CN103782037B - 旋转压缩机 - Google Patents

Abstract

在组装旋转压缩机时，将偏心部配置于与叶片位置成规定曲轴角度的位置，在使活塞与偏心部的最偏心的位置抵接，使上轴承的内周面与曲轴的主轴部外周面抵接的状态下，设形成于活塞的外周面与气缸的内周面之间的间隙为δ时，将间隙δ的最小值δmin设定在旋转式压缩机运转中与曲轴的最大负载方向大致相反侧的曲轴角度。

Description

旋转压缩机

技术领域

本发明涉及用于空调机、电冰箱、鼓风机、热水器等的旋转压缩机。

背景技术

目前，在冷冻装置和空调装置等中使用如下压缩机，即，该压缩机吸入用蒸发器蒸发的气体制冷剂，压缩到冷凝所需要的压力，向制冷剂回路中排出高温高压的制冷剂。作为这种压缩机之一，已知有旋转压缩机。

图18是现有旋转压缩机的主要部分截面图。

如图18所示，旋转压缩机中，将电动机（未图示）和压缩机构部3用曲轴31连结后收纳于密闭容器1内。而且，压缩机构部3具备压缩室39、活塞32、叶片（未图示）。压缩室39由气缸30、封闭该气缸30的两端面的上轴承34和下轴承35形成。活塞32位于压缩室39内，与被上轴承34和下轴承35支承的曲轴31的偏心部31a嵌合。叶片与活塞32的活塞外周面32a抵接，随着活塞32的偏心旋转进行往复运动，将压缩室39内分隔成低压部和高压部。

气缸30开设有向压缩室39内的低压部吸入气体的吸入口40。而且，上轴承34开通有从由压缩室39内的低压部转变形成的高压部排出气体的排出口38。而且，活塞32收容于上轴承34及下轴承35和被它们上下封闭的气缸30形成的压缩室39内。排出口38形成为贯通上轴承34的俯视为圆形的孔。而且，在排出口38的上表面设有受到规定大小以上的压力则打开的排出阀36。另外，上轴承34的上方设有用于对排出的气体进行消音的杯形消音器37。

在上述结构的旋转压缩机中，在低压部侧，当活塞32的外周面滑动部通过并远离吸入口40时，吸入室逐渐扩大。而且，从吸入口40向吸入室内吸入气体。另一方面，在高压部侧，当活塞32的外周面滑动部靠近排出口38时，压缩室39逐渐缩小。而且，在达到规定压力以上的时刻，排出阀36打开，压缩室39内的气体从排出口38排放到杯形消音器37内。

在这种旋转压缩机中，存在如下问题，即，活塞外周面32a和气缸内周面30a强力接触，由此，产生烧损和磨损的问题，或者输入增加导致压缩机效率降低。因此，如图16所示，在活塞外周面32a与气缸内周面30a之间设有运转时最小间隙W。而且，根据该运转时最小间隙W和压缩室39的高度H求得的泄漏面积S的大小也会影响压缩机的效率。

在此，若较大地设定运转时最小间隙W，则通过该运转时最小间隙W从高压部向低压部流出的压缩流体量增加。因此，压缩后的制冷剂气体从运转时最小间隙W泄漏，损失（下面，称为“泄漏损失”。）增加，因此，压缩机效率降低。

另一方面，若较小地设定该运转时最小间隙W，虽然泄漏损失减少，但活塞外周面和气缸内周面强烈接触。由此，损失（下面，称为“滑动损失”。）增加，因此使压缩机效率降低。另外，活塞外周面和气缸内周面强力滑动而产生烧损和磨损的问题。

因此，较大地设定两者间的运转时最小间隙W，使活塞外周面和气缸内周面不会相互强力接触，以便消除烧损或磨损问题，减少滑动损失。

图17是专利文献1所述的现有旋转压缩机的非圆形（复曲线，复合圆）截面的气缸形状的示意图。

例如，如图17所示，将压缩室设定为由多种曲率构成的非圆形截面形状。由此，即使活塞外周面的包络轨迹受轴心轨迹等的影响而成为非圆形，也能够将旋转一圈期间的运转时最小间隙W保持一定。其结果是，减少了泄漏损失和滑动损失。

另外，近年来，期望通过压缩机使制冷剂循环的空调装置等的高效化。因此，压缩机的进一步高效化变得日益重要。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：（日本）特开2003-214369号公报

