JP2009162152A

JP2009162152A - Rotation type fluid machine

Info

Publication number: JP2009162152A
Application number: JP2008001560A
Authority: JP
Inventors: Takashi Shimizu; 孝志清水; Yoshitaka Shibamoto; 祥孝芝本; Ryuzo Sotojima; 隆造外島
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2008-01-08
Filing date: 2008-01-08
Publication date: 2009-07-23

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent rotation of a piston without thickening thickness of a blade, and to smoothly slide the blade relative to the piston. <P>SOLUTION: A clearance δA of a recession part (74) of the blade (45) and a linear part (201) of the piston (40), groove width B of a blade groove (7), a clearance δB of the groove width B of the blade groove (7) and the blade (45), a distance R from an eccentric rotation center of the piston (40) to a center of a pin (101), length L in a cylinder radial direction of the blade (45) and a clearance δP of the pin (101) and a guide hole (102) until the pin (101) is abutted on the guide hole (102) after the piston (40) is rotated are set so as to satisfy the condition of δA/B×R>δP and δB/L×R>δP. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明は、シリンダ内に形成された環状の空間内に環状ピストンを配置し、該シリンダと環状ピストンとが相対的に偏心回転運動をす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 annular piston is disposed in an annular space formed in a cylinder, and the cylinder and the annular piston relatively eccentrically rotate.

従来より、冷媒を圧縮する圧縮機等には、シリンダ内に形成された環状の空間（シリンダ室）内に環状ピストンを配置し、該シリンダと環状ピストンとが相対的に偏心回転運動をする回転式流体機械が用いられることがある。 2. Description of the Related Art Conventionally, in a compressor or the like that compresses refrigerant, an annular piston is disposed in an annular space (cylinder chamber) formed in a cylinder, and the cylinder and the annular piston rotate relatively eccentrically. A type fluid machine may be used.

このような回転式流体機械の一例としては、例えば、特許文献１に記載された回転式流体機械が知られている。この回転式流体機械は、環状ピストンがシリンダに対して公転運動する回転式流体機械である。この回転式流体機械は、シリンダ室が、高圧室と低圧室とに凹型のブレードで仕切られている。この凹型のブレードは、シリンダの径方向（Ｘ方向と呼ぶ）に摺動できるようになっている。また、ピストンの一部には、ブレードの凹部が摺動する平面部が設けられている。これにより、ブレードは、Ｘ方向に直行する方向に、ピストンに対して摺動できる。したがって、ピストンが移動できる方向は、シリンダの径方向と、シリンダの径方向と直交する方向とになる。つまり、ブレード、ピストン、及びシリンダによって自転防止機構が構成され、ピストンの自転が防止されている。
韓国特許第１０−４３６８６４号明細書 As an example of such a rotary fluid machine, for example, a rotary fluid machine described in Patent Document 1 is known. This rotary fluid machine is a rotary fluid machine in which an annular piston revolves with respect to a cylinder. In this rotary fluid machine, a cylinder chamber is partitioned into a high pressure chamber and a low pressure chamber by concave blades. This concave blade can slide in the radial direction of the cylinder (referred to as the X direction). Further, a part of the piston is provided with a flat portion on which the concave portion of the blade slides. Thereby, the blade can slide with respect to the piston in a direction perpendicular to the X direction. Therefore, the direction in which the piston can move is the radial direction of the cylinder and the direction orthogonal to the radial direction of the cylinder. That is, the rotation prevention mechanism is constituted by the blade, the piston, and the cylinder, and the rotation of the piston is prevented.
Korean Patent No. 10-436864 Specification

しかしながら、従来の回転式流体機械のように、ブレード、ピストン、及びシリンダからなる自転防止機構では、安定した摺動と耐久性を保証するには、ブレードの厚さが一定以上必要になる。そして、その結果としてブレードの質量が大きくなり、ブレードの慣性力に基づく振動が大きくなってしまう可能性がある。 However, in a rotation prevention mechanism composed of a blade, a piston, and a cylinder, as in a conventional rotary fluid machine, the thickness of the blade is required to be constant to ensure stable sliding and durability. As a result, the mass of the blade increases, and vibration based on the inertial force of the blade may increase.

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、ブレードの厚さを厚くすることなくピストンの自転を防止するとともに、ブレードがピストンに対してスムーズに摺動できるようにすることにある。 The present invention has been made in view of such a point, and an object of the present invention is to prevent the rotation of the piston without increasing the thickness of the blade and to allow the blade to slide smoothly with respect to the piston. There is.

上述した目的を達成するため、本発明は、複数のピン（101）と、各ピン（101）が挿入されて該ピン（101）の移動を案内する複数のガイド孔（102）とを設け、ピン（101）とガイド孔（102）との隙間を適切に設定するようにした。 In order to achieve the above-described object, the present invention includes a plurality of pins (101) and a plurality of guide holes (102) into which the pins (101) are inserted to guide the movement of the pins (101). The gap between the pin (101) and the guide hole (102) was set appropriately.

具体的に、本発明は、環状のシリンダ室（60,65）を有し且つ背面に鏡板（36）を有するシリンダ（35）と、該シリンダ（35）に対して偏心して該シリンダ室（60,65）に収納されて該シリンダ室（60,65）を外側作動室（60）と内側作動室（65）とに区画し、背面に鏡板（41）を有する環状のピストン（40）と、該各作動室（60,65）を高圧側（61,66）と低圧側（62,67）とに区画するブレード（45）とを備え、該ピストン（40）が該シリンダ（35）に対して偏心回転する回転式流体機械を対象とし、次のような解決手段を講じた。 Specifically, the present invention includes a cylinder (35) having an annular cylinder chamber (60, 65) and having a mirror plate (36) on the back surface, and the cylinder chamber (60) eccentric to the cylinder (35). , 65), and the cylinder chamber (60, 65) is divided into an outer working chamber (60) and an inner working chamber (65), and an annular piston (40) having an end plate (41) on the back surface; A blade (45) for partitioning each working chamber (60,65) into a high pressure side (61,66) and a low pressure side (62,67), and the piston (40) is connected to the cylinder (35); The following solutions were taken for rotary fluid machines that rotate eccentrically.

すなわち、第１の発明は、前記ピストン（40）の鏡板（41）の背面側で該ピストン（40）を支持する支持部材（50）を備え、
前記ピストン（40）の鏡板（41）と前記支持部材（50）の両対向部材の何れか一方には複数のピン（101）が設けられ、他方の対向部材には各ピン（101）が挿入されて該ピン（101）の移動を案内する複数のガイド孔（102）が設けられ、
前記ピストン（40）は、周方向の一部に他の部分と連続する直線部（201）を有し、
前記シリンダ（35）には、前記ブレード（45）がシリンダ径方向に摺動自在に嵌合するブレード溝（7）が形成され、
前記ブレード（45）には、前記ピストン（40）の前記直線部（201）に摺動可能に嵌合させた凹部（74）が形成され、
前記ブレード（45）の凹部（74）と前記ピストン（40）の直線部（201）との隙間δＡ、前記ブレード溝（7）の溝幅Ｂ、該ブレード溝（7）の溝幅Ｂと該ブレード（45）との隙間δＢ、該ピストン（40）の偏心回転中心から前記ピン（101）中心までの距離Ｒ、該ブレード（45）のシリンダ径方向の長さＬ、該ピストン（40）が自転してから該ピン（101）が該ガイド孔（102）に当接するまでの該ピン（101）と該ガイド孔（102）との隙間δＰが、
δＡ／Ｂ×Ｒ＞δＰ、及びδＢ／Ｌ×Ｒ＞δＰ
という条件を満たすように設定されていることを特徴とするものである。 That is, the first invention includes a support member (50) that supports the piston (40) on the back side of the end plate (41) of the piston (40),
A plurality of pins (101) are provided on one of the opposing members of the end plate (41) and the support member (50) of the piston (40), and each pin (101) is inserted into the other opposing member. A plurality of guide holes (102) for guiding the movement of the pin (101) are provided,
The piston (40) has a linear part (201) continuous with another part in a part of the circumferential direction,
The cylinder (35) is formed with a blade groove (7) into which the blade (45) is slidably fitted in the cylinder radial direction,
The blade (45) is formed with a recess (74) slidably fitted to the linear portion (201) of the piston (40),
A gap δA between the concave portion (74) of the blade (45) and the straight portion (201) of the piston (40), a groove width B of the blade groove (7), a groove width B of the blade groove (7), and the The clearance δB from the blade (45), the distance R from the eccentric rotation center of the piston (40) to the center of the pin (101), the length L in the cylinder radial direction of the blade (45), and the piston (40) A gap δP between the pin (101) and the guide hole (102) from when the pin (101) contacts the guide hole (102) after rotating is
δA / B × R> δP and δB / L × R> δP
It is characterized by being set to satisfy the condition.

