JP2013139725A - Oscillating piston type compressor - Google Patents
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Description
本発明は、揺動ピストン式圧縮機に関し、特に、圧縮機の効率を改善するための技術に関するものである。 The present invention relates to a swinging piston compressor, and more particularly to a technique for improving the efficiency of the compressor.
従来より、冷凍装置の冷媒回路において冷媒を圧縮する圧縮機としてローリングピストン式圧縮機や揺動ピストン式圧縮機が用いられている。 Conventionally, a rolling piston compressor or a swing piston compressor has been used as a compressor for compressing refrigerant in a refrigerant circuit of a refrigeration apparatus.
例えば、特許文献１，２には、ローリングピストン式圧縮機において、円環状のシリンダの端面を閉塞するシリンダヘッドに複数の吐出ポートを形成する技術が開示されている。これらの特許文献の技術では、吐出ポートを複数形成することにより吐出開口の面積を大きくして、例えば高速回転するときの吐出抵抗を小さくして圧力損失を低減し、冷媒の過圧縮や脈動の発生を抑えようとしている。 For example, Patent Documents 1 and 2 disclose a technique of forming a plurality of discharge ports in a cylinder head that closes an end surface of an annular cylinder in a rolling piston compressor. In the techniques of these patent documents, the area of the discharge opening is increased by forming a plurality of discharge ports, for example, the discharge resistance when rotating at high speed is reduced to reduce the pressure loss, and the refrigerant is over-compressed or pulsated. We are trying to suppress the occurrence.
このようにシリンダヘッドに複数の吐出ポートを設ける技術は、揺動ピストン式圧縮機（例えば特許文献３参照）に適用することもできる。そうすることにより、揺動ピストン式圧縮機の圧縮機構における過圧縮や脈動の発生を抑えることが望ましい。 The technique of providing a plurality of discharge ports in the cylinder head as described above can also be applied to a swing piston type compressor (see, for example, Patent Document 3). By doing so, it is desirable to suppress the occurrence of over-compression and pulsation in the compression mechanism of the oscillating piston compressor.
しかしながら、圧縮機構に複数の吐出ポートを設ける場合、吐出ポートがシリンダの周方向に並ぶことになる。この場合、吐出行程の初期の段階ではすべての吐出ポートから冷媒を吐出することができるものの、吐出行程が進んでピストンがいくつかの吐出ポートを通過してしまうと、冷媒が吐出される吐出面積が徐々に小さくなり、結局は冷媒の吐出抵抗や圧力損失が大きくなっていく。そして、冷媒の過圧縮や脈動が生じてしまう。特に、高差圧、高圧縮比の運転条件では吐出開始時期が遅くなり、複数ある吐出ポートのいくつかは吐出開始前に通過してしまうため、意図した効果が得られなくなる。 However, when a plurality of discharge ports are provided in the compression mechanism, the discharge ports are arranged in the circumferential direction of the cylinder. In this case, although the refrigerant can be discharged from all the discharge ports in the initial stage of the discharge stroke, the discharge area where the refrigerant is discharged when the discharge stroke proceeds and the piston passes through several discharge ports. Gradually decreases and eventually the refrigerant discharge resistance and pressure loss increase. And overcompression and pulsation of a refrigerant will arise. In particular, under the operating conditions of high differential pressure and high compression ratio, the discharge start timing is delayed, and some of the plurality of discharge ports pass before the start of discharge, so that the intended effect cannot be obtained.
