JP2008082269A

JP2008082269A - Compressor

Info

Publication number: JP2008082269A
Application number: JP2006264178A
Authority: JP
Inventors: Yoshitaka Shibamoto; 祥孝芝本; Ryuzo Sotojima; 隆造外島; Masanori Masuda; 正典増田; Takashi Shimizu; 孝志清水; Kazuhiro Kosho; 和宏古庄; Kenichi Sata; 健一佐多
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2006-09-28
Filing date: 2006-09-28
Publication date: 2008-04-10
Anticipated expiration: 2026-09-28
Also published as: JP4807209B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent malfunction caused by a resonance phenomenon by improving adjacent delivery valves (47, 48) arranged in a compression mechanism (20) provided with a plurality of cylinder chambers (C1, C2) and opening/closing a plurality of delivery ports (45, 46). <P>SOLUTION: The delivery valves (47, 48) are composed of reed valves. When the delivery ports (45, 46) is set to have different timing, the natural frequency ωn (Hz) and maximum operational frequency fmax (Hz) of the delivery valves (47, 48) are set to satisfy a relational expression: ωn>fmax×(2π/α), where α(rad) represents the minimum phase difference in compression progress (0<α≤π) between the cylinder chambers (C1, C2). <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

本発明は、ケーシング内に圧縮機構を備えた圧縮機に関し、特に複数のシリンダ室を備えた圧縮機構に設けられる吐出弁に関するものである The present invention relates to a compressor having a compression mechanism in a casing, and more particularly to a discharge valve provided in a compression mechanism having a plurality of cylinder chambers.

従来、例えば容量の異なる複数のシリンダ室を備えた圧縮機構を有する圧縮機として、シリンダが有する環状のシリンダ室の内部に該シリンダ室を外側シリンダ室と内側シリンダ室とに区画する環状ピストンが配置されるとともに、シリンダに対して環状ピストンが偏心回転運動をするように構成された圧縮機構を有するものがある（例えば、特許文献１参照）。 Conventionally, for example, as a compressor having a compression mechanism having a plurality of cylinder chambers having different capacities, an annular piston that divides the cylinder chamber into an outer cylinder chamber and an inner cylinder chamber is disposed inside the annular cylinder chamber of the cylinder. In addition, some have a compression mechanism configured such that an annular piston performs an eccentric rotational motion with respect to a cylinder (see, for example, Patent Document 1).

この圧縮機では、環状ピストンの偏心回転運動に伴うシリンダ室の容積変化によって冷媒が圧縮される。図６及び図７（図６のVII−VII断面図）に示すように、この圧縮機（100）では、密閉型のケーシング（110）内に、圧縮機構（120）と、該圧縮機構（120）を駆動する電動機（130）とが収納されている。 In this compressor, the refrigerant is compressed by the change in volume of the cylinder chamber accompanying the eccentric rotational movement of the annular piston. As shown in FIGS. 6 and 7 (sectional view taken along the line VII-VII in FIG. 6), in this compressor (100), a compression mechanism (120) and a compression mechanism (120) are placed in a sealed casing (110). ) Is stored.

上記圧縮機構（120）は、環状のシリンダ室（C1，C2）を有するシリンダ（121）と、このシリンダ室（C1，C2）に配置された環状ピストン（122）とを有している。上記シリンダ（121）は、互いに同心上に配置された外側シリンダ（121a）と内側シリンダ（121b）とを備え、外側シリンダ（121a）と内側シリンダ（121b）の間に上記シリンダ室（C1，C2）が形成されている。 The compression mechanism (120) includes a cylinder (121) having an annular cylinder chamber (C1, C2) and an annular piston (122) disposed in the cylinder chamber (C1, C2). The cylinder (121) includes an outer cylinder (121a) and an inner cylinder (121b) arranged concentrically with each other, and the cylinder chambers (C1, C2) between the outer cylinder (121a) and the inner cylinder (121b). ) Is formed.

上記シリンダ（121）はケーシング（110）に固定されている。また、環状ピストン（122）は電動機に連結されている駆動軸（133）の偏心部（133a）に連結され、該駆動軸（133）の中心に対して偏心回転運動をするように構成されている。 The cylinder (121) is fixed to the casing (110). The annular piston (122) is connected to the eccentric part (133a) of the drive shaft (133) connected to the electric motor, and is configured to make an eccentric rotational movement with respect to the center of the drive shaft (133). Yes.

環状ピストン（122）は、駆動軸（133）の偏心部（133a）に摺動自在に嵌合する軸嵌合部（122a）と、軸嵌合部（122a）の外周側で該軸嵌合部（122a）と同心上に位置する環状ピストン本体部（122b）と、軸嵌合部（122a）と環状ピストン本体部（122b）とを図６の下端側（圧縮機構（120）における軸方向の一端側）で連接するピストン鏡板（122c）とを備えている。 The annular piston (122) has a shaft fitting portion (122a) that is slidably fitted to the eccentric portion (133a) of the drive shaft (133), and the shaft fitting portion on the outer peripheral side of the shaft fitting portion (122a). The annular piston body (122b), the shaft fitting part (122a) and the annular piston body (122b) positioned concentrically with the part (122a) are connected to the lower end side of FIG. 6 (in the axial direction of the compression mechanism (120)). A piston end plate (122c) connected at one end of the cylinder.

上記環状ピストン（122）は、環状ピストン本体部（122b）の外周面の１点が外側シリンダ（121a）の内周面に実質的に接する（「実質的に接する」とは、厳密に言うと油膜ができる程度の微細な隙間があるが、その隙間での冷媒の漏れが問題にならない状態をいう）と同時に、それと位相が１８０°異なる位置において内周面の一点が内側シリンダ（121b）の外周面に実質的に接する状態を保ちながら、偏心回転運動をするように構成されている。この結果、環状ピストン本体部（122b）の外側には外側シリンダ室（C1）が形成され、内側には内側シリンダ室（C2）が形成されている。また、上記軸嵌合部（122a）と上記内側シリンダ（121b）との間には、上記軸嵌合部（122a）の偏心回転運動を許容する一方で冷媒の圧縮には用いられないピストン動作空間（125）が形成されている。 The annular piston (122) has one point on the outer peripheral surface of the annular piston main body (122b) substantially in contact with the inner peripheral surface of the outer cylinder (121a). At the same time, a point on the inner peripheral surface of the inner cylinder (121b) is at a position that is 180 ° out of phase. While maintaining a state of being substantially in contact with the outer peripheral surface, it is configured to perform an eccentric rotational motion. As a result, an outer cylinder chamber (C1) is formed outside the annular piston body (122b), and an inner cylinder chamber (C2) is formed inside. Also, between the shaft fitting portion (122a) and the inner cylinder (121b), a piston operation that allows eccentric rotation of the shaft fitting portion (122a) but is not used for refrigerant compression. A space (125) is formed.

上記環状ピストン本体部（122b）は一箇所で分断されてＣ型のリング形状に形成されている。また、シリンダ（121）には、外側シリンダ（121a）及び内側シリンダ（121b）と一体にブレード（123）が形成され、該ブレード（123）が環状ピストン本体部（122b）の分断箇所を挿通している。ブレード（123）と環状ピストン（122）は、揺動ブッシュ（127）を介して相対的な揺動運動が可能に連結されている。 The said annular piston main-body part (122b) is parted in one place, and is formed in the C-shaped ring shape. Also, the cylinder (121) is formed with a blade (123) integrally with the outer cylinder (121a) and the inner cylinder (121b), and the blade (123) is inserted through the dividing portion of the annular piston body (122b). ing. The blade (123) and the annular piston (122) are connected to each other via a swing bush (127) so that relative swinging motion is possible.

上記ブレード（123）は外側シリンダ室（C1）及び内側シリンダ室（C2）をそれぞれ２つに区画している。具体的には、外側シリンダ室（C1）は高圧室（C1-Hp）と低圧室（C1-Lp）とに区画され、内側シリンダ室（C2）も高圧室（C2-Hp）と低圧室（C2-Lp）とに区画されている。外側シリンダ（121a）には、上記ケーシング（110）に設けられる吸入管（114）から外側シリンダ室（C1）に連通する吸入口（141）がブレード（123）の近傍に形成されている。また、環状ピストン（122）には、該吸入口（141）の近傍に貫通孔（143）が形成され、該貫通孔（143）によって外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）の低圧室（C1-Lp，C2-Lp）同士が連通している。さらに、上記圧縮機構（120）には、上記両シリンダ室（C1，C2）の高圧室（C1-Hp，C2-Hp）をケーシング（110）内の高圧空間（S）に連通させる吐出ポート（145，146）が各シリンダ室（C1，C2）に対応して設けられている。圧縮機構（120）には、各吐出ポート（145，146）を開閉する吐出弁（147，148）が設けられている。 The blade (123) divides the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2) into two parts. Specifically, the outer cylinder chamber (C1) is divided into a high pressure chamber (C1-Hp) and a low pressure chamber (C1-Lp), and the inner cylinder chamber (C2) is also divided into a high pressure chamber (C2-Hp) and a low pressure chamber ( C2-Lp). The outer cylinder (121a) has a suction port (141) communicating with the outer cylinder chamber (C1) from a suction pipe (114) provided in the casing (110) in the vicinity of the blade (123). The annular piston (122) is formed with a through hole (143) in the vicinity of the suction port (141), and the through hole (143) allows low pressures in the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2). The chambers (C1-Lp, C2-Lp) communicate with each other. Further, the compression mechanism (120) has a discharge port (C1 and H2) for communicating the high pressure chambers (C1 and H2) of the cylinder chambers (C1 and C2) with the high pressure space (S) in the casing (110). 145, 146) are provided corresponding to the cylinder chambers (C1, C2). The compression mechanism (120) is provided with discharge valves (147, 148) that open and close the discharge ports (145, 146).