发明内容

发明所要解决的课题

但是，在上述现有构造的旋转压缩机中，气缸内周面的截面形状是由多种曲率构成的非圆形，因此需要数μm级的精度，加工非常困难。另外，气缸内周面的表面粗糙度或起伏等加工误差大大影响压缩机效率，成为造成性能偏差的原因。

因此，本发明是鉴于上述情况而发明的，其目的在于，在不损害可靠性的前提下彻底减少运转时最小间隙W引起的泄漏损失，且在不增加滑动损失的前提下进一步提高压缩机效率。

另外，其目的还在于，提供一种高效旋转压缩机，不管气缸内周面的加工精度和表面粗糙度等截面形状如何都能够容易地进行加工。

用于解决课题的方案

本发明的第一方面提供一种旋转压缩机，在密闭容器内具有电动机和压缩机构部，与上述电动机通过曲轴连结的上述压缩机构部包括：气缸；从上下封闭上述气缸的两端面而形成压缩室的上轴承和下轴承；设置在上述气缸内的与上述曲轴的偏心部嵌合的活塞；叶片，其追随上述活塞的偏心旋转，设置于上述气缸，在槽内进行往复运动将上述压缩室分隔为低压部和高压部；与上述低压部连通的吸入口；和与上述高压部连通的排出口，其中上述旋转式压缩机组装时，将上述偏心部配置于与上述叶片位置成规定曲轴角度的位置，在使上述活塞与上述偏心部的最偏心的位置抵接，使上述上轴承的内周面与上述曲轴的主轴部外周面抵接的状态下，设形成于上述活塞的外周面与上述气缸的内周面之间的间隙为δ时，将上述间隙δ的最小值δmin设定在上述旋转式压缩机运转中与上述曲轴的最大负载方向大致相反侧的曲轴角度。

本发明的第二方面的旋转压缩机，其特征在于，在本发明的第一方面的旋转压缩机中，旋转式压缩机组装时，在上述活塞与上述偏心部之间形成第一轴承间隙，在上述上轴承与上述曲轴的主轴部之间形成第二轴承间隙，在各曲轴角度下，使上述曲轴在运转时的负载方向上移动上述第一轴承间隙，使上述活塞在运转时的负载方向上移动上述第二轴承间隙，设形成于上述活塞外周与上述气缸内周虚拟线之间的最小间隙为β时，设定上述最小值δmin的方向，以使得曲轴角度为45度附近和225度附近的上述最小间隙β大致相等。

本发明的第三方面的旋转压缩机，其特征在于，在本发明的第一或第二方面的旋转压缩机是具有两个上述压缩室的双活塞旋转压缩机。

本发明的第四方面的旋转压缩机，其特征在于，在本发明的第一～第三方面的旋转压缩机中，上述δmin为5μm～10μm程度。

发明效果

一般来说，运转时，曲轴向最大负载方向移动，因此在最大负载方向的相反侧的曲轴角度下，运转时最小间隙W增大。根据本发明，预先在最大负载方向的相反侧的曲轴角度下设定最小间隙δmin，因此，运转时最小间隙W减小，从而可以减少泄漏，能够实现高效化。因此能够在不增加滑动损失的前提下缩小运转时最小间隙W，减少泄漏损失，从而进一步实现压缩机的高效化。

附图说明

图1是本发明一实施例的旋转压缩机的纵截面图。

图2是表示旋转压缩机组装时的该旋转压缩机的活塞和曲轴的间隙的关系的主要部分截面图。

图3是表示旋转压缩机组装时的该旋转压缩机的压缩室的主要部分平面图。

图4是表示图3中上轴承的配置的主要部分平面图。

图5是图4中的V-V线截面图。

图6是表示旋转压缩机运转时的该旋转压缩机的压缩室的主要部分平面图。

图7是表示旋转压缩机运转时的各间隙的截面图。

图8是表示单活塞旋转压缩机的曲轴的负载的大小和方向的图。

图9是表示单活塞旋转压缩机的最小间隙δmin在常规的角度下的活塞外周面的轨迹的图。

图10是表示单活塞旋转压缩机中以45度和225度附近的最小间隙β相等的方式设定最小间隙δmin方向时的活塞外周面的轨迹的图。

图11是表示双活塞旋转压缩机的曲轴的负载的大小和方向的图。

图12是表示双活塞旋转压缩机的最小间隙δmin在常规角度下的活塞外周面的轨迹的图。

图13是表示双活塞旋转压缩机中以45度和225度附近的最小间隙β相等的方式设定最小间隙δmin方向时的活塞外周面的轨迹的图。

图14是表示双活塞旋转压缩机中的最小间隙δmin在常规角度下，将最小间隙δmin缩小到5～10μm程度时的活塞外周面的轨迹的图。

图15是表示双活塞旋转压缩机中的以45度和225度附近的最小间隙β相等的方式设定最小间隙δmin方向，将最小间隙δmin缩小到5～10μm程度时的活塞外周面的轨迹的图。