さらには、上記の構成では吐出ポートが上死点よりから下死点寄りに広がって設けられるため、ピストンが吐出ポートを過ぎてから、その吐出ポート内の高圧冷媒がシリンダ室の吸入側を逆流して吸入ポートに到達するまでの経路長が短くなるとともに、逆流開始から吸入閉じ切りまでの時間が長くなるので、逆流損失が大きくなって圧縮機の効率が低下する原因となるし、シリンダ室の吸入側と吐出側が連通してしまう無効動力区間が大きくなる。 Furthermore, in the above configuration, since the discharge port is provided so as to extend from the top dead center to the bottom dead center, the high-pressure refrigerant in the discharge port flows backward on the suction side of the cylinder chamber after the piston passes the discharge port. Therefore, the length of the path to reach the suction port is shortened and the time from the backflow start to the suction close-up is lengthened, which increases the backflow loss and reduces the efficiency of the compressor. The ineffective power section in which the suction side and the discharge side are communicated becomes large.
本発明は、このような問題点に鑑みてなされたものであり、その目的は、揺動ピストン式圧縮機で、冷媒の吐出抵抗を小さくして圧力損失を低減し、ひいては冷媒の過圧縮や脈動を抑えるとともに、圧縮機の効率低下も抑えられるようにすることである。 The present invention has been made in view of such problems, and an object of the present invention is an oscillating piston compressor, which reduces the pressure loss by reducing the discharge resistance of the refrigerant, and thereby overcompressing the refrigerant. It is to suppress the pulsation and to suppress the decrease in efficiency of the compressor.
第１の発明は、揺動ピストン（28）に一体的に設けられたブレード（28b）がシリンダ（19）に保持されて揺動しながら該揺動ピストン（28）がシリンダ室（25）内で公転し、揺動ピストン（28）がブレード（28b）側でシリンダ（19）と実質的に接する上死点から下死点を経て上死点に戻る３６０°の回転で吸入行程と圧縮行程と吐出行程の１サイクルが行われる圧縮機構（20）を備えた揺動ピストン式圧縮機構（20）を前提としている。 In the first invention, a blade (28b) provided integrally with a swing piston (28) is held by a cylinder (19) and swings while the swing piston (28) is in the cylinder chamber (25). Revolving at 360 °, the suction piston and the compression stroke at a rotation of 360 ° from the top dead center where the swinging piston (28) substantially contacts the cylinder (19) on the blade (28b) side and back to the top dead center. And a swing piston type compression mechanism (20) provided with a compression mechanism (20) in which one cycle of the discharge stroke is performed.
そして、この揺動ピストン式圧縮機構（20）は、揺動ピストン（28）の外周面形状及びシリンダ室（25）の内周面形状が、吐出終了付近で揺動ピストン（28）の回転角度（θ）に対してシリンダ（19）と揺動ピストン（28）との間のシールポイント角度（α）が小さくなるように構成されるとともに、シリンダ室（25）の内周面形状が揺動ピストン（28）の揺動時における揺動ピストン（28）の外周面の包絡線に基づいて形成されて、揺動ピストン（28）の動作中にシリンダ（19）と揺動ピストン（28）の間に常に一点にシールポイント（P）が形成されるように構成され、上記吐出ポート（42）が、吐出完了時の上記シールポイント角度（α）から上死点までを含む範囲の吐出ポート領域（S）に設けられていることを特徴としている。 In this oscillating piston compression mechanism (20), the outer peripheral surface shape of the oscillating piston (28) and the inner peripheral surface shape of the cylinder chamber (25) are such that the rotation angle of the oscillating piston (28) is near the end of discharge. The seal point angle (α) between the cylinder (19) and the oscillating piston (28) is reduced with respect to (θ), and the inner peripheral surface shape of the cylinder chamber (25) oscillates. It is formed based on the envelope of the outer peripheral surface of the oscillating piston (28) when the piston (28) oscillates, and the cylinder (19) and the oscillating piston (28) are moved during the operation of the oscillating piston (28). The discharge port region is configured such that a seal point (P) is always formed at one point in between, and the discharge port (42) includes a range from the seal point angle (α) when discharge is completed to the top dead center. It is provided in (S).
