CN111306064A - 摆动活塞式压缩机 - Google Patents

Abstract

摆动活塞式压缩机，两个压缩部(41、51)构成为各自的活塞(45、55)的相位彼此相反。各个活塞(45、55)具有非圆形的外周面形状，并且气缸室(60、70)具有根据做旋转运动的活塞(45、55)的外周面的包络线而规定的内周面形状。压缩机具有分别向各个压缩部(41、51)的压缩室(75)引入中压制冷剂的引入部(67、68、163a、164a)。

Description

摆动活塞式压缩机

本发明专利申请是发明名称为“摆动活塞式压缩机”、国际申请日为2017年2月23日、国际申请号为“PCT/JP2017/006906”、国家申请号为“201780006866.5”的发明专利申请的分案申请。

技术领域

本发明涉及一种摆动活塞式压缩机。

背景技术

迄今为止，具有摆动活塞式压缩机构的压缩机已为人所知。

在专利文献1中公开了这种压缩机。该压缩机具有摆动活塞式压缩机构，该摆动活塞式压缩机构构成为：叶片进行摆动，并且圆形活塞在气缸室内旋转。当活塞沿着气缸室的内周面进行旋转运动时，压缩机构就依次反复进行将流体吸入气缸室内的吸气行程、对所吸入的流体进行压缩的压缩行程、以及将已被压缩后的流体排向外部的排气行程。

在这种压缩机构中，在活塞、叶片和气缸之间所形成的压缩室的容积会产生较大变化，并且该空间内的压力会产生变化。由此，就会存在下述问题，即：当驱动轴在压缩机构中旋转一周时，压缩转矩会产生较大波动，并会产生振动、噪音。

因此，在专利文献1的压缩机中，使两个活塞的相位彼此相反。由此，作为整个压缩机的压缩转矩是将相位错开约180°的两个压缩转矩合成起来的转矩。其结果是，能够使压缩转矩实现平滑化，从而能够减小压缩机的振动、噪音。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本公开专利公报特开2007－239666号公报

发明内容

－发明所要解决的技术问题－

即便如专利文献1中所记载的那样使圆形活塞的相位相反，压缩转矩仍然会产生波动。因此，由于上述压缩转矩波动，而会产生振动、噪音。特别是在压缩机构的压缩比比较大的运转条件下，上述问题变得显著。

本发明正是鉴于上述问题而完成的，其目的在于：提出一种能够有效减小压缩转矩的波动幅度的摆动活塞式压缩机。

－用以解决技术问题的技术方案－

第一方面的发明以摆动活塞式压缩机作为对象，其特征在于：所述摆动活塞式压缩机包括两个摆动式压缩部41、51，两个所述压缩部41、51分别具有形成气缸室60、70的气缸43、53、收纳在该气缸室60、70内的活塞45、55、以及与该活塞45、55设置为一体的叶片46、56，并且该叶片46、56进行摆动，同时所述活塞45、55在所述气缸室60、70中旋转，两个所述压缩部41、51构成为：各自的活塞45、55的相位彼此相反，各个所述活塞45、55具有非圆形的外周面形状，并且所述气缸室60、70具有根据做旋转运动的所述活塞45、55的外周面的包络线而规定的内周面形状，所述摆动活塞式压缩机进一步包括分别向各个所述压缩部41、51的压缩室75引入中压制冷剂的引入部67、68。

在第一方面的发明中，活塞45、55的外周面形状为非圆形，并且活塞45、55的下止点侧部分的外周面形状能够形成为较平缓的形状。由此，当活塞45、55通过下止点附近时压缩室75的容积变化率小于具有正圆形活塞的压缩部(圆形活塞式压缩部)的压缩室的容积变化率。一般来说，在活塞通过下止点附近时的旋转角下，圆形活塞式压缩部的压缩室的容积变化率最大。由此，通过使用如上所述的非圆形活塞45、55，而能够降低容积变化率的峰值(最大值)。压缩转矩与压缩室的容积变化率成正比。由此，按照上述方式减小容积变化率的最大值，就能够减小压缩转矩的最大值。

而且，在本方面的发明中，中压制冷剂由引入部67、68引入压缩部41、51的处于压缩过程中的压缩室75内。由此，在压缩室75中，进行压缩工作的时刻要比不引入中压制冷剂时早。其结果是，压缩室75的内压从较早的时刻就开始增大。压缩转矩与压缩室75的内压成正比。因此，按照上述方式来增大压缩室75的内压，从而能够增大所合成的压缩转矩的最小值。

如上所述，在本方面的发明中，所合成的压缩转矩的最大值减小，并且压缩转矩的最小值增大。其结果是，压缩转矩的波动幅度有效地减小。

第二方面的发明的特征在于：各个所述活塞45、55的外周面形状构成为下述形状，该形状保证：当将在所述引入部67、68不向所述气缸室60、70引入中压制冷剂的运转条件下所述压缩部41、51的压缩行程结束时的旋转角设为旋转角θ2时，在从旋转角θ1开始到该旋转角θ2为止的范围内，所述压缩室75的容积变化率不会下降，其中，所述旋转角θ1比所述旋转角θ2小规定的旋转角。

在第二方面的发明中，规定了活塞45、55的外周面形状，以保证在从规定的旋转角θ1开始到压缩结束时的旋转角θ2为止的这一范围内，压缩部41、51的压缩室75的容积变化率不会下降。由此，能够防止因将中压制冷剂从引入部67、68引入压缩室75中而导致压缩转矩的峰值增大。下面，对这一点进行详细的说明。

例如，假设活塞的外周面形状为保证在从θ1到θ2为止的范围内容积变化率减小的形状，并将中压制冷剂引入压缩室内。在引入了制冷剂的压缩室内，由于如上所述的那样压缩工作提早，因而可促进压缩室75的内压上升，从而内压达到最大值时的旋转角就会提早(减小)。由此，在假设具有容积变化率在从θ1到θ2的范围内朝右倾斜下降的特性的结构下，由于内压达到最大值时的旋转角减小，因而与该旋转角对应的容积变化率增大(例如详细情况参照后述的图8)。其结果是，与该旋转角对应的压缩转矩亦会增大。如上所述，在具有容积变化率朝右倾斜下降的特性的结构下，由于将中压制冷剂引入压缩室75中，因而压缩转矩的最大值增大，从而有可能无法充分减小压缩转矩的波动幅度。

相对于此，本方面的发明所涉及的活塞45、55的形状为保证在从θ1到θ2的范围内容积变化率不会下降的形状。由此，即使通过将中压制冷剂引入压缩室75内，而使得压缩室75的内压达到最大值时的旋转角变小，与该旋转角对应的容积变化率也不会增大(例如详细情况参照后述的图10)。因此，能够抑制因将中压制冷剂引入压缩室75中而导致压缩转矩的峰值增大，从而能够充分减小压缩转矩的波动幅度。

第三方面的发明的特征在于：各个所述活塞45、55的外周面形状构成为下述形状，该形状保证：在所述范围内，所述压缩室75的容积变化率增大。

第三方面的发明所涉及的活塞45、55具有在从θ1到θ2的范围内保证容积变化率增大的形状。也就是说，压缩部41、51具有容积变化率在从θ1到θ2的范围内朝左倾斜下降的特性。由此，当通过将中压制冷剂引入压缩室75内而使得压缩室75的内压达到最大值时的旋转角减小之际，与该旋转角对应的容积变化率就会下降。因此，能够可靠地抑制将中压制冷剂引入压缩室75中而导致压缩转矩的最大值增大的情况出现，从而能够充分减小压缩转矩的波动幅度。