第１の発明では、ピストン（40）が自転を開始してからピン（101）がガイド孔（102）に当接して自転が規制されるまでのピン（101）とガイド孔（102）との隙間が、上述した条件を満たすように設定される。このため、ピン（101）の移動がガイド孔（102）によって規制されてピストン（40）の自転が確実に阻止され、ピストン（40）がシリンダ（35）に対して公転することになる。 In the first invention, the pin (101) and the guide hole (102) from when the piston (40) starts to rotate until the pin (101) contacts the guide hole (102) and the rotation is restricted. The gap is set so as to satisfy the above-described conditions. For this reason, the movement of the pin (101) is restricted by the guide hole (102), and the rotation of the piston (40) is reliably prevented, and the piston (40) revolves with respect to the cylinder (35).

そして、ピストン（40）の自転が阻止された後でも、ブレード（45）とブレード溝（7）との間には隙間が確保されているため、ブレード（45）に過度の負荷が加わることが抑制され、ブレード（45）の厚さを小さくしても安定した摺動と耐久性を保証することが可能になる。このように、ブレード（45）の小型化により、高速運転時において、ブレード（45）の往復運動（ブレードの慣性力）を起因とする振動が低減する。 Even after the rotation of the piston (40) is prevented, a gap is secured between the blade (45) and the blade groove (7), so that an excessive load may be applied to the blade (45). It is suppressed, and stable sliding and durability can be ensured even if the thickness of the blade (45) is reduced. Thus, the downsizing of the blade (45) reduces the vibration caused by the reciprocating motion (blade inertial force) of the blade (45) during high-speed operation.

また、第２の発明は、第１の発明において、
前記複数のピン（101）は、少なくとも３本設けられていることを特徴とするものである。 The second invention is the first invention, wherein
The plurality of pins (101) are provided with at least three.

第２の発明では、少なくとも３本のピン（101）が設けられる。このため、各ピン（101）の配置を適切に設定することにより、ピストン（40）の自転を確実の阻止できるとともに、ピン（101）の移動がガイド孔（102）によって規制された後でもブレード（45）がブレード溝（7）内でスムーズに摺動できるように隙間を確保することができる。 In the second invention, at least three pins (101) are provided. For this reason, by appropriately setting the arrangement of the pins (101), the rotation of the piston (40) can be reliably prevented, and the blades can be moved even after the movement of the pins (101) is restricted by the guide holes (102). A gap can be secured so that (45) can slide smoothly in the blade groove (7).

第１の発明によれば、ピン（101）の移動がガイド孔（102）によって規制された後でも、ブレード（45）とブレード溝（7）との間には隙間が確保されているため、ブレード（45）に過度の負荷が加わることが抑制され、ブレード（45）の厚さを小さくしても安定した摺動と耐久性を保証することが可能になる。このように、ブレード（45）の小型化により、高速運転時において、ブレード（45）の往復運動（ブレードの慣性力）を起因とする振動が低減する。 According to the first invention, even after the movement of the pin (101) is regulated by the guide hole (102), a gap is secured between the blade (45) and the blade groove (7). An excessive load is suppressed from being applied to the blade (45), and stable sliding and durability can be ensured even if the thickness of the blade (45) is reduced. Thus, the downsizing of the blade (45) reduces the vibration caused by the reciprocating motion (blade inertial force) of the blade (45) during high-speed operation.

第２の発明によれば、少なくとも３本のピン（101）を用いてピストン（40）の自転を確実に阻止できるとともに、ピン（101）の移動がガイド孔（102）によって規制された後でもブレード（45）がブレード溝（7）内でスムーズに摺動できるように隙間を確保することができる。 According to the second invention, the rotation of the piston (40) can be reliably prevented using at least three pins (101), and the movement of the pin (101) is restricted by the guide hole (102). A clearance can be secured so that the blade (45) can slide smoothly in the blade groove (7).

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。なお、以下の好ましい実施形態の説明は、本質的に例示に過ぎず、本発明、その適用物或いはその用途を制限することを意図するものではない。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. It should be noted that the following description of the preferred embodiment is merely illustrative in nature and is not intended to limit the present invention, its application, or its use.

本発明の実施形態として、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圧縮機について説明する。 As an embodiment of the present invention, for example, a compressor used for compressing refrigerant sucked from an evaporator and discharging it to a condenser in a refrigerant circuit of an air conditioner will be described.

＜圧縮機の全体構成＞
図１は本発明の実施形態に係る圧縮機（1）の縦断面図、図２は圧縮機構を示す横断面図である。図１及び図２に示すように、圧縮機（1）は、ケーシング（10）内に、電動機（20）と圧縮機構（30）とが収納され、全密閉型に構成されている。 <Overall configuration of compressor>
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a compressor (1) according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a transverse sectional view showing a compression mechanism. As shown in FIGS. 1 and 2, the compressor (1) is configured as a fully sealed type, with the electric motor (20) and the compression mechanism (30) housed in the casing (10).

前記ケーシング（10）は、縦長の円筒状に形成された円筒部（12）と、椀状に形成されて、円筒部（12）の両端に外側に凸になるように配設される一対の端板部（13）とによって構成された縦長の密閉容器である。そして、円筒部（12）の上端側を塞ぐ一方の端板部（13）には、端板部（13）を厚み方向に貫通する吐出管（14）が設けられ、円筒部（12）には、円筒部（12）を厚み方向に貫通する吸入管（15）が設けられている。 The casing (10) is a pair of cylindrical portions (12) formed in a vertically long cylindrical shape and a pair of flanges formed so as to protrude outward at both ends of the cylindrical portion (12). This is a vertically long sealed container constituted by the end plate portion (13). The end plate portion (13) that closes the upper end side of the cylindrical portion (12) is provided with a discharge pipe (14) that penetrates the end plate portion (13) in the thickness direction, and the cylindrical portion (12) Is provided with a suction pipe (15) penetrating the cylindrical portion (12) in the thickness direction.

ここで、図１に示すように、前記吐出管（14）は、ケーシング（10）内部に連通している。一方、吸入管（15）は、ケーシング（10）内の圧縮機構（30）に繋がっている。すなわち、圧縮機（1）は、圧縮機構（30）で圧縮された冷媒がケーシング（10）の内部空間へ吐出されて、その後、吐出管（14）を通ってケーシング（10）外へ送出されるように構成されており、ケーシング（10）内が高圧の状態になる、いわゆる高圧ドーム型の圧縮機である。すなわち、ケーシング（10）内の空間が高圧空間（S2）となる。 Here, as shown in FIG. 1, the discharge pipe (14) communicates with the inside of the casing (10). On the other hand, the suction pipe (15) is connected to the compression mechanism (30) in the casing (10). That is, in the compressor (1), the refrigerant compressed by the compression mechanism (30) is discharged into the internal space of the casing (10), and then sent out of the casing (10) through the discharge pipe (14). This is a so-called high pressure dome type compressor in which the inside of the casing (10) is in a high pressure state. That is, the space in the casing (10) becomes the high-pressure space (S2).

前記ケーシング（10）の内部には、上から下へ向かって順に、駆動機構としての電動機（20）及び圧縮機構（30）が配設されている。また、ケーシング（10）の内部には、ケーシング（10）の円筒部（12）内を筒軸方向に延びるように駆動軸（25）が配設されていて、この駆動軸（25）を介して、圧縮機構（30）及び電動機（20）が駆動連結されている。なお、密閉容器状のケーシング（10）内の底部は、圧縮機構（30）の各摺動部等に供給される潤滑油が溜められている貯留部（59）になっている。 Inside the casing (10), an electric motor (20) as a drive mechanism and a compression mechanism (30) are arranged in order from top to bottom. In addition, a drive shaft (25) is disposed inside the casing (10) so as to extend in the cylindrical axis direction within the cylindrical portion (12) of the casing (10), and the drive shaft (25) is interposed through the drive shaft (25). The compression mechanism (30) and the electric motor (20) are drivingly connected. Note that the bottom of the sealed container-like casing (10) is a reservoir (59) in which lubricating oil supplied to each sliding portion of the compression mechanism (30) is stored.

前記駆動軸（25）は、主軸部（26）と偏心部（27）とを有している。この偏心部（27）は、駆動軸（25）の下端寄りの位置で、主軸部（26）よりも大径の円柱状に形成されている。また、この偏心部（27）は、軸心が主軸部（26）の軸心に対して偏心するように設けられている。さらに、偏心部（27）は、後述する圧縮機構（30）のピストン（40）を貫通した状態で、ピストン（40）に対して一体回転可能に固定されている。 The drive shaft (25) has a main shaft portion (26) and an eccentric portion (27). The eccentric portion (27) is formed in a columnar shape having a larger diameter than the main shaft portion (26) at a position near the lower end of the drive shaft (25). The eccentric portion (27) is provided such that the shaft center is eccentric with respect to the shaft center of the main shaft portion (26). Furthermore, the eccentric part (27) is fixed to the piston (40) so as to be integrally rotatable in a state of passing through a piston (40) of the compression mechanism (30) described later.