なお、上記構成において、揺動ピストン（28）の回転角度（θ）とシールポイント角度（α）は、揺動ピストン（28）が回転するときの吸入行程側から吐出行程側に向かって形成される角度である。したがって、上記のように揺動ピストン（28）の回転角度（θ）よりもシールポイント角度（α）が小さくなるときには、揺動ピストン（28）の上死点から吐出行程側に向かって形成される揺動ピストン（28）の回転角度（θ）に対応する領域と、そのときのシールポイント角度（α）に対応して形成される領域（吐出ポート領域（S））とを比較すると、吐出ポート領域（S）の方が広くなる。 In the above configuration, the rotation angle (θ) and the seal point angle (α) of the swing piston (28) are formed from the suction stroke side to the discharge stroke side when the swing piston (28) rotates. It is an angle. Therefore, when the seal point angle (α) is smaller than the rotation angle (θ) of the swing piston (28) as described above, the swing piston (28) is formed from the top dead center toward the discharge stroke side. When the region corresponding to the rotation angle (θ) of the oscillating piston (28) and the region (discharge port region (S)) formed corresponding to the seal point angle (α) at that time are compared, The port area (S) is wider.
この第１の発明では、揺動ピストン（28）を、吐出終了付近で揺動ピストン（28）の回転角度（θ）に対してシリンダ（19）と揺動ピストン（28）との間のシールポイント角度（α）が小さくなる。そして、揺動ピストン（28）の回転角度（θ）よりも小さなシールポイント角度（α）に対応する吐出ポート領域（S）に吐出ポート（42）を形成している。したがって、上記回転角度（θ）とシールポイント角度（α）が同じになる圧縮機よりも吐出ポート（42）の開口面積を大きくできるため、その面積が大きな吐出ポート（42）から冷媒などの流体を吐出できることになる。 In this first invention, the swing piston (28) is sealed between the cylinder (19) and the swing piston (28) with respect to the rotation angle (θ) of the swing piston (28) near the end of discharge. The point angle (α) becomes smaller. A discharge port (42) is formed in the discharge port region (S) corresponding to a seal point angle (α) smaller than the rotation angle (θ) of the swing piston (28). Therefore, since the opening area of the discharge port (42) can be made larger than that of the compressor having the same rotation angle (θ) and the seal point angle (α), a fluid such as a refrigerant is discharged from the discharge port (42) having a large area. Can be discharged.
また、円形の揺動ピストン（28）を用いる場合には存在しなかった角度範囲（α−θ）に対応する領域にも吐出ポート（42）を設けることにより、吐出行程の初期の段階から吐出行程が終了する段階まで、吐出ポート（42）のすべての開口面積を使って流体を吐出することができるので、吐出行程が終了する段階でも吐出抵抗や圧力損失が大きくなることはない。 In addition, by providing a discharge port (42) in a region corresponding to an angular range (α-θ) that did not exist when using a circular oscillating piston (28), discharge is performed from the initial stage of the discharge stroke. Since the fluid can be discharged using the entire opening area of the discharge port (42) until the end of the stroke, the discharge resistance and the pressure loss do not increase even when the discharge stroke ends.
また、吐出ポート（42）が広い領域に形成されるものの、吐出ポート（42）は吐出完了時のシールポイント（P）を超えて吸入側に連通する位置にまでは形成されないため、逆流損失も増加しないし、無効動力区間も増加しない。 In addition, although the discharge port (42) is formed in a wide area, the discharge port (42) is not formed to a position that communicates with the suction side beyond the seal point (P) at the time of completion of discharge. It does not increase and the reactive power section does not increase.
第２の発明は、第１の発明において、上記揺動ピストン（28）が、ブレード（28b）に対して吸入行程側に位置する第２領域（28a(s)）よりも吐出行程側に位置する第１領域（28a(d)）が突出した非円形形状で、かつ揺動ピストン（28）の動作中に常に一点に上記シールポイント（P）が形成される形状であることを特徴としている。 According to a second invention, in the first invention, the swing piston (28) is positioned on the discharge stroke side with respect to the second region (28a (s)) positioned on the suction stroke side with respect to the blade (28b). The first region (28a (d)) is a non-circular shape protruding, and the seal point (P) is always formed at one point during the operation of the swing piston (28). .