第四方面的发明在第二或第三方面的发明的基础上，其特征在于：所述旋转角θ1为180°。

在第四方面的发明中，规定了活塞45、55的外周面形状，以保证在从旋转角θ1即180°开始到压缩结束时的旋转角θ2为止的这一范围内，容积变化率不会下降。由此，在从θ1到θ2的范围内，在180°的旋转角时容积变化率为最小值。因此，能够可靠地减小下止点附近的容积变化率，从而能够有效地降低压缩转矩的最大值。

第五方面的发明在第一至第四方面中任一方面的发明的基础上，其特征在于：所述压缩部41、51包括：封闭所述气缸室60、70的轴向上的开口面的封闭部件42、44、52，所述摆动活塞式压缩机包括用以将中压流体引入所述气缸室60、70的引入路161、和用以开启、关闭所述引入路161的开关机构170，所述开关机构170具有被驱动着开启、关闭所述引入路161的阀体171、和使规定压力作用于该阀体171的背面侧背压室176的连通路185，并且该开关机构170构成为根据所述引入路161与所述背压室176的压力差来驱动所述阀体171，所述连通路185包括连通槽180，该连通槽180形成在所述气缸43、53的轴向端面或所述封闭部件42、44、52的轴向端面上，且位于所述气缸室60、70的外周侧。

在本方面的发明中，用以使规定压力作用于背压室176的连通路185的至少一部分包括气缸43、53或封闭部件42、44、52上的连通槽180。也就是说，仅通过在气缸43、53的轴向端面或封闭部件42、44、52的轴向端面上实施槽加工就能够形成连通路185，从而能够通过该连通槽180使规定压力作用于背压室176。由此，能够谋求简化连通路185。

第六方面的发明在第五方面的发明的基础上，其特征在于：所述连通路185使所述背压室176与所述气缸室60、70的吸入室74连通。

在第六方面的发明中，气缸室60、70的吸入室74内的压力经由连通路185作用于背压室176。由此，因为背压室176处于低压压力状态，所以能够确保引入路161的压力(中压)与背压室176的压力(低压压力)之间的压力差，并能够根据该压力差驱动阀体171。

第七方面的发明在第五或第六方面的发明的基础上，其特征在于：所述引入路161及所述阀体171设置在所述封闭部件42、44、52的内部。

在第七方面的发明中，引入路161和阀体171都设置在封闭部件42、44、52的内部。由此，引入路161及阀体171不会与气缸室60、70相互干涉。其结果是，能够充分确保引入路161和阀体171的设置空间。

第八方面的发明在第七方面的发明的基础上，其特征在于：所述连通槽180形成在所述封闭部件42、44、52的端面上。

在第八方面的发明中，引入路161、阀体171及连通槽180都汇集在封闭部件42、44、52上。其结果是，背压室176与连通槽180的连接也能够在封闭部件42、44、52的内部实现，从而能够谋求简化开关机构170。

－发明的效果－

在第一方面的发明中，能够使活塞45、55的下止点附近的外周面形状形成得较平缓，因而能够减小活塞45、55通过下止点附近时的容积变化率，进而能够减小压缩转矩的最大值。同时，能够通过将中压制冷剂引入压缩室75，来增大压缩转矩的最小值。其结果是，即使在例如制冷剂的高低压力差较大的条件下，也能够有效地减小压缩转矩的波动幅度，从而能够可靠地减小振动及噪音。

在第二方面的发明中，因为规定了活塞45、55的形状，以保证在从θ1到θ2的范围内容积变化率不会下降，因而能够抑制由于将中压制冷剂引入压缩室75中而导致压缩转矩的最大值增大。特别是在第三方面的发明中，能够可靠地抑制因在从θ1到θ2的范围内容积变化率增大而导致压缩转矩的最大值增大的现象出现。

在第四方面的发明中，通过将旋转角θ1设定为180°，从而能够有效地降低压缩转矩的最大值。

根据第五方面的发明，由连通槽180构成了连通路185的至少一部分，该连通路185用以使压力作用于阀体171的背压室176，并且连通槽180形成在气缸43、53的轴向端面或封闭部件42、44、52的轴向端面上。由此，能够利用槽加工形成连通路185的至少一部分，从而能够谋求简化开关机构170，进而能够谋求实现旋转式压缩机的低成本化。

附图说明

图1是示出实施方式所涉及的摆动活塞式压缩机的结构示例的纵向剖视图。

图2是压缩机构的水平剖视图。

图3是用以说明第一压缩部的动作情况的相当于图2的图，图3(A)示出第一活塞的旋转角为0°(360°)的状态，图3(B)示出第一活塞的旋转角为90°的状态，图3(C)示出第一活塞的旋转角为180°的状态，图3(D)示出第一活塞的旋转角为270°的状态。

图4是用以说明第二压缩部的动作情况的相当于图2的图，图4(A)示出第二活塞的旋转角为0°(360°)的状态，图4(B)示出第二活塞的旋转角为90°的状态，图4(C)示出第二活塞的旋转角为180°的状态，图4(D)示出第二活塞的旋转角为270°的状态。

图5是用以说明实施方式所涉及的活塞的外周面形状的俯视图。

图6是对实施方式和比较例1中活塞的旋转角与容积变化率的关系进行对比的曲线图。

图7是对实施方式、比较例2及比较例3中，在两个活塞的相位相反的结构下活塞的旋转角与压缩转矩(合成转矩)的关系进行对比的曲线图。

图8是对比较例1和比较例3中活塞的旋转角与压缩转矩的关系进行对比的曲线图。

图9是对比较例1和比较例3中活塞的旋转角与压缩室的内压(压力)的关系进行对比的曲线图。

图10是对实施方式和比较例2中活塞的旋转角与压缩转矩的关系进行对比的曲线图。

图11是对实施方式和比较例2中活塞的旋转角与压缩室的内压(压力)的关系进行对比的曲线图。

图12是用以说明变形例所涉及的活塞的外周面形状的俯视图。

图13是对变形例和比较例1中活塞的旋转角与容积变化率的关系进行对比的曲线图。

图14是中板的横向剖视图。

图15是其它变形例1所涉及的压缩机的注入机构的纵向剖视图，其示出阀体位于开启位置的状态。

图16是注入机构的纵向剖视图，其示出阀体位于关闭位置的状态。

图17是其它变形例3所涉及的压缩机的纵向剖视图。

－符号说明－

10 压缩机

41 第一压缩部

42 前气缸盖(封闭部件)

43 第一气缸

44 中板(封闭部件)

45 第一活塞

46 第一叶片

51 第二压缩部

52 后气缸盖(封闭部件)

53 第二气缸

55 第二活塞

56 第一叶片

60 第一气缸室

67 第一引入部

68 第二引入部

70 第二气缸室

75 压缩室

161 引入路

163a 第一注入口(第一引入部)

164a 第二注入口(第二引入部)