また、前記駆動軸（25）の内部には、駆動軸（25）の下端から上方へ延びる給油通路としての貫通孔（25a）が形成されている。これにより、ケーシング（10）内の底部に位置する貯留部（59）の潤滑油は、ケーシング（10）内の高い圧力によって貫通孔（25a）内を上昇し、圧縮機構（30）の各摺動部等へ供給される。 A through hole (25a) is formed in the drive shaft (25) as an oil supply passage extending upward from the lower end of the drive shaft (25). As a result, the lubricating oil in the reservoir (59) located at the bottom in the casing (10) rises in the through hole (25a) due to the high pressure in the casing (10), and each slide of the compression mechanism (30) Supplied to moving parts.

前記電動機（20）は、ステータ（21）とロータ（22）とを備えている。このステータ（21）は、ケーシング（10）の円筒部（12）の内面に固定されている。ロータ（22）には、駆動軸（25）の主軸部（26）が貫通していて、この状態で概略円筒形状の前記ステータ（21）の内側に配置されている。 The electric motor (20) includes a stator (21) and a rotor (22). The stator (21) is fixed to the inner surface of the cylindrical portion (12) of the casing (10). The main shaft portion (26) of the drive shaft (25) passes through the rotor (22), and is arranged inside the stator (21) having a substantially cylindrical shape in this state.

前記圧縮機構（30）は、固定側共働部材としてのシリンダ（35）と、支持部材としてのリアヘッド（50）と、可動側共働部材としてのピストン（40）とを備えている。このシリンダ（35）は、有底円筒状に形成されていて、リアヘッド（50）の上側に、底部が上方に位置付けられるように配設される。これにより、両者間にはピストン（40）を収容するための空間が形成される。 The compression mechanism (30) includes a cylinder (35) as a fixed side cooperative member, a rear head (50) as a support member, and a piston (40) as a movable side cooperative member. The cylinder (35) is formed in a bottomed cylindrical shape, and is disposed on the upper side of the rear head (50) so that the bottom is positioned upward. Thereby, the space for accommodating a piston (40) is formed between both.

図３に示すように、前記ピストン（40）は、駆動軸（25）の偏心部（27）に嵌合する円筒状の軸受部（42）と、軸受部（42）の外周側に空間をあけて、軸受部（42）と同心状に設けられた環状ピストン本体部（43）と、軸受部（42）及び環状ピストン本体部（43）の間を下端側で一体化するように設けられた円板状のピストン側鏡板（41）とを備えている。 As shown in FIG. 3, the piston (40) has a cylindrical bearing portion (42) fitted to the eccentric portion (27) of the drive shaft (25) and a space on the outer peripheral side of the bearing portion (42). The annular piston main body (43) provided concentrically with the bearing (42) and the bearing (42) and the annular piston main body (43) are integrated at the lower end side. And a disc-shaped piston side end plate (41).

前記環状ピストン本体部（43）の円環の周方向の一部分には、径方向に直交する方向に直線状に延びる直線部（201）が形成され、この直線部（201）に、後述するブレード（45）が摺動可能に嵌合するようになっている。 A part of the annular piston body (43) in the circumferential direction of the ring is formed with a straight part (201) extending linearly in a direction perpendicular to the radial direction, and a blade described later is formed on the straight part (201). (45) is slidably fitted.

前記リアヘッド（50）は、ピストン（40）を支持する部材（支持部材）である。このリアヘッド（50）は、厚肉の円板状の部材で、その外周縁部でケーシング（10）の内周面に固定されているとともに、外周部分がシリンダ（35）に対して密着するように固定されている。また、リアヘッド（50）の中央部分には、駆動軸（25）の主軸部（26）が貫通しており、その貫通孔の内周面には主軸部（26）を回転可能に支持する滑り軸受（50a）が設けられている。また、このリアヘッド（50）には、後に詳述するように、シールリング（70）を収容するシールリング溝（103）が設けられている。 The rear head (50) is a member (support member) that supports the piston (40). The rear head (50) is a thick disk-shaped member that is fixed to the inner peripheral surface of the casing (10) at the outer peripheral edge thereof, and the outer peripheral portion is in close contact with the cylinder (35). It is fixed to. Further, the main shaft portion (26) of the drive shaft (25) passes through the center portion of the rear head (50), and the inner peripheral surface of the through hole slides to support the main shaft portion (26) rotatably. A bearing (50a) is provided. The rear head (50) is provided with a seal ring groove (103) for accommodating the seal ring (70), as will be described in detail later.

図４に示すように、前記シリンダ（35）は、共に円環状で同心状に配置された外側シリンダ部（38）と内側シリンダ部（52）とを備えている。外側シリンダ部（38）の内周面と内側シリンダ部（52）の外周面とは、互いに同心状に配置された円筒面であり、その間に環状のシリンダ室（60,65）が形成されている。なお、外側シリンダ部（38）の内周面における環状ピストン本体部（43）の直線部（201）に対応する部分は、径方向に直交する方向に延びる直線状に形成されている。 As shown in FIG. 4, the cylinder (35) includes an outer cylinder part (38) and an inner cylinder part (52) that are both annular and concentrically arranged. The inner peripheral surface of the outer cylinder part (38) and the outer peripheral surface of the inner cylinder part (52) are cylindrical surfaces arranged concentrically with each other, and an annular cylinder chamber (60, 65) is formed between them. Yes. In addition, the part corresponding to the linear part (201) of the annular piston main-body part (43) in the internal peripheral surface of an outer cylinder part (38) is formed in the linear form extended in the direction orthogonal to a radial direction.

前記シリンダ（35）は、厚肉の円板状に形成されたシリンダ側鏡板（36）をさらに備え、このシリンダ側鏡板（36）の外周側には下側に向かって前記外側シリンダ部（38）が突設されており、この外側シリンダ部（38）が、溶接等によってケーシング（10）の円筒部（12）の内面に固定されているリアヘッド（50）に固定されている。また、シリンダ側鏡板（36）の下面には、外側シリンダ部（38）の内側に内側シリンダ部（52）が突設されていて、これにより、内側シリンダ部（52）と外側シリンダ部（38）との間に圧縮室としてのシリンダ室（60,65）が形成されている。 The cylinder (35) further includes a cylinder-side end plate (36) formed in a thick disk shape, and the outer cylinder portion (38) faces downward on the outer peripheral side of the cylinder-side end plate (36). The outer cylinder portion (38) is fixed to the rear head (50) fixed to the inner surface of the cylindrical portion (12) of the casing (10) by welding or the like. Further, an inner cylinder part (52) projects from the lower surface of the cylinder side end plate (36) on the inner side of the outer cylinder part (38), whereby the inner cylinder part (52) and the outer cylinder part (38) ), A cylinder chamber (60, 65) as a compression chamber is formed.

そして、図２に示すように、前記ピストン（40）の環状ピストン本体部（43）は、シリンダ室（60,65）内に位置付けられている。環状ピストン本体部（43）は、外周面が外側シリンダ部（38）の内周面よりも小径で、内周面が内側シリンダ部（52）の外周面よりも大径に形成されている。このことにより、環状ピストン本体部（43）の外周面と外側シリンダ部（38）の内周面との間に外側シリンダ室（60）が形成される一方、環状ピストン本体部（43）の内周面と内側シリンダ部（52）の外周面との間に内側シリンダ室（65）が形成されている。 As shown in FIG. 2, the annular piston main body (43) of the piston (40) is positioned in the cylinder chamber (60, 65). The annular piston body (43) has an outer peripheral surface having a smaller diameter than the inner peripheral surface of the outer cylinder portion (38) and an inner peripheral surface having a larger diameter than the outer peripheral surface of the inner cylinder portion (52). As a result, an outer cylinder chamber (60) is formed between the outer peripheral surface of the annular piston main body (43) and the inner peripheral surface of the outer cylinder (38). An inner cylinder chamber (65) is formed between the peripheral surface and the outer peripheral surface of the inner cylinder part (52).

具体的には、前記シリンダ側鏡板（36）とピストン側鏡板（41）と外側シリンダ部（38）と環状ピストン本体部（43）とによって外側シリンダ室（60）が形成され、シリンダ側鏡板（36）とピストン側鏡板（41）と内側シリンダ部（52）と環状ピストン本体部（43）とによって内側シリンダ室（65）が形成されている。 Specifically, an outer cylinder chamber (60) is formed by the cylinder side end plate (36), the piston side end plate (41), the outer cylinder portion (38), and the annular piston main body portion (43). 36), the piston side end plate (41), the inner cylinder part (52), and the annular piston main body part (43) form an inner cylinder chamber (65).