この第２の発明では、揺動ピストン（28）を第２領域（28a(s)）よりも第１領域（28a(d)）が突出する非円形にするとともに、圧縮機構（20）の動作中に常に一点に上記シールポイント（P）が形成される形状にすることにより、吐出ポート（42）を大きくすることができ、その大きな吐出ポート（42）から流体を吐出することができる。したがって、第１の発明と同様の作用を確実に得ることができる。 In the second aspect of the invention, the swing piston (28) is non-circular in which the first region (28a (d)) protrudes from the second region (28a (s)) and the operation of the compression mechanism (20). The shape in which the seal point (P) is always formed at one point therein can enlarge the discharge port (42), and the fluid can be discharged from the large discharge port (42). Therefore, the same operation as that of the first invention can be obtained with certainty.
第３の発明は、第１または第２の発明において、上記吐出ポート（42）が上記吐出ポート領域（S）に複数個形成さ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, a plurality of the discharge ports (42) are formed in the discharge port region (S).
第４の発明は、第１または第２の発明において、上記吐出ポート（42）が、上記吐出ポート領域（S）に広がる非円形の吐出ポート（42）であることを特徴としている。 According to a fourth invention, in the first or second invention, the discharge port (42) is a non-circular discharge port (42) extending in the discharge port region (S).
第５の発明は、第１から第４の発明の何れか１つにおいて、上記吐出ポート（42）が上記吐出ポート領域（S）のシリンダ側面に形成されていることを特徴としている。 According to a fifth invention, in any one of the first to fourth inventions, the discharge port (42) is formed on a cylinder side surface of the discharge port region (S).
第６の発明は、第１または第２の発明において、上記吐出ポート（42）が上記吐出ポート領域（S）に複数個形成されるとともに、少なくとも１つの吐出ポート（42）はシリンダ（19）の側面に形成されていることを特徴としている。 According to a sixth invention, in the first or second invention, a plurality of the discharge ports (42) are formed in the discharge port region (S), and at least one discharge port (42) is a cylinder (19). It is characterized in that it is formed on the side surface.
上記第３〜第６の発明では、吐出ポート領域（S）の広い範囲に形成した吐出ポート（42）により、上記各発明と同様の効果を確実に奏することができる。 In the third to sixth inventions, the discharge port (42) formed in a wide range of the discharge port region (S) can surely achieve the same effects as the above inventions.
第７の発明は、第５または第６の発明において、上記圧縮機構（20）が、シリンダ（19）と揺動ピストン（28）の組をシリンダ（19）の軸方向に複数重ねることにより構成された多気筒圧縮機構（20）であることを特徴としている。 According to a seventh invention, in the fifth or sixth invention, the compression mechanism (20) is configured by overlapping a plurality of sets of the cylinder (19) and the swing piston (28) in the axial direction of the cylinder (19). It is characterized by the multi-cylinder compression mechanism (20).
この第７の発明では、多気筒型圧縮機においてシリンダ（19）の側面から流体を吐出する構成において、上記各発明と同様の効果を確実に奏することができる。 According to the seventh aspect of the invention, in the configuration in which the fluid is discharged from the side surface of the cylinder (19) in the multi-cylinder compressor, the same effects as those of the above inventions can be reliably achieved.
