JP2007138922A - Rotary fluid machine - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To increase operating efficiency by reducing fluid leakage in cylinder chambers 41, 42 during the operation in a rotary fluid machine 10. <P>SOLUTION: In the radial direction of the annular cylinder chambers 41, 42, a first space 6 formed between the end of an outer cylinder 40a and end plate members 37, 38 is smaller than a second space 7 formed between an annular piston 45 and an end plate part 47 and a third space 8 formed between an inner cylinder 40b and the end plate members 37, 48. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、環状のシリンダ室内において環状のピストンの内側と外側とがそれぞれ流体室になる回転式流体機械に関するものである。   The present invention relates to a rotary fluid machine in which an inner side and an outer side of an annular piston are fluid chambers in an annular cylinder chamber, respectively.

従来より、環状のシリンダ室を有するシリンダと、そのシリンダ室内に配置された環状ピストンとが相対的に偏心回転運動する回転式流体機械が知られている。この回転式流体機械では、環状のシリンダ室が環状ピストンによって内側と外側に区画され、それぞれが流体を圧縮又は膨張させる流体室になっている。このような回転式流体機械は、例えば冷媒回路を流通する冷媒を圧縮する圧縮機として使用される。   Conventionally, there is known a rotary fluid machine in which a cylinder having an annular cylinder chamber and an annular piston disposed in the cylinder chamber are relatively eccentrically rotated. In this rotary fluid machine, an annular cylinder chamber is divided into an inside and an outside by an annular piston, and each is a fluid chamber for compressing or expanding a fluid. Such a rotary fluid machine is used as, for example, a compressor that compresses refrigerant flowing through a refrigerant circuit.

特許文献１には、この種の回転式流体機械として回転式圧縮機が開示されている。この回転式圧縮機は、環状のシリンダ室が固定中心シリンダ部材と固定外周シリンダ部材とによって形成され、環状ピストンである環状旋回運動部材がシリンダ室内に配置されてそのシリンダ室を外側ポケットと内側ポケットとに区画している。この回転式圧縮機は、環状旋回運動部材が偏心回転運動するように構成されており、その環状旋回運動部材が偏心回転運動すると外側ポケットと内側ポケットとのそれぞれで流体を圧縮して吐出する。   Patent Document 1 discloses a rotary compressor as this type of rotary fluid machine. In this rotary compressor, an annular cylinder chamber is formed by a fixed central cylinder member and a fixed outer peripheral cylinder member, and an annular orbiting motion member, which is an annular piston, is arranged in the cylinder chamber, and the cylinder chamber is divided into an outer pocket and an inner pocket. It is divided into and. This rotary compressor is configured such that an annular swirl member moves eccentrically, and when the annular swirl member moves eccentrically, the fluid is compressed and discharged in each of the outer pocket and the inner pocket.

また、特許文献２にも、この種の回転式流体機械として回転式圧縮機が開示されている。この回転式圧縮機は、圧縮機構が、シリンダと環状ピストンとブレードと揺動ブッシュとを備えている。シリンダは、外側シリンダと内側シリンダとを備えている。外側シリンダと内側シリンダとの間には環状のシリンダ室が形成されている。内側シリンダには、駆動軸の偏心部が摺動自在に嵌め込まれている。環状ピストンは、円環の一部が分断されたＣ型形状に形成され、シリンダ室内に配置されている。ブレードは、環状ピストンの分断箇所において外側シリンダから内側シリンダまでシリンダ室の径方向線上に延びている。ブレードは、シリンダ室を高圧室と低圧室とに区画している。揺動ブッシュは、環状ピストンの分断箇所に設けられ、環状ピストンとブレードとを連結している。この回転式圧縮機では、駆動軸が回転して、シリンダが偏心回転運動すると、シリンダ室における環状ピストンの内側と外側とで流体が圧縮される。
特開平６−２８８３５８号公報 特開２００５−３３０９６２号公報 Patent Document 2 also discloses a rotary compressor as this type of rotary fluid machine. In this rotary compressor, the compression mechanism includes a cylinder, an annular piston, a blade, and a swing bush. The cylinder includes an outer cylinder and an inner cylinder. An annular cylinder chamber is formed between the outer cylinder and the inner cylinder. An eccentric portion of the drive shaft is slidably fitted into the inner cylinder. The annular piston is formed in a C shape in which a part of the annular ring is divided, and is disposed in the cylinder chamber. The blade extends on the radial line of the cylinder chamber from the outer cylinder to the inner cylinder at the dividing point of the annular piston. The blade partitions the cylinder chamber into a high pressure chamber and a low pressure chamber. The swinging bush is provided at a part where the annular piston is divided, and connects the annular piston and the blade. In this rotary compressor, when the drive shaft rotates and the cylinder rotates eccentrically, fluid is compressed between the inside and outside of the annular piston in the cylinder chamber.
JP-A-6-288358 JP-A-2005-330962

ところで、この種の回転式流体機械では、外側シリンダの先端に形成される隙間や、内側シリンダの先端に形成される隙間や、環状ピストンの先端に形成される隙間を通じて連通する空間の間の圧力差が、運転中にそれぞれ変化する。そして、各隙間を通じて連通する空間の間の圧力差が増大すると、圧力が高い空間から低い空間へ流体が移動し、シリンダ室における流体漏れが生じる。具体的に、環状ピストンの先端の隙間を通じて内側シリンダ室と外側シリンダ室と間で流体漏れが生じ、外側シリンダの先端の隙間を通じての外側シリンダ室とその外側の空間との間で流体漏れが生じ、内側シリンダの先端の隙間を通じての内側シリンダ室とその内側の空間との間で流体漏れが生じる。そして、このようなシリンダ室における流体漏れが生じると、回転式流体機械の運転効率が低下してしまう。   By the way, in this type of rotary fluid machine, the pressure between the space communicating through the gap formed at the tip of the outer cylinder, the gap formed at the tip of the inner cylinder, or the gap formed at the tip of the annular piston. The difference changes during operation. When the pressure difference between the spaces communicating through the gaps increases, the fluid moves from the high pressure space to the low space, causing fluid leakage in the cylinder chamber. Specifically, fluid leakage occurs between the inner cylinder chamber and the outer cylinder chamber through the gap at the tip of the annular piston, and fluid leakage occurs between the outer cylinder chamber and the outer space through the gap at the tip of the outer cylinder. In addition, fluid leakage occurs between the inner cylinder chamber and the inner space through the gap at the tip of the inner cylinder. And when the fluid leakage in such a cylinder chamber arises, the operating efficiency of a rotary fluid machine will fall.

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするこころは、回転式流体機械において、運転中のシリンダ室における流体漏れを減少させて、運転効率を向上させることにある。   This invention is made | formed in view of this point, The roller made into the objective is to reduce the fluid leak in the cylinder chamber under operation in a rotary fluid machine, and to improve operating efficiency.

第１の発明は、環状のシリンダ室（41,42）を有するシリンダ（40）と、該シリンダ（40）に対して偏心してシリンダ室（41,42）に収納され、シリンダ室（41,42）を外側シリンダ室（41）と内側シリンダ室（42）とに区画する環状ピストン（45）と、上記シリンダ室（41,42）に配置され、各シリンダ室（41,42）を高圧室（41a,42a）と低圧室（41b,42b）とに区画するブレード（46）と、上記シリンダ（40）又は環状ピストン（45）を偏心回転運動させる回転軸（33）とを備え、上記シリンダ（40）と上記環状ピストン（45）とが相対的に偏心回転運動する回転式流体機械（10）を対象とする。   According to a first aspect of the present invention, a cylinder (40) having an annular cylinder chamber (41, 42) and an eccentricity with respect to the cylinder (40) are accommodated in the cylinder chamber (41, 42). ) Is arranged in the outer cylinder chamber (41) and the inner cylinder chamber (42), the annular piston (45) and the cylinder chamber (41, 42), and each cylinder chamber (41, 42) is placed in the high pressure chamber ( 41a, 42a) and a low pressure chamber (41b, 42b), a blade (46), and a rotating shaft (33) for eccentrically rotating the cylinder (40) or the annular piston (45). A rotary fluid machine (10) in which 40) and the annular piston (45) are relatively eccentrically rotated is an object.

そして、この回転式流体機械（10）は、上記シリンダ（40）は、上記環状ピストン（45）の先端に対面する鏡板部（47）と、該鏡板部（47）に立設されて上記シリンダ室（41,42）の内周側を区画する内側シリンダ（40b）と、該鏡板部（47）に立設されて上記シリンダ室（41,42）の外周側を区画する外側シリンダ（40a）とを備え、上記環状ピストン（45）の基端には、上記内側シリンダ（40b）及び外側シリンダ（40a）の先端に対面する鏡板部材（37,48）が連結され、上記環状のシリンダ室（41,42）の径方向では、上記外側シリンダ（40a）の先端と上記鏡板部材（37,48）との間に形成された第１隙間（6）が、上記環状ピストン（45）と上記鏡板部（47）との間に形成された第２隙間（7）、及び上記内側シリンダ（40b）と上記鏡板部材（37,48）との間に形成された第３隙間（8）に比べて小さくなっている。   In the rotary fluid machine (10), the cylinder (40) is erected on the end plate portion (47) facing the tip of the annular piston (45) and the end plate portion (47). An inner cylinder (40b) that partitions the inner peripheral side of the chamber (41, 42), and an outer cylinder (40a) that stands on the end plate (47) and partitions the outer peripheral side of the cylinder chamber (41, 42) End plate members (37, 48) facing the distal ends of the inner cylinder (40b) and the outer cylinder (40a) are connected to the base end of the annular piston (45), and the annular cylinder chamber ( 41, 42) in the radial direction, the first gap (6) formed between the tip of the outer cylinder (40a) and the end plate member (37, 48) serves as the annular piston (45) and the end plate. A second gap (7) formed between the portion (47) and the inner cylinder (40b) and the end plate member (37, 48). It is smaller than the third gap (8) which.

第１の発明では、第１隙間（6）が、第２隙間（7）及び第３隙間（8）に比べて小さくなっている。ここで、第１隙間（6）の位置は、第２隙間（7）及び第３隙間（8）に比べて回転軸（33）から離れている。従って、第１隙間（6）は周方向の長さが３つの隙間（6,7,8）の中で最も長い。この第１の発明では、第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）の中で周方向の長さが最も長い第１隙間（6）が最も小さくなっている。   In the first invention, the first gap (6) is smaller than the second gap (7) and the third gap (8). Here, the position of the first gap (6) is farther from the rotation shaft (33) than the second gap (7) and the third gap (8). Accordingly, the first gap (6) has the longest circumferential length among the three gaps (6, 7, 8). In the first invention, the first gap (6) having the longest circumferential length among the first gap (6), the second gap (7), and the third gap (8) is the smallest. Yes.

第２の発明は、第１の発明において、上記環状のシリンダ室（41,42）の径方向では、上記第２隙間（7）に比べて上記第３隙間（8）が大きくなっている。   In a second aspect based on the first aspect, the third gap (8) is larger than the second gap (7) in the radial direction of the annular cylinder chamber (41, 42).

第２の発明では、外側シリンダ（40a）の先端と鏡板部材（37,48）との間、環状ピストン（45）の先端と鏡板部（47）との間、及び内側シリンダ（40b）の先端と鏡板部材（37,48）との間にそれぞれ形成される隙間（6,7,8）は、シリンダ室（41,42）の径方向において回転軸（33）に近い内側ほど大きくなっている。回転式流体機械（10）では、高速回転する回転軸（33）の周囲で多くの摩擦熱が発生するので、シリンダ室（41,42）の径方向において回転軸（33）に近い内側ほど環状ピストン（45）やシリンダの運転時の温度が高くなりその熱変形量が大きくなる。つまり、この第２の発明では、シリンダ室（41,42）の径方向において環状ピストン（45）又はシリンダ（40）の熱変形量が大きい内側ほど、その環状ピストン（45）又はシリンダ（40）の先端とその先端に対面する部材との間の隙間が大きくなっている。従って、運転時の熱変形量が大きい内側シリンダ（40b）やその外側の環状ピストン（45）の先端における接触圧力が大きくなることが抑制される。   In the second invention, between the tip of the outer cylinder (40a) and the end plate member (37, 48), between the tip of the annular piston (45) and the end plate portion (47), and the tip of the inner cylinder (40b). The gaps (6, 7, 8) formed between the end plate member (37, 48) and the end plate member (37, 48) are larger toward the inner side closer to the rotation axis (33) in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42). . In the rotary fluid machine (10), a lot of frictional heat is generated around the rotating shaft (33) that rotates at high speed, so the inner side closer to the rotating shaft (33) in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42) The temperature during operation of the piston (45) and cylinder increases, and the amount of thermal deformation increases. That is, in the second aspect of the invention, the larger the amount of thermal deformation of the annular piston (45) or the cylinder (40) in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42), the closer the inner side of the annular piston (45) or cylinder (40) The clearance gap between the front-end | tip and the member which faces the front-end | tip is large. Accordingly, the contact pressure at the tip of the inner cylinder (40b) and the outer annular piston (45) having a large amount of thermal deformation during operation is suppressed.

第３の発明は、第１の発明において、上記環状ピストン（45）には、上記内側シリンダ（40b）よりも熱膨張係数が大きい材料を用いる一方、上記環状のシリンダ室（41,42）の径方向では、上記第３隙間（8）に比べて上記第２隙間（7）が大きくなっている。   According to a third invention, in the first invention, the annular piston (45) is made of a material having a larger thermal expansion coefficient than the inner cylinder (40b), while the annular cylinder chamber (41, 42) In the radial direction, the second gap (7) is larger than the third gap (8).

第３の発明では、環状ピストン（45）に内側シリンダ（40b）よりも熱膨張係数が大きい材料が用いられている。このため、回転式流体機械（10）の運転中に回転軸（33）に近い内側シリンダ（40b）の方が環状ピストン（45）よりも温度が高くなるが、環状ピストン（45）の方が内側シリンダ（40b）よりも熱変形量が大きくなる場合がある。この第３の発明では、第３隙間（8）に比べて第２隙間（7）が大きくなっている。従って、回転式流体機械（10）の運転中に環状ピストン（45）の方が内側シリンダ（40b）よりも熱変形量が大きくなるような場合でも、環状ピストン（45）の先端における接触圧力が大きくなることが抑制される。   In the third invention, a material having a larger thermal expansion coefficient than that of the inner cylinder (40b) is used for the annular piston (45). For this reason, the temperature of the inner cylinder (40b) close to the rotating shaft (33) is higher than that of the annular piston (45) during operation of the rotary fluid machine (10), but the annular piston (45) is more The amount of thermal deformation may be larger than that of the inner cylinder (40b). In the third aspect of the invention, the second gap (7) is larger than the third gap (8). Therefore, even when the amount of thermal deformation of the annular piston (45) is larger than that of the inner cylinder (40b) during operation of the rotary fluid machine (10), the contact pressure at the tip of the annular piston (45) is reduced. The increase is suppressed.

第４の発明は、第１乃至第３の何れか１つの発明において、上記回転軸（33）が、上記鏡板部材（37,48）に係合して上記環状ピストン（45）を偏心回転運動させる一方、上記鏡板部材（37,48）には、上記環状ピストン（45）側に立設されて上記回転軸（33）に摺接するピストン側軸受部（48a）が形成され、上記鏡板部（47）の内側には、上記ピストン側軸受部（48a）に対面して上記回転軸（33）に摺接するシリンダ側軸受部（36a）が形成されており、上記環状のシリンダ室（41,42）の径方向では、上記第３隙間（8）に比べて上記ピストン側軸受部（48a）と上記シリンダ側軸受部（36a）との間の第４隙間（9）が大きくなっている。   According to a fourth invention, in any one of the first to third inventions, the rotating shaft (33) engages with the end plate member (37, 48) to cause the annular piston (45) to rotate eccentrically. On the other hand, the end plate member (37, 48) is provided with a piston-side bearing portion (48a) that is erected on the annular piston (45) side and is in sliding contact with the rotating shaft (33). 47), a cylinder-side bearing portion (36a) is formed on the inner side of the piston-side bearing portion (48a) so as to be in sliding contact with the rotary shaft (33). ) In the radial direction, the fourth gap (9) between the piston side bearing part (48a) and the cylinder side bearing part (36a) is larger than the third gap (8).

第４の発明では、回転軸（33）に摺接するピストン側軸受部（48a）及びシリンダ側軸受部（36a）は、シリンダ（40）や環状ピストン（45）よりも内側に位置しており、シリンダ室（41,42）の径方向においてそのシリンダ（40）や環状ピストン（45）よりも運転時の温度が高くなる。そして、ピストン側軸受部（48a）とシリンダ側軸受部（36a）との間の第４隙間（9）は、シリンダ室（41,42）の径方向において内側シリンダ（40b）と鏡板部材（37,48）との間の第３隙間（8）よりも大きくなっている。従って、この第４の発明では、運転時の熱変形量がシリンダ（40）や環状ピストン（45）よりも大きくなるピストン側軸受部（48a）及びシリンダ側軸受部（36a）において接触圧力が大きくなることが抑制される。   In 4th invention, the piston side bearing part (48a) and cylinder side bearing part (36a) which are slidably contacted with a rotating shaft (33) are located inside a cylinder (40) and an annular piston (45), In the radial direction of the cylinder chamber (41, 42), the temperature during operation becomes higher than that of the cylinder (40) and the annular piston (45). The fourth gap (9) between the piston-side bearing portion (48a) and the cylinder-side bearing portion (36a) is formed between the inner cylinder (40b) and the end plate member (37) in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42). , 48) is larger than the third gap (8). Therefore, in the fourth aspect of the invention, the contact pressure is large in the piston-side bearing portion (48a) and the cylinder-side bearing portion (36a) where the amount of thermal deformation during operation is larger than that of the cylinder (40) and the annular piston (45). It is suppressed.

第５の発明は、第１乃至第４の何れか１つの発明において、上記ブレード（46）と上記鏡板部材（37,48）との間の隙間が、上記シリンダ室（41,42）の径方向の内側ほど大きくなっている。   According to a fifth invention, in any one of the first to fourth inventions, a gap between the blade (46) and the end plate member (37, 48) is a diameter of the cylinder chamber (41, 42). The larger the inside of the direction, the larger.

第５の発明では、外側シリンダ（40a）及び内側シリンダ（40b）によって区画されたシリンダ室（41,42）を高圧室（41a,42a）と低圧室（41b,42b）とに区画するブレード（46）が、内側シリンダ（40b）及び外側シリンダ（40a）の先端に対面する鏡板部材（37,48）に対面している。そして、ブレード（46）と鏡板部材（37,48）との間の隙間は、シリンダ室（41,42）の径方向において運転時の熱変形量が大きい内側ほど大きくなっている。従って、ブレード（46）と鏡板部材（37,48）の接触面において、運転時の熱変形量が大きい内側の接触圧力が大きくなることが抑制される。   In the fifth aspect of the invention, the blade (41, 42) partitioned by the outer cylinder (40a) and the inner cylinder (40b) into a high pressure chamber (41a, 42a) and a low pressure chamber (41b, 42b) ( 46) faces the end plate members (37, 48) facing the tips of the inner cylinder (40b) and the outer cylinder (40a). And the clearance gap between a braid | blade (46) and an end plate member (37,48) is so large that the amount of thermal deformation at the time of a driving | operation is large in the radial direction of a cylinder chamber (41,42). Therefore, it is possible to suppress an increase in the inner contact pressure where the amount of thermal deformation during operation is large at the contact surface between the blade (46) and the end plate members (37, 48).

第６の発明は、環状のシリンダ室（41,42）を有するシリンダ（40）と、該シリンダ（40）に対して偏心してシリンダ室（41,42）に収納され、シリンダ室（41,42）を外側シリンダ室（41）と内側シリンダ室（42）とに区画する環状ピストン（45）と、上記シリンダ室（41,42）に配置され、各シリンダ室（41,42）を高圧室（41a,42a）と低圧室（41b,42b）とに区画するブレード（46）と、上記シリンダ又は環状ピストン（45）を偏心回転運動させる回転軸（33）とを備え、上記シリンダ（40）と上記環状ピストン（45）とが相対的に偏心回転運動する回転式流体機械（10）を対象とする。   According to a sixth aspect of the present invention, a cylinder (40) having an annular cylinder chamber (41, 42) and a cylinder chamber (41, 42) which is eccentric with respect to the cylinder (40) and stored in the cylinder chamber (41, 42). ) Is arranged in the outer cylinder chamber (41) and the inner cylinder chamber (42), the annular piston (45) and the cylinder chamber (41, 42), and each cylinder chamber (41, 42) is placed in the high pressure chamber ( 41a, 42a) and a low pressure chamber (41b, 42b), a blade (46), and a rotating shaft (33) for eccentrically rotating the cylinder or the annular piston (45), and the cylinder (40) The present invention is intended for a rotary fluid machine (10) in which the annular piston (45) is relatively eccentrically rotated.