この圧縮機構（120）では、駆動軸（133）の回転に伴って上記環状ピストン（122）が偏心回転運動をすると、外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）のそれぞれで、容積の拡大と縮小が交互に繰り返される。そして、各シリンダ室（C1，C2）の容積が拡大する際には、冷媒を吸入口（141）からシリンダ室（C1，C2）内へ吸入する吸入行程が行われ、容積が縮小する際には、冷媒を各シリンダ室（C1，C2）内で圧縮する圧縮行程と、冷媒を各シリンダ室（C1，C2）から吐出ポートを介してケーシング（110）内の高圧空間（119）へ吐出する吐出行程が行われる。ケーシング（110）の高圧空間（119）に吐出された高圧の冷媒は、該ケーシング（110）に設けられている吐出管（115）を介して冷媒回路の凝縮器へ流出していく。
特開２００５−３３０９６２号公報 In this compression mechanism (120), when the annular piston (122) rotates eccentrically with the rotation of the drive shaft (133), the volume of each of the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2) is increased. Enlargement and reduction are repeated alternately. When the volume of each cylinder chamber (C1, C2) is increased, a suction stroke is performed in which refrigerant is sucked into the cylinder chamber (C1, C2) from the suction port (141). Is a compression process for compressing the refrigerant in each cylinder chamber (C1, C2), and discharges the refrigerant from each cylinder chamber (C1, C2) to the high-pressure space (119) in the casing (110) via the discharge port. A discharge stroke is performed. The high-pressure refrigerant discharged into the high-pressure space (119) of the casing (110) flows out to the condenser of the refrigerant circuit via the discharge pipe (115) provided in the casing (110).
JP-A-2005-330962

上記の圧縮機（100）は、容量の異なる独立した２つのシリンダ室（C1，C2）を有し、各シリンダ室（C1，C2）での圧縮動作が実質的に１８０°の位相差で行われる。ここで、上記の圧縮機（100）で各シリンダ室（C1，C2）の吐出ポート（145，145）が近接して配置されている場合、運転周波数が各吐出弁（147，148）の固有振動数より小さくても共振現象が起こる場合がある。これは、吐出周波数が運転周波数の２倍であり、かつその２倍の周波数での振動が吐出弁（147，148）に対する加振力となるためである。その結果、上記の圧縮機（100）では、吐出弁（147，148）の閉じ遅れによる圧縮ガスの内部漏れが発生して効率の低下を招いたり、負荷トルクの変動が増大して異常振動が発生したりするおそれがあった。 The compressor (100) has two independent cylinder chambers (C1, C2) having different capacities, and the compression operation in each cylinder chamber (C1, C2) is performed with a phase difference of substantially 180 °. Is called. Here, in the above compressor (100), when the discharge ports (145, 145) of the cylinder chambers (C1, C2) are arranged close to each other, the operation frequency is specific to each discharge valve (147, 148). A resonance phenomenon may occur even when the frequency is lower than the frequency. This is because the discharge frequency is twice the operating frequency, and the vibration at the double frequency becomes the excitation force for the discharge valves (147, 148). As a result, in the compressor (100) described above, internal leakage of compressed gas occurs due to delay in closing of the discharge valves (147, 148), resulting in a decrease in efficiency, and fluctuations in load torque increase, causing abnormal vibration. There was a risk of occurrence.

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、複数のシリンダ室を備えた圧縮機構に配置される近接した複数の吐出弁を改良し、吐出弁の共振現象に起因する不具合の発生を防止することである。 The present invention has been made in view of such a point, and the object thereof is to improve a plurality of adjacent discharge valves arranged in a compression mechanism having a plurality of cylinder chambers, and is caused by a resonance phenomenon of the discharge valves. This is to prevent the occurrence of defects.

第１の発明は、複数のシリンダ室（C1，C2）を備えた圧縮機構（20）を有し、該圧縮機構（20）に、各シリンダ室（C1，C2）に対応して形成された複数の吐出ポート（45，46）と各吐出ポート（45，46）を開閉する複数の吐出弁（47，48）とが設けられ、各吐出弁（47，48）がリード弁により構成され、各吐出ポート（45，46）が互いに近接して配置され、各吐出ポート（45，46）の吐出タイミングが異なるように設定された（吐出タイミングに位相差がある）圧縮機を前提としている。 1st invention has the compression mechanism (20) provided with the several cylinder chamber (C1, C2), and was formed corresponding to each cylinder chamber (C1, C2) in this compression mechanism (20) A plurality of discharge ports (45, 46) and a plurality of discharge valves (47, 48) for opening and closing each discharge port (45, 46) are provided, each discharge valve (47, 48) is constituted by a reed valve, It is premised on a compressor in which the discharge ports (45, 46) are arranged close to each other and the discharge timings of the discharge ports (45, 46) are set to be different (there is a phase difference in the discharge timing).

そして、この圧縮機は、各吐出弁（47，48）の固有振動数ωｎ（Hz）と最大運転周波数ｆmax（Hz）とが、α（rad）を各シリンダ室（C1，C2）間における最小の圧縮進行位相差（０＜α≦π）とすると、
ωｎ＞ｆmax×（２π／α）
の関係式を満たすように構成されていることを特徴としている。この構成は、シリンダ室が３つ以上の場合でも適用可能である。 In this compressor, the natural frequency ωn (Hz) and the maximum operating frequency fmax (Hz) of each discharge valve (47, 48) are set to the minimum between each cylinder chamber (C1, C2). When the compression progression phase difference (0 <α ≦ π) is
ωn> fmax × (2π / α)
It is characterized by satisfy | filling the relational expression of. This configuration is applicable even when there are three or more cylinder chambers.

なお、上記構成要件のうち、「小径側吐出弁（47，48）と大径側吐出弁（47，48）とが近接して配置され、」の「近接して」は、各吐出弁（47，48）の一方の開閉動作が他方の吐出弁（47，48）に対する加振力として作用する程度の距離のことを表している。 In addition, among the above structural requirements, “closely” of “small diameter side discharge valve (47, 48) and large diameter side discharge valve (47, 48) are arranged close to each other” means each discharge valve ( 47, 48) represents a distance to which one of the opening / closing operations acts as an excitation force for the other discharge valve (47, 48).

この第１の発明では、独立した複数のシリンダ室（C1，C2）での圧縮動作が所定の位相差で行われる。上述したように、圧縮機で各シリンダ室（C1，C2）の吐出ポート（45，46）が近接して配置されている場合、運転周波数が各吐出弁（47，48）の固有振動数より小さくても共振現象が起こる場合があり、吐出弁（47，48）の閉じ遅れによる圧縮ガスの内部漏れが発生して効率の低下を招いたり、負荷トルクの変動が増大して異常振動が発生したりするおそれがある。これに対して、上記第１の発明では、各吐出弁（47，48）の固有振動数ωｎ（Hz）と圧縮機の最大運転周波数ｆmax（Hz）との関係を特定しており、例えばシリンダ室（C1，C2）が２つであって、上記位相差が実質的に１８０°である場合はωｎをｆmaxの２倍よりも大きくなるようにしているので、共振現象の発生を防止できる。 In the first aspect of the invention, the compression operation in the independent cylinder chambers (C1, C2) is performed with a predetermined phase difference. As described above, when the discharge ports (45, 46) of the cylinder chambers (C1, C2) are arranged close to each other in the compressor, the operating frequency is determined by the natural frequency of each discharge valve (47, 48). Even if it is small, resonance may occur, causing internal leakage of compressed gas due to delay in closing of the discharge valve (47, 48), resulting in a decrease in efficiency, and fluctuation in load torque increases, causing abnormal vibration There is a risk of doing so. On the other hand, in the first invention, the relationship between the natural frequency ωn (Hz) of each discharge valve (47, 48) and the maximum operating frequency fmax (Hz) of the compressor is specified. When there are two chambers (C1, C2) and the phase difference is substantially 180 °, ωn is set to be larger than twice fmax, so that the occurrence of a resonance phenomenon can be prevented.

第２の発明は、第１の発明において、上記複数のシリンダ室（C1，C2）の容量が互いに異なり、上記複数の吐出ポート（45，46）が、各シリンダ室（C1，C2）の容量に対応して異なる開口面積に形成されていることを特徴としている。 According to a second invention, in the first invention, the cylinder chambers (C1, C2) have different capacities, and the discharge ports (45, 46) have capacities in the cylinder chambers (C1, C2). It is characterized by being formed in different opening areas.

この第２の発明では、各吐出ポート（45，46）を各シリンダ室（C1，C2）の容量に対応して異なる開口面積にすることにより、小さいシリンダ室（C1，C2）から吐出されるガスの流速と大きいシリンダ室（C1，C2）から吐出されるガスの流速とを合わせることができる。 In the second aspect of the invention, each discharge port (45, 46) is discharged from a small cylinder chamber (C1, C2) by having different opening areas corresponding to the capacity of each cylinder chamber (C1, C2). The flow rate of gas and the flow rate of gas discharged from the large cylinder chamber (C1, C2) can be matched.