图16是表示泄漏面积S的示意图。

图17是表示现有压缩机的非圆形（复曲线）截面的气缸形状的示意图。

图18是现有的旋转压缩机的主要部分截面图。

符号说明

1密闭容器

2电动机

3压缩机构部

4上壳

5制冷剂排出管

22定子

24转子

26气隙

28缺口部

30气缸

30a气缸内周面

31曲轴

31a偏心部

31b偏心部外周面

31c主轴部

32活塞

32a活塞外周面

32b活塞内周面

33叶片

34上轴承

34a上轴承34的内周面

35下轴承

36排出阀

37杯形消音器

38排出口

39压缩室

40吸入口

具体实施方式

本发明第一实施方式的旋转压缩机，在组装旋转压缩机时，将曲轴的偏心部配置于与叶片位置成规定曲轴角度的位置，在使活塞与曲轴的偏心部的最偏心的位置抵接，使上轴承的内周面与曲轴的外周面抵接的状态下，设形成于活塞的外周面与气缸的内周面之间的间隙为δ时，将间隙δ的最小值δmin设定在运转中与上述曲轴的最大负载方向大致相反侧的曲轴角度。一般来说，运转时，曲轴向最大负载方向移动，因此在最大负载方向的相反侧的曲轴角度下，运转时最小间隙W增大。根据本实施方式，预先在最大负载方向的相反侧的曲轴角度设定了最小间隙δmin，因此，运转时最小间隙W减小。因此可以减少泄漏，能够实现高效化。

本发明的第二实施方式的旋转压缩机，在第一实施方式的旋转压缩机中，在组装时，在活塞与曲轴的偏心部之间形成第一轴承间隙，在上轴承与曲轴的主轴部之间形成第二轴承间隙，在各曲轴角度下，使曲轴在运转时的负载方向上移动第一轴承间隙，使活塞在运转时的负载方向上移动第二轴承间隙，设形成于活塞外周与气缸内周虚拟线之间的最小间隙为β时，设定最小值δmin的方向，以使得曲轴角度为45度附近和225度附近的最小间隙β大致相等。根据本实施方式，曲轴角度为45度附近和225度附近的运转时最小间隙W大致相等，设曲轴的负载方向的虚拟线对称，实现间隙均衡化，因此，不会造成大的滑动损失。因此，能够抑制磨损和烧损等可靠性的降低，同时能够减少运转时最小间隙W引起的泄漏，实现高效化。

本发明第三实施方式是，第一或第二实施方式的旋转压缩机为具有两个压缩室的双活塞旋转压缩机。根据本实施方式，与单活塞旋转相比，双活塞旋转的负载方向大致一定，且负载变大。因此，能够进一步抑制磨损和烧损等可靠性方面的降低，同时能够减少运转时最小间隙W引起的泄漏，实现高效化。

本发明第四实施方式是，在第一～第三中任一实施方式的旋转压缩机中，δmin设定为5μm～10μm程度。根据本实施方式，将曲轴的负载方向的虚拟线设定为对称，实现间隙均衡化。因此，即使过度缩小最小间隙δmin，运转时在曲轴角度为45度附近和225度附近也不会造成大的滑动损失。因此，能够抑制磨损和烧损等可靠性方面的降低，同时能够减少运转时最小间隙W引起的泄漏，实现高效化。

下面，参照附图，说明本发明的实施例。需要说明的是，本发明不限定于该实施例。

图1是本发明一实施例的旋转压缩机的纵截面图，图6是表示运转时的该旋转压缩机的压缩室的主要部分平面图。

图中，本实施例的旋转压缩机将电动机2和压缩机构部3收纳于密闭容器1内。电动机2和压缩机构部3被曲轴31连结。电动机2由定子22和转子24构成。压缩机构部3由气缸30、活塞32、叶片33、上轴承34和下轴承35构成。