そして、この回転式流体機械（10）は、上記ブレード（46）が、上記環状ピストン（45）の基端が連結された鏡板部材（37,48）に対面しており、上記ブレード（46）と上記鏡板部材（37,48）との間の隙間が、上記シリンダ室（41,42）の径方向の内側ほど大きくなっている。   In the rotary fluid machine (10), the blade (46) faces the end plate member (37, 48) to which the base end of the annular piston (45) is connected, and the blade (46) And the end plate member (37, 48) become larger toward the radially inner side of the cylinder chamber (41, 42).

第６の発明では、ブレード（46）と鏡板部材（37,48）との間の隙間が、シリンダ室（41,42）の径方向において運転時の熱変形量が大きい内側ほど大きくなっている。従って、ブレード（46）と鏡板部材（37,48）の接触面において、運転時の熱変形量が大きい内側の接触圧力が大きくなることが抑制される。   In the sixth aspect of the invention, the gap between the blade (46) and the end plate member (37, 48) is larger on the inner side where the amount of thermal deformation during operation is larger in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42). . Therefore, it is possible to suppress an increase in the inner contact pressure where the amount of thermal deformation during operation is large at the contact surface between the blade (46) and the end plate members (37, 48).

第７の発明は、環状のシリンダ室（41,42）を有するシリンダ（40）と、該シリンダ（40）に対して偏心してシリンダ室（41,42）に収納され、シリンダ室（41,42）を外側シリンダ室（41）と内側シリンダ室（42）とに区画する環状ピストン（45）と、上記シリンダ室（41,42）に配置され、各シリンダ室（41,42）を高圧室（41a,42a）と低圧室（41b,42b）とに区画するブレード（46）とを備え、上記シリンダ（40）と上記環状ピストン（45）とが相対的に偏心回転運動する回転式流体機械（10）を対象とする。   According to a seventh aspect of the present invention, a cylinder (40) having an annular cylinder chamber (41, 42) and a cylinder chamber (41, 42) which is eccentric with respect to the cylinder (40) and stored in the cylinder chamber (41, 42). ) Is arranged in the outer cylinder chamber (41) and the inner cylinder chamber (42), the annular piston (45) and the cylinder chamber (41, 42), and each cylinder chamber (41, 42) is placed in the high pressure chamber ( 41a, 42a) and a blade (46) partitioned into a low pressure chamber (41b, 42b), wherein the cylinder (40) and the annular piston (45) are relatively eccentrically rotated. Target 10).

そして、この回転式流体機械（10）は、上記シリンダ（40）が、上記環状ピストン（45）の先端に対面する鏡板部（47）と、該鏡板部（47）に立設されて上記シリンダ室（41,42）の内周側を区画する内側シリンダ（40b）と、該鏡板部（47）に立設されて上記シリンダ室（41,42）の外周側を区画する外側シリンダ（40a）とを備え、上記環状ピストン（45）の基端には、上記内側シリンダ（40b）及び外側シリンダ（40a）の先端に対面する鏡板部材（37,48）が連結され、上記環状ピストン（45）の先端と上記鏡板部（47）との間、上記内側シリンダ（40b）の先端と上記鏡板部材（37,48）との間、及び上記外側シリンダ（40a）の先端と上記鏡板部材（37,48）との間には、それぞれ隙間（6,7,8）が形成されており、上記隙間（6,7,8）のうち少なくとも１つは、シリンダ室（41,42）の周方向に沿って上記ブレード（46）の低圧室（41b,42b）側から該ブレード（46）の高圧室（41a,42a）側へ進むにつれて連続的に又は段階的に拡大してゆく。   In the rotary fluid machine (10), the cylinder (40) is erected on the end plate portion (47) facing the tip of the annular piston (45) and the end plate portion (47). An inner cylinder (40b) that partitions the inner peripheral side of the chamber (41, 42), and an outer cylinder (40a) that stands on the end plate (47) and partitions the outer peripheral side of the cylinder chamber (41, 42) And an end plate member (37, 48) facing the tip of the inner cylinder (40b) and the outer cylinder (40a) is connected to the base end of the annular piston (45), and the annular piston (45) Between the tip of the outer cylinder and the end plate portion (47), between the tip of the inner cylinder (40b) and the end plate member (37, 48), and between the tip of the outer cylinder (40a) and the end plate member (37, 48). 48), gaps (6, 7, 8) are formed respectively, and at least one of the gaps (6, 7, 8) Continuously or stepwise from the low pressure chamber (41b, 42b) side of the blade (46) to the high pressure chamber (41a, 42a) side of the blade (46) along the circumferential direction of the chamber (41, 42) Will continue to expand.

第７の発明では、外側シリンダ（40a）の先端と鏡板部材（37,48）との間、環状ピストン（45）と鏡板部（47）との間、及び内側シリンダ（40b）と鏡板部材（37,48）との間にそれぞれ形成される隙間（6,7,8）のうち少なくとも１つは、シリンダ室（41,42）の周方向に沿ってブレード（46）の低圧室（41b,42b）側からそのブレード（46）の高圧室（41a,42a）側へ進むにつれて、即ちブレード（46）から低圧室（41b,42b）側と高圧室（41a,42a）側を経て再びブレードに至る方向に沿ってシリンダ室（41,42）の低圧側から高圧側に進むにつれて連続的に又は段階的に拡大している。回転式流体機械（10）では、シリンダ室（41,42）の高圧側ほど流体の温度が高いので、シリンダ室（41,42）の低圧側から高圧側に進むにつれて運転時の環状ピストン（45）及びシリンダ（40）の温度が高くなってゆき、それらの熱変形量が大きくなってゆく。つまり、この第７の発明では、環状ピストン（45）やシリンダ（40）の先端とその先端に対面する部材との間の隙間（6,7,8）のうち少なくとも１つにおいて、熱変形量が大きいシリンダ室（41,42）の高圧側ほど隙間の間隔が拡大しており、その高圧側で接触圧力が大きくなるのを抑制している。   In the seventh invention, between the tip of the outer cylinder (40a) and the end plate member (37, 48), between the annular piston (45) and the end plate portion (47), and between the inner cylinder (40b) and the end plate member ( 37, 48) and at least one of the gaps (6, 7, 8) formed between the blade and the low pressure chamber (41b, 41b, 41) along the circumferential direction of the cylinder chamber (41, 42). 42b) from the blade (46) to the high pressure chamber (41a, 42a) side, that is, from the blade (46) through the low pressure chamber (41b, 42b) side and the high pressure chamber (41a, 42a) side to the blade The cylinder chamber (41, 42) expands continuously or stepwise as it progresses from the low pressure side to the high pressure side along the entire direction. In the rotary fluid machine (10), since the temperature of the fluid is higher at the high pressure side of the cylinder chamber (41, 42), the annular piston (45) during operation increases from the low pressure side to the high pressure side of the cylinder chamber (41, 42). ) And the temperature of the cylinder (40) increase, and the amount of thermal deformation increases. That is, according to the seventh aspect of the invention, the amount of thermal deformation in at least one of the gaps (6, 7, 8) between the tip of the annular piston (45) or cylinder (40) and the member facing the tip. The larger the cylinder chamber (41, 42) is, the larger the gap is between the high pressure side, and the high pressure side suppresses the contact pressure from increasing.

第８の発明は、環状のシリンダ室（41,42）を有するシリンダ（40）と、該シリンダ（40）に対して偏心してシリンダ室（41,42）に収納され、シリンダ室（41,42）を外側シリンダ室（41）と内側シリンダ室（42）とに区画する環状ピストン（45）と、上記シリンダ室（41,42）に配置され、各シリンダ室（41,42）を高圧室（41a,42a）と低圧室（41b,42b）とに区画するブレード（46）とを備え、上記外側シリンダ（40a）及び環状ピストン（45）の低圧室（41b,42b）側のブレード（46）寄りの位置には、低圧流体を吸入するための吸入ポート（43,44）がそれぞれ形成され、上記シリンダ（40）と上記環状ピストン（45）とが相対的に偏心回転運動して上記吸入ポート（43,44）から吸入した流体を圧縮する回転式流体機械（10）を対象とする。   According to an eighth aspect of the present invention, a cylinder (40) having an annular cylinder chamber (41, 42) and an eccentricity with respect to the cylinder (40) are housed in the cylinder chamber (41, 42). ) Is arranged in the outer cylinder chamber (41) and the inner cylinder chamber (42), the annular piston (45) and the cylinder chamber (41, 42), and each cylinder chamber (41, 42) is placed in the high pressure chamber ( 41a, 42a) and a low pressure chamber (41b, 42b) and a blade (46) partitioned into a blade (46) on the low pressure chamber (41b, 42b) side of the outer cylinder (40a) and the annular piston (45). In the positions closer to each other, suction ports (43, 44) for sucking low-pressure fluid are respectively formed, and the cylinder (40) and the annular piston (45) are relatively eccentrically rotated to move the suction port. The rotary fluid machine (10) that compresses the fluid sucked from (43, 44) is the target.

そして、この回転式流体機械（10）は、上記シリンダ（40）が、上記環状ピストン（45）の先端に対面する鏡板部（47）と、該鏡板部（47）に立設されて上記シリンダ室（41,42）の内周側を区画する内側シリンダ（40b）と、該鏡板部（47）に立設されて上記シリンダ室（41,42）の外周側を区画する外側シリンダ（40a）とを備え、上記環状ピストン（45）の基端には、上記内側シリンダ（40b）及び外側シリンダ（40a）の先端に対面する鏡板部材（37,48）が連結され、上記環状ピストン（45）の先端と上記鏡板部（47）との間、上記内側シリンダ（40b）の先端と上記鏡板部材（37,48）との間、及び上記外側シリンダ（40a）の先端と上記鏡板部材（37,48）との間には、それぞれ隙間（6,7,8）が形成されており、上記隙間（6,7,8）のうち少なくとも１つは、上記ブレード（46）の低圧室（41b,42b）側からシリンダ室（41,42）の周方向において上記吸入ポート（43,44）側へ所定距離だけ進んだ位置に亘る第１隙間と残りの第２隙間とによって構成されており、該第２隙間はシリンダ室（41,42）の周方向に沿って高圧室（41a,42a）側へ進むにつれて連続的に又は段階的に拡大する一方、上記第２隙間の吸入ポート（43,44）側における間隔に比べて上記第１隙間が広くなっている。   In the rotary fluid machine (10), the cylinder (40) is erected on the end plate portion (47) facing the tip of the annular piston (45) and the end plate portion (47). An inner cylinder (40b) that partitions the inner peripheral side of the chamber (41, 42), and an outer cylinder (40a) that stands on the end plate (47) and partitions the outer peripheral side of the cylinder chamber (41, 42) And an end plate member (37, 48) facing the tip of the inner cylinder (40b) and the outer cylinder (40a) is connected to the base end of the annular piston (45), and the annular piston (45) Between the tip of the outer cylinder and the end plate portion (47), between the tip of the inner cylinder (40b) and the end plate member (37, 48), and between the tip of the outer cylinder (40a) and the end plate member (37, 48). 48), gaps (6, 7, 8) are formed respectively, and at least one of the gaps (6, 7, 8) The first clearance and the remaining first gap over a position advanced by a predetermined distance from the low pressure chamber (41b, 42b) side of the blade (46) to the suction port (43, 44) side in the circumferential direction of the cylinder chamber (41, 42). The second gap is expanded continuously or stepwise along the circumferential direction of the cylinder chamber (41, 42) toward the high-pressure chamber (41a, 42a). The first gap is wider than the distance of the second gap on the suction port (43, 44) side.

第８の発明では、ブレード（46）の低圧室（41b,42b）側からシリンダ（40）の周方向において吸入ポート（43,44）側へ所定距離だけ進んだ位置に亘る第１隙間は、第２隙間の吸入ポート（43,44）側における間隔に比べて広くなっている。そして、この第１隙間の区間は、第２隙間の区間よりもシリンダ室（41,42）内が低圧であるため、運転時の温度が第２隙間の区間よりも低く環状ピストン（45）又はシリンダ（40）の熱変形量が小さい。従って、第１隙間の区間では、環状ピストン（45）、内側シリンダ（40b）、又は外側シリンダ（40a）の先端とその先端に対面する部材が運転時にほとんど接触しない。   In the eighth invention, the first gap extending from the low pressure chamber (41b, 42b) side of the blade (46) to the suction port (43, 44) side in the circumferential direction of the cylinder (40) by a predetermined distance is It is wider than the interval on the suction port (43, 44) side of the second gap. Since the first gap section has a lower pressure in the cylinder chamber (41, 42) than the second gap section, the temperature during operation is lower than that of the second gap section, and the annular piston (45) or The amount of thermal deformation of the cylinder (40) is small. Accordingly, in the section of the first gap, the tip of the annular piston (45), the inner cylinder (40b), or the outer cylinder (40a) and the member facing the tip hardly contact each other during operation.

ここで、第１隙間の区間では、外側シリンダ（40a）の吸入ポート（43）が外側シリンダ室（41）とその外側シリンダ（40a）の外側の空間とを連通しており、環状ピストン（45）の吸入ポート（44）が外側シリンダ室（41）と内側シリンダ室（42）とを連通している。このため、運転時に環状ピストン（45）、内側シリンダ（40b）、又は外側シリンダ（40a）の先端とその先端に対面する部材との間の隙間を流体が通過しても問題はない。   Here, in the section of the first gap, the suction port (43) of the outer cylinder (40a) communicates with the outer cylinder chamber (41) and the space outside the outer cylinder (40a), and the annular piston (45 ) In communication with the outer cylinder chamber (41) and the inner cylinder chamber (42). For this reason, there is no problem even if fluid passes through the gap between the tip of the annular piston (45), the inner cylinder (40b), or the outer cylinder (40a) and the member facing the tip during operation.

つまり、この第８の発明では、第１隙間の区間において、停止時だけでなく運転時においても環状ピストン（45）、内側シリンダ（40b）、又は外側シリンダ（40a）の先端とその先端に対面する部材とがほとんど接触しないようにして、大きな接触圧力が作用することが確実に回避されるようにしている。   That is, according to the eighth aspect of the present invention, in the section of the first gap, the front end of the annular piston (45), the inner cylinder (40b), or the outer cylinder (40a) and the front end face each other not only when stopped but also during operation. Thus, it is ensured that a large contact pressure is prevented from acting so that the member to be touched is hardly contacted.

また、第２隙間の区間では、上記第７の発明と同様に、運転時の温度が高くなって熱変形量が大きいシリンダ室（41,42）の高圧側ほど隙間が拡大するようにしているので、その高圧側で接触圧力が大きくのを抑制している。   Further, in the section of the second gap, as in the seventh invention, the gap is enlarged toward the high pressure side of the cylinder chamber (41, 42) where the temperature during operation is high and the amount of thermal deformation is large. Therefore, a large contact pressure is suppressed on the high pressure side.

第９の発明は、第１乃至第３の何れか１つの発明において、上記回転軸（33）が、上記鏡板部材（37,48）に係合して上記環状ピストン（45）を偏心回転運動させる一方、 上記鏡板部材（37,48）には、上記環状ピストン（45）側に立設されて上記回転軸（33）を摺動自在に支持するピストン側軸受部（48a）が形成され、上記鏡板部（47）の内側には、上記ピストン側軸受部（48a）の先端に対面して上記回転軸（33）を摺動自在に支持するシリンダ側軸受部（36a）が形成されており、上記環状のシリンダ室（41,42）の径方向では、上記第１隙間（6）が、上記ピストン側軸受部（48a）の先端と上記シリンダ側軸受部（36a）との間に形成された第４隙間（9）に比べて小さくなっている。   According to a ninth invention, in any one of the first to third inventions, the rotary shaft (33) engages with the end plate member (37, 48) to cause the annular piston (45) to rotate eccentrically. On the other hand, the end plate member (37, 48) is provided with a piston side bearing portion (48a) which is erected on the annular piston (45) side and slidably supports the rotating shaft (33), A cylinder side bearing part (36a) is formed on the inner side of the end plate part (47) so as to face the tip of the piston side bearing part (48a) and slidably support the rotating shaft (33). In the radial direction of the annular cylinder chamber (41, 42), the first gap (6) is formed between the tip of the piston side bearing portion (48a) and the cylinder side bearing portion (36a). It is smaller than the fourth gap (9).

第９の発明では、第１隙間（6）が、第４隙間（9）に比べて小さくなっている。従って、ピストン側軸受部（48a）とシリンダ側軸受部（36a）とが接触しにくくなる。   In the ninth invention, the first gap (6) is smaller than the fourth gap (9). Therefore, it becomes difficult for the piston side bearing portion (48a) and the cylinder side bearing portion (36a) to come into contact with each other.

第１０の発明は、第９の発明において、上記第３隙間（8）へ潤滑油を供給するための内側油供給手段（67）を備えている。   A tenth aspect of the invention is the ninth aspect of the invention, further comprising an inner oil supply means (67) for supplying lubricating oil to the third gap (8).

第１０の発明では、内側油供給手段（67）によって潤滑油が第３隙間（8）へ供給される。第３隙間（8）へ供給された潤滑油は、第３隙間（8）をシールする。   In the tenth invention, the lubricating oil is supplied to the third gap (8) by the inner oil supply means (67). The lubricating oil supplied to the third gap (8) seals the third gap (8).

第１１の発明は、第１乃至第１０の発明の何れか１つにおいて、冷凍サイクルを行う冷凍装置の冷媒回路（80）に接続されて、該冷媒回路（80）に冷媒として充填された二酸化炭素の圧縮、又は膨張を行う。   In an eleventh aspect of the present invention, in any one of the first to tenth aspects, the refrigerant circuit (80) connected to the refrigerant circuit (80) of the refrigeration apparatus that performs the refrigeration cycle, and the refrigerant circuit (80) filled with the refrigerant. Compress or expand carbon.

第１１の発明では、回転式流体機械（10）が冷媒としての二酸化炭素の圧縮、又は膨張を行う。ここで、二酸化炭素が充填された冷媒回路（80）で冷凍サイクルを行う場合、冷凍サイクルの高圧は、二酸化炭素の臨界圧力よりも高い値になるのが通常であり、通常のフロン冷媒に比べて高くなる。従って、二酸化炭素の圧縮、又は膨張を行う回転式流体機械（10）では、高圧室（41a,42a）から吐出される冷媒の圧力が通常のフロン冷媒に比べて高くなる。このため、外側シリンダ室（41）と内側シリンダ室（42）との圧力差、外側シリンダ室（41）とその外側の圧力差、及び内側シリンダ室（42）とその内側の圧力差の最大値がフロン冷媒に比べて大きくなり、シリンダ室（41,42）における冷媒漏れが多くなりやすい。   In the eleventh aspect, the rotary fluid machine (10) compresses or expands carbon dioxide as a refrigerant. Here, when the refrigeration cycle is performed in the refrigerant circuit (80) filled with carbon dioxide, the high pressure of the refrigeration cycle is usually higher than the critical pressure of carbon dioxide, compared to ordinary chlorofluorocarbon refrigerants. Become higher. Therefore, in the rotary fluid machine (10) that compresses or expands carbon dioxide, the pressure of the refrigerant discharged from the high pressure chamber (41a, 42a) is higher than that of a normal chlorofluorocarbon refrigerant. For this reason, the maximum value of the pressure difference between the outer cylinder chamber (41) and the inner cylinder chamber (42), the pressure difference between the outer cylinder chamber (41) and its outer side, and the pressure difference between the inner cylinder chamber (42) and its inner side. Is larger than that of chlorofluorocarbon refrigerant, and refrigerant leakage in the cylinder chambers (41, 42) tends to increase.

第１乃至第５、第９乃至第１１の各発明では、第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）の中で周方向の長さが最も長い第１隙間（6）が最も小さくなるようにしている。ここで、従来の回転式流体機械（10）では、上述したように第１隙間（6）の周方向の長さが最も長いので、第１隙間（6）を通じての流体漏れ量が第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）を通じての流体漏れ量の合計に占める割合が、比較的大きくなっていた。これに対して、この発明では、第１隙間（6）を最も小さくするので、第１隙間（6）通じて漏れる流体量が大幅に減少する。従って、第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）を通じての流体漏れ、すなわちシリンダ室（41,42）における流体漏れを減少させることができるので、回転式流体機械（10）の運転効率を向上させることができる。   In the first to fifth and ninth to eleventh inventions, the first circumferential length is the longest in the first gap (6), the second gap (7), and the third gap (8). The gap (6) is made the smallest. Here, in the conventional rotary fluid machine (10), since the circumferential length of the first gap (6) is the longest as described above, the amount of fluid leakage through the first gap (6) is the first gap. The proportion of the total amount of fluid leakage through (6), the second gap (7), and the third gap (8) was relatively large. On the other hand, in the present invention, since the first gap (6) is minimized, the amount of fluid leaking through the first gap (6) is greatly reduced. Therefore, fluid leakage through the first gap (6), second gap (7), and third gap (8), that is, fluid leakage in the cylinder chambers (41, 42) can be reduced. The operating efficiency of the machine (10) can be improved.