本発明によれば、吐出終了付近で揺動ピストン（28）の回転角度（θ）よりもシールポイント角度（α）を小さくすれば広い範囲に吐出ポート（42）を設けられる点に着目し、吐出ポート（42）を周方向の広い範囲に形成できるようにしている。そして、従来の円形の揺動ピストン（28））のように上記回転角度（θ）とシールポイント角度（α）が同じ圧縮機構（20）では存在しなかった領域（シールポイント角度（α）と揺動ピストン（28）の回転角度（θ）の差（α−θ）に対応する領域）を含む広い吐出ポート領域（S）に吐出ポート（42）を設けるようにしている。 According to the present invention, paying attention to the fact that the discharge port (42) can be provided in a wide range if the seal point angle (α) is made smaller than the rotation angle (θ) of the swing piston (28) near the end of discharge, The discharge port (42) can be formed in a wide range in the circumferential direction. Then, as in the conventional circular oscillating piston (28), the rotation angle (θ) and the seal point angle (α) do not exist in the same compression mechanism (20) (seal point angle (α) and The discharge port (42) is provided in a wide discharge port region (S) including the difference (α−θ) in the rotation angle (θ) of the swing piston (28).
ここで、従来の構成で円形の揺動ピストン（28）で吐出ポート（42）を周方向の広い範囲に形成した場合、上述したように、吐出行程が進むと流体を吐出できる面積が小さくなって吐出抵抗や圧力損失が大きくなり、逆流損失も生じやすい。本発明によれば、吐出行程の初期の段階から吐出行程が終了する段階まで、吐出ポート（42）のすべての開口面積から流体を吐出することができ、吐出行程が終了する段階でも吐出抵抗や圧力損失が大きくならないので、冷媒などの流体の過圧縮や脈動の発生を抑えられる。特に、高差圧、高圧縮比の運転条件で顕著な効果を得ることができる。また、逆流損失を防止することもできるので、圧縮機の効率が低下するのも抑えられる。 Here, when the discharge port (42) is formed in a wide range in the circumferential direction with the circular rocking piston (28) in the conventional configuration, as described above, the area where the fluid can be discharged becomes smaller as the discharge stroke proceeds. As a result, discharge resistance and pressure loss increase, and backflow loss tends to occur. According to the present invention, fluid can be discharged from all opening areas of the discharge port (42) from the initial stage of the discharge stroke to the stage where the discharge stroke ends, and even at the stage where the discharge stroke ends, the discharge resistance and Since the pressure loss does not increase, over-compression and pulsation of a fluid such as a refrigerant can be suppressed. In particular, remarkable effects can be obtained under operating conditions of high differential pressure and high compression ratio. Moreover, since a backflow loss can also be prevented, it can suppress that the efficiency of a compressor falls.
上記第２の発明によれば、非円形でかつ圧縮機構（20）の動作中に常に一点に上記シールポイント（P）が形成される形状の揺動ピストン（28）を用いることにより、吐出ポート（42）を広い範囲に形成することが可能になり、その吐出ポート（42）から流体を吐出できるので、過圧縮や脈動の発生を抑えることができるとともに、圧縮機の効率が低下するのも効果的に防止できる。 According to the second aspect of the invention, the discharge port is formed by using the swinging piston (28) that is non-circular and in which the sealing point (P) is always formed at one point during the operation of the compression mechanism (20). (42) can be formed in a wide range, and fluid can be discharged from the discharge port (42), so that over-compression and pulsation can be suppressed, and the efficiency of the compressor is reduced. It can be effectively prevented.
上記第３〜第６の発明によれば、複数または１つの吐出ポート（42）を吐出ポート領域（S）の広い範囲に形成することにより、過圧縮や脈動の発生を抑えるとともに圧縮機の効率が低下するのを防止できる構成を簡単に実現できる。 According to the third to sixth aspects of the present invention, by forming a plurality or one discharge port (42) in a wide range of the discharge port region (S), it is possible to suppress the occurrence of overcompression and pulsation and to improve the efficiency of the compressor. It is possible to easily realize a configuration that can prevent the deterioration of the image quality.