压缩室39由气缸30、封闭该气缸30的两端面的上轴承34和下轴承35形成。活塞32收容于该压缩室39内，与被上轴承34和下轴承35支承的曲轴31的偏心部31a嵌合。叶片33在设于气缸30的槽33a内进行往复运动，始终与活塞外周面32a抵接，从而将压缩室39内分隔成低压部39a和高压部39b。压缩室39由叶片33和运转时最小间隙W形成两个空间。与吸入口40连通的空间为低压部39a，与排出口38连通的空间为高压部39b。在此，运转时最小间隙W是在活塞32最接近气缸30的位置产生的运转时的间隙。

气缸30开通有吸入口40，吸入口40向压缩室39内的低压部39a吸入（供给）制冷剂气体。上轴承34开通有排出口38，排出口38从高压部39b排出气体。排出口38形成为贯通上轴承34的圆形孔。在该排出口38的上表面设有排出阀36，排出阀36在受到规定大小以上的压力时打开。该排出阀36被杯形消音器37覆盖。

压缩机构部3的低压部39a随着运转时最小间隙W远离吸入口40，其容积逐渐扩大。而且，通过容积的扩大使制冷剂气体从吸入口40流入。低压部39a通过活塞32的偏心旋转一边改变容积一边移动，容积转为减少，从而形成高压部39b。

另一方面，高压部39b随着运转时最小间隙W靠近排出口38，其容积逐渐缩小，由于容积的缩小而引起压力升高。高压部39b在压缩到规定压力以上的时刻，排出阀36打开，高压制冷剂气体从排出口38流出。

而且，制冷剂气体自杯形消音器37排放到密闭容器1内。而且，通过在定子22与密闭容器1内周形成的缺口部28和电动机2的气隙26送往电动机2上部的上壳体4内。而且，从制冷剂排出管5排放到密闭容器1的外部。图1中的箭头表示制冷剂的流动。

另外，在偏心部31a的上端面、上轴承34和活塞32的内周面之间具有空间46，在偏心部31a的下端面、下轴承35和活塞32的内周面之间具有空间47。油从油孔41经过供油孔42、43漏入该空间46、47。另外，该空间46、47的压力几乎始终处于高于压缩室39内部的压力的状态。

另一方面，气缸30的高度必须设定为比活塞32的高度稍大，以使活塞32可在其内部滑动。其结果是，在活塞32的端面和上轴承34的端面之间、活塞32的端面和下轴承35的端面之间具有间隙。因此，油经由该间隙从空间46、47漏入压缩室39。

图2是表示组装时的本实施例的旋转压缩机的活塞和曲轴的间隙的关系的主要部分截面图，图3是表示组装时的同旋转压缩机的压缩室的主要部分平面图，图4是表示图3中上轴承的配置的主要部分平面图，图5是图4中的V-V线截面图。

在本发明的旋转压缩机中，如图2、图3所示，将活塞32的活塞内周面32b和曲轴31的偏心部31a的偏心部外周面31b之间的间隙设定为第一轴承间隙c1。此时，组装该旋转压缩机时，如图3所示，以其偏心部31a与叶片33成角度θ的方式配置曲轴31。角度θ为曲轴31的与最大负载方向的大致相反侧的角度。另外，下述最小间隙δmin配置为比连接叶片33和曲轴31的中心的虚拟线更靠近排出口38侧。在这样将偏心部31a配置于角度θ的位置的状态下，使活塞32与偏心部31a的最偏心的位置抵接。其结果是，在角度θ的位置，在活塞外周面32a和气缸内周面30a之间形成最小间隙δmin。另外，在角度θ的位置，在活塞内周面32b和偏心部外周面31b之间形成第一轴承间隙c1。

在保持图3的配置的状态下，如图4所示配置上轴承34。

即，使上轴承34在与叶片33成角度θ的方向上与曲轴31的主轴部31c（偏心部31a的非最偏心的位置）抵接，在上轴承34的内周面34a和曲轴31的主轴部31c之间形成第二轴承间隙c2。