第３の発明は、第１または第２の発明において、上記圧縮機構（20）が、環状のシリンダ室（C1，C2）を有するシリンダ（21）と、該シリンダ（21）に対して偏心してシリンダ室（C1，C2）に収納され、シリンダ室（C1，C2）を外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）とに区画する環状ピストン（22）と、上記シリンダ室（C1，C2）に配置され、各シリンダ室（C1，C2）を高圧室（C1-Hp，C2-Hp）と低圧室（C1-Lp，C2-Lp）とに区画するブレード（23）とを有し、シリンダ（21）と環状ピストン（22）とが相対的に偏心回転運動をするように構成され、上記シリンダ（21）には、外側シリンダ室（C1）に連通する外側吐出ポート（45）及び外側吐出弁（47）と、内側シリンダ室（C2）に連通する内側吐出ポート（46）及び内側吐出弁（48）とが設けられていることを特徴としている。 According to a third invention, in the first or second invention, the compression mechanism (20) is eccentric with respect to the cylinder (21) having an annular cylinder chamber (C1, C2) and the cylinder (21). An annular piston (22) that is housed in the cylinder chamber (C1, C2) and divides the cylinder chamber (C1, C2) into an outer cylinder chamber (C1) and an inner cylinder chamber (C2), and the cylinder chambers (C1, C2) ), And blades (23) that divide each cylinder chamber (C1, C2) into a high pressure chamber (C1-Hp, C2-Hp) and a low pressure chamber (C1-Lp, C2-Lp), The cylinder (21) and the annular piston (22) are configured to relatively eccentrically rotate. The cylinder (21) includes an outer discharge port (45) communicating with the outer cylinder chamber (C1) and an outer side. A discharge valve (47), an inner discharge port (46) and an inner discharge valve (48) communicating with the inner cylinder chamber (C2) are provided. It is characterized in.

この第３の発明では、環状ピストン（22）の内外に２つのシリンダ室（C1，C2）が形成され、環状ピストン（22）が偏心回転運動をする圧縮機において、共振現象の発生を防止できる。 In the third aspect of the invention, in the compressor in which two cylinder chambers (C1, C2) are formed inside and outside of the annular piston (22) and the annular piston (22) rotates eccentrically, it is possible to prevent the occurrence of a resonance phenomenon. .

第４の発明は、第３の発明において、上記ブレード（23）がシリンダ（21）に設けられ、上記環状ピストン（22）とブレード（23）とを相互に可動に連結する連結部材（27）を備えていることを特徴としている。 According to a fourth invention, in the third invention, the blade (23) is provided in the cylinder (21), and the connecting member (27) movably connects the annular piston (22) and the blade (23) to each other. It is characterized by having.

第５の発明は、第４の発明において、環状ピストン（22）が、円環の一部分が分断されたＣ型形状に形成され、ブレード（23）が、環状のシリンダ室（C1，C2）の内周側の壁面から外周側の壁面まで、環状ピストン（22）の分断箇所を挿通して延在するように構成され、連結部材（27）が、上記ブレード（23）を進退可能に保持するブレード溝（28）と、上記環状ピストン（22）に分断箇所において揺動自在に保持される円弧状外周面とを有する揺動ブッシュ（27）であることを特徴としている。 According to a fifth aspect of the present invention, in the fourth aspect, the annular piston (22) is formed in a C-shape with a part of the ring divided, and the blade (23) is formed of the annular cylinder chamber (C1, C2). It is configured to extend from the inner peripheral wall surface to the outer peripheral wall surface through the dividing portion of the annular piston (22), and the connecting member (27) holds the blade (23) so as to advance and retreat. The rocking bush (27) has a blade groove (28) and an arcuate outer peripheral surface held by the annular piston (22) so as to be rockable at a parting position.

これらの第４，第５の発明では、環状ピストン（22）が偏心回転運動をする際に、ブレード（23）に対して連結部材（27）を介して動作をするために、円滑な動作を行うようにすることができる。特に、連結部材（27）として揺動ブッシュ（27）を用いた第５の発明では、ブレード（23）と揺動ブッシュ（27）とがブレード溝（28）内で面接触し、揺動ブッシュ（27）と環状ピストン（22）とが円弧状外周面で面接触しながら揺動するため、極めて円滑な動作を保証できる。 In these fourth and fifth inventions, when the annular piston (22) rotates eccentrically, the blade (23) moves through the connecting member (27), so that smooth operation is achieved. Can be done. Particularly, in the fifth invention using the swing bush (27) as the connecting member (27), the blade (23) and the swing bush (27) are in surface contact within the blade groove (28), and the swing bush Since (27) and the annular piston (22) swing while being in surface contact with the arcuate outer peripheral surface, extremely smooth operation can be guaranteed.

本発明によれば、各吐出弁（47，48）の固有振動数ωｎ（Hz）と圧縮機の最大運転周波数ｆmax（Hz）との関係を特定しており、例えばシリンダ室（C1，C2）が２つであって、上記位相差が実質的に１８０°である場合はωｎをｆmaxの２倍よりも大きくなるようにしているので、共振現象の発生を防止できる。その結果、弁の閉じ遅れによる圧縮ガスの内部漏れが発生して効率の低下を招いたり、負荷トルクの変動が増大して異常振動が発生したりするおそれは生じない。 According to the present invention, the relationship between the natural frequency ωn (Hz) of each discharge valve (47, 48) and the maximum operating frequency fmax (Hz) of the compressor is specified. For example, the cylinder chambers (C1, C2) When the phase difference is substantially 180 °, ωn is set to be larger than twice fmax, so that the occurrence of a resonance phenomenon can be prevented. As a result, there is no possibility that the internal leakage of the compressed gas due to the valve closing delay will cause a reduction in efficiency, or that the fluctuation of the load torque will increase and abnormal vibration will occur.

上記第２の発明によれば、各吐出ポート（45，46）を各シリンダ室（C1，C2）の容量に対応して異なる開口面積にすることにより、各シリンダ室（C1，C2）から吐出されるガスの圧力が同じ場合に、小さいシリンダ室（C1，C2）から吐出されるガスの流速と大きいシリンダ室（C1，C2）から吐出されるガスの流速とを容易に合わせることができる。 According to the second invention, each discharge port (45, 46) has a different opening area corresponding to the capacity of each cylinder chamber (C1, C2), thereby discharging from each cylinder chamber (C1, C2). When the pressure of the gas to be discharged is the same, the flow rate of the gas discharged from the small cylinder chambers (C1, C2) and the flow rate of the gas discharged from the large cylinder chambers (C1, C2) can be easily matched.

上記第３の発明によれば、環状ピストン（22）の内外に２つのシリンダ室（C1，C2）が形成され、環状ピストン（22）が偏心回転運動をする圧縮機において、共振現象の発生を防止できる。その結果、弁の閉じ遅れによる圧縮ガスの内部漏れが発生して効率の低下を招いたり、負荷トルクの変動が増大して異常振動が発生したりするおそれは生じない。 According to the third aspect of the invention, in the compressor in which the two piston chambers (C1, C2) are formed inside and outside the annular piston (22) and the annular piston (22) rotates eccentrically, the occurrence of a resonance phenomenon is prevented. Can be prevented. As a result, there is no possibility that the internal leakage of the compressed gas due to the valve closing delay will cause a reduction in efficiency, or that the fluctuation of the load torque will increase and abnormal vibration will occur.

上記第４，第５の発明によれば、環状ピストン（22）が偏心回転運動をする際に、ブレード（23）に対して連結部材（27）を介して動作をするために、円滑な動作を行うようにすることができる。特に、連結部材（27）として揺動ブッシュ（27）を用いた第５の発明では、ブレード（23）と揺動ブッシュ（27）とがブレード溝（28）内で面接触し、揺動ブッシュ（27）と環状ピストン（22）とが円弧状外周面で面接触しながら揺動するため、極めて円滑な動作を保証できる。 According to the fourth and fifth aspects of the present invention, when the annular piston (22) makes an eccentric rotational movement, the blade (23) operates through the connecting member (27), so that smooth operation is achieved. Can be done. Particularly, in the fifth invention using the swing bush (27) as the connecting member (27), the blade (23) and the swing bush (27) are in surface contact within the blade groove (28), and the swing bush Since (27) and the annular piston (22) swing while being in surface contact with the arcuate outer peripheral surface, extremely smooth operation can be guaranteed.

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.

図１は、この実施形態に係る回転式圧縮機（1）の縦断面図、図２は圧縮機構（20）の横断面図、図３は圧縮機構（20）の動作状態図、図４は図１の圧縮機（1）における圧縮機構（20）の拡大縦断面図、図５は図４の平面図において圧縮機構（20）の内部構造も表した図である。図１に示すように、この圧縮機（1）は、ケーシング（10）内に、圧縮機構（20）と電動機（駆動機構）（30）とが収納され、全密閉型に構成されている。上記圧縮機（1）は、例えば、空気調和装置の冷媒回路において、蒸発器から吸入した冷媒を圧縮して、凝縮器へ吐出するために用いられる。 1 is a longitudinal sectional view of a rotary compressor (1) according to this embodiment, FIG. 2 is a transverse sectional view of a compression mechanism (20), FIG. 3 is an operation state diagram of the compression mechanism (20), and FIG. FIG. 5 is an enlarged longitudinal sectional view of the compression mechanism (20) in the compressor (1) of FIG. 1, and FIG. 5 is a diagram showing the internal structure of the compression mechanism (20) in the plan view of FIG. As shown in FIG. 1, the compressor (1) is configured as a completely sealed type, with a compression mechanism (20) and an electric motor (drive mechanism) (30) housed in a casing (10). The compressor (1) is used, for example, in the refrigerant circuit of the air conditioner to compress the refrigerant sucked from the evaporator and discharge it to the condenser.