前記シリンダ（35）のシリンダ側鏡板（36）と内側シリンダ部（52）と、ピストン（40）のピストン側鏡板（41）と軸受部（42）との間には、内側シリンダ部（52）の内周側で軸受部（42）の偏心回転動作を許容するための動作空間（68）が形成されている（図１を参照）。図２の構成において、この動作空間（68）は、高圧空間になるように構成されている。 Between the cylinder end plate (36) and the inner cylinder portion (52) of the cylinder (35) and between the piston end plate (41) and the bearing portion (42) of the piston (40), the inner cylinder portion (52) An operation space (68) for allowing the eccentric rotation operation of the bearing portion (42) is formed on the inner peripheral side of the shaft (see FIG. 1). In the configuration of FIG. 2, the operation space (68) is configured to be a high-pressure space.

また、前記ピストン（40）とシリンダ（35）とは、環状ピストン本体部（43）の外周面と外側シリンダ部（38）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、環状ピストン本体部（43）の内周面と内側シリンダ部（52）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 piston (40) and the cylinder (35) are in a state where the outer peripheral surface of the annular piston main body (43) and the inner peripheral surface of the outer cylinder (38) are substantially in contact at one point (strictly speaking, In a micron-order gap where refrigerant leakage does not become a problem), the inner peripheral surface of the annular piston body (43) and the inner cylinder ( 52) is substantially in contact with the outer peripheral surface at one point.

前記シリンダ（35）のシリンダ側鏡板（36）の中央部分には、上方に向かって膨出する円筒状の軸受部（37）が形成されていて、この軸受部（37）には、該軸受部（37）を上下方向に貫通した状態で駆動軸（25）の主軸部（26）を回転可能に支持する滑り軸受（37a）が設けられている。 A cylindrical bearing portion (37) that bulges upward is formed in the center portion of the cylinder side end plate (36) of the cylinder (35). The bearing portion (37) includes the bearing portion (37). A sliding bearing (37a) is provided that rotatably supports the main shaft portion (26) of the drive shaft (25) in a state of passing through the portion (37) in the vertical direction.

また、外側シリンダ部（38）には、外側シリンダ部（38）を径方向に貫通する吸入ポート（39）が形成されている。この吸入ポート（39）は、一端側が外側シリンダ室（60）の低圧室に開口している一方、他端側は吸入管（15）に接続されている。また、前記環状ピストン本体部（43）には、外側シリンダ室（60）の低圧室（62）と内側シリンダ室（65）の低圧室（67）とを連通する貫通孔（53）が形成されている。 Further, a suction port (39) penetrating the outer cylinder portion (38) in the radial direction is formed in the outer cylinder portion (38). The suction port (39) has one end opened to the low pressure chamber of the outer cylinder chamber (60), and the other end connected to the suction pipe (15). The annular piston body (43) has a through hole (53) that communicates the low pressure chamber (62) of the outer cylinder chamber (60) and the low pressure chamber (67) of the inner cylinder chamber (65). ing.

一方、前記シリンダ（35）には、外側吐出ポート（54）及び内側吐出ポート（55）が形成されている。これらの吐出ポート（54,55）は、それぞれ、シリンダ（35）のシリンダ側鏡板（36）の厚み方向に貫通して形成されている。外側吐出ポート（54）の下端は外側シリンダ室（60）の高圧室（61）に臨むように開口し、内側吐出ポート（55）の下端は内側シリンダ室（65）の高圧室（66）に臨むように開口している。なお、これらの吐出ポート（54,55）には、該吐出ポート（54,55）を開閉するための逆止弁からなる吐出弁（図示せず）が設けられている。 On the other hand, the cylinder (35) is formed with an outer discharge port (54) and an inner discharge port (55). These discharge ports (54, 55) are formed so as to penetrate in the thickness direction of the cylinder side end plate (36) of the cylinder (35). The lower end of the outer discharge port (54) opens to face the high pressure chamber (61) of the outer cylinder chamber (60), and the lower end of the inner discharge port (55) opens to the high pressure chamber (66) of the inner cylinder chamber (65). Open to face. These discharge ports (54, 55) are provided with discharge valves (not shown) including check valves for opening and closing the discharge ports (54, 55).

そして、前記シリンダ（35）において前記ピストン（40）の直線部（201）に対応する位置には、略直方体形状のブレード（45）を摺動可能に嵌め込むためのブレード溝（7）が径方向に沿って配置されている。具体的には、このブレード溝（7）は、内側シリンダ部（52）に形成された第１ブレード溝（7a）と、シリンダ側鏡板（36）に形成された第２ブレード溝（7b）と、外側シリンダ部（38）に形成された第３ブレード溝（7c）とで構成され、これらの第１〜第３ブレード溝（7a,7b,7c）は、シリンダ（35）の径方向に沿って一直線状に連続して形成されている。 In the cylinder (35), a blade groove (7) for slidably fitting a substantially rectangular parallelepiped blade (45) is formed at a position corresponding to the linear portion (201) of the piston (40). Arranged along the direction. Specifically, the blade groove (7) includes a first blade groove (7a) formed in the inner cylinder part (52) and a second blade groove (7b) formed in the cylinder side end plate (36). And the third blade groove (7c) formed in the outer cylinder part (38), and these first to third blade grooves (7a, 7b, 7c) extend along the radial direction of the cylinder (35). Are formed continuously in a straight line.

前記内側シリンダ部（52）の第１ブレード溝（7a）が形成される部分近傍は、径方向に直行する方向に延びる直線状に形成されていて、第１ブレード溝（7a）は、この内側シリンダ部（52）の直線状の部分における周方向中心部分を厚み方向に貫通するように設けられている。一方、第３ブレード溝（7c）は、外側シリンダ部（38）の中心側端面から外周側の途中部分にまで設けられている。このブレード溝（7）にブレード（45）が嵌合し、後述するように、前記シリンダ室（60,65）が高圧室（61,66）と低圧室（62,67）とに区画されるようになっている。 The portion of the inner cylinder portion (52) where the first blade groove (7a) is formed is formed in a straight line extending in a direction perpendicular to the radial direction, and the first blade groove (7a) The cylinder portion (52) is provided so as to penetrate the central portion in the circumferential direction of the linear portion in the thickness direction. On the other hand, the third blade groove (7c) is provided from the center side end face of the outer cylinder part (38) to the middle part on the outer peripheral side. The blade (45) is fitted into the blade groove (7), and the cylinder chamber (60, 65) is partitioned into a high pressure chamber (61, 66) and a low pressure chamber (62, 67) as will be described later. It is like that.

また、外側シリンダ部（38）の先端面と内側シリンダ部（52）の先端面とは、ピストン側鏡板（41）の上端面に、それぞれが摺接している。 Further, the distal end surface of the outer cylinder portion (38) and the distal end surface of the inner cylinder portion (52) are in sliding contact with the upper end surface of the piston side end plate (41), respectively.

一方、前記ピストン（40）における環状ピストン本体部（43）の先端面（図１の上端面）は、シリンダ（35）の内側シリンダ部（52）と外側シリンダ部（38）との間のシリンダ側鏡板（36）に摺接し、ピストン（40）の軸受部（42）の先端面は、シリンダ（35）の内側シリンダ部（52）よりも内側のシリンダ側鏡板（36）に摺接している。 On the other hand, the tip end surface (upper end surface in FIG. 1) of the annular piston body (43) of the piston (40) is a cylinder between the inner cylinder portion (52) and the outer cylinder portion (38) of the cylinder (35). The end face of the bearing part (42) of the piston (40) is in sliding contact with the cylinder end panel (36) inside the cylinder part (52) of the cylinder (35). .

これにより、シリンダ（35）のシリンダ部（52,38）とピストン（40）とによって気密状態のシリンダ室（60,65）が形成される。 Thereby, an airtight cylinder chamber (60, 65) is formed by the cylinder part (52, 38) and the piston (40) of the cylinder (35).

また、各シリンダ室（60,65）の気密状対を保持するために、前記シールリング（70）よりも内周側の空間は、ケーシング（10）内の高圧空間（S2）と連通していて、貯留部（59）から駆動軸（25）の貫通孔（25a）内を通ってきた高圧の潤滑油が供給されるように構成されている。すなわち、シールリング（70）よりも内側の空間は高圧の状態になっているため、ピストン（40）に対してシリンダ（35）側に押し付ける背圧が作用する。 Further, in order to maintain an airtight pair of the cylinder chambers (60, 65), the space on the inner peripheral side from the seal ring (70) communicates with the high-pressure space (S2) in the casing (10). Thus, the high-pressure lubricant that has passed through the through hole (25a) of the drive shaft (25) is supplied from the reservoir (59). That is, since the space inside the seal ring (70) is in a high pressure state, back pressure that presses the piston (40) toward the cylinder (35) acts.