170 开关机构

171 阀体

176 背压室

180 连通槽

185 连通路

具体实施方式

下面，参照附图对本发明的实施方式进行详细的说明。需要说明的是，下述实施方式是本质上优选的示例，并没有意图对本发明、其应用对象或其用途的范围加以限制。

《发明的实施方式》

图1是实施方式所涉及的摆动活塞式压缩机10(以下亦简称为压缩机10)的纵向剖视简图。

压缩机10连接在例如切换着进行制冷运转和制热运转的空调机的制冷剂回路(省略图示)中。也就是说，压缩机10吸入制冷剂回路中的流体(制冷剂)后进行压缩，再将已压缩后的制冷剂排向制冷剂回路。由此，在制冷剂回路中，制冷剂循环而进行制冷循环。具体而言，在制冷运转下进行下述制冷循环，即：已由压缩机10压缩后的制冷剂在室外热交换器中冷凝后，再经膨胀阀减压，然后在室内热交换器中蒸发。在制热运转下进行下述制冷循环，即：已由压缩机10压缩后的制冷剂在室内热交换器中冷凝后，再经膨胀阀减压，然后在室外热交换器中蒸发。

如图1所示，压缩机10包括壳体20、驱动机构30及压缩机构40。

＜壳体＞

壳体20由纵向长度较长的圆筒状密闭容器构成。壳体20具有：上下竖立起来的圆筒状躯干部21、封住躯干部21的上端的上侧端板部22、和封住躯干部21的下端的下侧端板部23。

在壳体20的内部形成有内部空间S，已由压缩机10压缩后的高压制冷剂充满该内部空间S。也就是说，压缩机10构成为所谓的高压拱顶型压缩机。在壳体20的底部，贮存了用以润滑各个滑动部的润滑油。

在壳体20上连接有一根排出管24、两根吸入管26、27、以及一根引入管28。排出管24以贯穿上侧端板部22的状态被固定在该上侧端板部22上。排出管24的流入端朝内部空间S敞开。各根吸入管26、27以贯穿躯干部21的下部的状态被固定在该躯干部21上。两根吸入管26、27由位于上侧的第一吸入管26和位于下侧的第二吸入管27构成。引入管28以贯穿躯干部21的下部的状态被固定在该躯干部21上。

〈驱动机构〉

驱动机构30构成压缩机构40的驱动源。驱动机构30具有电动机31和驱动轴32。

〔电动机〕

电动机31具有定子33和转子34。定子33形成为圆筒状，并固定在壳体20的躯干部21上。转子34形成为圆筒状，插入并贯穿定子33的内部。

经由变频装置向电动机31进行供电。也就是说，电动机31构成转速可变的变频式电动机。

〔驱动轴〕

驱动轴32具有一根主轴部35和两个偏心部36、37。主轴部35为从电动机31开始沿上下方向延伸到压缩机构40的下侧的圆柱状。电动机31的转子34固定在主轴部35的上部。

两个偏心部36、37分别为一体设置在主轴部35的下部的圆柱状。偏心部36、37可以与主轴部35为同一部件，也可以与主轴部35分开而成为不同的部件。各个偏心部36、37的外径大于主轴部35的外径。各个偏心部36、37的轴心相对于主轴部35的轴心偏移规定量。

两个偏心部36、37由位于上侧的第一偏心部36和位于下侧的第二偏心部37构成。第一偏心部36的轴心与第二偏心部37的轴心位于夹着主轴部35的轴心彼此错开大约180°的位置上。也就是说，第一偏心部36和第二偏心部37与主轴部35相连结，并且第一偏心部36和第二偏心部37的旋转角的相位彼此相反。

〈压缩机构〉

参照图1～图4对压缩机构40的结构进行说明。图2是压缩机构40的水平剖视图。

压缩机构40由驱动机构30驱动着对流体进行压缩。压缩机构40具有第一压缩部41和第二压缩部51。在第一压缩部41和第二压缩部51中，制冷剂回路中的低压制冷剂被分别压缩成高压制冷剂。

如图1所示，压缩机构40从上侧朝向下侧依次具有前气缸盖42、第一气缸43、中板44、第二气缸53及后气缸盖52。中板44为第一压缩部41和第二压缩部51所共用。

〔第一压缩部〕

第一压缩部41设置在压缩机构40的上部。第一压缩部41具有前气缸盖42、第一气缸43、中板44、第一活塞45、第一叶片46及第一衬套47。

[前气缸盖]

前气缸盖42固定在壳体20的躯干部21上。在前气缸盖42的中央部，形成有朝驱动轴32的轴向上侧延伸的凸缘部42a。在前气缸盖42的凸缘部42a的内周面，形成有支承着驱动轴32可进行旋转的主轴承42b。

在前气缸盖42上形成有第一排出口61。第一排出口61沿着轴向贯穿前气缸盖42的主体部。第一排出口61的始端与第一气缸室60的压缩室75连通，第一排出口61的终端与内部空间S连通。在第一排出口61上，设置有打开、关闭该第一排出口61的第一排出阀62。当第一气缸室60的压缩室75的内压在规定值以上时，第一排出阀62就使第一排出口61开放。

[第一气缸]

第一气缸43固定在壳体20的躯干部21上。在第一气缸43的内部形成有第一气缸室60。第一气缸室60的上端被前气缸盖42封住，第一气缸室60的下端被中板44封住。第一气缸室60的内周面形状的具体情况见后述。

在第一气缸43的靠上止点侧的部分形成有第一衬套孔48。第一衬套孔48形成为沿驱动轴32的轴向贯穿第一气缸43的近似圆柱状。第一衬套孔48与第一气缸室60连通。

在第一气缸43的位于第一气缸室60的吸入室74侧的部分形成有第一吸入口63。第一吸入口63沿径向贯穿第一气缸43。第一吸入口63的始端与第一吸入管26连通，第一吸入口63的终端与第一气缸室60的吸入室74连通。

[中板]

中板44固定在壳体20的躯干部21上。中板44形成为近似环状，驱动轴32贯穿中板44的内部。

在中板44上形成有连接路64、第一引入口65及第二引入口66。连接路64在中板44的内部沿径向延伸。连接路64的始端与引入管28相连。连接路64的终端位于中板44的径向中间部。

第一引入口65从连接路64的终端开始朝轴向上侧延伸。第一引入口65的始端与连接路64连通，第一引入口65的终端与第一气缸室60的压缩室75连通。第二引入口66从连接路64的终端开始朝轴向下侧延伸。第二引入口66的始端与连接路64连通，第二引入口66的终端与第二气缸室70的压缩室75连通。

引入管28、连接路64及第一引入口65构成将中压制冷剂供向第一压缩部41的压缩室75的第一引入部67。引入管28、连接路64及第二引入口66构成将中压制冷剂供向第二压缩部51的压缩室75的第二引入部68。在此，中压制冷剂为制冷剂回路中的高压(相当于冷凝压力)和低压(相当于蒸发压力)之间的规定压力的制冷剂。

需要说明的是，本示例中的第一引入部67和第二引入部68共用引入管28及连接路64。不过，也可以分别对应第一引入部67和第二引入部68分开设置引入管28和连接路64。

[第一活塞]

第一活塞45布置在第一气缸室60内，并沿着第一气缸室60的内周面进行旋转运动。第一活塞45形成为在其内部嵌合有第一偏心部36的近似环状。第一活塞45的外周面形状的具体情况见后述。

[第一叶片]

第一叶片46与第一活塞45设置为一体。第一叶片46与第一活塞45的外周面的靠第一衬套孔48附近(上止点侧)的部分连结。第一叶片46形成为从第一活塞45的外周面朝第一气缸室60的径向外侧突出的板状。第一叶片46将第一气缸室60划分成吸入室74和压缩室75。第一叶片46构成为：当第一活塞45进行旋转运动时，该第一叶片46进行摆动运动。

[第一衬套]