ケーシング（10）は、円筒状の胴部（11）と、この胴部（11）の上端部に固定された上部鏡板（12）と、胴部（11）の下端部に固定された下部鏡板（13）とから構成されている。胴部（11）には、該胴部（11）を貫通する吸入管（14）が設けられ、上部鏡板（12）には、該鏡板（12）を貫通する吐出管（15）が設けられている。上記吸入管（14）にはアキュムレータ（2）が接続されている。 The casing (10) includes a cylindrical body (11), an upper end panel (12) fixed to the upper end of the body (11), and a lower end panel fixed to the lower end of the body (11). (13). The body (11) is provided with a suction pipe (14) that passes through the body (11), and the upper end panel (12) is provided with a discharge pipe (15) that passes through the end panel (12). ing. An accumulator (2) is connected to the suction pipe (14).

上記圧縮機構（20）は、ケーシング（10）に固定されたフロントヘッド（16）とリヤヘッド（17）との間に構成されている。この圧縮機構（20）は、環状のシリンダ室（C1，C2）を有するシリンダ（21）と、該シリンダ室（C1，C2）内に配置された環状ピストン（22）と、図２及び図３に示すようにシリンダ室（C1，C2）を高圧室（圧縮室）（C1-Hp，C2-Hp）と低圧室（吸入室）（C1-Lp，C2-Lp）とに区画するブレード（23）とを有している。この実施形態では、フロントヘッド（16）がシリンダ（21）を構成している。また、本実施形態では、シリンダ室（C1，C2）を有するシリンダ（21）が固定側で、環状ピストン（22）が可動側であり、環状ピストン（22）がシリンダ（21）に対して偏心回転運動をするように構成されている。 The compression mechanism (20) is configured between a front head (16) and a rear head (17) fixed to the casing (10). The compression mechanism (20) includes a cylinder (21) having an annular cylinder chamber (C1, C2), an annular piston (22) disposed in the cylinder chamber (C1, C2), and FIGS. As shown in Fig. 2, the blades (23) that divide the cylinder chamber (C1, C2) into a high pressure chamber (compression chamber) (C1-Hp, C2-Hp) and a low pressure chamber (suction chamber) (C1-Lp, C2-Lp) ). In this embodiment, the front head (16) constitutes a cylinder (21). In this embodiment, the cylinder (21) having the cylinder chambers (C1, C2) is the fixed side, the annular piston (22) is the movable side, and the annular piston (22) is eccentric with respect to the cylinder (21). It is configured to rotate.

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、圧縮機構（20）の上方に配置され、ケーシング（10）の胴部（11）に固定されている。ロータ（32）には駆動軸（33）が連結されていて、該駆動軸（33）がロータ（32）とともに回転するように構成されている。駆動軸（33）は、上記シリンダ室（C1，C2）を上下方向に貫通している。また、上記上部鏡板（12）には、電動機（30）への給電用のターミナル（35）が設けられている。 The electric motor (30) includes a stator (31) and a rotor (32). The stator (31) is disposed above the compression mechanism (20) and is fixed to the body (11) of the casing (10). A drive shaft (33) is connected to the rotor (32), and the drive shaft (33) is configured to rotate together with the rotor (32). The drive shaft (33) penetrates the cylinder chamber (C1, C2) in the vertical direction. The upper end plate (12) is provided with a terminal (35) for supplying power to the electric motor (30).

上記駆動軸（33）には、該駆動軸（33）の内部を軸方向にのびる給油路（33b）が設けられている。また、駆動軸（33）の下端部には、給油ポンプ（34）が設けられている。そして、上記給油路（33b）は、該給油ポンプ（34）から上方へのびて、軸受け部や圧縮機構（20）の摺動部に連通している。この構成により、ケーシング（10）内の底部に貯まる潤滑油を、この給油ポンプ（34）で上記給油路（33b）を通じて圧縮機構（20）の摺動部に供給するようにしている。 The drive shaft (33) is provided with an oil supply passage (33b) extending in the axial direction inside the drive shaft (33). An oil supply pump (34) is provided at the lower end of the drive shaft (33). The oil supply passage (33b) extends upward from the oil supply pump (34) and communicates with the bearing portion and the sliding portion of the compression mechanism (20). With this configuration, the lubricating oil stored in the bottom of the casing (10) is supplied to the sliding portion of the compression mechanism (20) through the oil supply passage (33b) by the oil supply pump (34).

駆動軸（33）には、シリンダ室（C1，C2）の中に位置する部分に偏心部（33a）が形成されている。偏心部（33a）は、該偏心部（33a）の上下の部分よりも大径に形成され、駆動軸（33）の軸心から所定量だけ偏心している。 The drive shaft (33) is formed with an eccentric portion (33a) at a portion located in the cylinder chamber (C1, C2). The eccentric part (33a) is formed to have a larger diameter than the upper and lower parts of the eccentric part (33a), and is eccentric from the axis of the drive shaft (33) by a predetermined amount.

上記環状ピストン（22）は、図４に示すように、駆動軸（33）の偏心部（33a）に摺動自在に嵌合する軸嵌合部（22a）と、この軸嵌合部（22a）の外周側で該軸嵌合部（22a）と同心上に位置する環状ピストン本体部（22b）と、軸嵌合部（22a）と環状ピストン本体部（22b）とを図１，図４の下端側（圧縮機構（20）における軸方向の一端側）で連接するピストン鏡板（22c）とを備えている。環状ピストン本体部（22b）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。 As shown in FIG. 4, the annular piston (22) includes a shaft fitting portion (22a) slidably fitted to an eccentric portion (33a) of the drive shaft (33), and the shaft fitting portion (22a 1), FIG. 1 and FIG. 4 show the annular piston main body (22b), the shaft fitting (22a), and the annular piston main body (22b) positioned concentrically with the shaft fitting portion (22a) on the outer peripheral side of FIG. And a piston end plate (22c) connected on the lower end side (one axial end side of the compression mechanism (20)). The annular piston main body portion (22b) is formed in a C shape in which a part of the annular ring is divided.

上記シリンダ（21）は、軸嵌合部（22a）と環状ピストン本体部（22b）との間で駆動軸（33）と同心上に位置する内側シリンダ（21b）と、環状ピストン本体部（22b）の外周側で内側シリンダ（21b）と同心上に位置する外側シリンダ（21a）と、内側シリンダ（21b）と外側シリンダ（21a）とを図１，図４の上端側（圧縮機構（20）における軸方向の他端側）で連接するシリンダ鏡板（21c）とを備えている。 The cylinder (21) includes an inner cylinder (21b) positioned concentrically with the drive shaft (33) between the shaft fitting portion (22a) and the annular piston body portion (22b), and an annular piston body portion (22b The outer cylinder (21a), the inner cylinder (21b) and the outer cylinder (21a), which are located concentrically with the inner cylinder (21b) on the outer peripheral side of FIG. 1 and FIG. 4 (the compression mechanism (20) And a cylinder end plate (21c) connected at the other end in the axial direction.

フロントヘッド（16）とリヤヘッド（17）には、それぞれ、上記駆動軸（33）を支持するための軸受け部（16a，17a）が形成されている。このように、本実施形態の圧縮機（1）は、上記駆動軸（33）が上記シリンダ室（C1，C2）を上下方向に貫通し、偏心部（33a）の軸方向両側部分が軸受け部（16a，17a）を介してケーシング（10）に保持される貫通軸構造となっている。 The front head (16) and the rear head (17) are respectively formed with bearing portions (16a, 17a) for supporting the drive shaft (33). Thus, in the compressor (1) of the present embodiment, the drive shaft (33) penetrates the cylinder chamber (C1, C2) in the vertical direction, and both axial portions of the eccentric portion (33a) are bearing portions. It has a through shaft structure that is held by the casing (10) via (16a, 17a).

上記圧縮機構（20）は、図２に示すように、上記ブレード（23）に対して環状ピストン（22）を該環状ピストン（22）の分断箇所において揺動可能に連結する連結部材として、揺動ブッシュ（27）を備えている。上記ブレード（23）は、シリンダ室（C1，C2）の径方向線上で、シリンダ室（C1，C2）の内周側の壁面（内側シリンダ（21b）の外周面）から外周側の壁面（外側シリンダ（21a）の内周面）まで、環状ピストン（22）の分断箇所を挿通して延在するように構成され、外側シリンダ（21a）及び内側シリンダ（21b）に固定されている。なお、ブレード（23）は、外側シリンダ（21a）及び内側シリンダ（21b）と一体的に形成してもよいし、別部材を両シリンダ（21a，21b）に取り付けてもよい。図２に示す例は、別部材を両シリンダ（21a，21b）に固定した例である。 As shown in FIG. 2, the compression mechanism (20) is a rocking member as a connecting member that connects the annular piston (22) to the blade (23) so that the annular piston (22) can swing at a parting position of the annular piston (22). A moving bush (27) is provided. The blade (23) is located on the radial line of the cylinder chamber (C1, C2), from the inner wall surface (the outer surface of the inner cylinder (21b)) of the cylinder chamber (C1, C2) to the outer wall surface (outer side). The cylinder (21a) is configured to extend through the part where the annular piston (22) is divided, and is fixed to the outer cylinder (21a) and the inner cylinder (21b). The blade (23) may be formed integrally with the outer cylinder (21a) and the inner cylinder (21b), or separate members may be attached to both cylinders (21a, 21b). The example shown in FIG. 2 is an example in which another member is fixed to both cylinders (21a, 21b).