また、上記第２、第４、第５の各発明では、シリンダ室（41,42）の径方向において環状ピストン（45）又はシリンダ（40）の運転時の熱変形量が大きい内側ほど、その環状ピストン（45）又はシリンダ（40）の先端とその先端に対面する部材との間の隙間（6,7,8）を大きくすることで、内側シリンダ（40b）や環状ピストン（45）の先端の接触圧力が大きくなるのを抑制している。従って、外側シリンダ（40a）の先端と鏡板部材（37,48）、環状ピストン（45）と鏡板部（47）、及び内側シリンダ（40b）と鏡板部材（37,48）の各部材同士の接触圧力が、温度分布に拘わらずシリンダ室（41,42）の径方向において比較的均一になるので、これらの各部材同士の異常摩耗を抑制することができる。また、運転時の熱変形量が小さい外側において、部材間の隙間が広がるのを抑制できるので、シリンダ室（41,42）からの流体漏れを抑制することができる。   In each of the second, fourth, and fifth inventions, the larger the amount of thermal deformation during operation of the annular piston (45) or the cylinder (40) in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42), the more By increasing the clearance (6, 7, 8) between the tip of the annular piston (45) or cylinder (40) and the member facing the tip, the tip of the inner cylinder (40b) or annular piston (45) This prevents the contact pressure from increasing. Therefore, the tip of the outer cylinder (40a) and the end plate member (37, 48), the annular piston (45) and the end plate portion (47), and the inner cylinder (40b) and the end plate member (37, 48) contact each other. Since the pressure becomes relatively uniform in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42) regardless of the temperature distribution, abnormal wear between these members can be suppressed. Moreover, since it is possible to suppress the gap between the members from expanding on the outside where the amount of thermal deformation during operation is small, fluid leakage from the cylinder chamber (41, 42) can be suppressed.

また、上記第３の発明では、回転式流体機械（10）の運転中に環状ピストン（45）の方が内側シリンダ（40b）よりも熱変形量が大きくなるような場合でも、第３隙間（8）に比べて第２隙間（7）を大きくすることで、環状ピストン（45）の先端における接触圧力が大きくなることを抑制している。また、最も熱変形量が小さい外側シリンダ（40a）が形成する第１隙間（6）が最も小さくなっている。従って、外側シリンダ（40a）の先端と鏡板部材（37,48）、環状ピストン（45）と鏡板部（47）、及び内側シリンダ（40b）と鏡板部材（37,48）の各部材同士の接触圧力が、温度分布に拘わらずシリンダ室（41,42）の径方向において比較的均一になるので、これらの各部材同士の異常摩耗を抑制することができる。また、運転時の熱変形量が小さい外側において、部材間の隙間が広がるのを抑制できるので、シリンダ室（41,42）からの流体漏れを抑制することができる。   In the third aspect of the invention, even when the amount of thermal deformation of the annular piston (45) is larger than that of the inner cylinder (40b) during operation of the rotary fluid machine (10), the third gap ( By increasing the second gap (7) compared to 8), the contact pressure at the tip of the annular piston (45) is suppressed from increasing. Further, the first gap (6) formed by the outer cylinder (40a) having the smallest amount of thermal deformation is the smallest. Therefore, the tip of the outer cylinder (40a) and the end plate member (37, 48), the annular piston (45) and the end plate portion (47), and the inner cylinder (40b) and the end plate member (37, 48) contact each other. Since the pressure becomes relatively uniform in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42) regardless of the temperature distribution, abnormal wear between these members can be suppressed. Moreover, since it is possible to suppress the gap between the members from expanding on the outside where the amount of thermal deformation during operation is small, fluid leakage from the cylinder chamber (41, 42) can be suppressed.

また、上記第４の発明では、シリンダ室（41,42）の径方向においてピストン側軸受部（48a）とシリンダ側軸受部（36a）との間の第４隙間（9）を内側シリンダ（40b）と鏡板部材（37,48）との間の第３隙間（8）よりも大きくすることで、運転時の熱変形量がシリンダ（40）や環状ピストン（45）よりも大きくなるピストン側軸受部（48a）及びシリンダ側軸受部（36a）において接触圧力が大きくなるのを抑制している。従って、ピストン側軸受部（48a）及びシリンダ側軸受部（36a）における異常摩耗を抑制することができる。   In the fourth aspect of the invention, the fourth gap (9) between the piston-side bearing portion (48a) and the cylinder-side bearing portion (36a) in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42) is provided in the inner cylinder (40b ) And the end plate member (37, 48) is larger than the third gap (8), so that the amount of thermal deformation during operation is larger than that of the cylinder (40) and the annular piston (45). The contact pressure is suppressed from increasing in the portion (48a) and the cylinder side bearing portion (36a). Therefore, abnormal wear in the piston side bearing portion (48a) and the cylinder side bearing portion (36a) can be suppressed.

また、上記第５、第６の各発明では、シリンダ室（41,42）の径方向において運転時の温度が高くなる内側ほどブレード（46）と鏡板部材（37,48）との間の隙間を大きくすることで、ブレード（46）と鏡板部材（37,48）の接触面において運転時の熱変形量が大きい内側の接触圧力が大きくなるのを抑制している。従って、ブレード（46）と鏡板部材（37,48）の接触面では、接触圧力が温度分布に拘わらず比較的均一になるので、ブレード（46）と鏡板部材（37,48）の異常摩耗を抑制することができる。また、運転時の熱変形量が小さい外側において、ブレード（46）と鏡板部材（37,48）との間の隙間が広がるのを抑制できるので、ブレード（46）を挟む高圧室（41a,42a）から低圧室（41b,42b）への流体漏れを抑制することができる。   Further, in each of the fifth and sixth inventions, the gap between the blade (46) and the end plate member (37, 48) toward the inner side where the temperature during operation increases in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42). By enlarging, the contact pressure between the blade (46) and the end plate members (37, 48) is prevented from increasing the inner contact pressure with a large amount of thermal deformation during operation. Accordingly, the contact pressure between the blade (46) and the end plate member (37, 48) is relatively uniform regardless of the temperature distribution, so that the blade (46) and the end plate member (37, 48) are not worn abnormally. Can be suppressed. In addition, since the gap between the blade (46) and the end plate member (37, 48) can be prevented from expanding on the outside where the amount of thermal deformation during operation is small, the high pressure chamber (41a, 42a) sandwiching the blade (46) ) To the low pressure chamber (41b, 42b) can be suppressed.

また、上記第７の発明では、環状ピストン（45）、外側シリンダ（40a）、又は内側シリンダ（40b）の先端とその先端に対面する部材との間の隙間（6,7,8）のうち少なくとも１つにおいて、熱変形量が大きいシリンダ室（41,42）の高圧側ほど隙間の間隔を拡大することで、その高圧側で接触圧力が大きくなるのを抑制している。従って、外側シリンダ（40a）の先端と鏡板部材（37,48）、環状ピストン（45）と鏡板部（47）、又は内側シリンダ（40b）と鏡板部材（37,48）の各部材同士の接触圧力は温度分布に拘わらず周方向において比較的均一になるので、高圧側での異常摩耗を抑制することができる。また、運転時の熱変形量が小さい低圧側において、各部材間の隙間が広がるのを抑制できるので、シリンダ室（41,42）からの流体漏れを抑制することができる。   In the seventh invention, the gap (6, 7, 8) between the tip of the annular piston (45), the outer cylinder (40a), or the inner cylinder (40b) and the member facing the tip. At least one of the high pressure sides of the cylinder chambers (41, 42) having a larger amount of thermal deformation increases the gap interval, thereby preventing the contact pressure from increasing on the high pressure side. Therefore, contact between the tip of the outer cylinder (40a) and the end plate member (37, 48), the annular piston (45) and end plate portion (47), or the inner cylinder (40b) and end plate member (37, 48). Since the pressure is relatively uniform in the circumferential direction regardless of the temperature distribution, abnormal wear on the high pressure side can be suppressed. Moreover, since it is possible to suppress a gap between the members from being widened on the low pressure side where the amount of thermal deformation during operation is small, fluid leakage from the cylinder chamber (41, 42) can be suppressed.

また、上記第８の発明では、第１隙間の区間において、停止時だけでなく運転時においても環状ピストン（45）、内側シリンダ（40b）、又は外側シリンダ（40a）の先端とその先端に対面する部材とがほとんど接触しないようにすることで、大きな接触圧力が作用するのを確実に回避している。従って、第１隙間の区間における異常摩擦や第１隙間の区間の熱変形によるシリンダ室（41,42）から流体漏れを防止することができる。   In the eighth aspect of the invention, in the section of the first gap, the front end of the annular piston (45), the inner cylinder (40b), or the outer cylinder (40a) is opposed to the front end not only when stopped but also during operation. By making almost no contact with the member to be performed, it is reliably avoided that a large contact pressure acts. Therefore, it is possible to prevent fluid leakage from the cylinder chamber (41, 42) due to abnormal friction in the first gap section or thermal deformation in the first gap section.

また、第２隙間の区間では、上記第７の発明と同様に、外側シリンダ（40a）の先端と鏡板部材（37,48）、環状ピストン（45）と鏡板部（47）、又は内側シリンダ（40b）と鏡板部材（37,48）の各部材同士の高圧側での異常摩耗やシリンダ室（41,42）からの流体漏れを抑制することができる。   Further, in the section of the second gap, as in the seventh invention, the tip of the outer cylinder (40a) and the end plate member (37, 48), the annular piston (45) and the end plate portion (47), or the inner cylinder ( 40b) and the end plate members (37, 48) can be prevented from abnormal wear on the high pressure side and fluid leakage from the cylinder chamber (41, 42).

また、上記第９の発明では、第１隙間（6）を第４隙間（9）に比べて小さくすることで、ピストン側軸受部（48a）とシリンダ側軸受部（36a）とが接触しにくくなるようにしている。従って、ピストン側軸受部（48a）とシリンダ側軸受部（36a）との接触によって第１隙間（6）が拡大することがほとんどないので、第１隙間（6）を通じての流体漏れを確実に減少させることができる。   In the ninth aspect of the present invention, the piston-side bearing portion (48a) and the cylinder-side bearing portion (36a) are unlikely to contact each other by making the first gap (6) smaller than the fourth gap (9). It is trying to become. Accordingly, the first gap (6) is hardly enlarged by the contact between the piston side bearing (48a) and the cylinder side bearing (36a), so that fluid leakage through the first gap (6) is reliably reduced. Can be made.

また、上記第１０の発明では、第３隙間（8）をシールするための潤滑油を、内側油供給手段（67）によって第３隙間（8）へ供給している。従って、第３隙間（8）通じて漏れる流体量が大幅に減少する。従って、シリンダ室（41,42）における流体漏れを大幅に減少させることができるので、回転式流体機械（10）の運転効率を向上させることができる。   In the tenth aspect of the invention, the lubricating oil for sealing the third gap (8) is supplied to the third gap (8) by the inner oil supply means (67). Therefore, the amount of fluid leaking through the third gap (8) is greatly reduced. Accordingly, the fluid leakage in the cylinder chamber (41, 42) can be greatly reduced, so that the operation efficiency of the rotary fluid machine (10) can be improved.

また、上記第１１の発明では、通常のフロン冷媒に比べてシリンダ室（41,42）における冷媒漏れが多くなりやすい回転式流体機械（10）において、第１隙間（6）通じて漏れる冷媒量を大幅に減少させて、シリンダ室（41,42）における冷媒漏れを減少させている。従って、通常のフロン冷媒の圧縮、又は膨張を行う回転式流体機械に比べて、冷媒漏れに起因する運転効率の低下を改善する効果が大きいので、運転効率がより大きく向上する。   In the eleventh aspect of the invention, the amount of refrigerant leaking through the first gap (6) in the rotary fluid machine (10), in which the refrigerant leakage in the cylinder chambers (41, 42) is likely to increase compared to the normal chlorofluorocarbon refrigerant. Is greatly reduced to reduce refrigerant leakage in the cylinder chambers (41, 42). Therefore, compared with a rotary fluid machine that compresses or expands a normal chlorofluorocarbon refrigerant, the effect of improving the reduction in operation efficiency due to refrigerant leakage is greater, and the operation efficiency is greatly improved.

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

《発明の実施形態１》
本発明の実施形態１について説明する。実施形態１に係る流体機械は、後述する環状ピストン（45）が固定されてシリンダ（40）が偏心回転運動することによってシリンダ室（41,42）内の流体を圧縮する回転式圧縮機（10）である。この回転式圧縮機（10）は、例えば空気調和装置の冷媒回路に設けられ、蒸発器から吸入した冷媒を圧縮して凝縮器へ吐出する圧縮機として用いられる。 Embodiment 1 of the Invention
A first embodiment of the present invention will be described. The fluid machine according to the first embodiment includes a rotary compressor (10) that compresses a fluid in a cylinder chamber (41, 42) by fixing an annular piston (45), which will be described later, and an eccentric rotational movement of a cylinder (40). ). The rotary compressor (10) is provided, for example, in a refrigerant circuit of an air conditioner, and is used as a compressor that compresses refrigerant sucked from an evaporator and discharges the refrigerant to a condenser.

図１に示すように、回転式圧縮機（10）は、縦長で円筒形の密閉容器であるケーシング（15）を備えている。このケーシング（15）の内部には、下寄りの位置に圧縮機構（20）が配置され、上寄りの位置に電動機（30）が配置されている。   As shown in FIG. 1, the rotary compressor (10) includes a casing (15) which is a vertically long and cylindrical sealed container. Inside the casing (15), the compression mechanism (20) is disposed at a lower position, and the electric motor (30) is disposed at an upper position.

ケーシング（15）には、その胴部を貫通する吸入管（14）と、その上部を貫通する吐出管（13）とが設けられている。吸入管（14）は圧縮機構（20）に接続され、吐出管（13）はその入口が電動機（30）の上側の空間に開口している。   The casing (15) is provided with a suction pipe (14) penetrating through the trunk and a discharge pipe (13) penetrating through the upper part. The suction pipe (14) is connected to the compression mechanism (20), and the discharge pipe (13) has an inlet opening in a space above the electric motor (30).

ケーシング（15）の内部には、上下方向に延びるクランク軸（33）が回転軸として設けられている。このクランク軸（33）は、主軸部（33a）と偏心部（33b）とを備えている。偏心部（33b）は、クランク軸（33）の下寄りの位置に設けられ、主軸部（33a）よりも大径の円柱状に形成されている。この偏心部（33b）は、その軸心が主軸部（33a）の軸心から所定量だけ偏心している。   Inside the casing (15), a crankshaft (33) extending in the vertical direction is provided as a rotating shaft. The crankshaft (33) includes a main shaft portion (33a) and an eccentric portion (33b). The eccentric part (33b) is provided at a lower position of the crankshaft (33), and is formed in a cylindrical shape having a larger diameter than the main shaft part (33a). The eccentric portion (33b) has an axis that is eccentric from the axis of the main shaft portion (33a) by a predetermined amount.

電動機（30）は、ステータ（31）とロータ（32）とを備えている。ステータ（31）は、ケーシング（15）の胴部の内周面に固定されている。ロータ（32）は、ステータ（31）の内側に配置されてクランク軸（33）の主軸部（33a）と連結されており、クランク軸（33）とともに回転するように構成されている。   The electric motor (30) includes a stator (31) and a rotor (32). The stator (31) is fixed to the inner peripheral surface of the body portion of the casing (15). The rotor (32) is disposed inside the stator (31) and connected to the main shaft portion (33a) of the crankshaft (33), and is configured to rotate together with the crankshaft (33).

圧縮機構（20）は、下側から順に下部ハウジング（37）とシリンダ（40）と上部ハウジング（36）とが積層された状態で構成されている。シリンダ（40）内には、図２に示すように、環状ピストン（45）とブレード（46）と揺動ブッシュ（27）とが収納されている。環状ピストン（45）は、その基端（下端）が下部ハウジング（37）の上面に連結されている。   The compression mechanism (20) is configured in a state in which a lower housing (37), a cylinder (40), and an upper housing (36) are stacked in order from the lower side. As shown in FIG. 2, an annular piston (45), a blade (46), and a swing bush (27) are accommodated in the cylinder (40). The base end (lower end) of the annular piston (45) is connected to the upper surface of the lower housing (37).

シリンダ（40）は、外側シリンダ（40a）と内側シリンダ（40b）とを備えている。外側シリンダ（40a）と内側シリンダ（40b）とは、共に円環状に形成されている。外側シリンダ（40a）の内周面と内側シリンダ（40b）の外周面とは、互いに同一中心の円筒面になっている。外側シリンダ（40a）の内周面と内側シリンダ（40b）の外周面との間には、環状のシリンダ室（41,42）が形成されている。   The cylinder (40) includes an outer cylinder (40a) and an inner cylinder (40b). Both the outer cylinder (40a) and the inner cylinder (40b) are formed in an annular shape. The inner peripheral surface of the outer cylinder (40a) and the outer peripheral surface of the inner cylinder (40b) are cylindrical surfaces having the same center. An annular cylinder chamber (41, 42) is formed between the inner peripheral surface of the outer cylinder (40a) and the outer peripheral surface of the inner cylinder (40b).

外側シリンダ（40a）と内側シリンダ（40b）とは、上部ハウジング（36）の鏡板部（47）の下側に立設されている（図１参照）。外側シリンダ（40a）と内側シリンダ（40b）とは、鏡板部（47）によって連結されて一体になっている。鏡板部（47）は、環状ピストン（45）の先端側（上端側）でシリンダ室（41,42）に面して、環状ピストン（45）の先端に対面している。また、下部ハウジング（37）は、鏡板部材を構成して外側シリンダ（40a）又は内側シリンダ（40b）の先端側（下側）でシリンダ室（41,42）に面しており、外側シリンダ（40a）及び内側シリンダ（40b）の先端に対面している。   The outer cylinder (40a) and the inner cylinder (40b) are erected on the lower side of the end plate portion (47) of the upper housing (36) (see FIG. 1). The outer cylinder (40a) and the inner cylinder (40b) are connected together by the end plate portion (47). The end plate portion (47) faces the cylinder chamber (41, 42) on the tip side (upper end side) of the annular piston (45) and faces the tip of the annular piston (45). The lower housing (37) constitutes an end plate member and faces the cylinder chamber (41, 42) on the tip side (lower side) of the outer cylinder (40a) or the inner cylinder (40b). It faces the tip of 40a) and the inner cylinder (40b).

内側シリンダ（40b）の内周面には、クランク軸（33）の偏心部（33b）が摺動自在に嵌め込まれている。本実施形態１の回転式圧縮機（10）では、環状ピストン（45）が固定されてシリンダ（40）が偏心回転運動を行うことで、環状ピストン（45）とシリンダ（40）とが相対的に偏心回転運動するように構成されている。   An eccentric portion (33b) of the crankshaft (33) is slidably fitted on the inner peripheral surface of the inner cylinder (40b). In the rotary compressor (10) of the first embodiment, the annular piston (45) is fixed and the cylinder (40) performs an eccentric rotational motion, so that the annular piston (45) and the cylinder (40) are relatively moved. It is configured to be eccentrically rotated.

環状ピストン（45）は、円環の一部分が分断されたＣ型形状に形成されている。環状ピストン（45）は、外周面が外側シリンダ（40a）の内周面よりも小径で、内周面が内側シリンダ（40b）の外周面よりも大径に形成されている。環状ピストン（45）は、シリンダ（40）に対して偏心した状態でシリンダ室（41,42）内に収納され、シリンダ室（41,42）を内側と外側とに区画している。環状ピストン（45）の外周面と外側シリンダ（40a）の内周面との間には、外側シリンダ室（41）が形成され、環状ピストン（45）の内周面と内側シリンダ（40b）の外周面との間には、内側シリンダ室（42）が形成されている。   The annular piston (45) is formed in a C shape in which a part of the annular ring is divided. The annular piston (45) has an outer peripheral surface having a smaller diameter than the inner peripheral surface of the outer cylinder (40a) and an inner peripheral surface having a larger diameter than the outer peripheral surface of the inner cylinder (40b). The annular piston (45) is housed in the cylinder chamber (41, 42) in an eccentric state with respect to the cylinder (40), and divides the cylinder chamber (41, 42) into an inner side and an outer side. An outer cylinder chamber (41) is formed between the outer peripheral surface of the annular piston (45) and the inner peripheral surface of the outer cylinder (40a), and the inner peripheral surface of the annular piston (45) and the inner cylinder (40b) An inner cylinder chamber (42) is formed between the outer peripheral surface.