一对第一衬套47插入到第一衬套孔48的内部。一对第一衬套47的垂直于轴的剖面形成为近似半圆形，并且一对第一衬套47插入到第一衬套孔48的内部。

一对第一衬套47被布置成各自的平面彼此相向。第一叶片46以可进退的方式插入到上述平面之间。也就是说，第一衬套47一边以第一叶片46可进退的方式保持着该第一叶片46，一边在第一衬套孔48的内部进行摆动。

〔第二压缩部〕

第二压缩部51设置在压缩机构40的下部。第二压缩部51具有中板44、后气缸盖52、第二气缸53、第二活塞55、第二叶片56及第二衬套57。

[后气缸盖]

后气缸盖52固定在壳体20的躯干部21上。在后气缸盖52的中央部，形成有朝驱动轴32的轴向下侧延伸的凸缘部52a。在后气缸盖52的凸缘部52a的内周面，形成有支承着驱动轴32可进行旋转的副轴承52b。

在后气缸盖52上形成有第二排出口71。第二排出口71沿着轴向贯穿后气缸盖52的主体部。第二排出口71的始端与第二气缸室70的压缩室75连通，第二排出口71的终端与内部空间S连通。在第二排出口71上，设置有打开、关闭该第二排出口71的第二排出阀72。当第二气缸室70的压缩室75的内压在规定值以上时，第二排出阀72就使第二排出口71开放。

[第二气缸]

第二气缸53的基本结构与第一气缸43相同。第二气缸53固定在壳体20的躯干部21上。在第二气缸53的内部形成有第二气缸室70。第二气缸室70的上端被中板44封住，第二气缸室70的下端被后气缸盖52封住。第二气缸室70的内周面形状的具体情况见后述。

在第二气缸53的靠上止点侧的部分形成有第二衬套孔58。第二衬套孔58形成为沿驱动轴32的轴向贯穿第二气缸53的近似圆柱状。第二衬套孔58与第二气缸室70连通。

在第二气缸53的位于第二气缸室70的吸入室74侧的部分形成有第二吸入口73。第二吸入口73沿径向贯穿第二气缸53。第二吸入口73的始端与第二吸入管27连通，第二吸入口73的终端与第二气缸室70的吸入室74连通。

[第二活塞]

第二活塞55的基本结构与第一活塞45相同。第二活塞55布置在第二气缸室70内，并沿着第二气缸室70的内周面进行旋转运动。第二活塞55形成为在其内部嵌合有第二偏心部37的近似环状。第二活塞55的外周面形状的具体情况见后述。

第二活塞55的旋转角的相位和第一活塞45的旋转角的相位彼此相反。也就是说，第一活塞45和第二活塞55的旋转角彼此错开大约180°。

[第二叶片]

第二叶片56的基本结构与第一叶片46相同。第二叶片56与第二活塞55设置为一体。第二叶片56与第二活塞55的外周面的靠第二衬套孔58附近(上止点侧)的部分连结。第二叶片56形成为从第二活塞55的外周面朝第二气缸室70的径向外侧突出的板状。第二叶片56将第二气缸室70划分成吸入室74和压缩室75。第二叶片56构成为：当第二活塞55进行旋转运动时，该第二叶片56进行摆动运动。

[第二衬套]

第二衬套57的基本结构与第一衬套47相同。一对第二衬套57插入到第二衬套孔58的内部。一对第二衬套57的与驱动轴32垂直的剖面形成为近似半圆形，并且一对第二衬套57插入到第二衬套孔58的内部。

一对第二衬套57被布置成各自的平面彼此相向。第二叶片56以可进退的方式插入到上述平面之间。也就是说，第二衬套57一边以第二叶片56可进退的方式保持着该第二叶片56，一边在第二衬套孔58的内部进行摆动。

－运转动作－

参照图1～图4来对压缩机10的基本运转动作进行说明。

当电动机31通上电时，转子34进行旋转。驱动轴32、各个偏心部36、37及各个活塞45、55随之旋转。其结果是，制冷剂在第一压缩部41和第二压缩部51中得到压缩，从而在制冷剂回路中进行制冷循环。也就是说，制冷剂回路中的低压制冷剂在第一吸入管26和第二吸入管27中并流，然后分别在第一压缩部41和第二压缩部51中得到压缩。已在各个压缩部41、51中被压缩后的制冷剂(高压制冷剂)流向内部空间S，然后流经排出管24后流向制冷剂回路。

〈第一压缩部的动作〉

在第一压缩部41中，依次反复地进行吸气行程、压缩行程及排气行程。

当处于图3(B)所示状态的第一活塞45按照图3(C)、图3(D)和图3(A)的顺序旋转时，吸入室74的容积逐渐扩大，低压制冷剂被逐渐吸入到吸入室74中(吸气行程)。该吸气行程进行到第一活塞45与第一气缸室60之间的密封点即将完全通过第一吸入口63为止。

当密封点通过第一吸入口63时，曾为吸入室74的空间便成为压缩室75。当处于图3(A)所示状态的第一活塞45按照图3(B)、图3(C)的顺序旋转时，压缩室75的容积逐渐减小，制冷剂在压缩室75中不断被压缩(压缩行程)。然后，当压缩室75的内压在规定值以上时，第一排出阀62打开，从而压缩室75内的制冷剂就通过第一排出口61被排向内部空间S(排气行程)。

〈第二压缩部的动作〉

在第二压缩部51中，依次反复地进行吸气行程、压缩行程及排气行程。第二活塞55以与第一活塞45错开180°的相位在第二气缸室70中旋转。

当处于图4(D)所示状态的第二活塞55按照图4(A)、图4(B)和图4(C)的顺序旋转时，吸入室74的容积逐渐扩大，低压制冷剂被逐渐吸入到吸入室74中(吸气行程)。该吸气行程进行到第二活塞55与第二气缸室70之间的密封点即将完全通过第二吸入口73为止。

当密封点通过第二吸入口73时，曾为吸入室74的空间便成为压缩室75。当处于图4(C)所示状态的第二活塞55按照图4(D)、图4(A)的顺序旋转时，压缩室75的容积逐渐减小，制冷剂在压缩室75中不断被压缩(压缩行程)。然后，当压缩室75的内压在规定值以上时，第二排出阀72打开，从而压缩室75内的制冷剂就通过第二排出口71被排向内部空间S(排气行程)。

〈注入动作〉

在空调装置的高负荷运转条件下、或者在制冷循环的高低压力差较大的条件下，进行将中压制冷剂从各个引入部67、68引入各个气缸室60、70的动作(亦称作注入动作)。

第一引入部67将中压制冷剂引入第一气缸室60的压缩室75中。具体而言，流入到引入管28中的中压制冷剂通过连接路64、第一引入口65后，被引入第一气缸室60的压缩室75。由此，与不引入中压制冷剂的情况相比，在第一气缸室60的压缩室75中，会在稍早的相位进行压缩工作。

第二引入部68将中压制冷剂引入第二气缸室70的压缩室75中。具体而言，流入到引入管28中的中压制冷剂通过连接路64、第二引入口66后，被引入第二气缸室70的压缩室75。由此，与不引入中压制冷剂的情况相比，在第二气缸室70的压缩室75中，会在稍早的相位进行压缩工作。

〈压缩行程的结束时刻或者排气行程的开始时刻〉

当处于引入中压制冷剂的较高负荷的运转条件时，在各个压缩部41、51中，各个活塞45、55的旋转角在大于180°的规定的旋转角θ2下，压缩行程结束，同时排气行程开始。该旋转角θ2根据运转条件的不同而产生变化。在不将中压制冷剂从引入部67、68引入气缸室60、70的情况下，该θ2可以在例如180°＜θ2＜250°的范围内变化。