外側シリンダ（21a）の内周面と内側シリンダ（21b）の外周面は、互いに同一中心上に配置された円筒面であり、その間に上記シリンダ室（C1，C2）が形成されている。上記環状ピストン（22）は、外周面が外側シリンダ（21a）の内周面よりも小径で、内周面が内側シリンダ（21b）の外周面よりも大径に形成されている。このことにより、環状ピストン（22）の外周面と外側シリンダ（21a）の内周面との間に外側シリンダ室（C1）が形成され、環状ピストン（22）の内周面と内側シリンダ（21b）の外周面との間に内側シリンダ室（C2）が形成されている。外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）とを比較すると、外側シリンダ室（C1）の容量よりも内側シリンダ室（C2）の容量が小さくなっている。 The inner peripheral surface of the outer cylinder (21a) and the outer peripheral surface of the inner cylinder (21b) are cylindrical surfaces arranged on the same center, and the cylinder chambers (C1, C2) are formed therebetween. The annular piston (22) has an outer peripheral surface having a smaller diameter than the inner peripheral surface of the outer cylinder (21a) and an inner peripheral surface having a larger diameter than the outer peripheral surface of the inner cylinder (21b). As a result, an outer cylinder chamber (C1) is formed between the outer peripheral surface of the annular piston (22) and the inner peripheral surface of the outer cylinder (21a), and the inner peripheral surface of the annular piston (22) and the inner cylinder (21b) ) Is formed between the inner cylinder chamber (C2). Comparing the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2), the capacity of the inner cylinder chamber (C2) is smaller than the capacity of the outer cylinder chamber (C1).

シリンダ鏡板（21c）とピストン鏡板（22c）と外側シリンダ（21a）と環状ピストン本体部（22b）との間に外側シリンダ室（C1）が形成され、シリンダ鏡板（21c）とピストン鏡板（22c）と内側シリンダ（21b）と環状ピストン本体部（22b）との間に内側シリンダ室（C2）が形成されている。また、シリンダ鏡板（21c）とピストン鏡板（22c）と環状ピストン（22）の軸嵌合部（22a）と内側シリンダ（21b）との間には、内側シリンダ（21b）の内周側で軸嵌合部（22a）の偏心回転動作を許容するためのピストン動作空間（25）が形成されている。 An outer cylinder chamber (C1) is formed between the cylinder end plate (21c), piston end plate (22c), outer cylinder (21a), and annular piston body (22b). The cylinder end plate (21c) and piston end plate (22c) An inner cylinder chamber (C2) is formed between the inner cylinder (21b) and the annular piston body (22b). Also, between the cylinder end plate (21c), the piston end plate (22c), the shaft fitting part (22a) of the annular piston (22) and the inner cylinder (21b), there is a shaft on the inner peripheral side of the inner cylinder (21b). A piston operation space (25) for allowing the eccentric rotation operation of the fitting portion (22a) is formed.

また、環状ピストン（22）とシリンダ（21）は、環状ピストン（22）の外周面と外側シリンダ（21a）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（22）の内周面と内側シリンダ（21b）の外周面とが１点で実質的に接するようになっている。 In addition, the annular piston (22) and the cylinder (21) are in a state where the outer peripheral surface of the annular piston (22) and the inner peripheral surface of the outer cylinder (21a) are substantially in contact at one point (strictly, a clearance in the order of microns). In the state where refrigerant leakage in the gap does not become a problem), the inner peripheral surface of the annular piston (22) and the outer peripheral surface of the inner cylinder (21b) It comes to substantially touch at one point.

上記揺動ブッシュ（27）は、ブレード（23）に対して高圧室（C1-Hp，C2-Hp）側に位置する吐出側ブッシュ（27A）と、ブレード（23）に対して低圧室（C1-Lp，C2-Lp）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）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）の対向面の間のスペースがブレード溝（28）を構成している。 The swing bush (27) includes a discharge side bush (27A) located on the high pressure chamber (C1-Hp, C2-Hp) side with respect to the blade (23), and a low pressure chamber (C1 -Lp, C2-Lp) and suction side bush (27B). 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. And the space between the opposing surfaces of both bushes (27A, 27B) constitutes a blade groove (28).

このブレード溝（28）にブレード（23）が挿入され、揺動ブッシュ（27A，27B）のフラット面がブレード（23）と実質的に面接触し、揺動ブッシュ（27A，27B）の円弧状の外周面が環状ピストン（22）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（23）を挟んだ状態で、ブレード（23）の面方向に進退するように構成されている。また、揺動ブッシュ（27A，27B）は、環状ピストン（22）がブレード（23）に対して揺動するように構成されている。したがって、上記揺動ブッシュ（27）は、該揺動ブッシュ（27）の中心点を揺動中心として上記環状ピストン（22）がブレード（23）に対して揺動可能となり、かつ上記環状ピストン（22）がブレード（23）に対して該ブレード（23）の面方向へ進退可能となるように構成されている。 The blade (23) is inserted into the blade groove (28), and the flat surface of the swing bush (27A, 27B) is substantially in surface contact with the blade (23), and the arc shape of the swing bush (27A, 27B) Are substantially in surface contact with the annular piston (22). The swing bushes (27A, 27B) are configured to advance and retreat in the surface direction of the blade (23) with the blade (23) sandwiched between the blade grooves (28). The swing bushes (27A, 27B) are configured such that the annular piston (22) swings with respect to the blade (23). Therefore, the swing bush (27) is configured such that the annular piston (22) can swing with respect to the blade (23) with the center point of the swing bush (27) as the swing center, and the annular piston ( 22) is configured to be able to advance and retract in the surface direction of the blade (23) with respect to the blade (23).

なお、この実施形態では両ブッシュ（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 this 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.

以上の構成において、駆動軸（33）が回転すると、環状ピストン（22）は、揺動ブッシュ（27）がブレード（23）に沿って進退しながら、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（22）とシリンダ（21）との接触点が図３（Ａ）から図３（Ｈ）へ順に移動する。なお、図３は本実施形態の圧縮機構（20）の動作状態を表す図であり、図３（Ａ）から図３（Ｈ）まで４５°間隔で環状ピストン（22）が図の時計回り方向に移動している様子を表している。このとき、上記環状ピストン（22）は駆動軸（33）の周りを公転するが、自転はしない。 In the above configuration, when the drive shaft (33) rotates, the annular piston (22) swings the center point of the swing bush (27) while the swing bush (27) advances and retreats along the blade (23). Swings as the center of movement. By this swinging operation, the contact point between the annular piston (22) and the cylinder (21) moves in order from FIG. 3 (A) to FIG. 3 (H). FIG. 3 is a diagram showing the operating state of the compression mechanism (20) of the present embodiment, and the annular piston (22) is rotated clockwise at 45 ° intervals from FIG. 3 (A) to FIG. 3 (H). It shows a state of moving to. At this time, the annular piston (22) revolves around the drive shaft (33) but does not rotate.

フロントヘッド（16）には、吸入管（14）が接続される吸入口（41）が外側シリンダ室（C1）の低圧室（C1-Lp）に連通するように形成されている。また、環状ピストン（22）には、上記外側シリンダ室（C1）の低圧室（C1-Lp）と内側シリンダ室（C2）の低圧室（C2-Lp）とを連通する貫通孔（44）が形成されている。 The front head (16) is formed so that a suction port (41) to which the suction pipe (14) is connected communicates with the low pressure chamber (C1-Lp) of the outer cylinder chamber (C1). The annular piston (22) has a through hole (44) that communicates the low pressure chamber (C1-Lp) of the outer cylinder chamber (C1) and the low pressure chamber (C2-Lp) of the inner cylinder chamber (C2). Is formed.

フロントヘッド（16）には外側吐出ポート（45）と内側吐出ポート（46）が形成されている。これらの吐出ポート（45，46）は、それぞれ、フロントヘッド（16）のシリンダ鏡板（21c）をその軸方向に貫通している。外側吐出ポート（45）の下端は外側シリンダ室（C1）の高圧室（C1-Hp）に臨むように開口し、内側吐出ポート（46）の下端は内側シリンダ室（C2）の高圧室（C2-Hp）に臨むように開口している。一方、これらの吐出ポート（45，46）の上端は、該吐出ポート（45，46）を開閉する吐出弁（47，48）を介して吐出空間（49）に連通している。吐出弁（47，48）は、リード弁により構成され、リード弁のリフト量を規制するための湾曲した弁押さえ（47a，48a）が設けられている（図５（Ｂ）参照）。なお、以降の説明で吐出弁（47，48）というときは、リード弁のことを意味するものとする。 The front head (16) has an outer discharge port (45) and an inner discharge port (46). These discharge ports (45, 46) each penetrate the cylinder end plate (21c) of the front head (16) in the axial direction thereof. The lower end of the outer discharge port (45) opens to the high pressure chamber (C1-Hp) of the outer cylinder chamber (C1), and the lower end of the inner discharge port (46) is the high pressure chamber (C2) of the inner cylinder chamber (C2). -Hp). On the other hand, the upper ends of these discharge ports (45, 46) communicate with the discharge space (49) via discharge valves (47, 48) that open and close the discharge ports (45, 46). The discharge valves (47, 48) are constituted by reed valves, and are provided with curved valve pressers (47a, 48a) for regulating the lift amount of the reed valves (see FIG. 5B). In the following description, the discharge valve (47, 48) means a reed valve.