環状ピストン（45）とシリンダ（40）とは、環状ピストン（45）の外周面と外側シリンダ（40a）の内周面とが１点で実質的に接する状態（厳密にはミクロンオーダーの隙間があるが、その隙間での冷媒の漏れが問題にならない状態）において、その接点と位相が１８０°異なる位置で、環状ピストン（45）の内周面と内側シリンダ（40b）の外周面とが１点で実質的に接するようになっている。   The annular piston (45) and the cylinder (40) are in a state in which the outer peripheral surface of the annular piston (45) and the inner peripheral surface of the outer cylinder (40a) are substantially in contact with each other (strictly, a micron-order gap is present). In a state where leakage of refrigerant in the gap does not matter), the inner peripheral surface of the annular piston (45) and the outer peripheral surface of the inner cylinder (40b) are 1 at a position that is 180 ° out of phase with the contact point. It comes to touch substantially at the point.

ブレード（46）は、環状ピストン（45）の分断箇所を挿通して、外側シリンダ（40a）の内周面から内側シリンダ（40b）の外周面までシリンダ室（41,42）の径方向に延びるように設けられている。ブレード（46）は、外側シリンダ（40a）の内周面と内側シリンダ（40b）の外周面とに固定されている。これによって、ブレード（46）は、上記各シリンダ室（41,42）を高圧室（圧縮室）（41a,42a）と低圧室（吸入室）（41b,42b）とに区画している。   The blade (46) extends in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42) from the inner peripheral surface of the outer cylinder (40a) to the outer peripheral surface of the inner cylinder (40b) through the dividing portion of the annular piston (45). It is provided as follows. The blade (46) is fixed to the inner peripheral surface of the outer cylinder (40a) and the outer peripheral surface of the inner cylinder (40b). Thus, the blade (46) divides the cylinder chambers (41, 42) into a high pressure chamber (compression chamber) (41a, 42a) and a low pressure chamber (suction chamber) (41b, 42b).

揺動ブッシュ（27）は、環状ピストン（45）の分断部（円環の一部分が抜き取られたＣ型形状の開口部）において、環状ピストン（45）とブレード（46）とを相互に可動に連結している。揺動ブッシュ（27）は、ブレード（46）に対して高圧室（41a,42a）側に位置する吐出側ブッシュ（27a）と、ブレード（46）に対して低圧室（41b,42b）側に位置する吸入側ブッシュ（27b）とから構成されている。吐出側ブッシュ（27a）と吸入側ブッシュ（27b）とは、いずれも断面形状が略半円形で同一形状に形成され、フラット面同士が対向するように配置されている。そして、両ブッシュ（27a，27b）の対向するフラット面の間のスペースがブレード溝（28）を構成している。このブレード溝（28）には、ブレード（46）が挿入されている。   The oscillating bush (27) allows the annular piston (45) and the blade (46) to move relative to each other at the dividing portion of the annular piston (45) (a C-shaped opening from which a part of the ring is extracted). It is connected. The swing bush (27) is disposed on the discharge side bush (27a) located on the high pressure chamber (41a, 42a) side with respect to the blade (46), and on the low pressure chamber (41b, 42b) side with respect to the blade (46). It is comprised from the suction side bush (27b) located. The discharge-side bush (27a) and the suction-side bush (27b) are both substantially semicircular in cross section and formed in the same shape, and are arranged so that the flat surfaces face each other. A space between the opposing flat surfaces of both bushes (27a, 27b) constitutes a blade groove (28). The blade (46) is inserted into the blade groove (28).

揺動ブッシュ（27a,27b）のフラット面（ブレード溝（28）の両側面）は、ブレード（46）と実質的に面接触している。揺動ブッシュ（27a,27b）の円弧状の外周面は、環状ピストン（45）と実質的に面接触している。揺動ブッシュ（27a,27b）は、ブレード溝（28）にブレード（46）を挟んだ状態で、ブレード（46）がその面方向にブレード溝（28）内を進退するように構成されている。同時に、揺動ブッシュ（27a，27b）は、環状ピストン（45）に対してブレード（46）と一体的に揺動するように構成されている。従って、揺動ブッシュ（27）は、該揺動ブッシュ（27）の中心点を揺動中心としてブレード（46）と環状ピストン（45）とが相対的に揺動可能となり、かつブレード（46）が環状ピストン（45）に対して該ブレード（46）の面方向へ進退可能となるように構成されている。   The flat surfaces of the swing bushes (27a, 27b) (both side surfaces of the blade groove (28)) are substantially in surface contact with the blade (46). The arcuate outer peripheral surface of the swing bush (27a, 27b) is substantially in surface contact with the annular piston (45). The swing bush (27a, 27b) is configured such that the blade (46) advances and retreats in the blade groove (28) in the surface direction with the blade (46) sandwiched between the blade groove (28). . At the same time, the swing bushes (27a, 27b) are configured to swing integrally with the blade (46) with respect to the annular piston (45). Therefore, the swing bush (27) is configured such that the blade (46) and the annular piston (45) can swing relative to each other with the center point of the swing bush (27) as the swing center, and the blade (46) Is configured to be able to advance and retreat in the surface direction of the blade (46) with respect to the annular piston (45).

なお、この実施形態１では両ブッシュ（27a，27b）を別体とした例について説明したが、両ブッシュ（27a，27b）は、一部で連結することにより一体構造としてもよい。   In the first embodiment, an example in which both bushes (27a, 27b) are separated from each other has been described. However, both bushes (27a, 27b) may be integrated with each other by being partially connected.

外側シリンダ（40a）の外側には、吸入空間（5）が形成されている。吸入空間（5）には、吸入管（14）の出口端が開口している。外側シリンダ（40a）には吸入空間（5）と外側シリンダ室（41）の低圧室（41b）とを連通する貫通孔（43）が形成され、環状ピストン（45）には外側シリンダ室（41）の低圧室（41b）と内側シリンダ室（42）の低圧室（42b）とを連通する貫通孔（44）が形成されている。これらの貫通孔（43,44）は吸入ポートを構成している。これにより、吸入空間（5）は、外側シリンダ室（41）の低圧室（41b）に連通すると共に、内側シリンダ室（42）の低圧室（42b）にも連通する。   A suction space (5) is formed outside the outer cylinder (40a). In the suction space (5), the outlet end of the suction pipe (14) is opened. The outer cylinder (40a) is formed with a through hole (43) communicating the suction space (5) with the low pressure chamber (41b) of the outer cylinder chamber (41), and the annular piston (45) has an outer cylinder chamber (41). ) And a low pressure chamber (42b) of the inner cylinder chamber (42) are formed with a through hole (44). These through holes (43, 44) constitute a suction port. Thus, the suction space (5) communicates with the low pressure chamber (41b) of the outer cylinder chamber (41) and also communicates with the low pressure chamber (42b) of the inner cylinder chamber (42).

下部ハウジング（37）には、外側吐出通路（51）及び内側吐出通路（52）とが形成されている。外側吐出通路（51）は、入口端が外側シリンダ室（41）の高圧室（41a）に開口し、出口端が後述する吐出空間（53）に開口している。内側吐出通路（52）は、入口端が内側シリンダ室（42）の高圧室（42a）に開口し、出口端が吐出空間（53）に開口している。また、下部ハウジング（37）の下面には、各吐出通路（51,52）の出口端を開閉するリード弁（図示せず）が設けられている。   An outer discharge passage (51) and an inner discharge passage (52) are formed in the lower housing (37). The outer discharge passage (51) has an inlet end that opens to the high-pressure chamber (41a) of the outer cylinder chamber (41), and an outlet end that opens to a discharge space (53) described later. The inner discharge passage (52) has an inlet end opened to the high pressure chamber (42a) of the inner cylinder chamber (42) and an outlet end opened to the discharge space (53). A reed valve (not shown) for opening and closing the outlet end of each discharge passage (51, 52) is provided on the lower surface of the lower housing (37).

下部ハウジング（37）の下側には、マフラー（23）が取り付けられている。下部ハウジング（37）とマフラー（23）との間には、吐出空間（53）が形成されている。また、上部ハウジング（36）と下部ハウジング（37）との外縁部には、吐出空間（53）と圧縮機構（20）の上部空間とを接続する接続通路（57）が形成されている。   A muffler (23) is attached to the lower side of the lower housing (37). A discharge space (53) is formed between the lower housing (37) and the muffler (23). A connection passage (57) that connects the discharge space (53) and the upper space of the compression mechanism (20) is formed at the outer edge of the upper housing (36) and the lower housing (37).

上部ハウジング（36）と下部ハウジング（37）とには、クランク軸（33）を支持するための軸受部（36a,37a）がそれぞれ形成されている。クランク軸（33）は、圧縮機構（20）を上下方向に貫通しており、上部ハウジング（36）と下部ハウジング（37）とを介してケーシング（15）に保持されている。   Bearing portions (36a, 37a) for supporting the crankshaft (33) are formed in the upper housing (36) and the lower housing (37), respectively. The crankshaft (33) penetrates the compression mechanism (20) in the vertical direction and is held by the casing (15) via the upper housing (36) and the lower housing (37).

クランク軸（33）の下端部には、給油ポンプ（34）が設けられている。この給油ポンプ（34）は、クランク軸（33）の軸心に沿って延びて圧縮機構（20）と連通する給油路（図示省略）と接続されている。そして、給油ポンプ（34）は、ケーシング（15）内の底部に貯留された潤滑油を給油路を通じて圧縮機構（20）の摺動部に供給するように構成されている。   An oil supply pump (34) is provided at the lower end of the crankshaft (33). The oil supply pump (34) is connected to an oil supply path (not shown) extending along the axis of the crankshaft (33) and communicating with the compression mechanism (20). The oil supply pump (34) is configured to supply the lubricating oil stored at the bottom in the casing (15) to the sliding portion of the compression mechanism (20) through the oil supply passage.

図３に示すように、下部ハウジング（37）の上面と外側シリンダ（40a）の先端との間には第１隙間（6）が形成され、環状ピストン（45）の先端と鏡板部（47）との間には第２隙間（7）が形成され、さらに下部ハウジング（37）の上面と内側シリンダ（40b）の先端との間には第３隙間（8）が形成されている。   As shown in FIG. 3, a first gap (6) is formed between the upper surface of the lower housing (37) and the tip of the outer cylinder (40a), and the tip of the annular piston (45) and the end plate portion (47). Is formed with a second gap (7), and a third gap (8) is formed between the upper surface of the lower housing (37) and the tip of the inner cylinder (40b).

本実施形態１の回転式圧縮機（10）では、これらの隙間（6,7,8）の間隔がシリンダ室（41,42）の径方向においてクランク軸（33）に近い内側ほど大きくなるように設計されている。具体的に、外側シリンダ（40a）は下部ハウジング（37）の上面に接しており、第１隙間（6）の間隔は極微小（ほぼゼロ）になっている。第２隙間（7）の間隔（＝Ｘ１）は第１隙間（6）よりも８μｍ大きく、第３隙間（8）の間隔（＝Ｘ２）は第１隙間（6）よりも１５μｍ大きくなっている。すなわち、外側シリンダ（40a）の高さは環状ピストン（45）よりも８μｍ高く、内側シリンダ（40b）よりも１５μｍ高くなっている。   In the rotary compressor (10) of the first embodiment, the interval between these gaps (6, 7, 8) becomes larger toward the inside closer to the crankshaft (33) in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42). Designed to. Specifically, the outer cylinder (40a) is in contact with the upper surface of the lower housing (37), and the interval between the first gaps (6) is extremely small (almost zero). The interval (= X1) of the second gap (7) is 8 μm larger than the first gap (6), and the interval (= X2) of the third gap (8) is 15 μm larger than the first gap (6). . That is, the height of the outer cylinder (40a) is 8 μm higher than the annular piston (45) and 15 μm higher than the inner cylinder (40b).

また、これらの隙間（6,7,8）は、それぞれの周方向においても間隔が変化するように設計されている。具体的に、環状ピストン（45）、外側シリンダ（40a）及び内側シリンダ（40b）の先端に形成される第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）は、図４に示すように、ブレード（46）の低圧室（41b,42b）側から高圧室（41a,42a）側への周方向（図２に示すクランク軸（33）の回転方向）において第１区間、第２区間、第３区間、第４区間の順に４つの区間に区切られている。   In addition, these gaps (6, 7, 8) are designed so that the intervals change in the respective circumferential directions. Specifically, the first gap (6), the second gap (7), and the third gap (8) formed at the tips of the annular piston (45), the outer cylinder (40a) and the inner cylinder (40b) are: As shown in FIG. 4, the blade (46) is first in the circumferential direction from the low pressure chamber (41b, 42b) side to the high pressure chamber (41a, 42a) side (the rotation direction of the crankshaft (33) shown in FIG. 2). It is divided into four sections in the order of section, second section, third section, and fourth section.

そして、各区間における隙間の間隔は、図５に示すように、第４区間、第３区間、第２区間、第１区間の順に大きく、第１区間から段階的に大きくなっている。なお、これらの隙間（6,7,8）における周方向の隙間の間隔は、より多段階に変化させてもよいし、連続的に変化させてもよい。   And as shown in FIG. 5, the space | interval of the clearance gap in each area is large in order of a 4th area, a 3rd area, a 2nd area, and a 1st area, and is large in steps from the 1st area. Note that the gaps in the circumferential direction of these gaps (6, 7, 8) may be changed in multiple stages or continuously.

また、ブレード（46）の下端と下部ハウジング（37）の上面との間の隙間は、クランク軸（33）に近い内側ほど大きくなっている。具体的に、ブレード（46）の高さは、内側から外側に向かうにつれて徐々に大きくなっており、最内側では内側シリンダ（40b）の高さに等しく、最外側では外側シリンダ（40a）の高さに等しくなっている。   Further, the gap between the lower end of the blade (46) and the upper surface of the lower housing (37) becomes larger toward the inside closer to the crankshaft (33). Specifically, the height of the blade (46) gradually increases from the inside toward the outside, and is equal to the height of the inner cylinder (40b) on the innermost side and the height of the outer cylinder (40a) on the outermost side. Is equal to

以上の構成において、この回転式圧縮機（10）の運転を開始してクランク軸（33）が回転すると、外側シリンダ（40a）及び内側シリンダ（40b）は、ブレード溝（28）の方向（シリンダ室（41,42）の径方向）に進退しながら、揺動ブッシュ（27）の中心点を揺動中心として揺動する。この揺動動作により、シリンダ（40）は、クランク軸（33）に対して偏心しながら回転（公転）運動する（図６(Ａ)から(Ｄ)参照）。   In the above configuration, when the operation of the rotary compressor (10) is started and the crankshaft (33) rotates, the outer cylinder (40a) and the inner cylinder (40b) are moved in the direction of the blade groove (28) (cylinder While moving forwards and backwards in the chamber (41, 42) in the radial direction, it swings with the center point of the swing bush (27) as the swing center. By this swinging motion, the cylinder (40) rotates (revolves) while being eccentric with respect to the crankshaft (33) (see FIGS. 6A to 6D).

−運転動作−
次に、この回転式圧縮機（10）の運転動作について図６を参照しながら説明する。 -Driving action-
Next, the operation of the rotary compressor (10) will be described with reference to FIG.

電動機（30）を起動すると、ロータ（32）の回転がクランク軸（33）を介して圧縮機構（20）の外側シリンダ（40a）及び内側シリンダ（40b）に伝達される。その結果、ブレード（46）が揺動ブッシュ（27a,27b）の間で往復運動（進退動作）を行い、かつ、ブレード（46）と揺動ブッシュ（27a,27b）が一体的となって、環状ピストン（45）に対して揺動動作を行う。そして、外側シリンダ（40a）及び内側シリンダ（40b）が環状ピストン（45）に対して揺動しながら公転し、圧縮機構（20）が所定の圧縮動作を行う。   When the electric motor (30) is started, the rotation of the rotor (32) is transmitted to the outer cylinder (40a) and the inner cylinder (40b) of the compression mechanism (20) via the crankshaft (33). As a result, the blade (46) reciprocates (advances and retracts) between the swing bushes (27a, 27b), and the blade (46) and the swing bushes (27a, 27b) become an integral unit. Oscillates with respect to the annular piston (45). The outer cylinder (40a) and the inner cylinder (40b) revolve while swinging with respect to the annular piston (45), and the compression mechanism (20) performs a predetermined compression operation.

ここで、外側シリンダ室（41）においては、図６(Ｃ)の状態（低圧室（41b）がほぼ最小容積となる状態）からシリンダ（40）が図の右回りに公転することで、外側シリンダ（40a）の貫通孔（43）から低圧室（41b）に冷媒が吸入される。そして、シリンダ（40）が図６の(Ｄ)、(Ａ)、(Ｂ)の順に公転して再び図６の(Ｃ)の状態になると、上記低圧室（41b）への冷媒の吸入が完了する。   Here, in the outer cylinder chamber (41), the cylinder (40) revolves clockwise from the state shown in FIG. 6C (the state in which the low pressure chamber (41b) becomes almost the minimum volume), thereby The refrigerant is sucked into the low pressure chamber (41b) from the through hole (43) of the cylinder (40a). When the cylinder (40) revolves in the order of (D), (A), and (B) in FIG. 6 and enters the state of (C) in FIG. 6 again, the refrigerant is sucked into the low pressure chamber (41b). Complete.

ここで、この低圧室（41b）は、図６の(Ｃ)から(Ｄ)に移行する過程で冷媒が圧縮される高圧室（41a）となる一方、ブレード（46）を隔てて新たな低圧室（41b）が形成される。この状態でシリンダ（40）がさらに回転すると、新たに形成された低圧室（41b）において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（41a）の容積が減少し、該高圧室（41a）で冷媒が圧縮される。そして、高圧室（41a）の圧力が所定値になると、リード弁が開状態になって外側シリンダ室（41）内で圧縮された高圧冷媒が外側吐出通路（51）を通過して吐出空間（53）へ吐出される。   Here, the low pressure chamber (41b) becomes a high pressure chamber (41a) in which the refrigerant is compressed in the process of shifting from (C) to (D) in FIG. A chamber (41b) is formed. When the cylinder (40) further rotates in this state, the suction of the refrigerant is repeated in the newly formed low pressure chamber (41b), while the volume of the high pressure chamber (41a) is reduced, and the refrigerant in the high pressure chamber (41a) is reduced. Is compressed. When the pressure in the high pressure chamber (41a) reaches a predetermined value, the reed valve is opened and the high pressure refrigerant compressed in the outer cylinder chamber (41) passes through the outer discharge passage (51) and passes through the discharge space ( 53).

内側シリンダ室（42）においては、図６(Ａ)の状態（低圧室（42b）の容積がほぼ最小となる状態）からシリンダ（40）が図の右回りに公転することで、外側シリンダ（40a）の貫通孔（43）及び環状ピストン（45）の貫通孔（44）から低圧室（42b）に冷媒が吸入される。そして、シリンダ（40）が図６の(Ｂ)、(Ｃ)、(Ｄ)の順に公転して再び図６(Ａ)の状態になると、上記低圧室（42b）への冷媒の吸入が完了する。   In the inner cylinder chamber (42), the cylinder (40) revolves clockwise from the state shown in FIG. 6A (the state in which the volume of the low pressure chamber (42b) is almost minimized), so that the outer cylinder ( The refrigerant is sucked into the low pressure chamber (42b) from the through hole (43) of 40a) and the through hole (44) of the annular piston (45). Then, when the cylinder (40) revolves in the order of (B), (C) and (D) in FIG. 6 and enters the state of FIG. 6 (A) again, the suction of the refrigerant into the low pressure chamber (42b) is completed. To do.