図１に示すように、前記リアヘッド（50）の上面には、前記ピストン（40）のピストン側鏡板（41）に対応してシールリング溝（103）が設けられ、シールリング溝（103）内には、シールリング（70）が収納されている。これにより、シールリング（70）は、前記リアヘッド（50）とピストン（40）との間の空間を径方向に分割している。 As shown in FIG. 1, a seal ring groove (103) is provided on the upper surface of the rear head (50) corresponding to the piston side end plate (41) of the piston (40). Contains a seal ring (70). Thus, the seal ring (70) divides the space between the rear head (50) and the piston (40) in the radial direction.

そして、前記シールリング（70）よりも内周側の空間は、ケーシング（10）内の高圧空間（S2）と連通して、前記貯留部（59）から駆動軸（25）の貫通孔（25a）内を通ってきた高圧の潤滑油が供給されるように構成されている。すなわち、前記シールリング（70）よりも内側の空間は高圧の状態になっているため、前記ピストン（40）に対して前記シリンダ（35）側に押し付ける背圧が作用する。 The space on the inner peripheral side of the seal ring (70) communicates with the high-pressure space (S2) in the casing (10), and passes through the through hole (25a of the drive shaft (25) from the storage portion (59). ) The high-pressure lubricating oil that has passed through the inside is supplied. That is, since the space inside the seal ring (70) is in a high pressure state, back pressure that presses the piston (40) toward the cylinder (35) acts.

ここで、前記ピストン（40）には、前記シリンダ室（60,65）の内圧によって、前記シリンダ（35）から離反するような離反力が生じる。これに対して、上述のような押し付け力を前記ピストン（40）に作用させることにより、該ピストン（40）が前記シリンダ（35）から離反するのを防止することができ、該ピストン（40）とシリンダ（35）とによって形成される前記シリンダ室（60,65）の気密性が保たれるようになっている。 Here, a separation force that separates from the cylinder (35) is generated in the piston (40) by the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65). On the other hand, by applying the pressing force as described above to the piston (40), the piston (40) can be prevented from separating from the cylinder (35), and the piston (40) The cylinder chamber (60, 65) formed by the cylinder and the cylinder (35) is kept airtight.

一方、前記シールリング（70）よりも外周側の空間は、背圧空間（S3）である。該シールリング（70）を越えて進入する潤滑油や、軸受からシリンダ室（60,65）を介して漏れ出た潤滑油によって、該背圧空間（S3）内の圧力が、前記吸入ポート（39）よりも高圧で且つ前記ケーシング（10）内の高圧空間（S2）よりも低圧の中間圧になっている。このことにより、この背圧空間（S3）内の圧力も前記ピストン（40）を背面側から押し付けるように作用する。 On the other hand, the space on the outer peripheral side of the seal ring (70) is a back pressure space (S3). The pressure in the back pressure space (S3) is caused by the lubricating oil that enters beyond the seal ring (70) or the lubricating oil that leaks from the bearing through the cylinder chamber (60, 65). The intermediate pressure is higher than that of 39) and lower than that of the high-pressure space (S2) in the casing (10). Thus, the pressure in the back pressure space (S3) also acts to press the piston (40) from the back side.

＜自転防止機構＞
また、この圧縮機（1）では、複数のピン（101）と、各ピン（101）が挿入されて該ピン（101）の移動を案内する複数のガイド孔（102）とから、ピストン（40）の自転防止機構（100）が構成されている。 <Rotation prevention mechanism>
In this compressor (1), a plurality of pins (101) and a plurality of guide holes (102) into which the pins (101) are inserted to guide the movement of the pins (101) ) Rotation prevention mechanism (100).

具体的に、本実施形態では、前記複数のピン（101）は、リアヘッド（50）と対向する側のピストン側鏡板（41）の面に設けられている。図５は、３本のピン（101）を設けた例である。なお、各ピン（101）の直径はｄであるものとする。 Specifically, in the present embodiment, the plurality of pins (101) are provided on the surface of the piston side end plate (41) on the side facing the rear head (50). FIG. 5 shows an example in which three pins (101) are provided. In addition, the diameter of each pin (101) shall be d.

また、複数のガイド孔（102）は、図５に示すように、リアヘッド（50）に設けられている。各ガイド孔（102）の直径Ｄは、Ｄ＝ｄ＋２ｅ＋δに設定されている。ただし、ｅは、クランク偏心量（すなわち、偏心部（27）の主軸部（26）に対する偏心量）であり、δは、ピン（101）とガイド孔（102）との間に設定する微小隙間である。これにより、ピストン（40）は、各ピン（101）と、各ピン（101）が対応したガイド孔（102）によって、自転方向の動きが制限される。 The plurality of guide holes (102) are provided in the rear head (50) as shown in FIG. The diameter D of each guide hole (102) is set to D = d + 2e + δ. Where e is the crank eccentric amount (that is, the eccentric amount of the eccentric portion (27) with respect to the main shaft portion (26)), and δ is a minute gap set between the pin (101) and the guide hole (102). It is. Accordingly, the movement of the piston (40) in the rotation direction is limited by the pins (101) and the guide holes (102) corresponding to the pins (101).

＜ブレード＞
上述のように、前記圧縮機構（30）は、シリンダ室（60,65）をそれぞれ高圧室（61,66）と低圧室（62,67）とに区画するブレード（45）を有している。このブレード（45）は、図６に示すように、矩形状板の部材からなり、長手方向の中央部分には前記ピストン（40）の直線部（201）を摺動する凹部（74）が形成されている。そして、凹部（74）の外側が外側シリンダ室（60）を区画する外側ブレード部（72）に形成され、内側が内側シリンダ室（65）を区画する内側ブレード部（73）に形成されている。また、前記ブレード溝（7）の長さは、ブレード（45）よりも長く構成されている。 <Blade>
As described above, the compression mechanism (30) includes the blade (45) that partitions the cylinder chamber (60, 65) into the high pressure chamber (61, 66) and the low pressure chamber (62, 67), respectively. . As shown in FIG. 6, the blade (45) is formed of a rectangular plate member, and a concave portion (74) that slides on the linear portion (201) of the piston (40) is formed in the central portion in the longitudinal direction. Has been. The outer side of the recess (74) is formed in the outer blade part (72) that partitions the outer cylinder chamber (60), and the inner side is formed in the inner blade part (73) that partitions the inner cylinder chamber (65). . The length of the blade groove (7) is longer than that of the blade (45).

これにより、ブレード（45）は、ブレード（45）の長手方向がシリンダ（35）に対して該シリンダ（35）の半径方向であるＸ軸方向に移動自由、且つブレード（45）の厚さ方向がピストン（40）に対してＸ軸方向と直交するＹ方向（より具体的には直線部（201）に沿った方向）に移動自在となる。 Thereby, the blade (45) is free to move in the X-axis direction in which the longitudinal direction of the blade (45) is the radial direction of the cylinder (35) with respect to the cylinder (35), and the blade (45) is in the thickness direction. Is movable in the Y direction (more specifically, the direction along the straight portion (201)) perpendicular to the X-axis direction with respect to the piston (40).

上述した構成において、前記駆動軸（25）に連結されたピストン（40）がシリンダ（35）に対して偏心した状態で回転すると、ピン（101）とガイド孔（102）とによってピストン（40）の自転が阻止される。そのため、図７に示すように、ピストン（40）の環状ピストン本体部（43）が、該ブレード（45）をブレード溝（7）内でシリンダ（35）のＸ軸方向に摺動させ、且つ直線部（201）をブレード（45）の凹部（74）内でＹ軸方向に摺動させながら偏心回転運動する。すなわち、環状ピストン本体部（43）がシリンダ（35）に対して公転することになる。 In the configuration described above, when the piston (40) connected to the drive shaft (25) rotates in an eccentric state with respect to the cylinder (35), the piston (40) is formed by the pin (101) and the guide hole (102). Is prevented from rotating. Therefore, as shown in FIG. 7, the annular piston body (43) of the piston (40) causes the blade (45) to slide in the X-axis direction of the cylinder (35) in the blade groove (7), and The linear portion (201) is eccentrically rotated while sliding in the Y-axis direction within the concave portion (74) of the blade (45). That is, the annular piston body (43) revolves with respect to the cylinder (35).