上記第７の発明によれば、シリンダ（19）と揺動ピストン（28）の組をシリンダ（19）の軸方向に複数重ねることにより多気筒型圧縮機構（20）を構成する場合に、シリンダ（19）の側面に吐出ポート（42）が形成されるので、軸方向積層型の多気筒型圧縮機構（20）を容易に実現することが可能になる。 According to the seventh aspect of the invention, when the multi-cylinder compression mechanism (20) is configured by overlapping a plurality of pairs of the cylinder (19) and the swing piston (28) in the axial direction of the cylinder (19), the cylinder Since the discharge port (42) is formed on the side surface of (19), the axially stacked multi-cylinder compression mechanism (20) can be easily realized.
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
《発明の実施形態１》
本発明の実施形態１について説明する。
Embodiment 1 of the Invention
A first embodiment of the present invention will be described.
図１及び図２に示すように、本実施形態１に係る揺動ピストン式圧縮機（1）は、ケーシング（10）内に、圧縮機構（20）と電動機（30）とが収納され、全密閉型に構成されている。上記揺動ピストン式圧縮機（1）は、例えば、空気調和装置の冷媒回路中に設けられ、冷媒を吸入、圧縮して吐出するように構成されている。 As shown in FIGS. 1 and 2, the swinging piston compressor (1) according to the first embodiment includes a compression mechanism (20) and an electric motor (30) housed in a casing (10). It is configured as a sealed type. The oscillating piston compressor (1) is provided, for example, in a refrigerant circuit of an air conditioner, and is configured to suck, compress, and discharge the refrigerant.
ケーシング（10）は、円筒状の胴部（11）と、この胴部（11）の上下の端部にそれぞれ固定された鏡板（12，13）とによって構成されている。胴部（11）には、下方寄りの所定の位置に、この胴部（11）を貫通する吸入管（14）が設けられている。一方、上部の鏡板（12）には、ケーシング（10）の内外を連通する吐出管（15）と、図示しない外部電源に接続されて電動機（30）に電力を供給するターミナル（16）とが設けられている。 The casing (10) includes a cylindrical body (11) and end plates (12, 13) fixed to upper and lower ends of the body (11). The body (11) is provided with a suction pipe (14) penetrating through the body (11) at a predetermined position near the lower side. On the other hand, the upper end plate (12) has a discharge pipe (15) communicating with the inside and outside of the casing (10) and a terminal (16) connected to an external power source (not shown) for supplying electric power to the motor (30). Is provided.
圧縮機構（20）は、ケーシング（10）内の下部側に配置されている。圧縮機構（20）は、シリンダ（19）と、このシリンダ（19）のシリンダ室（25）の内部に収納された揺動ピストン（28）とを備えている。シリンダ（19）は、環状のシリンダ部（21）と、このシリンダ部（21）の上部開口を閉塞するフロントヘッド（22）と、シリンダ部（21）の下部開口を閉塞するリヤヘッド（23）とから構成されている。そして、シリンダ部（21）の内周面と、フロントヘッド（22）の下端面と、リヤヘッド（23）の上端面との間に、シリンダ室（25）が区画形成されている。 The compression mechanism (20) is disposed on the lower side in the casing (10). The compression mechanism (20) includes a cylinder (19) and a swing piston (28) housed in a cylinder chamber (25) of the cylinder (19). The cylinder (19) includes an annular cylinder part (21), a front head (22) that closes the upper opening of the cylinder part (21), and a rear head (23) that closes the lower opening of the cylinder part (21). It is composed of A cylinder chamber (25) is defined between the inner peripheral surface of the cylinder portion (21), the lower end surface of the front head (22), and the upper end surface of the rear head (23).
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）の上方でケーシング（10）の胴部（11）に固定されている。 The electric motor (30) includes a stator (31) and a rotor (32). The stator (31) is fixed to the body (11) of the casing (10) above the compression mechanism (20).