ここで、この低圧室（42b）は、図６の(Ａ)から(Ｂ)に移行する過程で冷媒が圧縮される高圧室（42a）となる一方、ブレード（46）を隔てて新たな低圧室（42b）が形成される。この状態でシリンダ（40）がさらに回転すると、新たに形成された低圧室（42b）において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（42a）の容積が減少し、該高圧室（42a）で冷媒が圧縮される。そして、高圧室（42a）の圧力が所定値になると、リード弁が開状態になって内側シリンダ室（42）内で圧縮された高圧冷媒が内側吐出通路（52）を通過して吐出空間（53）へ吐出される。   Here, the low-pressure chamber (42b) becomes a high-pressure chamber (42a) in which the refrigerant is compressed in the process of shifting from (A) to (B) in FIG. 6, while the new low-pressure chamber (42b) is separated from the blade (46). A chamber (42b) is formed. When the cylinder (40) further rotates in this state, the suction of the refrigerant is repeated in the newly formed low pressure chamber (42b), while the volume of the high pressure chamber (42a) is reduced, and the refrigerant in the high pressure chamber (42a) is reduced. Is compressed. When the pressure in the high pressure chamber (42a) reaches a predetermined value, the reed valve is opened and the high pressure refrigerant compressed in the inner cylinder chamber (42) passes through the inner discharge passage (52) and passes through the discharge space ( 53).

吐出空間（53）へ吐出された冷媒は、接続通路（57）を流通して圧縮機構（20）の上側の空間へ流入し、その後ステータ（31）の外周に形成されたコアカットやステータ（31）とロータ（32）との間の隙間を流通して電動機（30）の上側の空間へ流入し、吐出管（13）から吐出される。   The refrigerant discharged into the discharge space (53) flows through the connection passage (57) and flows into the space above the compression mechanism (20), and then the core cut or stator ( 31) flows through the gap between the rotor (32) and flows into the space above the electric motor (30) and is discharged from the discharge pipe (13).

この回転式圧縮機（10）は、高速回転するクランク軸（33）の周囲で多くの摩擦熱が発生し、そのクランク軸（33）の内部を高圧冷媒によって加熱された高温の潤滑油が流通するので、シリンダ室（41,42）の径方向においてクランク軸（33）に近い内側ほど環状ピストン（45）やシリンダ（40）の運転時の温度が高くなりその熱変形量が大きくなる。また、下部ハウジング（37）の下側の吐出空間（53）は運転時にシリンダ室（41,42）よりも概ね高圧になるため、下部ハウジング（37）は下側から押圧されてシリンダ室（41,42）に面する内側が上側に変形する。   This rotary compressor (10) generates a lot of frictional heat around the crankshaft (33) that rotates at high speed, and high-temperature lubricating oil heated by high-pressure refrigerant circulates inside the crankshaft (33). Therefore, the temperature at the time of operation of the annular piston (45) and the cylinder (40) increases toward the inside closer to the crankshaft (33) in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42), and the amount of thermal deformation increases. Further, the lower discharge space (53) of the lower housing (37) is substantially higher in pressure than the cylinder chambers (41, 42) during operation, so that the lower housing (37) is pressed from the lower side and the cylinder chamber (41 , 42), the inner side is deformed upward.

この回転式圧縮機（10）では、シリンダ室（41,42）の径方向において内側に近い第３隙間（8）、第２隙間（7）、第１隙間（6）の順にその隙間の間隔が大きくなっている。従って、運転時の環状ピストン（45）及びシリンダ（40）の熱変形量と下部ハウジング（37）の圧力変形量とが大きい内側において、環状ピストン（45）及びシリンダ（40）の先端における接触圧力が大きくなることが抑制される。   In this rotary compressor (10), the gaps in the order of the third gap (8), the second gap (7), and the first gap (6) that are closer to the inside in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42). Is getting bigger. Therefore, the contact pressure at the tips of the annular piston (45) and the cylinder (40) on the inner side where the amount of thermal deformation of the annular piston (45) and cylinder (40) during operation and the amount of pressure deformation of the lower housing (37) is large. Is suppressed from increasing.

また、ブレード（46）の下端と下部ハウジング（37）の上面との間の隙間は、運転時の環状ピストン（45）及びシリンダ（40）の熱変形量と下部ハウジング（37）の圧力変形量とが大きい内側ほど大きくなっている。従って、ブレード（46）と下部ハウジング（37）の接触面において、運転時の変形量が大きい内側の接触圧力が大きくなることが抑制される。   Further, the gap between the lower end of the blade (46) and the upper surface of the lower housing (37) is the amount of thermal deformation of the annular piston (45) and cylinder (40) during operation and the amount of pressure deformation of the lower housing (37). The larger the inside, the larger. Accordingly, it is possible to suppress an increase in the inner contact pressure with a large amount of deformation during operation on the contact surface between the blade (46) and the lower housing (37).

また、この回転式圧縮機（10）は、冷媒が圧縮される過程でその温度が上昇していくので、シリンダ室（41,42）の低圧側から高圧側に進むにつれて運転時の環状ピストン（45）及びシリンダ（40）の温度が高くなってゆき、それらの熱変形量が大きくなってゆく。この回転式圧縮機（10）では、上記第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）が、熱変形量が大きいシリンダ室（41,42）の高圧側ほど隙間が拡大している。従って、環状ピストン（45）及びシリンダ（40）の先端における高圧側の接触圧力が大きくなることが抑制される。   In addition, since the temperature of the rotary compressor (10) increases in the process of compressing the refrigerant, the annular piston (during operation) moves from the low pressure side to the high pressure side of the cylinder chamber (41, 42). 45) The temperature of the cylinder (40) increases and the amount of thermal deformation increases. In the rotary compressor (10), the first gap (6), the second gap (7), and the third gap (8) are closer to the higher pressure side of the cylinder chamber (41, 42) where the amount of thermal deformation is larger. The gap is expanding. Therefore, the contact pressure on the high pressure side at the tips of the annular piston (45) and the cylinder (40) is suppressed from increasing.

−実施形態１の効果−
この実施形態１では、第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）の中で周方向の長さが最も長い第１隙間（6）が最も小さくなるようにしている。ここで、上述したように、第１隙間（6）は周方向の長さが最も長い。また、吸入空間（5）は常に低圧状態である一方で、外側シリンダ室（41）は低圧状態から高圧状態への変化を繰り返すので、第１隙間（6）を通じて連通する吸入空間（5）と外側シリンダ室（41）との圧力差が比較的大きくなる状態が存在する。このため、従来の回転式流体機械（10）では、第１隙間（6）を通じての流体漏れ量が第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）を通じて流体漏れ量の合計に占める割合が、比較的大きくなっていた。これに対して、この実施形態では、第１隙間（6）を最も小さくするので、第１隙間（6）通じて漏れる流体量が大幅に減少する。従って、第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）を通じての流体漏れ、すなわちシリンダ室（41,42）における流体漏れを減少させることができるので、回転式圧縮機（10）の圧縮効率を向上させることができる。 -Effect of Embodiment 1-
In the first embodiment, among the first gap (6), the second gap (7), and the third gap (8), the first gap (6) having the longest circumferential length is made smallest. ing. Here, as described above, the first gap (6) has the longest length in the circumferential direction. The suction space (5) is always in a low pressure state, while the outer cylinder chamber (41) repeats a change from a low pressure state to a high pressure state, so that the suction space (5) communicated through the first gap (6) There is a state in which the pressure difference from the outer cylinder chamber (41) becomes relatively large. Therefore, in the conventional rotary fluid machine (10), the amount of fluid leakage through the first gap (6) is fluid leakage through the first gap (6), the second gap (7), and the third gap (8). The proportion of the total amount was relatively large. On the other hand, in this embodiment, since the first gap (6) is minimized, the amount of fluid leaking through the first gap (6) is greatly reduced. Therefore, fluid leakage through the first gap (6), second gap (7), and third gap (8), that is, fluid leakage in the cylinder chambers (41, 42) can be reduced. The compression efficiency of the machine (10) can be improved.

なお、停止時に第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）の中で第１隙間（6）が最も小さくなるだけでなく、運転時にも第１隙間（6）が最も小さくなるように第１隙間（6）の大きさを設定することが望ましい。このようにするには、環状ピストン（45）及びシリンダ（40）の熱変形量や、下部ハウジング（37）の内側が上側へ変形することによって環状ピストン（45）が上部ハウジング（36）に近づく量や外側シリンダ（40a）が下部ハウジング（37）から離れる量を考慮して、第１隙間（6）の大きさを設定するばよい。   The first gap (6) is not only the smallest among the first gap (6), the second gap (7), and the third gap (8) at the time of stopping, but also the first gap (6 It is desirable to set the size of the first gap (6) so that) is minimized. To do this, the annular piston (45) approaches the upper housing (36) by the amount of thermal deformation of the annular piston (45) and the cylinder (40) and the inner side of the lower housing (37) being deformed upward. The size of the first gap (6) may be set in consideration of the amount and the amount by which the outer cylinder (40a) is separated from the lower housing (37).

運転時に第１隙間（6）が最も小さくなるようにすると、外側シリンダ（40a）が下部ハウジング（37）に接触する一方で、環状ピストン（45）は鏡板部（47）にほとんど接触せず、内側シリンダ（40b）も下部ハウジング（37）にほとんど接触しない。また、外側シリンダ（40a）は環状ピストン（45）や内側シリンダ（40b）に比べて周方向の長さが長い。従って、外側シリンダ（40a）を下部ハウジング（37）に接触させることで、環状ピストン（45）や内側シリンダ（40b）が接触する場合に比べて面圧が小さくなり、部材同士の異常摩耗を抑制することができる。   When the first gap (6) is made the smallest during operation, the outer cylinder (40a) contacts the lower housing (37), while the annular piston (45) hardly contacts the end plate portion (47). The inner cylinder (40b) also hardly contacts the lower housing (37). The outer cylinder (40a) is longer in the circumferential direction than the annular piston (45) and the inner cylinder (40b). Therefore, by bringing the outer cylinder (40a) into contact with the lower housing (37), the surface pressure becomes smaller than when the annular piston (45) and the inner cylinder (40b) are in contact with each other, and abnormal wear between members is suppressed. can do.

この実施形態１では、シリンダ室（41,42）の径方向において、運転時の環状ピストン（45）及びシリンダ（40）の熱変形量と下部ハウジング（37）の圧力変形量が大きい内側ほど、その環状ピストン（45）又はシリンダ（40）の先端とその先端に対面する部材との間の隙間（6,7,8）を大きくすることで、内側シリンダ（40b）や環状ピストン（45）の先端における接触圧力が大きくのを抑制している。従って、外側シリンダ（40a）の先端と下部ハウジング（37）、環状ピストン（45）と鏡板部（47）、及び内側シリンダ（40b）と下部ハウジング（37）の各部材同士の接触圧力が、シリンダ室（41,42）の径方向において温度分布に拘わらず比較的均一になるので、これらの各部材同士の異常摩耗を抑制することができる。また、運転時の熱変形量が小さい外側において、部材間の隙間が広がるのを抑制できるので、シリンダ室（41,42）からの冷媒漏れを抑制することができる。   In the first embodiment, in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42), the inner side where the amount of thermal deformation of the annular piston (45) and the cylinder (40) during operation and the amount of pressure deformation of the lower housing (37) is larger, By increasing the clearance (6, 7, 8) between the tip of the annular piston (45) or cylinder (40) and the member facing the tip, the inner cylinder (40b) and annular piston (45) A large contact pressure at the tip is suppressed. Therefore, the contact pressure between the members of the outer cylinder (40a) and the lower housing (37), the annular piston (45) and the end plate (47), and the inner cylinder (40b) and the lower housing (37) Since it becomes comparatively uniform regardless of the temperature distribution in the radial direction of the chamber (41, 42), abnormal wear between these members can be suppressed. Moreover, since it is possible to suppress the gap between the members from expanding on the outside where the amount of thermal deformation during operation is small, leakage of the refrigerant from the cylinder chamber (41, 42) can be suppressed.

この実施形態１では、シリンダ室（41,42）の径方向において運転時の温度が高くなる内側ほどブレード（46）と下部ハウジング（37）との間の隙間を大きくすることで、ブレード（46）と下部ハウジング（37）の接触面において運転時の変形量が大きい内側の接触圧力が大きくなるのを抑制している。従って、ブレード（46）と下部ハウジング（37）の接触面では、接触圧力は温度分布に拘わらず比較的均一になるので、ブレード（46）と下部ハウジング（37）の異常摩耗を抑制することができる。また、運転時の熱変形量が小さい外側において、ブレード（46）と下部ハウジング（37）との間の隙間が広がるのを抑制できるので、ブレード（46）を挟む高圧室（41a,42a）から低圧室（41b,42b）への冷媒漏れを抑制することができる。   In the first embodiment, the clearance between the blade (46) and the lower housing (37) is increased toward the inner side where the temperature during operation is higher in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42), so that the blade (46 ) And the lower housing (37), the inner contact pressure with a large amount of deformation during operation is prevented from increasing. Therefore, the contact pressure at the contact surface between the blade (46) and the lower housing (37) is relatively uniform regardless of the temperature distribution, so that abnormal wear of the blade (46) and the lower housing (37) can be suppressed. it can. In addition, since the gap between the blade (46) and the lower housing (37) can be prevented from spreading outside on the outside where the amount of thermal deformation during operation is small, from the high-pressure chamber (41a, 42a) sandwiching the blade (46) Refrigerant leakage to the low pressure chamber (41b, 42b) can be suppressed.

この実施形態１では、運転時の熱変形量が小さいシリンダ室（41,42）の低圧側から運転時の熱変形量が大きいシリンダ室（41,42）の高圧側へ進むにつれて上記第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）を拡大させることで、その高圧側で接触圧力が大きくなるのを抑制している。従って、環状ピストン（45）及びシリンダ（40）の先端の接触圧力が温度分布に拘わらず比較的均一になるので、高圧側での異常摩耗を抑制することができる。また、運転時の熱変形量が小さい低圧側において、第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）の隙間が広がるのを抑制できるので、シリンダ室（41,42）からの冷媒漏れを抑制することができる。   In the first embodiment, the first gap is increased from the low pressure side of the cylinder chamber (41, 42) having a small amount of thermal deformation during operation to the high pressure side of the cylinder chamber (41, 42) having a large amount of thermal deformation during operation. (6) By enlarging the 2nd crevice (7) and the 3rd crevice (8), it is controlling that contact pressure becomes large on the high-pressure side. Accordingly, the contact pressures at the tips of the annular piston (45) and the cylinder (40) are relatively uniform regardless of the temperature distribution, so that abnormal wear on the high pressure side can be suppressed. Moreover, since it can suppress that the clearance gap of a 1st clearance gap (6), a 2nd clearance gap (7), and a 3rd clearance gap (8) spreads in the low voltage | pressure side with a small amount of thermal deformation at the time of a driving | operation, a cylinder chamber (41, It is possible to suppress the refrigerant leakage from 42).

−実施形態１の変形例−
実施形態１の変形例について説明する。 -Modification of Embodiment 1-
A modification of the first embodiment will be described.

この変形例では、第１区間から第４区間における第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）が、図７に示すように、第１区間、第４区間、第３区間、第２区間の順に大きくなっている。第２区間から第４区間までは、これらの隙間の間隔がブレード（46）の高圧室（41a,42a）側に進むに連れて段階的に大きくなっている。   In this modification, the first gap (6), the second gap (7), and the third gap (8) in the first section to the fourth section are the first section, the fourth section, as shown in FIG. , The third section and the second section increase in this order. From the second section to the fourth section, the interval between these gaps increases stepwise as the blade (46) advances toward the high pressure chamber (41a, 42a).

第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）は、ブレード（46）の低圧室（41b,42b）側からシリンダ室（41,42）の周方向において外側シリンダ（40a）及び環状ピストン（45）の貫通孔（43,44）側へ所定距離だけ進んだ位置において、第１区間の第１隙間と第２区間から第４区間の第２隙間とに区切られている。   The first gap (6), the second gap (7), and the third gap (8) are the outer cylinders in the circumferential direction of the cylinder chamber (41, 42) from the low pressure chamber (41b, 42b) side of the blade (46). (40a) and the annular piston (45) are separated into a first gap in the first section and a second gap in the fourth section from the second section at a position advanced by a predetermined distance to the through hole (43, 44) side of the annular piston (45). ing.

この変形例では、運転時の熱変形量が第１区間よりも大きく隙間の間隔が小さい第２区間と第４区間とに第１区間が挟まれている。従って、第１区間では、運転時に環状ピストン（45）、内側シリンダ（40b）、又は外側シリンダ（40a）の先端とその先端に対面する部材がほとんど接触しない。   In this modification, the first section is sandwiched between the second section and the fourth section where the amount of thermal deformation during operation is larger than that of the first section and the gap interval is small. Accordingly, in the first section, during operation, the tip of the annular piston (45), the inner cylinder (40b), or the outer cylinder (40a) and the member facing the tip hardly contact each other.

ここで、第１区間では、外側シリンダ（40a）の貫通孔（43）が外側シリンダ室（41）と吸入空間（5）とを連通しており、環状ピストン（45）の貫通孔（44）が外側シリンダ室（41）と内側シリンダ室（42）とを連通している。従って、第１隙間では、運転時に環状ピストン（45）、内側シリンダ（40b）、又は外側シリンダ（40a）の先端とその先端に対面する部材との間の隙間を冷媒が通過しても問題はない。   Here, in the first section, the through hole (43) of the outer cylinder (40a) communicates the outer cylinder chamber (41) and the suction space (5), and the through hole (44) of the annular piston (45). Communicates between the outer cylinder chamber (41) and the inner cylinder chamber (42). Therefore, even if the refrigerant passes through the gap between the tip of the annular piston (45), the inner cylinder (40b), or the outer cylinder (40a) and the member facing the tip in the first gap, there is no problem. Absent.

従って、この変形例では、第１区間において、停止時だけでなく運転時においても環状ピストン（45）、内側シリンダ（40b）、又は外側シリンダ（40a）の先端とその先端に対面する部材とがほとんど接触しないようにして、大きな接触圧力が作用することが確実に回避されるようにしている。よって、第１区間における異常摩擦や第１区間の熱変形によるシリンダ室（41,42）から冷媒漏れを防止することができる。   Therefore, in this modified example, the tip of the annular piston (45), the inner cylinder (40b), or the outer cylinder (40a) and the member facing the tip in the first section are not only when stopped but also during operation. Little contact is made to ensure that large contact pressures are avoided. Therefore, it is possible to prevent refrigerant leakage from the cylinder chamber (41, 42) due to abnormal friction in the first section or thermal deformation in the first section.

なお、第１区間と第２区間との境界の位置は、貫通孔（43,44）から離れると第１区間の第１隙間（6）や第２隙間（7）から圧縮過程において冷媒が漏れて回転式圧縮機（10）の効率が低下する一方、貫通孔（43,44）に近づくと上述した第１区間での異常摩擦などを防止する効果が低下する。図４に示す第１区間と第２区間との境界の位置は、極僅かな冷媒漏れはあるが回転式圧縮機（10）の効率がほとんど低下しない位置に決められている。なお、この境界の位置は、低圧室（41b,42b）への冷媒の吸入が完了する時点における環状ピストン（45）と外側シリンダ（40a）又は環状ピストン（45）と内側シリンダ（40b）が接する位置、即ち吸入ポートである貫通孔（43,44）の閉じきり位置としてもよく、この場合は、圧縮過程においてシリンダ室（41,42）の冷媒が第１区間の上記隙間（6,7,8）から漏れることはない。   It should be noted that the position of the boundary between the first section and the second section is such that the refrigerant leaks in the compression process from the first gap (6) and the second gap (7) in the first section when separated from the through holes (43, 44). While the efficiency of the rotary compressor (10) is reduced, the effect of preventing the above-described abnormal friction in the first section is reduced when approaching the through holes (43, 44). The position of the boundary between the first section and the second section shown in FIG. 4 is determined at a position where there is very little refrigerant leakage but the efficiency of the rotary compressor (10) hardly decreases. The position of this boundary is the contact between the annular piston (45) and the outer cylinder (40a) or the annular piston (45) and the inner cylinder (40b) at the time when the suction of the refrigerant into the low pressure chamber (41b, 42b) is completed. The position, that is, the closed position of the through-hole (43, 44) that is the suction port may be set, and in this case, the refrigerant in the cylinder chamber (41, 42) passes through the gap (6, 7, 8) will not leak.

《発明の実施形態２》
本発明の実施形態２について説明する。実施形態２に係る流体機械は、後述するシリンダ（40）が固定されて環状ピストン（45）が偏心回転運動することによってシリンダ室（41,42）内の流体を圧縮する回転式圧縮機（10）である。上記実施形態１とは異なる点について以下に説明する。なお、この回転式圧縮機（10）の動作は、シリンダ（40）ではなく環状ピストン（45）側が偏心回転運動する以外は実施形態１の回転式圧縮機の動作とほぼ同じであるため省略する。 << Embodiment 2 of the Invention >>
A second embodiment of the present invention will be described. The fluid machine according to the second embodiment includes a rotary compressor (10) that compresses a fluid in a cylinder chamber (41, 42) by fixing an after-mentioned cylinder (40) and an annular piston (45) rotating eccentrically. ). Differences from the first embodiment will be described below. The operation of the rotary compressor (10) is substantially the same as the operation of the rotary compressor according to the first embodiment except that the annular piston (45) side, not the cylinder (40), moves eccentrically. .