このように、環状ピストン本体部（43）が、ブレード（45）とともにシリンダ（35）の径方向に摺動するとともに、ブレード（45）の凹部（74）での直線部（201）の摺動によりシリンダ（35）に対して径方向に直交した方向に摺動することによって、環状ピストン本体部（43）とシリンダ（35）との接触点が図７（ａ）から図７（ｈ）へ順に移動することになり、シリンダ室（60,65）内で冷媒が圧縮される。なお、この図７は、本実施形態に係る圧縮機構（30）の動作状態を表す図であり、図７（ａ）から図７（ｈ）まで４５°間隔で環状ピストン本体部（43）が図の時計回り方向に移動している様子を表している。 In this way, the annular piston body (43) slides in the radial direction of the cylinder (35) together with the blade (45), and the linear portion (201) slides in the recess (74) of the blade (45). By sliding in a direction perpendicular to the radial direction with respect to the cylinder (35), the contact point between the annular piston main body (43) and the cylinder (35) is changed from FIG. 7 (a) to FIG. 7 (h). The refrigerant moves in order, and the refrigerant is compressed in the cylinder chamber (60, 65). FIG. 7 is a diagram showing the operating state of the compression mechanism (30) according to the present embodiment, and the annular piston main body (43) is spaced at 45 ° intervals from FIG. 7 (a) to FIG. 7 (h). It shows a state of moving in the clockwise direction in the figure.

上述のように、この圧縮機（1）では、ピン（101）とガイド孔（102）とによって、ピストン（40）の自転が確実に防止される。したがって、環状ピストン本体部（43）は、ブレード（45）の伸長方向、すなわち径方向の動きと、直線部（201）の延びる方向、すなわち該径方向に直交する方向の動きとを合成した動きをする。 As described above, in the compressor (1), the rotation of the piston (40) is reliably prevented by the pin (101) and the guide hole (102). Therefore, the annular piston main body (43) is a movement obtained by combining the extension direction of the blade (45), that is, the movement in the radial direction and the movement direction of the linear part (201), that is, the movement in the direction perpendicular to the radial direction. do.

＜ピンの配置について＞
ここで、前記ブレード（45）は、往復運動（ブレード（45）の慣性力）を起因とする振動を低減するために、できる限り小型化することが好ましい。しかしながら、ブレード（45）の厚さを薄くすると、ピストン（40）が自転したときにブレード（45）に自転モーメントが加わって変形したり、ブレード溝（7）内で引っ掛かって安定した摺動ができなくなるおそれがある。 <Pin placement>
Here, the blade (45) is preferably as small as possible in order to reduce vibration caused by reciprocating motion (inertial force of the blade (45)). However, if the thickness of the blade (45) is reduced, when the piston (40) rotates, a rotation moment is applied to the blade (45) and the blade (45) is deformed, or the blade (45) is caught in the blade groove (7) for stable sliding. There is a risk that it will not be possible.

そこで、本発明では、ピン（101）とガイド孔（102）とによってピストン（40）の自転を確実に防止するとともに、ブレード（45）に過度の負荷が加わることを抑制することを目的として、ピストン（40）が自転してからピン（101）がガイド孔（102）に当接するまでのピン（101）とガイド孔（102）との隙間δＰを、種々の条件に基づいて適切に設定するようにした。 Therefore, in the present invention, for the purpose of reliably preventing the rotation of the piston (40) by the pin (101) and the guide hole (102) and suppressing an excessive load on the blade (45), The gap δP between the pin (101) and the guide hole (102) from when the piston (40) rotates until the pin (101) contacts the guide hole (102) is appropriately set based on various conditions. I did it.

まず、前記ブレード（45）がブレード溝（7）内で傾くことができる最大傾き量を算出する。図８に示すように、ブレード（45）の凹部（74）とピストン（40）の直線部（201）との隙間δＡ、ブレード溝（7）の溝幅Ｂ、ブレード溝（7）の溝幅Ｂとブレード（45）との隙間δＢとする。 First, the maximum tilt amount that the blade (45) can tilt in the blade groove (7) is calculated. As shown in FIG. 8, the clearance δA between the recess (74) of the blade (45) and the straight portion (201) of the piston (40), the groove width B of the blade groove (7), the groove width of the blade groove (7). A gap δB between B and the blade (45) is set.

ここで、前記ブレード（45）がピストン（40）の直線部（201）に引っ掛からずに傾くことができる最大傾き量は、隙間δＡと溝幅Ｂとを用いて、
δＡ／Ｂ・・・（１）
で表すことができる。一方、ブレード（45）がブレード溝（7）の溝内周壁に引っ掛からずに傾くことができる最大傾き量は、
δＢ／Ｌ・・・（２）
で表すことができる。 Here, the maximum amount of inclination that the blade (45) can tilt without being caught by the linear portion (201) of the piston (40) is determined by using the gap δA and the groove width B,
δA / B (1)
Can be expressed as On the other hand, the maximum amount of inclination that the blade (45) can tilt without being caught by the groove inner peripheral wall of the blade groove (7) is
δB / L (2)
Can be expressed as

次に、前記ピストン（40）が自転により傾くことができる最大傾き量を算出する。図９に示すように、３つのガイド孔（102）は、駆動軸（25）を中心として周方向に１０３°、２２３°、３４３°の位置にそれぞれ形成している。 Next, the maximum amount of tilt that the piston (40) can tilt by rotation is calculated. As shown in FIG. 9, the three guide holes (102) are formed at positions of 103 °, 223 °, and 343 ° in the circumferential direction around the drive shaft (25), respectively.

図１０は、駆動軸の回転角とピストンの傾きとの関係を示すグラフ図である。図１０に示すように、ピストン（40）は、その偏心回転中心が１９３°の位置にあるときに、最も傾きが大きくなることが分かる。 FIG. 10 is a graph showing the relationship between the rotation angle of the drive shaft and the inclination of the piston. As shown in FIG. 10, it can be seen that the inclination of the piston (40) becomes the largest when the eccentric rotation center is at a position of 193 °.

そこで、図９に示すように、ピストン（40）の偏心回転中心が１９３°のときにピストン（40）が自転してからピン（101）がガイド孔（102）に当接するまでのピン（101）とガイド孔（102）との隙間δＰ、ピストン（40）の偏心回転中心からピン（101）中心までの距離Ｒ、ブレード（45）のシリンダ径方向の長さＬとすると、ピストン（40）が自転により傾くことができる最大傾き量は、
δＰ／Ｒ・・・（３）
で表すことができる。 Therefore, as shown in FIG. 9, when the eccentric rotation center of the piston (40) is 193 °, the pin (101) from when the piston (40) rotates until the pin (101) contacts the guide hole (102). ) And the guide hole (102), the distance R from the eccentric rotation center of the piston (40) to the center of the pin (101), and the length L of the blade (45) in the cylinder radial direction, the piston (40) The maximum amount of tilt that can be tilted by rotation is
δP / R (3)
Can be expressed as

ここで、ブレード（45）に自転モーメントが加わるのを抑制しつつ、ピストン（40）の自転を規制するためには、ピン（101）がガイド孔（102）に当接してピストン（40）の自転を規制した後も、ブレード（45）がブレード溝（7）内で傾くことができるように、上述した（１）式が（３）式よりも大きく、且つ（２）式が（３）式よりも大きくなるように設定することが必要である。 Here, in order to restrict the rotation of the piston (40) while suppressing the rotation moment from being applied to the blade (45), the pin (101) comes into contact with the guide hole (102) and the piston (40) Even after the rotation is restricted, the above-described equation (1) is larger than the equation (3) and the equation (2) is (3) so that the blade (45) can be tilted in the blade groove (7). It is necessary to set so as to be larger than the equation.

すなわち、
δＡ／Ｂ＞δＰ／Ｒ、及びδＢ／Ｌ＞δＰ／Ｒ・・・（４）
を満たすことが必要である。ここで、（４）式を隙間δＰで表すと、
δＡ／Ｂ×Ｒ＞δＰ、及びδＢ／Ｌ×Ｒ＞δＰ・・・（５）
となる。 That is,
δA / B> δP / R and δB / L> δP / R (4)
It is necessary to satisfy. Here, when the expression (4) is expressed by the gap δP,
δA / B × R> δP and δB / L × R> δP (5)
It becomes.

以上のように、本実施形態では、ピストン（40）が自転してからピン（101）がガイド孔（102）に当接するまでのピン（101）とガイド孔（102）との隙間δＰを、（５）式を満たすように設定したから、ピストン（40）の自転を規制した後でブレード（45）に過度の負荷が加わることがない。そのため、ブレード（45）ブレード（45）の厚さを小さくしても安定した摺動と耐久性を保証することが可能になる。 As described above, in this embodiment, the gap δP between the pin (101) and the guide hole (102) from when the piston (40) rotates until the pin (101) contacts the guide hole (102) is Since it set so that Formula (5) may be satisfy | filled, after restrict | rotating rotation of a piston (40), an excessive load is not added to a braid | blade (45). Therefore, even if the thickness of the blade (45) and the blade (45) is reduced, stable sliding and durability can be ensured.