上記吐出空間（49）は、フロントヘッド（16）と吐出カバー（18）との間に形成されている。上記吐出カバー（18）は、圧縮機構（20）からの吐出ガスを、一旦上記吐出空間（49）に吐出させた後、吐出カバー（18）と軸受け部（16a）との間のわずかな隙間である吐出開口（18a）を通じてケーシング（10）内の高圧空間（19）に流出させて消音機能を得るためのマフラ機構を構成している。 The discharge space (49) is formed between the front head (16) and the discharge cover (18). The discharge cover (18) discharges the discharge gas from the compression mechanism (20) into the discharge space (49) and then a slight gap between the discharge cover (18) and the bearing (16a). A muffler mechanism for obtaining a silencing function by flowing out into the high-pressure space (19) in the casing (10) through the discharge opening (18a).

図４及び図５に示すように、上記吐出ポート（45，46）は、各シリンダ室（C1，C2）の容量に対応して異なる開口面積に形成され、外側吐出ポート（45）の開口面積が内側吐出ポート（46）の開口面積よりも大きくなっている。言い換えると、外側吐出ポート（45）は、容量の大きな外側シリンダ室（C1）に連通し、相対的に大きな開口面積を有する大径側吐出ポートであり、内側吐出ポート（46）は、容量の小さな内側シリンダ室（C2）に連通し、相対的に小さな開口面積を有する小径側吐出ポートである。また、吐出弁（47，48）は、外側吐出ポート（45）を開閉する外側吐出弁（大径側吐出弁）（47）と、内側吐出ポート（46）を開閉する内側吐出弁（小径側吐出弁）（48）とから構成されている。 As shown in FIGS. 4 and 5, the discharge ports (45, 46) are formed in different opening areas corresponding to the capacities of the cylinder chambers (C1, C2), and the opening area of the outer discharge port (45). Is larger than the opening area of the inner discharge port (46). In other words, the outer discharge port (45) is a large-diameter side discharge port that communicates with the large-capacity outer cylinder chamber (C1) and has a relatively large opening area, and the inner discharge port (46) has a large capacity. A small-diameter discharge port that communicates with the small inner cylinder chamber (C2) and has a relatively small opening area. The discharge valve (47, 48) consists of an outer discharge valve (large diameter discharge valve) (47) that opens and closes the outer discharge port (45) and an inner discharge valve (small diameter side) that opens and closes the inner discharge port (46). Discharge valve) (48).

外側吐出弁（47）と内側吐出弁（48）とを比較すると、外側吐出弁（47）の剛性よりも内側吐出弁（48）の剛性が小さくなっている。具体的には、外側吐出弁（47）と内側吐出弁（48）とは同一の板厚寸法（t）のバネ鋼により形成され、内側吐出弁（48）の幅寸法（W2）が外側吐出弁（47）の幅寸法（W1）よりも小さく設定されている。また、外側吐出弁（47）と内側吐出弁（48）とは、圧縮機構（20）に固定される基端側で一体に構成してもよい。 When comparing the outer discharge valve (47) and the inner discharge valve (48), the rigidity of the inner discharge valve (48) is smaller than the rigidity of the outer discharge valve (47). Specifically, the outer discharge valve (47) and the inner discharge valve (48) are formed of spring steel with the same plate thickness (t), and the width (W2) of the inner discharge valve (48) is the outer discharge. It is set smaller than the width dimension (W1) of the valve (47). Further, the outer discharge valve (47) and the inner discharge valve (48) may be integrally formed on the base end side fixed to the compression mechanism (20).

上記外側吐出弁（47）と内側吐出弁（48）とは近接して配置されている。そして、各吐出弁（47，48）の固有振動数ωｎ（Hz）と圧縮機（電動機）の最大運転周波数ｆmax（Hz）とは、α（rad）を各シリンダ室（C1，C2）間における最小の圧縮進行位相差（０＜α≦π）とすると、
ωｎ＞ｆmax×（２π／α）
の関係式を満たすように構成されている。本実施形態では、αが実質的にπ（rad）であるため、ωｎ（Hz）がｆmax（Hz）の２倍よりも大きい値となる。 The outer discharge valve (47) and the inner discharge valve (48) are arranged close to each other. The natural frequency ωn (Hz) of each discharge valve (47, 48) and the maximum operating frequency fmax (Hz) of the compressor (electric motor) are expressed as α (rad) between the cylinder chambers (C1, C2). Assuming that the minimum compression progression phase difference (0 <α ≦ π),
ωn> fmax × (2π / α)
It is comprised so that the relational expression of may be satisfy | filled. In this embodiment, since α is substantially π (rad), ωn (Hz) is a value larger than twice fmax (Hz).

一方、上記リヤヘッド（17）には、シールリング（29）が設けられている。このシールリング（29）は、リヤヘッド（17）の環状溝（17b）に装填され、ピストン鏡板（22c）の下面に圧接している。また、環状ピストン（22）とリヤヘッド（17）の対向面には、シールリング（29）の径方向内側部分に高圧の潤滑油が導入されるようになっている。以上のことにより、上記シールリング（29）は、上記潤滑油の圧力を利用して、環状ピストン本体部（22b）の上端面とシリンダ鏡板（21c）の下面との間の軸方向隙間、及び外側シリンダ（21a）及び内側シリンダ（21b）の下端面とピストン鏡板（22c）の上面との間の軸方向隙間を縮小するコンプライアンス機構（押し付け機構）を構成している。 On the other hand, the rear head (17) is provided with a seal ring (29). The seal ring (29) is loaded in the annular groove (17b) of the rear head (17) and is in pressure contact with the lower surface of the piston end plate (22c). Further, high pressure lubricating oil is introduced into the radially inner portion of the seal ring (29) on the opposed surfaces of the annular piston (22) and the rear head (17). As described above, the seal ring (29) utilizes the pressure of the lubricating oil, and the axial clearance between the upper end surface of the annular piston body (22b) and the lower surface of the cylinder end plate (21c), and A compliance mechanism (pressing mechanism) is configured to reduce the axial clearance between the lower end surfaces of the outer cylinder (21a) and the inner cylinder (21b) and the upper surface of the piston end plate (22c).

−運転動作−
次に、この圧縮機（1）の運転動作について説明する。 -Driving action-
Next, the operation of the compressor (1) will be described.

電動機（30）を起動すると、ロータ（32）の回転が駆動軸（33）を介して圧縮機構（20）の環状ピストン（22）に伝達される。そうすると、揺動ブッシュ（27A，27B）がブレード（23）に沿って往復運動（進退動作）を行い、かつ、環状ピストン（22）と揺動ブッシュ（27A，27B）が一体的になってブレード（23）に対して揺動動作を行う。そして、環状ピストン（22）が外側シリンダ（21a）及び内側シリンダ（21b）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 annular piston (22) of the compression mechanism (20) via the drive shaft (33). Then, the swing bush (27A, 27B) reciprocates (advances and retracts) along the blade (23), and the annular piston (22) and the swing bush (27A, 27B) are integrated into the blade. Oscillate with respect to (23). Then, the annular piston (22) revolves while swinging with respect to the outer cylinder (21a) and the inner cylinder (21b), and the compression mechanism (20) performs a predetermined compression operation.

具体的に、外側シリンダ室（C1）では、図３（Ｂ）の状態で低圧室（C1-Lp）の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸（33）が図の右回りに回転して図３（Ｃ）〜図３（Ａ）の状態へ変化するのに伴って該低圧室（C1-Lp）の容積が増大するときに、冷媒が、吸入管（14）及び吸入口（41）を通って該低圧室（C1-Lp）に吸入される。 Specifically, in the outer cylinder chamber (C1), the volume of the low-pressure chamber (C1-Lp) is almost minimum in the state of FIG. 3B, and from here the drive shaft (33) rotates clockwise in the figure. When the volume of the low pressure chamber (C1-Lp) increases as the state changes to the state shown in FIGS. 3C to 3A, the refrigerant flows into the suction pipe (14) and the suction port (41). ) Through the low pressure chamber (C1-Lp).