圧縮機構（20）は、図８に示すように、下側から順に下部ハウジング（37）と、環状ピストン（45）の基端（下端）が連結された鏡板部材（48）と、下面側にシリンダ（40）が形成された上部ハウジング（36）とが積層された状態で構成されている。シリンダ（40）内には、図９に示すように、環状ピストン（45）とブレード（46）と揺動ブッシュ（27）とが収納されている。   As shown in FIG. 8, the compression mechanism (20) includes a lower housing (37), an end plate member (48) to which the base end (lower end) of the annular piston (45) is connected, and a lower surface side. The upper housing (36) in which the cylinder (40) is formed is stacked. As shown in FIG. 9, an annular piston (45), a blade (46), and a swing bush (27) are accommodated in the cylinder (40).

シリンダ（40）は、外側シリンダ（40a）と内側シリンダ（40b）とを備えている。外側シリンダ（40a）と内側シリンダ（40b）とは、共に円環状に形成されている。外側シリンダ（40a）は、比較的厚肉に形成されており、外周面がケーシング（15）の胴部に固定されている。外側シリンダ（40a）の内周面と内側シリンダ（40b）の外周面とは、互いに同一中心上の円筒面になっている。外側シリンダ（40a）の内周面と内側シリンダ（40b）の外周面との間には、環状のシリンダ室（41,42）が形成されている。   The cylinder (40) includes an outer cylinder (40a) and an inner cylinder (40b). Both the outer cylinder (40a) and the inner cylinder (40b) are formed in an annular shape. The outer cylinder (40a) is formed to be relatively thick, and its outer peripheral surface is fixed to the body of the casing (15). The inner peripheral surface of the outer cylinder (40a) and the outer peripheral surface of the inner cylinder (40b) are cylindrical surfaces on the same center. An annular cylinder chamber (41, 42) is formed between the inner peripheral surface of the outer cylinder (40a) and the outer peripheral surface of the inner cylinder (40b).

外側シリンダ（40a）と内側シリンダ（40b）とは、上部ハウジング（36）の鏡板部（47）の下面に立設されている（図８参照）。外側シリンダ（40a）と内側シリンダ（40b）とは、鏡板部（47）によって連結されて一体になっている。鏡板部（47）は、環状ピストン（45）の先端側（上端側）でシリンダ室（41,42）に面して、環状ピストン（45）の先端に対面している。また、鏡板部材（48）は、外側シリンダ（40a）又は内側シリンダ（40b）の先端側（下側）でシリンダ室（41,42）に面しており、外側シリンダ（40a）及び内側シリンダ（40b）の先端に対面している。   The outer cylinder (40a) and the inner cylinder (40b) are erected on the lower surface of the end plate portion (47) of the upper housing (36) (see FIG. 8). The outer cylinder (40a) and the inner cylinder (40b) are connected together by the end plate portion (47). The end plate portion (47) faces the cylinder chamber (41, 42) on the tip side (upper end side) of the annular piston (45) and faces the tip of the annular piston (45). Further, the end plate member (48) faces the cylinder chamber (41, 42) on the distal end side (lower side) of the outer cylinder (40a) or the inner cylinder (40b), and the outer cylinder (40a) and inner cylinder ( It faces the tip of 40b).

吸入管（14）は、外側シリンダ（40a）に外側から嵌め込まれている。吸入管（14）出口端は、外側シリンダ室（41)の低圧室（41b）に繋がる吸入通路（59）に開口している。環状ピストン（45）には外側シリンダ室（41）の低圧室（41b）と内側シリンダ室（42）の低圧室（42b）とを連通する貫通孔（44）が形成されている。   The suction pipe (14) is fitted into the outer cylinder (40a) from the outside. The outlet end of the suction pipe (14) opens into a suction passage (59) connected to the low pressure chamber (41b) of the outer cylinder chamber (41). The annular piston (45) has a through hole (44) that communicates the low pressure chamber (41b) of the outer cylinder chamber (41) and the low pressure chamber (42b) of the inner cylinder chamber (42).

上部ハウジング（36）の鏡板部（47）の内側には、クランク軸（33）を支持するための筒状のシリンダ側軸受部（36a）が形成されている。また、鏡板部材（48）には、環状ピストン（45）側に立設された筒状のピストン側軸受部（48a）が形成されている。ピストン側軸受部（48a）の先端（上端）は、シリンダ側軸受部（36a）の下面に対面している。また、ピストン側軸受部（48a）の内周面には、クランク軸（33）の偏心部（33b）が摺動自在に嵌め込まれている。本実施形態２の回転式圧縮機（10）では、シリンダ（40）が固定されて環状ピストン（45）が偏心回転運動を行うことで、該環状ピストン（45）と該シリンダ（40）とが相対的に回転するように構成されている。   A cylindrical cylinder side bearing portion (36a) for supporting the crankshaft (33) is formed inside the end plate portion (47) of the upper housing (36). In addition, the end plate member (48) is formed with a cylindrical piston-side bearing portion (48a) standing on the annular piston (45) side. The tip (upper end) of the piston-side bearing portion (48a) faces the lower surface of the cylinder-side bearing portion (36a). An eccentric part (33b) of the crankshaft (33) is slidably fitted on the inner peripheral surface of the piston-side bearing part (48a). In the rotary compressor (10) of Embodiment 2, the cylinder (40) is fixed and the annular piston (45) performs an eccentric rotational motion, whereby the annular piston (45) and the cylinder (40) are connected. It is comprised so that it may rotate relatively.

揺動ブッシュ（27a,27b）は、ブレード溝（28）にブレード（46）を挟んだ状態で、環状ピストン（45）がその面方向にブレード溝（28）内を進退するように構成されている。同時に、揺動ブッシュ（27a，27b）は、環状ピストン（45）に対してブレード（46）と一体的に揺動するように構成されている。従って、揺動ブッシュ（27）は、該揺動ブッシュ（27）の中心点を揺動中心としてブレード（46）と環状ピストン（45）とが相対的に揺動可能となり、かつ環状ピストン（45）がブレード（46）に対して該ブレード（46）の面方向へ進退可能となるように構成されている。   The swing bush (27a, 27b) is configured such that the annular piston (45) advances and retreats in the blade groove (28) in the surface direction with the blade (46) sandwiched between the blade groove (28). Yes. At the same time, the swing bushes (27a, 27b) are configured to swing integrally with the blade (46) with respect to the annular piston (45). Therefore, the swing bush (27) is configured such that the blade (46) and the annular piston (45) can swing relative to the center of the swing bush (27), and the annular piston (45 ) Is configured to be able to advance and retreat in the surface direction of the blade (46) with respect to the blade (46).

なお、この実施形態２では両ブッシュ（27a，27b）を別体とした例について説明したが、両ブッシュ（27a，27b）は、一部で連結することにより一体構造としてもよい。   In the second embodiment, the example in which both bushes (27a, 27b) are separated from each other has been described. However, both bushes (27a, 27b) may be integrated with each other.

上部ハウジング（36）の上側には、マフラー（23）が取り付けられている。上部ハウジング（36）とマフラー（23）との間には、吐出空間（53）が形成されている。   A muffler (23) is attached to the upper side of the upper housing (36). A discharge space (53) is formed between the upper housing (36) and the muffler (23).

上部ハウジング（36）には、外側吐出通路（51）及び内側吐出通路（52）が形成されている。外側吐出通路（51）は、入口端が外側シリンダ室（41）の高圧室（41a）に開口し、出口端が吐出空間（53）に開口している。内側吐出通路（52）は、入口端が内側シリンダ室（42）の高圧室（42a）に開口し、出口端が吐出空間（53）に開口している。また、上部ハウジング（36）の上面には、各吐出通路（51,52）の出口端を開閉するリード弁が設けられている。   An outer discharge passage (51) and an inner discharge passage (52) are formed in the upper housing (36). The outer discharge passage (51) has an inlet end opened to the high pressure chamber (41a) of the outer cylinder chamber (41) and an outlet end opened to the discharge space (53). The inner discharge passage (52) has an inlet end opened to the high pressure chamber (42a) of the inner cylinder chamber (42) and an outlet end opened to the discharge space (53). A reed valve is provided on the upper surface of the upper housing (36) to open and close the outlet end of each discharge passage (51, 52).

下部ハウジング（37）と上部ハウジング（36）との間には、第２空間（62）が形成されている。第２空間（62）は、鏡板部材（48）の外側に位置しており、偏心回転運動する鏡板部材（48）が、上部ハウジング（36）に接触しないように形成されている。第２空間（62）は、弁機構が設けられた連通路を通じて、吸入通路（59）に接続されている（図示省略）。第２空間（62）は、連通路の弁機構により、低圧空間となる吸入通路（59）よりも僅かに高い圧力に維持されている。すなわち、第２空間（62）は、常に概ね低圧状態になっている。   A second space (62) is formed between the lower housing (37) and the upper housing (36). The second space (62) is located outside the end plate member (48), and is formed so that the end plate member (48) that rotates eccentrically does not contact the upper housing (36). The second space (62) is connected to the suction passage (59) through a communication passage provided with a valve mechanism (not shown). The second space (62) is maintained at a pressure slightly higher than that of the suction passage (59) serving as a low pressure space by the valve mechanism of the communication passage. That is, the second space (62) is always in a generally low pressure state.

図１０に示すように、鏡板部材（48）の上面と外側シリンダ（40a）の先端との間には第１隙間（6）が形成され、環状ピストン（45）の先端と鏡板部（47）との間には第２隙間（7）が形成され、鏡板部材（48）の上面と内側シリンダ（40b）の先端との間には第３隙間（8）が形成され、ピストン側軸受部（48a）の先端とシリンダ側軸受部（36a）の下面と間には第４隙間（9）が形成されている。   As shown in FIG. 10, a first gap (6) is formed between the upper surface of the end plate member (48) and the tip of the outer cylinder (40a), and the tip of the annular piston (45) and the end plate portion (47). A second gap (7) is formed between the upper surface of the end plate member (48) and the tip of the inner cylinder (40b), and a third gap (8) is formed between the piston side bearing ( A fourth gap (9) is formed between the tip of 48a) and the lower surface of the cylinder side bearing portion (36a).

本実施形態２の回転式圧縮機（10）では、これらの隙間（6,7,8,9）の間隔がシリンダ室（41,42）の径方向においてクランク軸（33）に近い内側ほど大きくなるように設計されている。具体的に、外側シリンダ（40a）は鏡板部材（48）の上面に接しており、第１隙間（6）の間隔は極微小（ほぼゼロ）になっている。第２隙間（7）の間隔（＝Ｘ１）は第１隙間（6）よりも８μｍ大きく、第３隙間（8）の間隔（＝Ｘ２）は第１隙間（6）よりも１５μｍ大きく、第４隙間（9）の間隔（＝Ｘ３）は第１隙間（6）よりも２２μｍ大きくなっている。すなわち、外側シリンダ（40a）の高さは、環状ピストン（45）よりも８μｍ高く、内側シリンダ（40b）よりも１５μｍ高く、ピストン側軸受部（48a）の鏡板部材（48）の上側の部分よりも２２μｍ高くなっている。   In the rotary compressor (10) of the second embodiment, the interval between these gaps (6, 7, 8, 9) increases toward the inner side closer to the crankshaft (33) in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42). Designed to be Specifically, the outer cylinder (40a) is in contact with the upper surface of the end plate member (48), and the interval of the first gap (6) is extremely small (almost zero). The interval (= X1) of the second gap (7) is 8 μm larger than the first gap (6), the interval (= X2) of the third gap (8) is 15 μm larger than the first gap (6), The interval (= X3) of the gap (9) is 22 μm larger than the first gap (6). That is, the height of the outer cylinder (40a) is 8 μm higher than the annular piston (45), 15 μm higher than the inner cylinder (40b), and is higher than the upper part of the end plate member (48) of the piston side bearing portion (48a). Is also 22 μm higher.

また、これらの隙間（6,7,8,9）は、上記実施形態と同様に、ブレード（46）の低圧室（41b,42b）側からシリンダ室（41,42）の周方向に沿って該ブレード（46）の高圧室（41a,42a）側へ進むにつれて段階的に拡大するように設計されている。   Further, these gaps (6, 7, 8, 9) are formed along the circumferential direction of the cylinder chamber (41, 42) from the low pressure chamber (41b, 42b) side of the blade (46), as in the above embodiment. The blade (46) is designed to expand stepwise as it advances toward the high pressure chamber (41a, 42a).

以上の構成において、クランク軸（33）が回転すると、環状ピストン（45）は、ブレード溝（28）の方向（シリンダ室（41,42）の径方向）に進退しながら、揺動ブッシュ（27）の中心点を揺動中心として揺動する。この揺動動作により、環状ピストン（45）は、クランク軸（33）に対して偏心しながら回転（公転）運動する。   In the above configuration, when the crankshaft (33) rotates, the annular piston (45) moves forward and backward in the direction of the blade groove (28) (the radial direction of the cylinder chambers (41, 42)) ) Swing around the center point of). By this swinging operation, the annular piston (45) rotates (revolves) while being eccentric with respect to the crankshaft (33).

−運転動作−
次に、この回転式圧縮機（10）の運転動作について図１１を参照しながら説明する。 -Driving action-
Next, the operation of the rotary compressor (10) will be described with reference to FIG.

電動機（30）を起動すると、ロータ（32）の回転が回転軸（33）を介して圧縮機構（20）の環状ピストン（45）に伝達される。その結果、環状ピストン（45）が、ブレード（46）に沿って往復運動（進退動作）を行い、かつ、揺動ブッシュ（27）の中心点を揺動中心としてブレード（46）に対して揺動する。その際、シリンダ室（41,42）内では、環状ピストン（45）が外側シリンダ（40a）及び内側シリンダ（40b）に対して揺動しながら公転するので、圧縮機構（20）で所定の圧縮動作が行われる。   When the electric motor (30) is started, the rotation of the rotor (32) is transmitted to the annular piston (45) of the compression mechanism (20) via the rotating shaft (33). As a result, the annular piston (45) reciprocates (advances and retreats) along the blade (46) and swings with respect to the blade (46) with the center point of the swing bush (27) as the swing center. Move. At that time, in the cylinder chamber (41, 42), the annular piston (45) revolves while swinging with respect to the outer cylinder (40a) and the inner cylinder (40b), so that the compression mechanism (20) performs a predetermined compression. Operation is performed.

まず、外側シリンダ室（41）における圧縮動作について説明する。外側シリンダ室（41）では、図１１(Ｂ)の状態（低圧室（41b）がほぼ最小容積となる状態）から環状ピストン（45）が図の右回りに公転することで、吸入管（14）から低圧室（41b）に冷媒が吸入される。そして、シリンダ（40）が図６の(Ｃ)、(Ｄ)、(Ｅ)、(Ｆ)、(Ｇ)、(Ｈ)、の順に公転して図１１の(Ａ)の状態になると、低圧室（41b）への冷媒の吸入が完了する。   First, the compression operation in the outer cylinder chamber (41) will be described. In the outer cylinder chamber (41), the annular piston (45) revolves clockwise from the state shown in FIG. 11B (the state in which the low pressure chamber (41b) becomes almost the minimum volume), so that the suction pipe (14 ) Is sucked into the low pressure chamber (41b). When the cylinder (40) revolves in the order of (C), (D), (E), (F), (G), and (H) in FIG. The suction of the refrigerant into the low pressure chamber (41b) is completed.

冷媒の吸入が完了すると、低圧室（41b）は、図１１の(Ａ)から(Ｂ)に移行する過程で冷媒が圧縮される高圧室（41a）となる一方、ブレード（46）を隔てて新たな低圧室（41b）が形成される。この状態で環状ピストン（45）がさらに回転すると、新たに形成された低圧室（41b）において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（41a）の容積が減少し、該高圧室（41a）で冷媒が圧縮される。そして、高圧室（41a）の圧力が所定値になると、リード弁が開状態になって外側シリンダ室（41）内で圧縮された高圧冷媒が外側吐出通路（51）を通過して吐出空間（53）へ吐出される。   When the suction of the refrigerant is completed, the low pressure chamber (41b) becomes the high pressure chamber (41a) in which the refrigerant is compressed in the process of shifting from (A) to (B) in FIG. 11, while separating the blade (46). A new low pressure chamber (41b) is formed. When the annular piston (45) further rotates in this state, the suction of the refrigerant is repeated in the newly formed low-pressure chamber (41b), while the volume of the high-pressure chamber (41a) decreases, and the high-pressure chamber (41a) The refrigerant is compressed. When the pressure in the high pressure chamber (41a) reaches a predetermined value, the reed valve is opened and the high pressure refrigerant compressed in the outer cylinder chamber (41) passes through the outer discharge passage (51) and passes through the discharge space ( 53).

続いて、内側シリンダ室（42）における圧縮動作について説明する。内側シリンダ室（42）では、図１１(Ｆ)の状態（低圧室（42b）の容積がほぼ最小となる状態）から環状ピストン（45）が図の右回りに公転することで、環状ピストン（45）の貫通孔（44）を通じて低圧室（42b）へ冷媒が流入する。そして、シリンダ（40）が図１１の(Ｇ)、(Ｈ)、(Ａ)、(Ｂ)、(Ｃ)、(Ｄ)の順に公転して図１１(Ｅ)の状態になると、低圧室（42b）への冷媒の吸入が完了する。   Next, the compression operation in the inner cylinder chamber (42) will be described. In the inner cylinder chamber (42), the annular piston (45) revolves clockwise from the state shown in FIG. 11F (the state in which the volume of the low pressure chamber (42b) is substantially minimized), so that the annular piston ( The refrigerant flows into the low pressure chamber (42b) through the through hole (44) of 45). When the cylinder (40) revolves in the order of (G), (H), (A), (B), (C), (D) in FIG. 11 and enters the state of FIG. The suction of the refrigerant into (42b) is completed.

冷媒の吸入が完了すると、この低圧室（42b）は、図１１の(Ｅ)から(Ｆ)に移行する過程で冷媒が圧縮される高圧室（42a）となる一方、ブレード（46）を隔てて新たな低圧室（42b）が形成される。この状態で環状ピストン（45）がさらに回転すると、新たに形成された低圧室（42b）において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（42a）の容積が減少し、該高圧室（42a）で冷媒が圧縮される。そして、高圧室（42a）の圧力が所定値になると、リード弁が開状態になって内側シリンダ室（42）内で圧縮された高圧冷媒が内側吐出通路（52）を通過して吐出空間（53）へ吐出される。   When the suction of the refrigerant is completed, the low pressure chamber (42b) becomes a high pressure chamber (42a) in which the refrigerant is compressed in the process of shifting from (E) to (F) in FIG. 11, while separating the blade (46). Thus, a new low pressure chamber (42b) is formed. When the annular piston (45) further rotates in this state, the suction of the refrigerant is repeated in the newly formed low pressure chamber (42b), while the volume of the high pressure chamber (42a) decreases, and the high pressure chamber (42a) The refrigerant is compressed. When the pressure in the high pressure chamber (42a) reaches a predetermined value, the reed valve is opened and the high pressure refrigerant compressed in the inner cylinder chamber (42) passes through the inner discharge passage (52) and passes through the discharge space ( 53).

吐出空間（53）へ吐出された冷媒は、マフラー（23）から流出し、コアカットなどの電動機（30）の隙間を通って電動機（30）の上側の空間へ流入する。そして、電動機（30）の上側の空間へ流入した冷媒は、吐出管（13）を通じて凝縮器へ吐出される。   The refrigerant discharged into the discharge space (53) flows out of the muffler (23) and flows into the space above the electric motor (30) through the gap of the electric motor (30) such as a core cut. Then, the refrigerant flowing into the space above the electric motor (30) is discharged to the condenser through the discharge pipe (13).