＜運転動作＞
次に、前記圧縮機（1）の運転動作について説明する。まず、電動機（20）を起動すると、ロータ（22）の回転が駆動軸（25）を介して圧縮機構（30）のピストン（40）に伝達される。そうすると、ブレード（45）が往復運動（進退動作）を行い、且つ、環状ピストン本体部（43）がシリンダ（35）の外側シリンダ部（38）及び内側シリンダ部（52）に対して公転運動する。また、前記ピン（101）がガイド孔（102）に挿入されて該ガイド孔（102）に沿って回転移動するので、前記環状ピストン本体部（43）がシリンダ（35）の外側シリンダ部（38）及び内側シリンダ部（52）に対して自転することなく公転し、圧縮機構（30）が所定の圧縮動作を行う。 <Driving action>
Next, the operation of the compressor (1) will be described. First, when the electric motor (20) is started, the rotation of the rotor (22) is transmitted to the piston (40) of the compression mechanism (30) via the drive shaft (25). Then, the blade (45) reciprocates (advances and retreats), and the annular piston body (43) revolves with respect to the outer cylinder (38) and the inner cylinder (52) of the cylinder (35). . Further, since the pin (101) is inserted into the guide hole (102) and rotationally moves along the guide hole (102), the annular piston main body (43) is connected to the outer cylinder part (38) of the cylinder (35). ) And the inner cylinder part (52) revolve without rotating, and the compression mechanism (30) performs a predetermined compression operation.

具体的には、前記圧縮機構（30）の外側シリンダ室（60）では、図７（ｂ）の状態で低圧室（62）の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸（25）が図の右回りに回転して図７（ｃ）〜図７（ａ）の状態へ変化するのに伴って低圧室（62）の容積が増大するときに、冷媒が、吸入管（15）及び吸入ポート（39）を通って低圧室（62）に吸入される。 Specifically, in the outer cylinder chamber (60) of the compression mechanism (30), the volume of the low pressure chamber (62) is almost the minimum in the state of FIG. When the volume of the low-pressure chamber (62) increases as it rotates clockwise and changes to the state shown in FIGS. 7 (c) to 7 (a), the refrigerant flows into the suction pipe (15) and the suction pipe. It is sucked into the low pressure chamber (62) through the port (39).

前記駆動軸（25）が一回転して再び図７（ｂ）の状態になると、低圧室（62）への冷媒の吸入が完了する。次に、この低圧室（62）は冷媒が圧縮される高圧室（61）となり、ブレード（45）を隔てて新たな低圧室（62）が形成される。駆動軸（25）がさらに回転すると、低圧室（62）において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（61）の容積が減少し、高圧室（61）で冷媒が圧縮される。高圧室（61）の圧力が所定値となって吐出空間との差圧が設定値に達すると、高圧室（61）の高圧冷媒によって弁が開き、高圧冷媒が吐出空間からケーシング（10）内の高圧空間（S2）へ流出する。 When the drive shaft (25) makes one revolution and enters the state of FIG. 7 (b) again, the suction of the refrigerant into the low pressure chamber (62) is completed. Next, the low pressure chamber (62) becomes a high pressure chamber (61) in which the refrigerant is compressed, and a new low pressure chamber (62) is formed across the blade (45). When the drive shaft (25) further rotates, the suction of the refrigerant is repeated in the low pressure chamber (62), while the volume of the high pressure chamber (61) is reduced, and the refrigerant is compressed in the high pressure chamber (61). When the pressure in the high pressure chamber (61) reaches a predetermined value and the differential pressure from the discharge space reaches a set value, the valve is opened by the high pressure refrigerant in the high pressure chamber (61), and the high pressure refrigerant passes from the discharge space into the casing (10). To the high pressure space (S2).

一方、内側シリンダ室（65）では、図７（ｆ）の状態で低圧室（67）の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸（25）が図の右回りに回転して図７（ｇ）〜図７（ｅ）の状態へ変化するのに伴って低圧室（67）の容積が増大するときに、冷媒が、吸入管（15）、吸入ポート（39）、及び貫通孔（53）を通って内側シリンダ室（65）の低圧室（67）へ吸入される。 On the other hand, in the inner cylinder chamber (65), the volume of the low pressure chamber (67) is almost the minimum in the state of FIG. 7 (f), and from here the drive shaft (25) rotates clockwise in FIG. When the volume of the low pressure chamber (67) increases with the change to the state of g) to FIG. 7 (e), the refrigerant flows into the suction pipe (15), the suction port (39), and the through hole (53). ) Through the low pressure chamber (67) of the inner cylinder chamber (65).

前記駆動軸（25）が一回転して再び図７（ｆ）の状態になると、低圧室（67）への冷媒の吸入が完了する。次に、この低圧室（67）は冷媒が圧縮される高圧室（66）となり、ブレード（45）を隔てて新たな低圧室（67）が形成される。駆動軸（25）がさらに回転すると、低圧室（67）において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（66）の容積が減少し、高圧室（66）で冷媒が圧縮される。高圧室（66）の圧力が所定値となって吐出空間との差圧が設定値に達すると、高圧室（66）の高圧冷媒によって弁が開き、高圧冷媒が吐出空間からケーシング（10）内の高圧空間（S2）へ流出する。 When the drive shaft (25) makes one revolution and again enters the state of FIG. 7 (f), the suction of the refrigerant into the low pressure chamber (67) is completed. Next, the low pressure chamber (67) becomes a high pressure chamber (66) in which the refrigerant is compressed, and a new low pressure chamber (67) is formed across the blade (45). When the drive shaft (25) further rotates, the suction of the refrigerant is repeated in the low pressure chamber (67), while the volume of the high pressure chamber (66) decreases, and the refrigerant is compressed in the high pressure chamber (66). When the pressure in the high-pressure chamber (66) reaches a set value when the pressure in the high-pressure chamber (66) reaches a set value, the valve is opened by the high-pressure refrigerant in the high-pressure chamber (66), and the high-pressure refrigerant passes from the discharge space into the casing (10). To the high pressure space (S2).

前記外側シリンダ室（60）では、ほぼ図７（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（65）では、ほぼ図７（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（60）と内側シリンダ室（65）とでは、吐出のタイミングがほぼ１８０°異なっている。外側シリンダ室（60）及び内側シリンダ室（65）で圧縮されてケーシング（10）内の高圧空間（S2）へ流出した高圧の冷媒は吐出管（14）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 (60), the refrigerant starts to be discharged approximately at the timing shown in FIG. 7E, and in the inner cylinder chamber (65), the discharge starts approximately at the timing shown in FIG. 7A. That is, the discharge timing differs by approximately 180 ° between the outer cylinder chamber (60) and the inner cylinder chamber (65). The high-pressure refrigerant compressed in the outer cylinder chamber (60) and the inner cylinder chamber (65) and flowing into the high-pressure space (S2) in the casing (10) is discharged from the discharge pipe (14) and is condensed in the refrigerant circuit. After passing through the expansion stroke and the evaporation stroke, it is again sucked into the compressor (1).

ここで、前記ピストン（40）とリアヘッド（50）との間の空間のうち、シールリング（70）によって区画された内側の空間内は、高圧空間（S2）に連通しているため高圧状態であり、ピストン（40）は、その背面側からシリンダ（35）側に押し付けられている。 Here, in the space between the piston (40) and the rear head (50), the inner space partitioned by the seal ring (70) communicates with the high-pressure space (S2), so that it is in a high-pressure state. The piston (40) is pressed against the cylinder (35) from the back side.

一方、前記貯留部（59）の潤滑油は、駆動軸（25）下端の遠心ポンプ作用により、駆動軸（25）の貫通孔（25a）内を上方へ押し上げられて、圧縮機構（30）の各滑り軸受（37a,50a）や、ピストン（40）とリアヘッド（50）との間で前記シールリング（70）よりも内周側の空間に供給される。 On the other hand, the lubricating oil in the reservoir (59) is pushed upward in the through hole (25a) of the drive shaft (25) by the centrifugal pump action at the lower end of the drive shaft (25), and the compression mechanism (30) The slide bearings (37a, 50a) and the space between the piston (40) and the rear head (50) are supplied to the space on the inner peripheral side of the seal ring (70).

以上のように、本発明の実施形態に係る圧縮機（1）では、ピストン（40）が自転を開始してからピン（101）がガイド孔（102）に当接して自転が規制された後でも、ブレード（45）がブレード溝（7）で傾くことができるように、ピン（101）とガイド孔（102）との隙間を適切に設定するようにしたから、ピン（101）の移動がガイド孔（102）によって規制されてピストン（40）の自転が確実に阻止できるとともに、ブレード（45）に過度の負荷が加わることが抑制される。このため、ブレード（45）の厚さを小さくしても安定した摺動と耐久性を保証することが可能になる。このように、ブレード（45）の小型化により、高速運転時において、ブレード（45）の往復運動（ブレードの慣性力）を起因とする振動が低減する。 As described above, in the compressor (1) according to the embodiment of the present invention, after the piston (40) starts rotating, the pin (101) contacts the guide hole (102) and the rotation is restricted. However, since the gap between the pin (101) and the guide hole (102) is set appropriately so that the blade (45) can be tilted by the blade groove (7), the movement of the pin (101) Regulated by the guide hole (102), the rotation of the piston (40) can be reliably prevented, and an excessive load is suppressed from being applied to the blade (45). For this reason, even if the thickness of the blade (45) is reduced, stable sliding and durability can be ensured. Thus, the downsizing of the blade (45) reduces the vibration caused by the reciprocating motion (blade inertial force) of the blade (45) during high-speed operation.