駆動軸（33）が一回転して再び図３（Ｂ）の状態になると、上記低圧室（C1-Lp）への冷媒の吸入が完了する。そして、この低圧室（C1-Lp）は今度は冷媒が圧縮される高圧室（C1-Hp）となり、ブレード（23）を隔てて新たな低圧室（C1-Lp）が形成される。駆動軸（33）がさらに回転すると、上記低圧室（C1-Lp）において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（C1-Hp）の容積が減少し、該高圧室（C1-Hp）で冷媒が圧縮される。高圧室（C1-Hp）の圧力が所定値となって吐出空間（49）との差圧が設定値に達すると、該高圧室（C1-Hp）の高圧冷媒によって外側吐出弁（47）が開き、高圧冷媒が吐出空間（49）から吐出開口（18a）を通ってケーシング（10）内の高圧空間（19）へ流出する。 When the drive shaft (33) makes one revolution and returns to the state of FIG. 3 (B), the suction of the refrigerant into the low pressure chamber (C1-Lp) is completed. The low-pressure chamber (C1-Lp) is now a high-pressure chamber (C1-Hp) in which the refrigerant is compressed, and a new low-pressure chamber (C1-Lp) is formed across the blade (23). When the drive shaft (33) further rotates, the suction of the refrigerant is repeated in the low pressure chamber (C1-Lp), while the volume of the high pressure chamber (C1-Hp) is reduced, and the refrigerant in the high pressure chamber (C1-Hp) Is compressed. When the pressure in the high pressure chamber (C1-Hp) reaches a preset value and the differential pressure from the discharge space (49) reaches a set value, the high pressure refrigerant in the high pressure chamber (C1-Hp) causes the outer discharge valve (47) to The high-pressure refrigerant flows from the discharge space (49) through the discharge opening (18a) to the high-pressure space (19) in the casing (10).

内側シリンダ室（C2）では、図３（Ｆ）の状態で低圧室（C2-Lp）の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸（33）が図の右回りに回転して図３（Ｇ）〜図３（Ｅ）の状態へ変化するのに伴って該低圧室（C2-Lp）の容積が増大するときに、冷媒が、吸入管（14）、吸入口（41）、及び貫通孔（44）を通って内側シリンダ室（C2）の低圧室（C2-Lp）へ吸入される。 In the inner cylinder chamber (C2), the volume of the low-pressure chamber (C2-Lp) is almost minimum in the state of FIG. 3 (F), and from here the drive shaft (33) rotates clockwise in FIG. When the volume of the low pressure chamber (C2-Lp) increases with the change to the state of G) to FIG. 3 (E), the refrigerant passes through the suction pipe (14), the suction port (41), and the penetration. It is sucked into the low pressure chamber (C2-Lp) of the inner cylinder chamber (C2) through the hole (44).

駆動軸（33）が一回転して再び図３（Ｆ）の状態になると、上記低圧室（C2-Lp）への冷媒の吸入が完了する。そして、この低圧室（C2-Lp）は今度は冷媒が圧縮される高圧室（C2-Hp）となり、ブレード（23）を隔てて新たな低圧室（C2-Lp）が形成される。駆動軸（33）がさらに回転すると、上記低圧室（C2-Lp）において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（C2-Hp）の容積が減少し、該高圧室（C2-Hp）で冷媒が圧縮される。高圧室（C2-Hp）の圧力が所定値となって吐出空間（49）との差圧が設定値に達すると、該高圧室（C2-Hp）の高圧冷媒によって内側吐出弁（48）が開き、高圧冷媒が吐出空間（49）から吐出開口（18a）を通ってケーシング（10）内の高圧空間（19）へ流出する。 When the drive shaft (33) makes one revolution and again enters the state of FIG. 3 (F), the suction of the refrigerant into the low pressure chamber (C2-Lp) is completed. The low-pressure chamber (C2-Lp) is now a high-pressure chamber (C2-Hp) in which the refrigerant is compressed, and a new low-pressure chamber (C2-Lp) is formed across the blade (23). When the drive shaft (33) further rotates, the suction of the refrigerant is repeated in the low pressure chamber (C2-Lp), while the volume of the high pressure chamber (C2-Hp) decreases, and the refrigerant in the high pressure chamber (C2-Hp) Is compressed. When the pressure in the high pressure chamber (C2-Hp) reaches a preset value and the differential pressure from the discharge space (49) reaches a set value, the high pressure refrigerant in the high pressure chamber (C2-Hp) causes the inner discharge valve (48) to The high-pressure refrigerant flows from the discharge space (49) through the discharge opening (18a) to the high-pressure space (19) in the casing (10).

外側シリンダ室（C1）ではほぼ図３（Ｅ）のタイミングで冷媒の吐出が開始され、内側シリンダ室（C2）ではほぼ図３（Ａ）のタイミングで吐出が開始される。つまり、外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）とでは、吐出のタイミングがほぼ１８０°（π（rad））異なっている。外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）で圧縮されてケーシング（10）内の高圧空間（19）へ流出した高圧の冷媒は吐出管（15）から吐出され、冷媒回路で凝縮行程、膨張行程、及び蒸発行程を経た後、再度圧縮機（1）に吸入される。 In the outer cylinder chamber (C1), refrigerant discharge is started approximately at the timing shown in FIG. 3E, and in the inner cylinder chamber (C2), discharge is started approximately at the timing shown in FIG. That is, the discharge timing differs by approximately 180 ° (π (rad)) between the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2). The high-pressure refrigerant compressed in the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2) and flowing into the high-pressure space (19) in the casing (10) is discharged from the discharge pipe (15) and is condensed in the refrigerant circuit. After passing through the expansion stroke and the evaporation stroke, it is sucked into the compressor (1) again.

−実施形態の効果−
上述したように、本実施形態の圧縮機（1）は、容量の異なる独立した２つのシリンダ室（C1，C2）を有し、各シリンダ室（C1，C2）での圧縮動作が実質的に１８０°の位相差で行われる。上述したように、一般に、圧縮機（1）で各シリンダ室（C1，C2）の吐出ポート（45，46）が近接して配置されている場合は、運転周波数が吐出弁（47，48）の固有振動数ωｎより小さくても共振現象が起こる場合があり、吐出弁（47，48）の閉じ遅れによる圧縮ガスの内部漏れが発生して効率の低下を招いたり、負荷トルクの変動が増大して異常振動が発生したりするおそれがある。 -Effect of the embodiment-
As described above, the compressor (1) of the present embodiment has two independent cylinder chambers (C1, C2) having different capacities, and the compression operation in each cylinder chamber (C1, C2) is substantially performed. It is performed with a phase difference of 180 °. As described above, in general, when the discharge ports (45, 46) of the cylinder chambers (C1, C2) are arranged close to each other in the compressor (1), the operating frequency is set to the discharge valve (47, 48). Resonance may occur even when the frequency is lower than the natural frequency ωn of the gas, causing internal leakage of compressed gas due to delay in closing of the discharge valve (47, 48), leading to a decrease in efficiency and an increase in load torque fluctuation. May cause abnormal vibration.

これに対して、本実施形態では、各吐出弁（47，48）の固有振動数ωｎ（Hz）を圧縮機（1）（電動機（30））の最大運転周波数ｆmax（Hz）の２倍よりも大きくしているので、共振現象の発生を防止できる。その結果、弁の閉じ遅れによる圧縮ガスの内部漏れが発生して効率の低下を招いたり、負荷トルクの変動が増大して異常振動が発生したりするおそれは生じない。 On the other hand, in this embodiment, the natural frequency ωn (Hz) of each discharge valve (47, 48) is more than twice the maximum operating frequency fmax (Hz) of the compressor (1) (electric motor (30)). Therefore, the resonance phenomenon can be prevented from occurring. As a result, there is no possibility that the internal leakage of the compressed gas due to the valve closing delay will cause a reduction in efficiency, or that the fluctuation of the load torque will increase and abnormal vibration will occur.

また、容量の異なる独立した２つのシリンダ室（C1，C2）を有する圧縮機（1）では、それぞれのシリンダ室（C1，C2）に最適な吐出ポート（45，46）のサイズが異なる。例えば、本実施形態において各吐出ポート（45，46）を開閉する吐出弁（47，48）の板厚寸法（t）が同じで、サイズの大きい外側吐出ポート（45）を基準にして各吐出弁（47，48）の強度を確保すると、サイズの小さい内側吐出ポート（46）を開閉する内側吐出弁（48）の剛性が高くなりすぎて該内側吐出弁（48）が開きにくくなるために、内側吐出弁（48）を設けた内側シリンダ室（C2）の過圧縮損失が大きくなって圧縮効率が低下することになる。 In the compressor (1) having two independent cylinder chambers (C1, C2) having different capacities, the optimum discharge port (45, 46) size for each cylinder chamber (C1, C2) is different. For example, in this embodiment, the discharge valve (47, 48) that opens and closes each discharge port (45, 46) has the same plate thickness dimension (t), and each discharge is based on the large outer discharge port (45). If the strength of the valves (47, 48) is secured, the rigidity of the inner discharge valve (48) that opens and closes the smaller inner discharge port (46) becomes too high, making it difficult to open the inner discharge valve (48). The over-compression loss of the inner cylinder chamber (C2) provided with the inner discharge valve (48) is increased and the compression efficiency is lowered.