ここで、上述したように、第２空間（62）は、常に概ね低圧状態である。また、外側シリンダ室（41）は、図１１に示すように、低圧状態から高圧状態への変化を繰り返す。このため、外側シリンダ室（41）と第２空間（62）との間では、圧力差が大きくなる状態が存在する。さらに、第１隙間（6）は、周方向の長さが最も長い。このため、従来の流体機械では、第１隙間（6）を通じての流体漏れ量が第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）を通じての流体漏れ量の合計に占める割合が、比較的大きくなっていた。この実施形態２では、第１隙間（6）を最も小さくすることで、合計漏れ量に占める割合が多い第１隙間（6）通じての流体漏れを優先的に減少させるようにしている。   Here, as described above, the second space (62) is always in a generally low pressure state. Further, as shown in FIG. 11, the outer cylinder chamber (41) repeats the change from the low pressure state to the high pressure state. For this reason, there exists a state in which the pressure difference becomes large between the outer cylinder chamber (41) and the second space (62). Furthermore, the first gap (6) has the longest circumferential length. For this reason, in the conventional fluid machine, the amount of fluid leakage through the first gap (6) is the sum of the amount of fluid leakage through the first gap (6), the second gap (7), and the third gap (8). The proportion occupied was relatively large. In the second embodiment, by making the first gap (6) the smallest, fluid leakage through the first gap (6), which accounts for a large proportion of the total leakage, is preferentially reduced.

−実施形態２の効果−
上記実施形態２では、第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）を通じての流体漏れ量の合計に占める割合が多い第１隙間（6）を通じての流体漏れ量を優先的に減少させるようにしている。従って、第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）を通じての流体漏れを減少させることができ、回転式圧縮機（10）の圧縮効率を向上させることができる。 -Effect of Embodiment 2-
In the second embodiment, the amount of fluid leakage through the first gap (6), which accounts for a large proportion of the total amount of fluid leakage through the first gap (6), the second gap (7), and the third gap (8). Is preferentially reduced. Accordingly, fluid leakage through the first gap (6), the second gap (7), and the third gap (8) can be reduced, and the compression efficiency of the rotary compressor (10) can be improved. .

なお、停止時に第１隙間（6）、第２隙間（7）、及び第３隙間（8）の中で第１隙間（6）が最も小さくなるだけでなく、運転時にも第１隙間（6）が最も小さくなるように第１隙間（6）の大きさを設定することが望ましい。このようにするには、環状ピストン（45）及びシリンダ（40）の熱変形量等を考慮して、第１隙間（6）の大きさを設定するばよい。   The first gap (6) is not only the smallest among the first gap (6), the second gap (7), and the third gap (8) at the time of stopping, but also the first gap (6 It is desirable to set the size of the first gap (6) so that) is minimized. In order to do this, the size of the first gap (6) may be set in consideration of the amount of thermal deformation of the annular piston (45) and the cylinder (40).

運転時に第１隙間（6）が最も小さくなるようにすると、外側シリンダ（40a）が鏡板部材（48）に接触する一方で、環状ピストン（45）は鏡板部（47）にほとんど接触せず、内側シリンダ（40b）も鏡板部材（48）にほとんど接触しない。また、外側シリンダ（40a）は環状ピストン（45）や内側シリンダ（40b）に比べて周方向の長さが長い。従って、外側シリンダ（40a）を鏡板部材（48）に接触させることで、環状ピストン（45）や内側シリンダ（40b）が接触する場合に比べて面圧が小さくなり、部材同士の異常摩耗を抑制することができる。   When the first gap (6) is made the smallest during operation, the outer cylinder (40a) contacts the end plate member (48), while the annular piston (45) hardly contacts the end plate portion (47). The inner cylinder (40b) hardly contacts the end plate member (48). The outer cylinder (40a) is longer in the circumferential direction than the annular piston (45) and the inner cylinder (40b). Therefore, by bringing the outer cylinder (40a) into contact with the end plate member (48), the surface pressure becomes smaller than when the annular piston (45) and the inner cylinder (40b) are in contact, and the abnormal wear between the members is suppressed. can do.

また、上記実施形態２では、シリンダ室（41,42）の径方向においてピストン側軸受部（48a）とシリンダ側軸受部（36a）との間の第４隙間（9）を第３隙間（8）よりも大きくすることで、運転時の熱変形量がシリンダ（40）や環状ピストン（45）よりも大きくなるピストン側軸受部（48a）及びシリンダ側軸受部（36a）において接触圧力が大きくなるのを抑制している。従って、ピストン側軸受部（48a）及びシリンダ側軸受部（36a）において異常摩耗が発生することが抑制される。   In the second embodiment, the fourth gap (9) between the piston side bearing portion (48a) and the cylinder side bearing portion (36a) in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42) is replaced with the third gap (8 ), The contact pressure increases at the piston-side bearing (48a) and cylinder-side bearing (36a) where the amount of thermal deformation during operation is greater than that of the cylinder (40) and the annular piston (45). Is suppressed. Therefore, the occurrence of abnormal wear in the piston side bearing portion (48a) and the cylinder side bearing portion (36a) is suppressed.

また、上記実施形態２では、第１隙間（6）を第４隙間（9）に比べて小さくすることで、ピストン側軸受部（48a）とシリンダ側軸受部（36a）とが接触しにくくなるようにしている。従って、ピストン側軸受部（48a）とシリンダ側軸受部（36a）との接触によって第１隙間（6）が拡大することがほとんどないので、第１隙間（6）を通じての流体漏れを確実に減少させることができる。   Moreover, in the said Embodiment 2, it becomes difficult to contact a piston side bearing part (48a) and a cylinder side bearing part (36a) by making 1st clearance gap (6) small compared with 4th clearance gap (9). I am doing so. Accordingly, the first gap (6) is hardly enlarged by the contact between the piston side bearing (48a) and the cylinder side bearing (36a), so that fluid leakage through the first gap (6) is reliably reduced. Can be made.

−実施形態２の変形例１−
実施形態２の変形例１について説明する。この変形例１では、クランク軸（33）の摺動部に供給された潤滑油が第４隙間（9）を通じてピストン側軸受部（48a）と内側シリンダ（40b）との間に形成された最内空間（61）に常に流入するように、第４隙間（9）の間隔（＝Ｘ３）が設定されている。つまり、第４隙間（9）の間隔（＝Ｘ３）は、回転式圧縮機（10）の運転時にピストン側軸受部（48a）が熱膨張しても所定の隙間が存するように設定されている。 -Modification 1 of Embodiment 2
A first modification of the second embodiment will be described. In the first modification, the lubricating oil supplied to the sliding portion of the crankshaft (33) is formed between the piston-side bearing portion (48a) and the inner cylinder (40b) through the fourth gap (9). The interval (= X3) of the fourth gap (9) is set so that it always flows into the inner space (61). That is, the interval (= X3) of the fourth gap (9) is set such that a predetermined gap exists even if the piston-side bearing portion (48a) is thermally expanded during operation of the rotary compressor (10). .

この場合、図１２に示すように、シリンダ側軸受部（36a）の下部の内周面に段差を形成して、シリンダ側軸受部（36a）の下部の内周面とクランク軸（33）との間に軸部空間（63）を形成してもよい。この軸部空間（63）を形成することで、給油路を通じてクランク軸（33）の摺動部に供給された潤滑油が第４隙間（9）を通じて最内空間（61）へ流入しやすくなる。   In this case, as shown in FIG. 12, a step is formed on the inner peripheral surface of the lower portion of the cylinder side bearing portion (36a), and the inner peripheral surface of the lower portion of the cylinder side bearing portion (36a), the crankshaft (33), A shaft space (63) may be formed between them. By forming the shaft space (63), the lubricating oil supplied to the sliding portion of the crankshaft (33) through the oil supply passage can easily flow into the innermost space (61) through the fourth gap (9). .

この変形例１では、第３隙間（8）の圧力が、内側シリンダ室（42）の圧力と最内空間（61）の圧力の間の値になる。第３隙間（8）は、内側シリンダ室（42）が低圧状態から高圧状態への変化を繰り返す一方で、最内空間（61）が常に高圧になるため、内側シリンダ室（42）の圧力変化に伴って中間圧状態から高圧状態への変化を繰り返す。このため、常に高圧空間になる最内空間（61）の圧力の方が、時間平均でみれば第３隙間（8）の圧力よりも高くなる。従って、最内空間（61）の潤滑油が第３隙間（8）に供給される。第３隙間（8）に供給された潤滑油は、内側シリンダ（40b）の先端面において第３隙間（8）を塞いでシールする。この変形例１では、第４隙間（9）と最内空間（61）とが内側油供給手段（67）を構成している。   In the first modification, the pressure in the third gap (8) is a value between the pressure in the inner cylinder chamber (42) and the pressure in the innermost space (61). The third gap (8) changes the pressure in the inner cylinder chamber (42) because the inner cylinder chamber (42) repeats a change from a low pressure state to a high pressure state, while the innermost space (61) is constantly at a high pressure. Along with this, the change from the intermediate pressure state to the high pressure state is repeated. For this reason, the pressure in the innermost space (61), which is always a high-pressure space, is higher than the pressure in the third gap (8) in terms of time average. Accordingly, the lubricating oil in the innermost space (61) is supplied to the third gap (8). The lubricating oil supplied to the third gap (8) closes and seals the third gap (8) at the tip surface of the inner cylinder (40b). In the first modification, the fourth gap (9) and the innermost space (61) constitute the inner oil supply means (67).

−実施形態２の変形例２−
実施形態２の変形例２について説明する。この変形例２では、図１３に示すように、内側油溝（67a）と内側油通路（67b）とが設けられている。内側油溝（67a）と内側油通路（67b）とは、内側油供給手段（67）を構成している。 -Modification 2 of Embodiment 2
A second modification of the second embodiment will be described. In the second modification, as shown in FIG. 13, an inner oil groove (67a) and an inner oil passage (67b) are provided. The inner oil groove (67a) and the inner oil passage (67b) constitute inner oil supply means (67).

具体的に、内側油溝（67a）は、内側シリンダ（40b）の先端面に形成され、内側シリンダ（40b）の周方向において低圧室（41b,42b）側から高圧室（41a,42a）側に亘って伸びている。内側油溝（67a）は、内側シリンダ（40b）の周方向においてブレード（46）付近を除くほぼ全周に亘って形成されている。   Specifically, the inner oil groove (67a) is formed on the tip surface of the inner cylinder (40b), and from the low pressure chamber (41b, 42b) side to the high pressure chamber (41a, 42a) side in the circumferential direction of the inner cylinder (40b). It extends over. The inner oil groove (67a) is formed over substantially the entire circumference except for the vicinity of the blade (46) in the circumferential direction of the inner cylinder (40b).

内側油通路（67b）は、入口がケーシング（15）の底部の油溜まりに開口し、出口が内側油溝（67a）に開口している。内側油通路（67b）は、下部ハウジング（37）を貫通して、外側シリンダ（40a）の上寄りの位置で内側に折れ曲がり、第３隙間（8）の上方で下側へ折れ曲がって内側油溝（67a）に達している。   The inner oil passage (67b) has an inlet opening in the oil reservoir at the bottom of the casing (15) and an outlet opening in the inner oil groove (67a). The inner oil passage (67b) passes through the lower housing (37), bends inward at an upper position of the outer cylinder (40a), and bends downward above the third gap (8) to become an inner oil groove. (67a) has been reached.

この内側油供給手段（67）では、内側油溝（67a）内の圧力が、内側シリンダ室（42）の圧力と最内空間（61）の圧力との間の値になる。内側油溝（67a）内は、内側シリンダ室（42）が低圧状態から高圧状態への変化を繰り返す一方で、最内空間（61）が常に高圧になるため、内側シリンダ室（42）の圧力変化に伴って中間圧状態から高圧状態への変化を繰り返す。このため、常に高圧空間になる油溜まりの圧力の方が、時間平均でみれば内側油溝（67a）内の圧力よりも高くなる。従って、油溜まりの潤滑油が内側油通路（67b）を通じて内側油溝（67a）に供給される。内側油溝（67a）に供給された潤滑油は、内側シリンダ（40b）の先端面において第３隙間（8）を塞いでシールする。   In the inner oil supply means (67), the pressure in the inner oil groove (67a) is a value between the pressure in the inner cylinder chamber (42) and the pressure in the innermost space (61). In the inner oil groove (67a), while the inner cylinder chamber (42) repeats a change from a low pressure state to a high pressure state, the innermost space (61) is constantly at a high pressure, so the pressure in the inner cylinder chamber (42) The change from the intermediate pressure state to the high pressure state is repeated with the change. For this reason, the pressure of the oil reservoir that always becomes a high pressure space is higher than the pressure in the inner oil groove (67a) when viewed on a time average. Accordingly, the lubricating oil in the oil reservoir is supplied to the inner oil groove (67a) through the inner oil passage (67b). The lubricating oil supplied to the inner oil groove (67a) closes and seals the third gap (8) at the tip surface of the inner cylinder (40b).

《その他の実施形態》
上記実施形態は、以下の変形例のように構成してもよい。 << Other Embodiments >>
You may comprise the said embodiment like the following modifications.

−第１変形例−
上記実施形態では、第１隙間（6）、第２隙間（7）、第３隙間（8）、第４隙間（9）の全てについて周方向に隙間の間隔を変化させていたが、全てについて周方向に隙間の間隔を変化させずに均一にしてもよく、４つの隙間（6,7,8,9）のうち何れかに適用すればそれぞれで効果を得ることができる。 -First modification-
In the above embodiment, the gaps are changed in the circumferential direction for all of the first gap (6), the second gap (7), the third gap (8), and the fourth gap (9). It may be uniform without changing the gap interval in the circumferential direction, and if applied to any one of the four gaps (6, 7, 8, 9), an effect can be obtained for each.

−第２変形例−
上記実施形態では、本発明を回転式圧縮機に適用したが、回転式膨張機に適用してもよい。 -Second modification-
In the said embodiment, although this invention was applied to the rotary compressor, you may apply to a rotary expander.

−第３変形例−
上記実施形態について、回転式流体機械（10）が、冷媒として二酸化炭素が充填されて蒸気圧縮冷凍サイクルを行う冷凍装置の冷媒回路（80）に接続されていてもよい。この場合、ケーシング（15）の底部に貯留する潤滑油には、例えば冷媒である二酸化炭素に対してほとんど融けないＰＡＧ（ポリアルキレングリコール）などの不溶性冷凍機油を使用する。 -Third modification-
About the said embodiment, the rotary fluid machine (10) may be connected to the refrigerant circuit (80) of the refrigerating apparatus which performs a vapor compression refrigeration cycle by being filled with carbon dioxide as a refrigerant. In this case, for the lubricating oil stored in the bottom of the casing (15), for example, insoluble refrigerating machine oil such as PAG (polyalkylene glycol) that hardly melts against carbon dioxide as a refrigerant is used.

回転式流体機械（10）が圧縮機である場合、冷媒回路（80）は、図１４に示すように、圧縮機（10）、放熱器（ガスクーラー）（81）、膨張弁（82）、蒸発器（83）が順次接続されて構成されている。この回転式圧縮機（10）は、蒸発器から吸入した冷媒を、二酸化炭素の臨界圧力以上の圧力になるように圧縮して凝縮器へ吐出する。   When the rotary fluid machine (10) is a compressor, the refrigerant circuit (80) includes a compressor (10), a radiator (gas cooler) (81), an expansion valve (82), as shown in FIG. The evaporator (83) is connected in sequence. The rotary compressor (10) compresses the refrigerant sucked from the evaporator so as to be a pressure equal to or higher than the critical pressure of carbon dioxide, and discharges the refrigerant to the condenser.

−第４変形例−
上記実施形態について、環状ピストン（45）にシリンダ（40）よりも熱膨張係数の大きな材料を用いて環状ピストン（45）の熱変形量がシリンダ（40）よりも大きくなるような場合には、図１５に示すように、第２隙間（7）の方が第３隙間（8）よりも大きくなるように圧縮機構（20）を構成してもよい。例えば、環状ピストン（45）にアルミ合金を用いてシリンダ（40）に鉄（鋳物）を用いるような場合である。特に、環状ピストン（45）が偏心回転運動するタイプの回転式圧縮機（10）では、振動を低減させるために重量の軽いアルミ合金を環状ピストン（45）に用いる。 -Fourth modification-
About the said embodiment, when the amount of thermal deformation of an annular piston (45) becomes larger than a cylinder (40) using a material with a thermal expansion coefficient larger than a cylinder (40) for an annular piston (45), As shown in FIG. 15, the compression mechanism (20) may be configured such that the second gap (7) is larger than the third gap (8). For example, an aluminum alloy is used for the annular piston (45) and iron (casting) is used for the cylinder (40). In particular, in the rotary compressor (10) in which the annular piston (45) rotates eccentrically, a light weight aluminum alloy is used for the annular piston (45) in order to reduce vibration.

この第４変形例によれば、回転式流体機械（10）の運転中に環状ピストン（45）の方が内側シリンダ（40b）よりも熱変形量が大きくなるような場合でも、外側シリンダ（40a）の先端と鏡板部材（37,48）、環状ピストン（45）と鏡板部（47）、及び内側シリンダ（40b）と鏡板部材（37,48）の各部材同士の接触圧力が、温度分布に拘わらずシリンダ室（41,42）の径方向において比較的均一になるので、これらの各部材同士の異常摩耗を抑制することができる。また、運転時の熱変形量が小さい外側において、部材間の隙間が広がるのを抑制できるので、シリンダ室（41,42）からの流体漏れを抑制することができる。   According to the fourth modification, even when the amount of thermal deformation of the annular piston (45) is larger than that of the inner cylinder (40b) during operation of the rotary fluid machine (10), the outer cylinder (40a ) Tip and end plate member (37,48), annular piston (45) and end plate part (47), and inner cylinder (40b) and end plate member (37,48) contact pressure between each member in the temperature distribution Regardless, since it becomes relatively uniform in the radial direction of the cylinder chamber (41, 42), abnormal wear between these members can be suppressed. Moreover, since it is possible to suppress the gap between the members from expanding on the outside where the amount of thermal deformation during operation is small, fluid leakage from the cylinder chamber (41, 42) can be suppressed.

なお、以上の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。   In addition, the above embodiment is an essentially preferable illustration, Comprising: It does not intend restrict | limiting the range of this invention, its application thing, or its use.

以上説明したように、本発明は、環状のシリンダ室内において環状のピストンの内側と外側とがそれぞれ流体室になる回転式流体機械について有用である。   As described above, the present invention is useful for a rotary fluid machine in which an inner side and an outer side of an annular piston are fluid chambers in an annular cylinder chamber.

実施形態１に係る回転式圧縮機の縦断面図である。1 is a longitudinal sectional view of a rotary compressor according to Embodiment 1. FIG. 実施形態１に係る回転式圧縮機の圧縮機構の横断面図である。2 is a cross-sectional view of a compression mechanism of the rotary compressor according to Embodiment 1. FIG. 実施形態１に係る回転式圧縮機の圧縮機構の縦断面図である。2 is a longitudinal sectional view of a compression mechanism of the rotary compressor according to Embodiment 1. FIG. 実施形態１に係る回転式圧縮機の圧縮機構における第１隙間、第２隙間、第３隙間の第１区間から第４区間までの各区間の範囲を表す横断面図である。It is a cross-sectional view showing the range of each section from the first section to the fourth section of the first gap, the second gap, and the third gap in the compression mechanism of the rotary compressor according to the first embodiment. 実施形態１に係る回転式圧縮機の圧縮機構における第１隙間、第２隙間、第３隙間の周方向における間隔の変化を表す図表である。6 is a chart showing changes in the intervals in the circumferential direction of the first gap, the second gap, and the third gap in the compression mechanism of the rotary compressor according to the first embodiment. 実施形態１に係る回転式圧縮機の圧縮機構の動作を示す横断面図である。FIG. 3 is a cross-sectional view illustrating the operation of the compression mechanism of the rotary compressor according to the first embodiment. 実施形態１の変形例に係る回転式圧縮機の圧縮機構における第１隙間、第２隙間、第３隙間の周方向における間隔の変化を表す図表である。10 is a chart showing changes in the intervals in the circumferential direction of the first gap, the second gap, and the third gap in the compression mechanism of the rotary compressor according to the modification of the first embodiment. 実施形態２に係る回転式圧縮機の縦断面図である。4 is a longitudinal sectional view of a rotary compressor according to Embodiment 2. FIG. 実施形態２に係る回転式圧縮機の圧縮機構の横断面図である。6 is a cross-sectional view of a compression mechanism of a rotary compressor according to Embodiment 2. FIG. 実施形態２に係る回転式圧縮機の圧縮機構の縦断面図である。6 is a longitudinal sectional view of a compression mechanism of a rotary compressor according to Embodiment 2. FIG. 実施形態２に係る回転式圧縮機の圧縮機構の動作を示す横断面図である。6 is a cross-sectional view showing the operation of a compression mechanism of a rotary compressor according to Embodiment 2. FIG. 実施形態２の変形例１に係る回転式圧縮機の圧縮機構の縦断面図である。FIG. 6 is a longitudinal sectional view of a compression mechanism of a rotary compressor according to Modification 1 of Embodiment 2. 実施形態２の変形例２に係る回転式圧縮機の圧縮機構の縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view of the compression mechanism of the rotary compressor which concerns on the modification 2 of Embodiment 2. FIG. その他の実施形態の第３変形例に係る回転式圧縮機を接続する冷媒回路の概略構成図である。It is a schematic block diagram of the refrigerant circuit which connects the rotary compressor which concerns on the 3rd modification of other embodiment. その他の実施形態の第４変形例に係る回転式圧縮機の圧縮機構の縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view of the compression mechanism of the rotary compressor which concerns on the 4th modification of other embodiment.