また、３本のピン（101）を用いて自転防止機構（100）を構成したから、各ピン（101）の配置を適切に設定することにより、ピストン（40）の自転を確実の阻止できるとともに、ピン（101）の移動がガイド孔（102）によって規制された後でもブレード（45）がブレード溝（7）内でスムーズに摺動できるように隙間を確保することができる。 In addition, since the anti-rotation mechanism (100) is configured using three pins (101), the rotation of the piston (40) can be reliably prevented by appropriately setting the arrangement of the pins (101). Even after the movement of the pin (101) is regulated by the guide hole (102), a gap can be secured so that the blade (45) can slide smoothly in the blade groove (7).

＜その他の実施形態＞
前記の実施形態は、以下のような構成としてもよい。 <Other embodiments>
The embodiment described above may be configured as follows.

例えば、前記の各実施形態では、圧縮機（1）について説明したが、本発明は、高圧冷媒などのガスをシリンダ室に導入し、該ガスが膨張することによって回転軸の駆動力を発生させる膨張機にも適用できるし、ポンプにも適用できる。 For example, in each of the above-described embodiments, the compressor (1) has been described. However, the present invention introduces a gas such as a high-pressure refrigerant into the cylinder chamber, and generates the driving force of the rotating shaft when the gas expands. It can be applied to an expander or a pump.

また、前記実施形態では、電動機（20）をケーシング（10）内に収納するようにしているが、この限りではなく、該ケーシング（10）の外部から圧縮機構（30）を駆動するように構成してもよい。 In the embodiment, the electric motor (20) is housed in the casing (10). However, the present invention is not limited thereto, and the compression mechanism (30) is driven from the outside of the casing (10). May be.

また、ピン（101）を設ける部材とガイド孔（102）を形成する部材は前記の逆であってもよい。すなわち、ピン（101）をリアヘッド（50）側に設け、ガイド孔（102）をピストン（40）側に設けるようにしてもよい。この場合も、シールリング溝（103）はガイド孔（102）を設けた部材に設けるのがよい。 The member for providing the pin (101) and the member for forming the guide hole (102) may be the reverse of the above. That is, the pin (101) may be provided on the rear head (50) side, and the guide hole (102) may be provided on the piston (40) side. Also in this case, the seal ring groove (103) is preferably provided in the member provided with the guide hole (102).

また、ピン（101）の数やガイド孔（102）の数は例示であり、前記の例に限定されず、少なくとも３つ設けておけばよい。図１１は、ピン（101）及びガイド孔（102）を４つ設けた場合の駆動軸の回転角とピストンの傾きとの関係を示すグラフ図である。図１１に示すように、４つのガイド孔（102）は、駆動軸（25）を中心として周方向に０°、９０°、１８０°、２７０°の位置にそれぞれ形成されている。そして、ピストン（40）は、その偏心回転中心が３１５°の位置にあるときに、最も傾きが大きくなることが分かる。このようにして、ピン（101）及びガイド孔（102）を４つ設けた場合にも、前記実施形態と同様に、ピン（101）とガイド孔（102）との隙間δＰを算出することができる。 Further, the number of pins (101) and the number of guide holes (102) are merely examples, and are not limited to the above examples, and at least three pins may be provided. FIG. 11 is a graph showing the relationship between the rotation angle of the drive shaft and the inclination of the piston when four pins (101) and four guide holes (102) are provided. As shown in FIG. 11, the four guide holes (102) are formed at positions of 0 °, 90 °, 180 °, and 270 ° in the circumferential direction around the drive shaft (25), respectively. The piston (40) is found to have the largest inclination when the eccentric rotation center is at a position of 315 °. In this way, even when four pins (101) and four guide holes (102) are provided, the gap δP between the pin (101) and the guide hole (102) can be calculated in the same manner as in the above embodiment. it can.

以上説明したように、本発明は、ブレードの厚さを厚くすることなくピストンの自転を防止するとともに、ブレードがピストンに対してスムーズに摺動できるという実用性の高い効果が得られることから、きわめて有用で産業上の利用可能性は高い。 As described above, the present invention prevents the rotation of the piston without increasing the thickness of the blade, and provides a highly practical effect that the blade can slide smoothly with respect to the piston. It is extremely useful and has high industrial applicability.

本発明の実施形態に係る圧縮機（回転式流体機械）の縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view of the compressor (rotary fluid machine) which concerns on embodiment of this invention. 圧縮機構を示す横断面図である。It is a cross-sectional view which shows a compression mechanism. （ａ）はピストンの構成を示す斜視図であり、（ｂ）は平面図である。(A) is a perspective view which shows the structure of a piston, (b) is a top view. （ａ）はシリンダの構成を示す斜視図であり、（ｂ）は平面図である。(A) is a perspective view which shows the structure of a cylinder, (b) is a top view. ピン、ガイド孔、及びシールリング溝の配置を示す図である。It is a figure which shows arrangement | positioning of a pin, a guide hole, and a seal ring groove | channel. ブレードの構成を示す斜視図である。It is a perspective view which shows the structure of a braid | blade. 圧縮機構の動作を示す横断面図である。It is a cross-sectional view showing the operation of the compression mechanism. ブレード、ブレード溝、及びピストンの位置関係を示す図である。It is a figure which shows the positional relationship of a braid | blade, a blade groove | channel, and a piston. ピン及びガイド孔の配置を示す図である。It is a figure which shows arrangement | positioning of a pin and a guide hole. 駆動軸の回転角とピストンの傾きとの関係を示すグラフ図である。It is a graph which shows the relationship between the rotation angle of a drive shaft, and the inclination of a piston. ピンを４つ設けた場合の駆動軸の回転角とピストンの傾きとの関係を示すグラフ図である。It is a graph which shows the relationship between the rotation angle of a drive shaft at the time of providing four pins, and the inclination of a piston.

Explanation of symbols

1 圧縮機（回転式流体機械）
7 ブレード溝
35 シリンダ
36 シリンダ側鏡板
40 ピストン
41 ピストン側鏡板
45 ブレード
50 リアヘッド（支持部材）
60 外側シリンダ室
65 内側シリンダ室
74 凹部
101 ピン
102 ガイド孔
201 直線部 1 Compressor (rotary fluid machine)
7 Blade groove
35 cylinders
36 Cylinder side end plate
40 pistons
41 Piston side end plate
45 blade
50 Rear head (supporting member)
60 Outer cylinder chamber
65 Inner cylinder chamber
74 Recess
101 pin
102 Guide hole
201 Straight section

Claims

A cylinder (35) having an annular cylinder chamber (60, 65) and having an end plate (36) on the back surface; and being eccentric with respect to the cylinder (35) and housed in the cylinder chamber (60, 65); The cylinder chamber (60, 65) is divided into an outer working chamber (60) and an inner working chamber (65), and an annular piston (40) having a mirror plate (41) on the back surface, and each working chamber (60, 65). ) In which the piston (40) rotates eccentrically with respect to the cylinder (35). The blade (45) partitions the high pressure side (61,66) and the low pressure side (62,67). Because
A support member (50) for supporting the piston (40) on the back side of the end plate (41) of the piston (40);
A plurality of pins (101) are provided on one of the opposing members of the end plate (41) and the support member (50) of the piston (40), and each pin (101) is inserted into the other opposing member. A plurality of guide holes (102) for guiding the movement of the pin (101) are provided,
The piston (40) has a linear part (201) continuous with another part in a part of the circumferential direction,
The cylinder (35) is formed with a blade groove (7) into which the blade (45) is slidably fitted in the cylinder radial direction,
The blade (45) is formed with a recess (74) slidably fitted to the linear portion (201) of the piston (40),
A gap δA between the concave portion (74) of the blade (45) and the straight portion (201) of the piston (40), a groove width B of the blade groove (7), a groove width B of the blade groove (7), and the The clearance δB from the blade (45), the distance R from the eccentric rotation center of the piston (40) to the center of the pin (101), the length L in the cylinder radial direction of the blade (45), and the piston (40) A gap δP between the pin (101) and the guide hole (102) from when the pin (101) contacts the guide hole (102) after rotating is
δA / B × R> δP and δB / L × R> δP
The rotary fluid machine is characterized in that it is set to satisfy the following condition.

In claim 1,
The rotary fluid machine is characterized in that at least three pins (101) are provided.