これに対して、本実施形態では、両吐出弁（47，48）の板厚寸法（t）を同じにする一方で、内側吐出弁（48）の幅寸法（W2）を外側吐出弁（47）の幅寸法（W1）よりも小さくすることによって、内側吐出弁（48）の剛性を外側吐出弁（47）の剛性より小さくしている。したがって、内側吐出弁（48）が外側吐出弁（47）に比べて開閉しにくくなることはない。その結果、内側シリンダ室（C2）での過圧縮損失を防止できる。 In contrast, in the present embodiment, the thickness dimension (t) of both discharge valves (47, 48) is made the same, while the width dimension (W2) of the inner discharge valve (48) is set to the outer discharge valve (47). ) Is made smaller than the width dimension (W1), thereby making the rigidity of the inner discharge valve (48) smaller than the rigidity of the outer discharge valve (47). Therefore, the inner discharge valve (48) does not become more difficult to open and close than the outer discharge valve (47). As a result, over-compression loss in the inner cylinder chamber (C2) can be prevented.

《その他の実施形態》
上記実施形態については、以下のような構成としてもよい。 << Other Embodiments >>
About the said embodiment, it is good also as the following structures.

例えば、上記実施形態では、環状ピストン（22）を挟んで内外に内側シリンダ室（C2）と外側シリンダ室（C1）とを有する２シリンダタイプの圧縮機（1）に本発明を適用した例を説明したが、本発明は、上記実施形態において内側シリンダ（21b）の内周面に軸嵌合部（22a）の外周面を１点で接触させることによりピストン動作空間（25）もシリンダ室として機能させる３シリンダタイプの圧縮機に適用してもよい。この場合も圧縮行程の位相はそれぞれで約１８０°ずつ異なるため、各吐出弁の固有振動数ωｎ（Hz）を圧縮機（1）の最大運転周波数ｆmax（Hz）の２倍よりも大きくすればよい。また、吐出弁は一つ増えるが、小さい容積のシリンダ室に対応するものほど剛性を小さく設定するとよい。 For example, in the above embodiment, the present invention is applied to a two-cylinder type compressor (1) having an inner cylinder chamber (C2) and an outer cylinder chamber (C1) inside and outside with an annular piston (22) interposed therebetween. As described above, in the present embodiment, the piston operating space (25) is also used as the cylinder chamber by bringing the outer peripheral surface of the shaft fitting portion (22a) into contact with the inner peripheral surface of the inner cylinder (21b) at one point. The present invention may be applied to a three-cylinder type compressor that functions. In this case as well, the phase of the compression stroke is different by about 180 °, so if the natural frequency ωn (Hz) of each discharge valve is made larger than twice the maximum operating frequency fmax (Hz) of the compressor (1). Good. Further, although the number of discharge valves is increased by one, the rigidity corresponding to the cylinder chamber having a smaller volume may be set to be smaller.

また、本発明は、圧縮行程の位相が１８０°以外の角度で異なる３シリンダ以上のタイプの圧縮機に適用してもよい。例えば、圧縮行程の位相が１２０°ずつ異なる３シリンダタイプの場合は、上記の関係式から、各吐出弁の固有振動数ωｎ（Hz）を圧縮機（1）の最大運転周波数ｆmax（Hz）の３倍よりも大きくすればよい。この場合も、吐出弁は、小さい容積のシリンダ室に対応するものほど剛性を小さく設定するとよい。 In addition, the present invention may be applied to a compressor of three or more cylinders in which the phase of the compression stroke differs at an angle other than 180 °. For example, in the case of a three-cylinder type in which the phase of the compression stroke is different by 120 °, the natural frequency ωn (Hz) of each discharge valve is calculated from the above relational expression by the maximum operating frequency fmax (Hz) of the compressor (1). What is necessary is just to make it larger than 3 times. Also in this case, it is preferable that the discharge valve has a smaller rigidity corresponding to the cylinder chamber having a smaller volume.

さらに、本発明の適用対象は、シリンダが可動側で、環状ピストンが固定側の圧縮機であってもよいし、回転式圧縮機に限定せず、他の方式の圧縮機であってもよい。 Further, the application target of the present invention may be a compressor in which the cylinder is movable and the annular piston is in a fixed side, and is not limited to a rotary compressor, but may be a compressor of another type. .

また、本発明において「各吐出ポート（45，46）が互いに近接して配置される」という表現には、同一部材に各吐出ポート（45，46）が設けられている構成において、上述したように吐出ポートの位置が１２０°間隔で配置されるような場合も含まれる。 Further, in the present invention, the expression “the discharge ports (45, 46) are arranged close to each other” is as described above in the configuration in which the discharge ports (45, 46) are provided in the same member. The case where the positions of the discharge ports are arranged at intervals of 120 ° is also included.

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、複数のシリンダ室を備えた圧縮機構の吐出弁について有用である。 As described above, the present invention is useful for a discharge valve of a compression mechanism having a plurality of cylinder chambers.

本発明の実施形態に係る回転式圧縮機の縦断面図である。It is a longitudinal section of a rotary compressor concerning an embodiment of the present invention. 図１の圧縮機における圧縮機構の構造を示す横断面図である。It is a cross-sectional view which shows the structure of the compression mechanism in the compressor of FIG. 図１の圧縮機における圧縮機構の動作状態図である。It is an operation state figure of the compression mechanism in the compressor of Drawing 1. 図１の圧縮機における圧縮機構の拡大縦断面図である。FIG. 2 is an enlarged longitudinal sectional view of a compression mechanism in the compressor of FIG. 1. 図４の平面図において圧縮機構の内部構造も表した図である。FIG. 5 is a diagram illustrating the internal structure of the compression mechanism in the plan view of FIG. 4. 従来の回転式圧縮機の縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view of the conventional rotary compressor. 図６の圧縮機における圧縮機構の構造を示す横断面図である。It is a cross-sectional view which shows the structure of the compression mechanism in the compressor of FIG.

Explanation of symbols

1 回転式圧縮機（圧縮機）
10 ケーシング
20 圧縮機構
21 シリンダ
22 環状ピストン
23 ブレード
27 揺動ブッシュ
28 ブレード溝
45 外側吐出ポート（大径側吐出ポート）
46 内側吐出ポート（小径側吐出ポート）
47 外側吐出弁（大径側吐出弁）
48 内側吐出弁（小径側吐出弁）
C1 外側シリンダ室
C2 内側シリンダ室
C1-Hp 高圧室
C2-Hp 高圧室
C1-Lp 低圧室
C2-Lp 低圧室
ωｎ固有振動数
ｆmax 最大運転周波数
α 圧縮進行位相差 1 Rotary compressor (compressor)
10 Casing
20 Compression mechanism
21 cylinders
22 Annular piston
23 blades
27 Swing bush
28 Blade groove
45 Outer discharge port (large-diameter discharge port)
46 Inner discharge port (small-diameter discharge port)
47 Outer discharge valve (large diameter discharge valve)
48 Inner discharge valve (small-diameter discharge valve)
C1 Outer cylinder chamber
C2 Inner cylinder chamber
C1-Hp High pressure chamber
C2-Hp High pressure chamber
C1-Lp Low pressure chamber
C2-Lp Low pressure chamber ωn Natural frequency fmax Maximum operating frequency α Compression progression phase difference

Claims

A compression mechanism (20) having a plurality of cylinder chambers (C1, C2), and a plurality of discharge ports (45) formed in the compression mechanism (20) corresponding to each cylinder chamber (C1, C2) 46) and a plurality of discharge valves (47, 48) for opening and closing each discharge port (45, 46), each discharge valve (47, 48) is constituted by a reed valve,
Each of the discharge ports (45, 46) is arranged close to each other, and the compressor is set so that the discharge timing of each discharge port (45, 46) is different,
The natural frequency ωn (Hz) and the maximum operating frequency fmax (Hz) of each discharge valve (47, 48) are the minimum compression progression phase difference (0) between each cylinder chamber (C1, C2). <Α ≦ π)
ωn> fmax × (2π / α)
The compressor characterized by satisfy | filling the relational expression of.

In claim 1,
The cylinder chambers (C1, C2) have different capacities,
The compressor, wherein the plurality of discharge ports (45, 46) are formed in different opening areas corresponding to the capacities of the cylinder chambers (C1, C2).

In claim 1 or 2,
The compression mechanism (20) includes a cylinder (21) having an annular cylinder chamber (C1, C2), and is stored in the cylinder chamber (C1, C2) eccentrically with respect to the cylinder (21). , C2) is arranged in the annular piston (22) that divides the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2), and in the cylinder chamber (C1, C2), and each cylinder chamber (C1, C2) has a high pressure. The blade (23) is divided into a chamber (C1-Hp, C2-Hp) and a low-pressure chamber (C1-Lp, C2-Lp), and the cylinder (21) and the annular piston (22) are relatively Configured to have an eccentric rotational movement,
The cylinder (21) includes an outer discharge port (45) and an outer discharge valve (47) communicating with the outer cylinder chamber (C1), and an inner discharge port (46) and an inner discharge communicating with the inner cylinder chamber (C2). And a compressor (48).

In claim 3,
The compressor characterized in that the blade (23) is provided in a cylinder (21) and includes a connecting member (27) for movably connecting the annular piston (22) and the blade (23) to each other.

In claim 4,
The annular piston (22) is formed in a C shape in which a part of the annular ring is divided,
The blade (23) is configured to extend from the inner peripheral wall surface to the outer peripheral wall surface of the annular cylinder chamber (C1, C2) through the dividing portion of the annular piston (22),
The connecting member (27) includes a blade groove (28) that holds the blade (23) so as to be able to advance and retreat, and an arcuate outer peripheral surface that is held by the annular piston (22) so as to be swingable at a parting position. A compressor characterized by a dynamic bush (27).