通过上述组装，在与叶片33成角度θ的虚拟线上配置有最小间隙δmin、第一轴承间隙c1和第二轴承间隙c2。

图5表示最小间隙δmin、第一轴承间隙c1和第二轴承间隙c2的配置状态。

一般来说，在旋转压缩机中，由于活塞外周面32a和气缸内周面30a强力接触，可能导致产生烧损和磨损的问题。

因此，如图16所示，在活塞外周面32a和气缸内周面30a之间设有运转时最小间隙W。而且，根据该运转时最小间隙W和压缩室39的高度H求得的泄漏面积S的大小会影响压缩机效率。

例如，若较大地设定运转时最小间隙W，则通过该运转时最小间隙W从高压部向低压部流出的压缩流体的量增加。因此，压缩后的制冷剂气体从运转时最小间隙W泄漏，泄漏损失增加，因此使压缩机效率降低。

另一方面，若较小地设定该运转时最小间隙W，虽然泄漏损失减少，但活塞外周面32a和气缸内周面30a强力接触。由此，滑动损失增加，因此，压缩机效率降低。另外，活塞外周面32a和气缸内周面30a强力滑动导致产生烧损和磨损的问题。

利用图6和图7说明如上所述组装的压缩机构部运转时的状态。

首先，利用图6说明压缩机构部运转时的最小间隙δmin和运转时最小间隙W的关系。

如已经说明的那样，组装时，在活塞外周面32a和气缸内周面30a之间形成有最小间隙δmin。

运转时，如图6的箭头所示，对活塞32施加差压力X。由于压缩室39内形成了低压部39a和高压部39b，因此，差压力X从高压部39b侧向低压部39a侧作用。而且，通过该差压力X向低压部39a侧按压活塞32，使其进行位移。因此，在运转时，不会在组装时设定的最小间隙δmin的位置形成运转时最小间隙W，角度（θ＋α）的位置形成活塞外周面32a和气缸内周面30a最靠近的运转时最小间隙W。另外，该运转时最小间隙W是比最小间隙δmin窄的间隙（α是根据运转状态而变化的小角）。

接着，利用图7说明压缩机构部运转时的运转时最小间隙W、第一轴承间隙c1和第二轴承间隙c2的关系。

如图7所示，运转时，处于活塞32内侧的曲轴31的偏心部31a和处于上轴承34内侧的曲轴31，分别利用油膜压向中心移动。因此，组装时设定的最小间隙δmin在运转时缩小第一轴承间隙c1的1/2和第二轴承间隙c2的1/2的量。由此，理论上形成接近零的运转时最小间隙W，实际上以油膜程度的间隙尺寸进行运转。

一般来说，运转时，曲轴31向最大负载方向移动，因此，在最大负载方向的相反侧的曲轴角度下，运转时最小间隙W增大。根据本实施方式，预先在最大负载方向的相反侧的曲轴角度设定了最小间隙δmin，因此能够在最大负载方向的相反侧的曲轴角度下，较小地保持运转时最小间隙W，减少了泄漏。另外，在其它曲轴角度下，运转时最小间隙W不会减小，因此，输入不会上升，能够实现高效化。

在此，图8表示在施加在单活塞旋转压缩机的曲轴31上的转一圈中的负载下，各曲轴角度下的负载的大小和方向（叶片方向为y轴正侧，吸入方向为x轴负侧、y轴正侧）。如图所示，在曲轴角度225度附近为最大负载。

另外，图9、图10表示在各曲轴角度下，假设没有气缸30，使曲轴31向运转时的负载方向移动第二轴承间隙c2的量，且使活塞32向运转时的负载方向移动第一轴承间隙c1的量时的、活塞外周面32a的轨迹与气缸内周面30a的位置关系（将各曲轴角度下，活塞外周面32a与气缸内周面30a的虚拟线之间形成的最小间隙设为β。最小间隙β在将扩展到比气缸内周面30a更靠外的外侧时的间隙设为大致为0（油膜保持）时，与运转时最小间隙W大致相等。）。图9是在常规方向上设定最小间隙δmin的方向的图，图10是以曲轴角为45度附近和225度附近的最小间隙β大致相等的方式设定最小间隙δmin的方向的图。比较图9和图10，扩展到气缸内周面30a的更外侧的部分由油膜保持，因此，实际上沿着气缸内周面30a运转。需要说明的是，图10中滑动部的长度明显缩小，能够尽量抑制滑动损失增加。因此，可以在大曲轴角度的范围内使最小间隙β均匀化，可减少泄漏损失，能够高效化。

