動抵抗（Ｆ１＋Ｆ２）の値は、小さくならない。即ち、ベーン２２４が偏心リング２３に押し付けられる力よりも摺動に対し抵抗する力の方が大きいため、ベーン２２４は、偏心リング２３から離れる。したがって、ベーン２２４が偏心リング２３に再び接触する際に騒音が生じる虞がある。
　これに対して、本実施の形態１によれば、ベーン収容面４３とベーン２４とのいずれか一方には、潤滑油が溜まる溝である潤滑溝４８が形成されている。このため、ベーン２４が摺動する際に、潤滑溝４８に溜まり込んだ潤滑油は、ベーン２４の摺動に伴って移動し、ベーン２４の端部に寄せ集められる。この際に、潤滑溝４８の端部に収まらない潤滑油は、潤滑溝４８の端部から溢れだし、潤滑溝４８の外側へと押し上げられる。これにより、ベーン収容面４３とベーン２４との間には、油膜が形成され、ベーン２４とベーン収容溝４２との摺動抵抗（Ｆ１＋Ｆ２）の増大が抑制される。したがって、ベーン２４が偏心リング２３に常に当接するため、騒音が生じることを抑制することができる。
　ここで、潤滑溝４８は、ベーン収容面４３及びベーン２４のいずれにも形成されていてもよいが、本実施の形態１では、潤滑溝４８がベーン収容面４３及びベーン２４のいずれか一方にのみ形成されている場合について例示している。これにより、ベーン収容面４３及びベーン２４の双方に潤滑溝４８が形成されている際、一方の潤滑溝４８から押し上げられた潤滑油が他方の潤滑溝４８に入ったり、潤滑溝４８同士が引っ掛かってしまい、摺動抵抗が大きくなったりすることを抑制できる。
　実施の形態２．
　図１１は、実施の形態２に係るベーン収容面１４３を示す側視図である。図１２は、実施の形態１、実施の形態２及び比較例に係る摩擦係数を示すグラフである。図１２の縦軸は、ベーン２４、ベーン１２４及びベーン２２４とベーン収容面４３、ベーン収容面１４３及びベーン収容面２４３との摩擦係数を示し、各棒グラフは、それぞれ、左から実施の形態２、実施の形態１及び比較例を示す。図１１に示すように、本実施の形態２は、ベーン収容面１４３が超平滑面である点で実施の形態１と相違する。本実施の形態２では、実施の形態１と同一の部分は同一の符合を付して説明を省略し、実施の形態１との相違点を中心に説明する。
　ベーン収容面１４３は、表面の粗さの値が十点平均粗さで０．３μｍ以下となるような超平滑な表面性状を有している。なお、潤滑溝４８は、ベーン１２４ではなく、ベーン収容面１４３に形成されていてもよく、この場合、ベーン１２４は、表面の粗さの値が十点平均粗さで０．３μｍ以下となるような超平滑な表面性状を有する。
　概して、潤滑溝から押し上げられた潤滑油の厚さがベーン収容面の表面の凸部より薄い場合、ベーン収容面とベーンとは、接触する虞がある。本実施の形態２によれば、ベーン収容面１４３は、図１１に示すように、表面の粗さの値が十点平均粗さで０．３μｍ以下となるような超平滑な表面性状を有している。このため、ベーン収容面１４３は、表面の凹凸が小さくなることで、厚さが潤滑溝４８から押し上げられた潤滑油の厚さより厚くなりづらい。即ち、ベーン収容面１４３とベーン１２４との間には、油膜がより確実に形成される。図１２に示すように、本実施の形態２の摩擦係数は、０．０２６μｋである。また、実施の形態１の摩擦係数は、０．１２２μｋである。そして、比較例の摩擦係数は、０．１４２μｋである。即ち、本実施の形態２において、ベーン１２４とベーン収容面１４３とは、摩擦係数が小さく、摺動抵抗の増大が抑制される。したがって、ベーン１２４は、偏心リング２３に常に当接するため、高圧室５２から低圧室５１に冷媒が漏出することを抑制することができる。
　１　ロータリ型圧縮機、２　吸入管、３　吐出管、４　アキュムレータ、５　密閉容器、６　電動部、７　圧縮部、８　油溜まり、１１　固定子、１２　回転子、２１　クランク軸、２２　シリンダ、２３　偏心リング、２４　ベーン、２５　上軸受、２６　吐出マフラ、２７　下軸受、３１　主軸部、３２　副軸部、３３　偏心軸部、４１　圧縮室、４２　ベーン収容溝、４３　ベーン収容面、４４　背圧室、４５　吸入ポート、４６　吐出ポート、４７　ベーンスプリング、４８　潤滑溝、４９　頂点、５１　低圧室、５２　高圧室、５３　吸入側側面、５４　吐出側側面、１２４　ベーン、１４３　ベーン収容面、２２２　シリンダ、２２４　ベーン、２４３　ベーン収容面、２５３　吸入側側面、２５４　吐出側側面。

Claims (4)

  1. 　内部に冷媒が満たされる密閉容器と、
    　前記密閉容器に格納され、冷媒を圧縮する圧縮部と、
    　前記密閉容器に格納され、前記圧縮部を駆動する電動部と、を備え、
    　前記圧縮部は、
    　径方向に凹状であり、潤滑油が流れるベーン収容溝が形成された円筒状のシリンダと、
    　前記ベーン収容溝に収容されるベーンと、を有し、
    　前記ベーン収容溝の側壁であるベーン収容面と前記ベーンとのいずれか一方には、
    　前記潤滑油が溜まる凹状の潤滑溝が形成されている
    　ロータリ型圧縮機。
  2. 　前記潤滑溝の上下方向の長さは、
    　前記ベーン収容面又は前記ベーンのうち、前記潤滑溝の形成されている一方の上下方向の長さ未満である
    　請求項１に記載のロータリ型圧縮機。
  3. 　それぞれの前記潤滑溝は、
    　頂点が前記シリンダの外側に位置するＶ字型の形状をしている
    　請求項１又は請求項２のいずれか１項に記載のロータリ型圧縮機。
  4. 　前記ベーン収容面又は前記ベーンのうち、前記潤滑溝の形成されていない一方は、
    　表面粗さの値が十点平均粗さで０．３μｍ以下の超平滑な表面性状を有する
    　請求項１～請求項３のいずれか１項に記載のロータリ型圧縮機。
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