〈活塞外周面的具体形状〉

参照图2及图5对本实施方式所涉及的活塞45、55的具体形状进行说明。

各个活塞45、55的外周面呈其在图2中的上下方向上的长度比左右方向上的长度短的近似椭圆形或近似卵形。各个活塞45、55具有：夹着各个叶片46、56的基部朝吸入侧(图2的右侧)鼓起的第一鼓起部81、和夹着各个叶片46、56的基部朝排出侧(图2的左侧)鼓起的第二鼓起部82。各个活塞45、55的外周面呈其下止点侧的圆弧面比其它部分平缓的形状。

边参照图5，边对各个活塞45、55的外周面的形状进行更详细的说明。

在各个活塞45、55的外周面，从叶片46、56的基部开始沿顺时针方向形成有吸入侧圆弧面C0、第一圆弧面C1、第二圆弧面C2、第三圆弧面C3、第四圆弧面C4、第五圆弧面C5及排出侧圆弧面C6。也就是说，这些圆弧面C0～C6在周向上连接起来，从而构成了各个活塞45、55。规定好这些圆弧面C0～C6的曲率半径R0～R6及圆弧中心M0～M6，以便使这些圆弧面C0～C6相互平滑地连接起来。

〔吸入侧圆弧面〕

吸入侧圆弧面C0从叶片46、56的吸入侧基部开始沿顺时针方向(以下亦称作正转方向)形成了规定范围。吸入侧圆弧面C0的圆弧中心M0在叶片46、56的宽度方向(图5中的左右方向)的中间线上位于隔着驱动轴32与叶片46、56相反一侧的规定部位。在活塞45、55的旋转角从大约0°到大约15°的范围内，在吸入侧圆弧面C0与气缸43、53之间形成了密封点。

〔第一圆弧面〕

在吸入侧圆弧面C0与第二圆弧面C2之间连续形成有第一圆弧面C1。第一圆弧面C1的圆弧中心M1位于通过吸入侧圆弧面C0的圆弧中心M0和吸入侧圆弧面C0的正转方向侧端部的假想线上。在活塞45、55的旋转角从大约15°到大约60°的范围内，在第一圆弧面C1与气缸43、53之间形成了密封点。

〔第二圆弧面〕

在第一圆弧面C1与第三圆弧面C3之间连续形成有第二圆弧面C2。第二圆弧面C2包括在旋转角为90°的状态下活塞45、55与气缸43、53形成了密封点的部分(经由油膜而实质上接触的部分)。第二圆弧面C2的圆弧中心M2位于通过第一圆弧面C1的圆弧中心M1和第一圆弧面C1的正转方向侧端部的假想线上。在活塞45、55的旋转角从大约60°到大约140°的范围内，在第二圆弧面C2与气缸43、53之间形成了密封点。

〔第三圆弧面〕

在第二圆弧面C2与第四圆弧面C4之间连续形成有第三圆弧面C3。第三圆弧面C3包括在旋转角为180°的状态(下止点状态)下活塞45、55与气缸43、53形成了密封点的部分(经由油膜而实质上接触的部分)。第三圆弧面C3的圆弧中心M3位于通过第二圆弧面C2的圆弧中心M2和第二圆弧面C2的正转方向侧端部的假想线上。在活塞45、55的旋转角从大约140°到大约220°的范围内，在第三圆弧面C3与气缸43、53之间形成了密封点。当相邻的压缩室75处于排气行程中时，第三圆弧面C3与气缸43、53之间形成了密封点。

〔第四圆弧面〕

在第三圆弧面C3与第五圆弧面C5之间连续形成有第四圆弧面C4。第四圆弧面C4包括在旋转角为270°的状态下活塞45、55与气缸43、53形成了密封点的部分(经由油膜而实质上接触的部分)。第四圆弧面C4的圆弧中心M4位于通过第三圆弧面C3的圆弧中心M3和第三圆弧面C3的正转方向侧端部的假想线上。在活塞45、55的旋转角从大约220°到大约300°的范围内，在第四圆弧面C4与气缸43、53之间形成了密封点。

〔第五圆弧面〕

在第四圆弧面C4与排出侧圆弧面C6之间连续形成有第五圆弧面C5。第五圆弧面C5的圆弧中心M5位于通过第四圆弧面C4的圆弧中心M4和第四圆弧面C4的正转方向侧端部的假想线上。在活塞45、55的旋转角从大约300°到大约345°的范围内，在第五圆弧面C5与气缸43、53之间形成了密封点。

〔排出侧圆弧面〕

排出侧圆弧面C6从叶片46、56的排出侧基部开始沿逆时针方向(以下亦称作反转方向)形成了规定范围。排出侧圆弧面C6的圆弧中心M6与吸入侧圆弧面C0的圆弧中心M0相一致。在活塞45、55的旋转角从大约345°到大约360°的范围内，在排出侧圆弧面C6与气缸43、53之间形成了密封点。

〔曲率半径的关系〕

对各个圆弧面C0～C6的曲率半径的尺寸关系进行说明。

第三圆弧面C3的曲率半径R3大于第一圆弧面C1的曲率半径R1及第五圆弧面C5的曲率半径R5。第一圆弧面C1的曲率半径R1及第五圆弧面C5的曲率半径R5大于第二圆弧面C2的曲率半径R2及第四圆弧面C4的曲率半径R4。第一圆弧面C1的曲率半径R1与第五圆弧面C5的曲率半径R5相等。第二圆弧面C2的曲率半径R2与第四圆弧面C4的曲率半径R4相等。

吸入侧圆弧面C0的曲率半径R0及排出侧圆弧面C6的曲率半径R6大于第三圆弧面C3的曲率半径R3。吸入侧圆弧面C0的曲率半径R0与排出侧圆弧面C6的曲率半径R6相等。

〈气缸的内周面形状〉

如图2所示，各个气缸43、53的内周面具有与各个活塞45、55的外周面对应的形状。也就是说，各个气缸43、53的内周面形状是根据进行旋转的各个活塞45、55的包络线而规定的。各个气缸43、53的内周面呈其在图2中的上下方向上的长度比左右方向上的长度短的近似椭圆形或近似卵形。

〈压缩室的容积变化率的特性〉

在本实施方式所涉及的压缩机10中，规定了各个活塞45、55的形状，以便能够获得下述容积变化率的特性(profile)。

图6示出了当活塞45、55每旋转一周，一个压缩室75的容积变化率[mm³/rad]的变化情况。图6中的实线表示本实施方式，图6中的虚线表示比较例1(具有已知的圆形活塞的压缩机)。

本实施方式的容积变化率为：在第一圆弧面C1与气缸43、53接触的范围内为“稍平缓”，在第二圆弧面C2与气缸43、53接触的范围内为“稍陡峭”，在第三圆弧面C3与气缸43、53接触的范围内为“平缓”，在第四圆弧面C4与气缸43、53接触的范围内为“稍陡峭”，在第五圆弧面C5与气缸43、53接触的范围内为“稍平缓”。