符号の説明Explanation of symbols

6 第１隙間
7 第２隙間
8 第３隙間
9 第４隙間
10 回転式圧縮機（回転式流体機械）
33 クランク軸（回転軸）
36a シリンダ側軸受部
37 下部ハウジング（鏡板部材）
40 シリンダ
41 外側シリンダ室
41a 高圧室
41b 低圧室
42 内側シリンダ室
42a 高圧室
42b 低圧室
43 貫通孔（吸入ポート）
44 貫通孔（吸入ポート）
45 環状ピストン
46 ブレード
47 鏡板部
48 鏡板部材
48a ピストン側軸受部
67 内側油供給手段
80 冷媒回路 6 First gap
7 Second gap
8 Third gap
9 4th gap
10 Rotary compressor (Rotary fluid machine)
33 Crankshaft (Rotating shaft)
36a Cylinder side bearing
37 Lower housing (end plate member)
40 cylinders
41 Outer cylinder chamber
41a High pressure chamber
41b Low pressure chamber
42 Inner cylinder chamber
42a High pressure chamber
42b Low pressure chamber
43 Through hole (suction port)
44 Through hole (suction port)
45 annular piston
46 blade
47 End plate
48 End plate material
48a Piston side bearing
67 Inside oil supply means
80 Refrigerant circuit

Claims (11)

環状のシリンダ室（41,42）を有するシリンダ（40）と、
該シリンダ（40）に対して偏心してシリンダ室（41,42）に収納され、シリンダ室（41,42）を外側シリンダ室（41）と内側シリンダ室（42）とに区画する環状ピストン（45）と、
上記シリンダ室（41,42）に配置され、各シリンダ室（41,42）を高圧室（41a,42a）と低圧室（41b,42b）とに区画するブレード（46）と、
上記シリンダ（40）又は環状ピストン（45）を偏心回転運動させる回転軸（33）とを備え、
上記シリンダ（40）と上記環状ピストン（45）とが相対的に偏心回転運動する回転式流体機械であって、
上記シリンダ（40）は、上記環状ピストン（45）の先端に対面する鏡板部（47）と、該鏡板部（47）に立設されて上記シリンダ室（41,42）の内周側を区画する内側シリンダ（40b）と、該鏡板部（47）に立設されて上記シリンダ室（41,42）の外周側を区画する外側シリンダ（40a）とを備え、
上記環状ピストン（45）の基端には、上記内側シリンダ（40b）及び外側シリンダ（40a）の先端に対面する鏡板部材（37,48）が連結され、
上記環状のシリンダ室（41,42）の径方向では、上記外側シリンダ（40a）の先端と上記鏡板部材（37,48）との間に形成された第１隙間（6）が、上記環状ピストン（45）と上記鏡板部（47）との間に形成された第２隙間（7）、及び上記内側シリンダ（40b）と上記鏡板部材（37,48）との間に形成された第３隙間（8）に比べて小さくなっていることを特徴とする回転式流体機械。 A cylinder (40) having an annular cylinder chamber (41, 42);
An annular piston (45) which is eccentric with respect to the cylinder (40) and is accommodated in the cylinder chamber (41, 42), and divides the cylinder chamber (41, 42) into an outer cylinder chamber (41) and an inner cylinder chamber (42). )When,
A blade (46) disposed in the cylinder chamber (41, 42) and dividing each cylinder chamber (41, 42) into a high pressure chamber (41a, 42a) and a low pressure chamber (41b, 42b);
A rotating shaft (33) for rotating the cylinder (40) or the annular piston (45) eccentrically,
The rotary fluid machine in which the cylinder (40) and the annular piston (45) are relatively eccentrically rotated,
The cylinder (40) includes an end plate portion (47) facing the tip of the annular piston (45), and an end portion of the end portion of the cylinder chamber (41, 42) that stands on the end plate portion (47). An inner cylinder (40b), and an outer cylinder (40a) standing on the end plate portion (47) and defining the outer peripheral side of the cylinder chamber (41, 42),
The base end of the annular piston (45) is connected to an end plate member (37, 48) facing the tip of the inner cylinder (40b) and the outer cylinder (40a),
In the radial direction of the annular cylinder chamber (41, 42), a first gap (6) formed between the tip of the outer cylinder (40a) and the end plate member (37, 48) serves as the annular piston. (45) and the second gap (7) formed between the end plate portion (47) and the third gap formed between the inner cylinder (40b) and the end plate member (37, 48). A rotary fluid machine characterized by being smaller than (8). 請求項１において、
上記環状のシリンダ室（41,42）の径方向では、上記第２隙間（7）に比べて上記第３隙間（8）が大きくなっていることを特徴とする回転式流体機械。 In claim 1,
The rotary fluid machine, wherein the third gap (8) is larger in the radial direction of the annular cylinder chamber (41, 42) than the second gap (7). 請求項１において、
上記環状ピストン（45）には、上記内側シリンダ（40b）よりも熱膨張係数が大きい材料を用いる一方、
上記環状のシリンダ室（41,42）の径方向では、上記第３隙間（8）に比べて上記第２隙間（7）が大きくなっていることを特徴とする回転式流体機械。 In claim 1,
For the annular piston (45), a material having a larger coefficient of thermal expansion than the inner cylinder (40b) is used,
The rotary fluid machine, wherein the second gap (7) is larger in the radial direction of the annular cylinder chamber (41, 42) than the third gap (8). 請求項１乃至３の何れか１つにおいて、
上記回転軸（33）は、上記鏡板部材（37,48）に係合して上記環状ピストン（45）を偏心回転運動させる一方、
上記鏡板部材（37,48）には、上記環状ピストン（45）側に立設されて上記回転軸（33）に摺接するピストン側軸受部（48a）が形成され、
上記鏡板部（47）の内側には、上記ピストン側軸受部（48a）に対面して上記回転軸（33）に摺接するシリンダ側軸受部（36a）が形成されており、
上記環状のシリンダ室（41,42）の径方向では、上記第３隙間（8）に比べて上記ピストン側軸受部（48a）と上記シリンダ側軸受部（36a）との間の第４隙間（9）が大きくなっていることを特徴とする回転式流体機械。 In any one of Claims 1 thru | or 3,
The rotating shaft (33) engages with the end plate member (37, 48) to eccentrically rotate the annular piston (45),
The end plate member (37, 48) is formed with a piston side bearing portion (48a) which is erected on the annular piston (45) side and slidably contacts the rotating shaft (33),
A cylinder side bearing portion (36a) that faces the piston side bearing portion (48a) and slidably contacts the rotating shaft (33) is formed inside the end plate portion (47),
In the radial direction of the annular cylinder chamber (41, 42), a fourth clearance (between the piston-side bearing portion (48a) and the cylinder-side bearing portion (36a) (compared to the third clearance (8)) ( 9) A rotary fluid machine characterized by an increase in size. 請求項１乃至４の何れか１つにおいて、
上記ブレード（46）と上記鏡板部材（37,48）との間の隙間は、上記シリンダ室（41,42）の径方向の内側ほど大きくなっていることを特徴とする回転式流体機械。 In any one of Claims 1 thru | or 4,
The rotary fluid machine according to claim 1, wherein a gap between the blade (46) and the end plate member (37, 48) is larger toward a radially inner side of the cylinder chamber (41, 42). 環状のシリンダ室（41,42）を有するシリンダ（40）と、
該シリンダ（40）に対して偏心してシリンダ室（41,42）に収納され、シリンダ室（41,42）を外側シリンダ室（41）と内側シリンダ室（42）とに区画する環状ピストン（45）と、
上記シリンダ室（41,42）に配置され、各シリンダ室（41,42）を高圧室（41a,42a）と低圧室（41b,42b）とに区画するブレード（46）と、
上記シリンダ又は環状ピストン（45）を偏心回転運動させる回転軸（33）とを備え、
上記シリンダ（40）と上記環状ピストン（45）とが相対的に偏心回転運動する回転式流体機械であって、
上記ブレード（46）は、上記環状ピストン（45）の基端が連結された鏡板部材（37,48）に対面しており、
上記ブレード（46）と上記鏡板部材（37,48）との間の隙間は、上記シリンダ室（41,42）の径方向の内側ほど大きくなっていることを特徴とする回転式流体機械。 A cylinder (40) having an annular cylinder chamber (41, 42);
An annular piston (45) which is eccentric with respect to the cylinder (40) and is accommodated in the cylinder chamber (41, 42), and divides the cylinder chamber (41, 42) into an outer cylinder chamber (41) and an inner cylinder chamber (42). )When,
A blade (46) disposed in the cylinder chamber (41, 42) and dividing each cylinder chamber (41, 42) into a high pressure chamber (41a, 42a) and a low pressure chamber (41b, 42b);
A rotating shaft (33) for eccentrically rotating the cylinder or the annular piston (45),
The rotary fluid machine in which the cylinder (40) and the annular piston (45) are relatively eccentrically rotated,
The blade (46) faces the end plate member (37, 48) to which the base end of the annular piston (45) is connected,
The rotary fluid machine according to claim 1, wherein a gap between the blade (46) and the end plate member (37, 48) is larger toward a radially inner side of the cylinder chamber (41, 42). 環状のシリンダ室（41,42）を有するシリンダ（40）と、
該シリンダ（40）に対して偏心してシリンダ室（41,42）に収納され、シリンダ室（41,42）を外側シリンダ室（41）と内側シリンダ室（42）とに区画する環状ピストン（45）と、
上記シリンダ室（41,42）に配置され、各シリンダ室（41,42）を高圧室（41a,42a）と低圧室（41b,42b）とに区画するブレード（46）とを備え、
上記シリンダ（40）と上記環状ピストン（45）とが相対的に偏心回転運動する回転式流体機械であって、
上記シリンダ（40）は、上記環状ピストン（45）の先端に対面する鏡板部（47）と、該鏡板部（47）に立設されて上記シリンダ室（41,42）の内周側を区画する内側シリンダ（40b）と、該鏡板部（47）に立設されて上記シリンダ室（41,42）の外周側を区画する外側シリンダ（40a）とを備え、
上記環状ピストン（45）の基端には、上記内側シリンダ（40b）及び外側シリンダ（40a）の先端に対面する鏡板部材（37,48）が連結され、
上記環状ピストン（45）の先端と上記鏡板部（47）との間、上記内側シリンダ（40b）の先端と上記鏡板部材（37,48）との間、及び上記外側シリンダ（40a）の先端と上記鏡板部材（37,48）との間には、それぞれ隙間（6,7,8）が形成されており、
上記隙間（6,7,8）のうち少なくとも１つは、シリンダ室（41,42）の周方向に沿って上記ブレード（46）の低圧室（41b,42b）側から該ブレード（46）の高圧室（41a,42a）側へ進むにつれて連続的に又は段階的に拡大してゆくことを特徴とする回転式流体機械。 A cylinder (40) having an annular cylinder chamber (41, 42);
An annular piston (45) which is eccentric with respect to the cylinder (40) and is accommodated in the cylinder chamber (41, 42), and divides the cylinder chamber (41, 42) into an outer cylinder chamber (41) and an inner cylinder chamber (42). )When,
A blade (46) disposed in the cylinder chamber (41, 42) and dividing each cylinder chamber (41, 42) into a high pressure chamber (41a, 42a) and a low pressure chamber (41b, 42b);
The rotary fluid machine in which the cylinder (40) and the annular piston (45) are relatively eccentrically rotated,
The cylinder (40) includes an end plate portion (47) facing the tip of the annular piston (45), and an end portion of the end portion of the cylinder chamber (41, 42) that stands on the end plate portion (47). An inner cylinder (40b), and an outer cylinder (40a) standing on the end plate portion (47) and defining the outer peripheral side of the cylinder chamber (41, 42),
The base end of the annular piston (45) is connected to an end plate member (37, 48) facing the tip of the inner cylinder (40b) and the outer cylinder (40a),
Between the tip of the annular piston (45) and the end plate portion (47), between the end of the inner cylinder (40b) and the end plate member (37, 48), and the tip of the outer cylinder (40a) A gap (6, 7, 8) is formed between the end plate member (37, 48),
At least one of the gaps (6, 7, 8) is formed in the blade (46) from the low pressure chamber (41b, 42b) side of the blade (46) along the circumferential direction of the cylinder chamber (41, 42). A rotary fluid machine that expands continuously or stepwise as it advances toward the high-pressure chamber (41a, 42a). 環状のシリンダ室（41,42）を有するシリンダ（40）と、
該シリンダ（40）に対して偏心してシリンダ室（41,42）に収納され、シリンダ室（41,42）を外側シリンダ室（41）と内側シリンダ室（42）とに区画する環状ピストン（45）と、
上記シリンダ室（41,42）に配置され、各シリンダ室（41,42）を高圧室（41a,42a）と低圧室（41b,42b）とに区画するブレード（46）とを備え、
上記外側シリンダ（40a）及び環状ピストン（45）の低圧室（41b,42b）側のブレード（46）寄りの位置には、低圧流体を吸入するための吸入ポート（43,44）がそれぞれ形成され、
上記シリンダ（40）と上記環状ピストン（45）とが相対的に偏心回転運動して上記吸入ポート（43,44）から吸入した流体を圧縮する回転式流体機械であって、
上記シリンダ（40）は、上記環状ピストン（45）の先端に対面する鏡板部（47）と、該鏡板部（47）に立設されて上記シリンダ室（41,42）の内周側を区画する内側シリンダ（40b）と、該鏡板部（47）に立設されて上記シリンダ室（41,42）の外周側を区画する外側シリンダ（40a）とを備え、
上記環状ピストン（45）の基端には、上記内側シリンダ（40b）及び外側シリンダ（40a）の先端に対面する鏡板部材（37,48）が連結され、
上記環状ピストン（45）の先端と上記鏡板部（47）との間、上記内側シリンダ（40b）の先端と上記鏡板部材（37,48）との間、及び上記外側シリンダ（40a）の先端と上記鏡板部材（37,48）との間には、それぞれ隙間（6,7,8）が形成されており、
上記隙間（6,7,8）のうち少なくとも１つは、上記ブレード（46）の低圧室（41b,42b）側からシリンダ室（41,42）の周方向において上記吸入ポート（43,44）側へ所定距離だけ進んだ位置に亘る第１隙間と残りの第２隙間とによって構成されており、該第２隙間はシリンダ室（41,42）の周方向に沿って高圧室（41a,42a）側へ進むにつれて連続的に又は段階的に拡大する一方、上記第２隙間の吸入ポート（43,44）側における間隔に比べて上記第１隙間が広くなっていることを特徴とする回転式流体機械。 A cylinder (40) having an annular cylinder chamber (41, 42);
An annular piston (45) which is eccentric with respect to the cylinder (40) and is accommodated in the cylinder chamber (41, 42), and divides the cylinder chamber (41, 42) into an outer cylinder chamber (41) and an inner cylinder chamber (42). )When,
A blade (46) disposed in the cylinder chamber (41, 42) and dividing each cylinder chamber (41, 42) into a high pressure chamber (41a, 42a) and a low pressure chamber (41b, 42b);
Suction ports (43, 44) for sucking low pressure fluid are formed at positions near the blade (46) on the low pressure chamber (41b, 42b) side of the outer cylinder (40a) and the annular piston (45), respectively. ,
A rotary fluid machine in which the cylinder (40) and the annular piston (45) are relatively eccentrically rotated to compress fluid sucked from the suction port (43, 44),
The cylinder (40) includes an end plate portion (47) facing the tip of the annular piston (45), and an end portion of the end portion of the cylinder chamber (41, 42) that stands on the end plate portion (47). An inner cylinder (40b), and an outer cylinder (40a) standing on the end plate portion (47) and defining the outer peripheral side of the cylinder chamber (41, 42),
The base end of the annular piston (45) is connected to an end plate member (37, 48) facing the tip of the inner cylinder (40b) and the outer cylinder (40a),
Between the tip of the annular piston (45) and the end plate portion (47), between the end of the inner cylinder (40b) and the end plate member (37, 48), and the tip of the outer cylinder (40a) A gap (6, 7, 8) is formed between the end plate member (37, 48),
At least one of the gaps (6, 7, 8) is formed in the suction port (43, 44) in the circumferential direction of the cylinder chamber (41, 42) from the low pressure chamber (41b, 42b) side of the blade (46). The first gap and the remaining second gap are provided at a position advanced by a predetermined distance to the side, and the second gap is formed along the circumferential direction of the cylinder chamber (41, 42) with the high pressure chamber (41a, 42a). The rotary type is characterized in that it expands continuously or stepwise as it goes to the side, while the first gap is wider than the distance of the second gap on the suction port (43, 44) side. Fluid machinery. 請求項１乃至３の何れか１つにおいて、
上記回転軸（33）は、上記鏡板部材（37,48）に係合して上記環状ピストン（45）を偏心回転運動させる一方、
上記鏡板部材（37,48）には、上記環状ピストン（45）側に立設されて上記回転軸（33）を摺動自在に支持するピストン側軸受部（48a）が形成され、
上記鏡板部（47）の内側には、上記ピストン側軸受部（48a）の先端に対面して上記回転軸（33）を摺動自在に支持するシリンダ側軸受部（36a）が形成されており、
上記環状のシリンダ室（41,42）の径方向では、上記第１隙間（6）が、上記ピストン側軸受部（48a）の先端と上記シリンダ側軸受部（36a）との間に形成された第４隙間（9）に比べて小さくなっていることを特徴とする回転式流体機械。 In any one of Claims 1 thru | or 3,
The rotating shaft (33) engages with the end plate member (37, 48) to eccentrically rotate the annular piston (45),
The end plate member (37, 48) is formed with a piston-side bearing (48a) that is erected on the annular piston (45) side and slidably supports the rotating shaft (33).
A cylinder side bearing part (36a) is formed on the inner side of the end plate part (47) so as to face the tip of the piston side bearing part (48a) and slidably support the rotating shaft (33). ,
In the radial direction of the annular cylinder chamber (41, 42), the first gap (6) is formed between the tip of the piston side bearing portion (48a) and the cylinder side bearing portion (36a). A rotary fluid machine characterized by being smaller than the fourth gap (9). 請求項９において、
上記第３隙間（8）へ潤滑油を供給するための内側油供給手段（67）を備えていることを特徴とする回転式流体機械。 In claim 9,
A rotary fluid machine comprising an inner oil supply means (67) for supplying lubricating oil to the third gap (8). 請求項１乃至１０の何れか１つにおいて、
冷凍サイクルを行う冷凍装置の冷媒回路（80）に接続されて、該冷媒回路（80）に冷媒として充填された二酸化炭素の圧縮、又膨張を行うことを特徴とする回転式流体機械。 In any one of claims 1 to 10,
A rotary fluid machine connected to a refrigerant circuit (80) of a refrigeration apparatus for performing a refrigeration cycle, and compressing or expanding carbon dioxide filled in the refrigerant circuit (80) as a refrigerant.
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Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5123371Y1 (en) * 1973-10-11 1976-06-16
JPS6087385U (en) * 1983-11-22 1985-06-15 三菱重工業株式会社 Ring swing type fluid machine
JPH0719187A (en) * 1993-07-01 1995-01-20 Hitachi Ltd Scroll fluid machine
JP2001065888A (en) * 1999-08-27 2001-03-16 Daikin Ind Ltd Carbon dioxide refrigerating machine
JP2002005052A (en) * 2000-06-22 2002-01-09 Mitsubishi Heavy Ind Ltd Scroll compressor
JP2004232545A (en) * 2003-01-30 2004-08-19 Matsushita Electric Ind Co Ltd Scroll compressor

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5123371Y1 (en) * 1973-10-11 1976-06-16
JPS6087385U (en) * 1983-11-22 1985-06-15 三菱重工業株式会社 Ring swing type fluid machine
JPH0719187A (en) * 1993-07-01 1995-01-20 Hitachi Ltd Scroll fluid machine
JP2001065888A (en) * 1999-08-27 2001-03-16 Daikin Ind Ltd Carbon dioxide refrigerating machine
JP2002005052A (en) * 2000-06-22 2002-01-09 Mitsubishi Heavy Ind Ltd Scroll compressor
JP2004232545A (en) * 2003-01-30 2004-08-19 Matsushita Electric Ind Co Ltd Scroll compressor

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