另外，图11表示在施加在双活塞旋转压缩机（未图示）的曲轴31上的转一圈中的负载下，各曲轴角度下的负载的大小和方向。如图所示，在曲轴角225度附近为最大负载。

图12、图13表示在各曲轴角度下假设没有气缸30，在各曲轴角度下，使曲轴31向运转时的负载方向移动第二轴承间隙c2的量，且使活塞32向运转时的负载方向移动第一轴承间隙c1的量时的、活塞外周面32a的轨迹和气缸内周面30a的虚拟线的位置关系（只记载单侧的气缸30）。图12在常规方向上设定最小间隙δmin的方向。图13以曲轴角度45度附近和225度附近的最小间隙β大致相等的方式设定最小间隙δmin的方向。比较图12和图13，扩展到气缸内周面30a虚拟线的更外侧的部分由油膜保持，因此，实际上沿着气缸内周面30a运转。需要说明的是，图13中滑动部的长度明显缩小，能够尽量抑制滑动损失增加。因此，能够在大曲轴角度的范围内使最小间隙β均匀化，可减少泄漏损失，能够高效化。另外，与单活塞旋转相比，轴承负载方向位于大致一定的方向上，能够更加均衡地使曲轴角45度附近和225度附近的最小间隙β均匀化，因此，能够进一步高效化。

另外，图14是在常规方向上设定最小间隙δmin的方向，最小间隙δmin极小化为5～10μm时的图，图15是以曲轴角45度附近和225度附近的最小间隙β大致相等的方式设定最小间隙δmin的方向，最小间隙δmin极小化为5～10μm时的图。比较图14和图15，图14中滑动部的长度大幅增加，而图15中遍及全周使最小间隙β均匀化。另外，图14中，由于最小间隙β不会以缩小最小间隙δmin的比例缩小，因此，也不会提高体积效率，只是输入上升。图15中，输入不怎么上升，而体积效率大幅提高。一般认为，若缩小最小间隙δmin则会提高体积效率，但10μm程度为极限值。若像本实施例那样在曲轴31的最大负载方向的大致相反侧方向上设定最小间隙δmin，则将最小间隙δmin设定为10μm以下也能够实现进一步的效率提高（比较图13和图15）。

工业上的实用性

如上所述，本发明的旋转压缩机能够抑制磨损和烧损等可靠性方面的降低，并且，能够同时减少泄漏损失和滑动损失，实现压缩机的高效化。由此，还能够适用于使用HFC系制冷剂或HCFC系制冷剂的空调用压缩机、使用天然制冷剂即二氧化碳的空调或热泵式热水器等用途。

Claims (3)

1.一种旋转式压缩机，其特征在于：

在密闭容器内具有电动机和压缩机构部，

与所述电动机通过曲轴连结的所述压缩机构部包括：

气缸；

从上下封闭所述气缸的两端面而形成压缩室的上轴承和下轴承；

设置在所述气缸内的与所述曲轴的偏心部嵌合的活塞；

叶片，其追随所述活塞的偏心旋转，设置于所述气缸，在槽内进行往复运动将所述压缩室分隔为低压部和高压部；

与所述低压部连通的吸入口；和

与所述高压部连通的排出口，其中

所述旋转式压缩机组装时，将所述偏心部配置于与所述叶片位置成规定曲轴角度的位置，在使所述活塞与所述偏心部的最偏心的位置抵接，使所述上轴承的内周面与所述曲轴的主轴部外周面抵接的状态下，设形成于所述活塞的外周面与所述气缸的内周面之间的间隙为δ时，

将所述间隙δ的最小值δmin设定在所述旋转式压缩机运转中与所述曲轴的最大负载方向大致相反侧的曲轴角度，

所述旋转式压缩机组装时，

在所述活塞与所述偏心部之间形成第一轴承间隙，

在所述上轴承与所述主轴部之间形成第二轴承间隙，

在各曲轴角度下，

使所述曲轴在运转时的负载方向上移动所述第一轴承间隙，

使所述活塞在运转时的负载方向上移动所述第二轴承间隙，

假设所述气缸不存在，设形成于所述活塞外周与所述气缸内周面的虚拟线之间的最小间隙为β时，设定所述最小值δmin的方向，以使得曲轴角度为45度附近和225度附近的所述最小间隙β大致相等。

2.如权利要求1所述的旋转式压缩机，其特征在于：

所述压缩室为两个。

3.如权利要求1或2所述的旋转式压缩机，其特征在于：

所述δmin为5μm～10μm程度。