本实施方式的活塞45、55的外周面形状构成为下述形状，即：该形状保证：在从活塞45、55的规定的旋转角θ1开始到压缩行程结束时的旋转角θ2为止的范围(图6中标有斜线的区域A1)内，容积变化率不会变小。在此，该压缩行程结束时的旋转角θ2为：当处于在较高负荷的运转条件下不将中压制冷剂从引入部67、68引入压缩室75的运转条件时，压缩行程结束时的旋转角。例如在图6的示例中，θ1为大约180°，θ2为大约215°。若θ1是比θ2小规定的旋转角的值，则θ1也可以为180°以外的值。θ2根据运转条件的变化而改变，不过其只要是在180°＜θ2＜250°的范围内的任一旋转角即可。

在图6的示例中，规定了活塞45、55的外周面形状，以保证在区域A1中即使旋转角增大，容积变化率也不会减小。而且，在图6的示例中，规定了活塞45、55的外周面形状，以保证在区域A1中容积变化率随着旋转角增大而增大。

〈转矩脉动的抑制作用〉

就本实施方式所涉及的压缩机10而言，谋求减小压缩转矩的波动(所谓的转矩脉动)。参照图6～图11对这一点进行详细的说明。

首先，在本实施方式的压缩机10中，使第一活塞45和第二活塞55的旋转角的相位彼此相反。由此，能够使整个压缩机10的压缩转矩实现平滑化，从而能够减小压缩转矩的波动幅度。

压缩转矩与容积变化率和气缸室的内压成正比。如图9中的双点划线所示，比较例1的压缩室的内压随着旋转角增大而增大，并且在排气行程即将开始之前达到最大值。另一方面，如图6中的双点划线所示的那样，比较例1的容积变化率在旋转角为大约180°时达到峰值。在每个旋转角下，上述内压与容积变化率的乘积表示压缩转矩的波动特性。

比较例1(活塞的外周面为正圆形的压缩机)的压缩转矩如图8中的双点划线所示的那样，由于旋转角增大而使得压缩转矩急剧上升，并且在排气行程即将开始前达到峰值。之后，随着旋转角增大，压缩转矩急剧下降，并且当旋转角达到360°时，压缩转矩几乎为零。因此，在比较例1中，当驱动轴旋转一周时，压缩转矩会产生大幅度波动。

相对于此，在本实施方式中，如图3和图4所示，使各个压缩部41、51的活塞45、55的旋转角的相位错开180°。因此，将两个压缩部41、51的压缩转矩合成起来的合成转矩(参照图7中的实线)就会比图8中的比较例1平滑。由此，能够减小作为整个压缩机10的压缩转矩的波动幅度。

而且，在本实施方式的压缩机10中，由于使活塞45、55的外周面的下止点附近的圆弧面(第三圆弧面C3)形成为平缓的圆弧面，因而能够进一步减小压缩转矩的波动幅度。也就是说，如图6所示，在旋转角180°附近，本实施方式的压缩室75的容积变化率较小。因此，与比较例1的容积变化率相比，本实施方式的容积变化率在旋转角180°附近的最大值(峰值)减小。因此，如图7所示，整个压缩机10的压缩转矩的峰值也得到抑制，而使得压缩转矩的波动幅度进一步减小。

进而，在本实施方式的压缩机10中，由于将中压制冷剂引入压缩室75中，所以能够进一步减小压缩转矩的波动幅度。具体而言，就例如具有与本实施方式相同的非圆形活塞的压缩部而言，在不引入中压制冷剂的结构(比较例2)下，气缸室的内压如图11中的一点划线所示的那样发生变化，并且压缩转矩如图10中的一点划线那样发生变化。相对于此，当如本实施方式那样将中压制冷剂引入各个气缸室(*)时，如图10及图11中的实线所示，在各个气缸室(*)中压缩行程的压缩工作的时刻提早，从而内压便会从较比较例2早的旋转角开始上升。因此，在本实施方式中，例如旋转角为大约90°左右的压缩转矩大于比较例2的压缩转矩。因此，如图7中的实线所示，由于引入中压制冷剂，因而能够增大本实施方式的压缩机10的合成转矩的最小值。由此，在本实施方式中，与图7所示的比较例2(具有非圆形活塞但不向其中引入中压制冷剂的两个压缩部)相比，能够进一步减小合成转矩的波动幅度。

此外，就如本实施方式那样具有非圆形活塞45、55的压缩部41、51而言，当引入中压制冷剂时，与向具有正圆形活塞的压缩部引入中压制冷剂的情况相比，能够有效地减小压缩转矩的最大值(峰值)。边参照图6、图8～图10，边对这一点进行详细的说明。

首先，就活塞的外周面为正圆形的压缩机而言，对不引入中压制冷剂的情况(比较例1)和引入中压制冷剂的情况(比较例3)进行比较。如图8和图9所示，当引入中压制冷剂时，由于进行压缩工作的时刻提早，使得进行排气行程的时刻亦提早。由此，在比较例3中气缸室的内压达到峰值的旋转角较比较例1的该旋转角早(小)。

另一方面，在比较例1(比较例3亦同)中，如图6所示，在从θ1(例如180°)开始到压缩结束时的旋转角θ2为止的范围(区域A1)内，容积变化率随旋转角增大而减小。因此，当由于引入中压制冷剂而使得气缸室的内压达到峰值的旋转角变小时，与该旋转角相对应的容积变化率增大，进而该旋转角下的压缩转矩增大。其结果是，当将中压制冷剂引入具有正圆形活塞的压缩部时，如图8中的ΔT所示，压缩转矩的最大值增大，使得减小压缩转矩的波动幅度的效果变小。

相对于此，当如本实施方式那样将中压制冷剂引入具有非圆形活塞45、55的压缩机10中时，能够抑制上述压缩转矩的最大值增大。

也就是说，在本实施方式(比较例2亦同)中，如图6所示在区域A1中即使旋转角增大，容积变化率也没有减小，相反地该容积变化率增大。换言之，在本实施方式或比较例2中，在区域A1中旋转角越小，容积变化率亦越小。由此，即使由于引入中压制冷剂而使得气缸室(*)的内压达到峰值的旋转角减小，与该旋转角相对应的容积变化率或压缩转矩也不会增大。由此，在本实施方式中，不会出现因引入中压制冷剂而导致压缩转矩的最大值(例如图10中的T1)增大的情况。因此，在本实施方式中能够有效地减小压缩转矩的波动幅度。

－实施方式的效果－

在实施方式中，使活塞45、55的下止点附近的第三圆弧面C3成为比相邻的第二圆弧面C2和第四圆弧面C4平缓的形状。也就是说，就活塞45、55而言，第三圆弧面C3的曲率半径R3大于第二圆弧面C2的曲率半径R2和第四圆弧面C4的曲率半径R4。由此，能够减小活塞45、55通过下止点附近时的容积变化率，进而能够减小压缩转矩的最大值。同时，能够通过将中压制冷剂引入压缩室75，来增大压缩转矩的最小值。其结果是，即使在例如制冷剂的高低压力差较大的条件下，也能够有效地减小压缩转矩的波动幅度，从而能够可靠地减小振动及噪音。

如图6所示，由于活塞45、55构成为：保证在从θ1到θ2的范围内容积变化率不会下降，因而能够抑制如图8所示的那样由于将中压制冷剂引入压缩室中而导致压缩转矩的最大值增大。特别是在本实施方式中，由于在从θ1到θ2的范围内容积变化率增大，因而能够可靠地抑制压缩转矩的最大值增大。

《实施方式的变形例》

在图12所示的变形例中，活塞45、55的形状与上述实施方式不同。与上述实施方式相同，该变形例为近似椭圆形或近似卵形。各个活塞45、55的外周面呈下止点侧圆弧面(第三圆弧面C3)比其它部分(第二圆弧面C2、第四圆弧面C4)平缓的形状。

具体而言，在变形例中，第三圆弧面C3的曲率半径R3大于第二圆弧面C2的曲率半径R2和第四圆弧面C4的曲率半径R4。第二圆弧面C2的曲率半径R2及第四圆弧面C4的曲率半径R4大于第一圆弧面C1的曲率半径R1及第五圆弧面C5的曲率半径R5。在上述结构下，压缩室75的容积变化率按照“稍陡峭”、“稍平缓”、“平缓”、“稍平缓”、“稍陡峭”的顺序发生变化。

如图13所示，在下止点附近的相位期间，变形例的容积变化率小于比较例1且大致恒定。也就是说，在变形例中，从θ1(例如旋转角180°)开始到压缩结束时的旋转角θ2(180°＜θ2＜250°)为止的区域A1中，容积变化率恒定并没有下降。在该结构下，也能够抑制将中压制冷剂引入压缩室75中而导致压缩转矩的最大值增大的情况出现。

除此以外的作用和效果与上述实施方式相同。

《其它实施方式》

只要能够使下止点附近的容积变化率低于圆形活塞式(图6中的比较例1)的容积变化率即可，也可以采用与图5、图12所示的活塞45、55不同的形状。在该情况下，活塞45、55优选采用特别是在从θ1开始到θ2为止的区域A1中不使容积变化率下降的那样的形状。进而，θ1优选为180°。θ2优选为180<θ2<250°，更优选为θ2＝220°。

《实施方式的其它变形例》

〈其它变形例1〉

在其它变形例1中，用以进行注入动作的机构与上述实施方式不同。

压缩机构40具有用以在各个压缩部41、51进行注入动作的注入机构160。参照图14～图16对注入机构160的结构进行说明。注入机构160包括：用于将中压流体引入各个气缸室60、70(严格地说为压缩室75)的引入路161、和用以打开、关闭引入路161的开关机构170。本实施方式的引入路161和开关机构170都设置在中板44中。

引入路161包括：从中板44的外周缘部开始朝内部延伸的主引入路162、和从该主引入路162的终端开始一分为二的两条分流路163、164。

主引入路162沿着中板44的通孔44a的内周面的切线方向延伸，以免与该通孔44a相干涉。主引入路162的终端位于两个气缸室60、70的靠排出侧的部分之间。主引入路162包括大直径流路165和小直径流路166。大直径流路165构成主引入路162的上游侧流路。引入管28插通大直径流路165。小直径流路166构成主引入路162的下游侧流路。两条分流路163、164与小直径流路166连通。小直径流路166与大直径流路165同轴，并构成为具有比大直径流路165小的直径。

阀套(valve guard)167嵌合在大直径流路165与小直径流路166的连接部。阀套167形成为与主引入路162同轴的扁平环状，并使大直径流路165和小直径流路166连通。阀套167具有圆筒状大直径部168、和直径比该大直径部168小的圆筒状小直径部169。大直径部168嵌合在大直径流路165的终端，小直径部169嵌合在小直径流路166的始端。小直径部169的顶端面构成与处于关闭状态的阀体171接触的接触面。

两条分流路163、164由与第一气缸室60连通的第一分流路163、和与第二气缸室70连通的第二分流路164构成。第一分流路163从小直径流路166开始朝着第一气缸室60向上方延伸。第二分流路164从小直径流路166开始朝着第二气缸室70向下方延伸。各条分流路163、164形成为各自的轴心沿铅直方向延伸的圆柱状。

第一分流路163的终端构成朝第一气缸室60敞开的开口面(第一注入口163a(第一引入部))(参照图15)。第二分流路164的终端构成朝第二气缸室70敞开的开口面(第二注入口164a(第二引入部))。优选将各个注入口163a、164a设置在相对应的气缸室60、70的θ1的范围内。在此，θ1的范围优选为当以图14中的L线为基准时以气缸室60、70的中心为O的顺时针方向180°～360°的范围。需要说明的是，可以说L线位于将气缸室60、70的中心O和当活塞45、55位于上止点时的密封点P连结起来的假想平面中。

开关机构170具有阀体171、阀座172、弹簧173、连接空间174和连通槽180。

阀体171布置在阀收纳部175的内部。阀收纳部175由在阀套167与阀座172之间延伸的圆筒状内周面构成。阀体171具有筒部171a和封闭部171b。筒部171a形成为沿着阀收纳部175的壁面延伸的圆筒状。封闭部171b将筒部171a的轴向两端中阀套167侧的端部封闭起来。当阀体171处于关闭状态时，封闭部171b与阀套167接触。

在阀体171的内部划分出背压室176。也就是说，阀体171将引入路161与背压室176隔开。从连通槽180引入的制冷剂(低压)的压力作用于背压室176。阀体171的内部也构成弹簧173的收纳空间。

阀体171构成为：根据引入路161与背压室176的压力差，在使引入路161开启的位置(图15所示的位置)、与将引入路161关闭起来的位置(图16所示的位置)之间进行往复运动。具体而言，当阀体171位于关闭位置时，就处于封闭部171b与阀套167接触，同时筒部171a封闭住第一分流路163和第二分流路164的各个流入口的状态。当阀体171位于开启位置时，第一分流路163和第二分流路164的各个流入口露出，而使得各条分流路163、164与主引入路162连通。

阀座172保持在阀体171与连接空间174之间的台阶部处。阀座172形成为在外周面具有台阶的圆筒状。阀座172具有彼此同轴的大直径阀座部177和小直径阀座部178。在大直径阀座部177形成了与阀体171及弹簧173接触的接触面。小直径阀座部178面向连接空间174。在阀座172的内部形成有与阀座172的轴心同轴的连通孔179。连通孔179使背压室176与连接空间174连通。

弹簧173设置在阀体171与阀座172之间。弹簧173构成朝阀套167侧对阀体171施力的施力部。弹簧173的一端与阀体171的封闭部171b抵接。弹簧173的另一端与阀座172的大直径阀座部177抵接。

连接空间174由与引入路161同轴的圆柱状空间构成。连接空间174的直径比引入路161的直径小。

连通槽180是用来使吸入室74与背压室176连通的通路。连通槽180形成在中板44的轴向端面上。本实施方式的连通槽180形成在中板44的轴向端面中与第一气缸室60相向的面(位于上侧的面)上。连通槽180具有：位于比第一气缸室60更靠径向外侧的圆弧槽181、和从圆弧槽181的一端开始朝径向内侧延伸的横向槽182。

圆弧槽181形成为沿着第一气缸室60的内周面延伸的圆弧状。圆弧槽181的曲率半径大于第一气缸室60的曲率半径。从图4及图5所示的轴向看去，第一气缸室60的内周面与圆弧槽181彼此平行。圆弧槽181的上侧开放部被第一气缸43的下表面封住。

圆弧槽181的始端位于第一气缸室60的吸入室74或第一吸入口63的附近。当以图14中的L线为基准时，圆弧槽181的终端位于相当于第三象限的部位。圆弧槽181的终端位于在轴向(上下方向)上与连接空间174重叠的位置上。圆弧槽181的终端与连接空间174经由上下延伸的纵向孔183而彼此连通。

横向槽182的径向外侧端部与圆弧槽181的始端相连。横向槽182的径向内侧端部位于比第一气缸室60的内周面靠径向内侧的位置上。也就是说，横向槽182的径向内侧端部位于与第一气缸室60的吸入室74连通的位置上。

横向槽182的朝吸入室74敞开的开口面构成引入口182a。引入口182a优选设置在相对应的气缸室60、70的θ2的范围内。在此，θ2的范围优选为当以L线为基准时的顺时针方向0°～30°的范围。

连通孔179、连接空间174、纵向孔83b、连通槽180、横向槽182及引入口182a构成用以使低压压力作用于背压室的连通路185。

－注入动作－

在制冷剂回路的制冷循环中，例如在制冷运转时适当地进行注入动作。当执行注入动作时，中压制冷剂被引入压缩机10的引入管28。

在注入机构160中，阀体171的背面侧背压室176与第一气缸室60的吸入室74经由连通路185连通。具体而言，背压室176经由连通孔179、连接空间174、纵向孔83b、连通槽180、横向槽182及引入口182a与第一气缸室60的吸入室74连通。由此，背压室176内的压力便成为与制冷剂回路中的吸入压力(低压压力)相等的压力。

另一方面，当中压制冷剂被引入到引入管28中时，引入路161内的压力亦成为中间压力。其结果是，引入路161内的压力与背压室176内的压力之间的压力差ΔP较大，图16所示状态的阀体171抵抗住弹簧173的施力朝阀座172侧移动。其结果是，如图15所示，阀体171成为与阀座172接触的状态，并且第一分流路163和第二分流路164与主引入路162连通。在该状态下，已流入到主引入路162中的中压制冷剂朝第一分流路163和第二分流路164分流。在第一分流路163中流动的制冷剂经由第一注入口163a被引入第一气缸室60的处于压缩过程中的压缩室75内。在第二分流路164中流动的制冷剂经由第二注入口164a被引入第二气缸室70的处于压缩过程中的压缩室75内。

当使注入动作停止时，引入管28与压缩机10的吸入管线(吸入管26、27)连通。其结果是，引入路161内的压力便会与压缩机10的吸入压力(低压压力)相等。于是，引入路161内的压力与背压室176内的压力之间的压力差ΔP变小，图15所示状态的阀体171在弹簧173的施力作用下朝阀套167侧移动。其结果是，如图16所示，阀体171成为与阀套167接触的状态，并且第一分流路163和第二分流路164被封闭住。其结果是，中压制冷剂便不被引入到各个压缩室75中。

－变形例1的效果－

在变形例1中，用于将低压制冷剂引入阀体171的背面侧的连通路185的一部分由连通槽180构成。在中板44的轴向端面(上表面)上，能够很容易地利用槽加工方式形成连通槽180。由此，能够谋求实现连通路185的结构简化、及谋求降低加工成本。

在注入机构160中，使第一气缸室60的吸入室74内的压力作用于背压室176。由此，就能够根据制冷剂的低压压力和中压压力之间的压力差，在开启位置和关闭位置之间可靠地驱动阀体171。其结果是，能够可靠地对注入动作进行切换。

在注入机构160中，引入路161、阀体171及连通路185都设置在中板44中。其结果是，能够在引入路161、阀体171及连通路185不与气缸室60、70干涉的情况下，充分确保它们的设置空间。此外，因为用以构成连通路185的各条通路的连接都是在中板44的内部完成的，所以能够谋求进一步简化注入机构160。

连通槽180具有沿着气缸室60、70的内周面延伸而成的形状。也就是说，连通槽180形成为从椭圆或卵形圆上切除排出侧部分后所成的圆弧状。在中板44，开关机构170的至少一部分设置于在轴向上与气缸室60、70的排出侧鼓起部分相重叠的部分上。由此，能够充分确保用于设置开关机构170的空间。

〈其它变形例2〉

在其它变形例1中，在中板44的上表面形成了连通槽180，并且使第一气缸室60的吸入室74与背压室176经由连通槽180连通。不过，也可以在中板44的下表面形成连通槽180，并且使第二气缸室70的吸入室74与背压室176经由连通槽180连通。

此外，也可以将引入路161及开关机构170设置在构成封闭部件的前气缸盖42上。在该情况下，在前气缸盖42的下表面形成了连通槽180，并且使在前气缸盖42的内部形成的背压室176与第一气缸室60的吸入室74经由连通槽180连通。

此外，也可以将引入路161及开关机构170设置在构成封闭部件的后气缸盖52上。在该情况下，在后气缸盖52的上表面形成了连通槽180，并且使在后气缸盖52的内部形成的背压室176与第二气缸室70的吸入室74经由连通槽180连通。

〈其它变形例3〉

图17所示的其它变形例3在上述实施方式的基础上，设置了与各个气缸43、53一一对应的两根引入管28a、28b。也就是说，在变形例3中，包括与第一气缸43对应的第一引入管28a、和与第二气缸53对应的第二引入管28b。第一引入管28a经由沿径向贯穿第一气缸43的流路(第一引入部67)与第一气缸室60连通。第二引入管28b经由和第二气缸53相对应的流路(第二引入部68)与第二气缸室70连通。并且，在第一引入管28a中流动的中压制冷剂被送向第一气缸室60的压缩室75，在第二引入管28b中流动的中压制冷剂被送向第二气缸室70的压缩室75。

－产业实用性－

综上所述，本发明对于摆动活塞式压缩机很有用。

Claims (4)

1.一种摆动活塞式压缩机，其特征在于：

所述摆动活塞式压缩机包括两个摆动式压缩部(41、51)，两个所述压缩部(41、51)分别具有形成气缸室(60、70)的气缸(43、53)、收纳在该气缸室(60、70)内的活塞(45、55)、以及与该活塞(45、55)设置为一体的叶片(46、56)，并且该叶片(46、56)进行摆动，同时所述活塞(45、55)在所述气缸室(60、70)中旋转，

两个所述压缩部(41、51)构成为：各自的活塞(45、55)的相位彼此相反，

各个所述活塞(45、55)具有非圆形的外周面形状，并且所述气缸室(60、70)具有根据做旋转运动的所述活塞(45、55)的外周面的包络线而规定的内周面形状，

所述摆动活塞式压缩机进一步包括分别向各个所述压缩部(41、51)的压缩室(75)引入中压制冷剂的引入部(67、68、163a、164a)，

所述压缩部(41、51)包括：封闭所述气缸室(60、70)的轴向上的开口面的封闭部件(42、44、52)，

所述摆动活塞式压缩机包括：用以将中压流体引入所述气缸室(60、70)的引入路(161)、和用以开启、关闭所述引入路(161)的开关机构(170)，

所述开关机构(170)具有被驱动着开启、关闭所述引入路(161)的阀体(171)、和使规定压力作用于该阀体(171)的背面侧背压室(176)的连通路(185)，并且该开关机构(170)构成为根据所述引入路(161)与所述背压室(176)的压力差来驱动所述阀体(171)，

所述连通路(185)包括连通槽(180)，该连通槽(180)形成在所述气缸(43、53)的轴向端面或所述封闭部件(42、44、52)的轴向端面上，且位于所述气缸室(60、70)的外周侧。

2.根据权利要求1所述的摆动活塞式压缩机，其特征在于：

所述连通路(185)使所述背压室(176)与所述气缸室(60、70)的吸入室(74)连通。

3.根据权利要求1或2所述的摆动活塞式压缩机，其特征在于：

所述引入路(161)及所述阀体(171)设置在所述封闭部件(42、44、52)的内部。

4.根据权利要求3所述的摆动活塞式压缩机，其特征在于：

所述连通槽(180)形成在所述封闭部件(42、44、52)的端面上。

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