ロータ（32）には駆動軸（33）が連結されていて、ロータ（32）と共に駆動軸（33）が回転する。駆動軸（33）は、シリンダ室（25）を上下方向に貫通している。フロントヘッド（22）とリヤヘッド（23）には、駆動軸（33）を支持するための軸受部（22a，23a）がそれぞれ形成されている。 A drive shaft (33) is connected to the rotor (32), and the drive shaft (33) rotates together with the rotor (32). The drive shaft (33) penetrates the cylinder chamber (25) in the vertical direction. Bearing parts (22a, 23a) for supporting the drive shaft (33) are formed in the front head (22) and the rear head (23), respectively.
また、駆動軸（33）には、その軸方向に縦貫する給油路（図示省略）が設けられている。さらに、駆動軸（33）の下端部には、油ポンプ（36）が設けられている。そして、この油ポンプ（36）によって、ケーシング（10）内の底部に貯留されている潤滑油を、上記給油路内を流通させて圧縮機構（20）の摺動部へ供給するように構成されている。 In addition, the drive shaft (33) is provided with an oil supply passage (not shown) extending vertically in the axial direction. Furthermore, an oil pump (36) is provided at the lower end of the drive shaft (33). The oil pump (36) is configured to supply the lubricating oil stored in the bottom of the casing (10) to the sliding portion of the compression mechanism (20) through the oil supply passage. ing.
駆動軸（33）には、シリンダ室（25）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、駆動軸（33）よりも大径に形成され、駆動軸（33）の軸心から所定量偏心している。そして、偏心部（33a）には、圧縮機構（20）の揺動ピストン（28）が摺動自在に嵌め込まれている。 The drive shaft (33) is formed with an eccentric portion (33a) at a portion located in the cylinder chamber (25). The eccentric portion (33a) is formed with a larger diameter than the drive shaft (33), and is eccentric from the shaft center of the drive shaft (33) by a predetermined amount. The swinging piston (28) of the compression mechanism (20) is slidably fitted into the eccentric part (33a).
揺動ピストン（28）には、図２に示すように、環状の本体部（28a）と、本体部（28a）の外周面の１箇所から径方向外側に突出して延びる板状のブレード（28b）とが一体的に形成されている。揺動ピストン（28）の本体部（28a）とブレード（28b）とは、一体形成か、または別部材を一体的に固着することにより形成されている。本体部（28a）はシリンダ室（25）の内部で駆動軸（33）を中心として公転するように構成され、ブレード（28b）はシリンダ（19）に揺動可能に保持されている。 As shown in FIG. 2, the oscillating piston (28) has an annular main body (28a) and a plate-like blade (28b) that protrudes radially outward from one place on the outer peripheral surface of the main body (28a). ) Are integrally formed. The main body (28a) and the blade (28b) of the swing piston (28) are integrally formed or formed by integrally fixing separate members. The main body (28a) is configured to revolve around the drive shaft (33) inside the cylinder chamber (25), and the blade (28b) is held swingably on the cylinder (19).
上記シリンダ部（21）には、駆動軸（33）の軸方向と平行に断面円形状のブッシュ孔（21b）が貫通形成されている。ブッシュ孔（21b）は、シリンダ部（21）の内周面側に形成され、かつ一部分がシリンダ室（25）と連通するように形成されている。ブッシュ孔（21b）の内部には、断面が略半円形状の一対のブッシュ（51,52）が挿入されている。ブッシュ（51,52）は、シリンダ室（25）内の吐出側に配設される吐出側ブッシュ（51）と、シリンダ室（25）内の吸入側に配設される吸入側ブッシュ（52）とから構成されている。そして、揺動ピストン（28）のブレード（28b）は、これらのブッシュ（51,52）を介してシリンダ部（21）のブッシュ孔（21b）に挿入されている。 A bush hole (21b) having a circular cross section is formed through the cylinder portion (21) in parallel with the axial direction of the drive shaft (33). The bush hole (21b) is formed on the inner peripheral surface side of the cylinder portion (21), and a part thereof is formed to communicate with the cylinder chamber (25). A pair of bushes (51, 52) having a substantially semicircular cross section are inserted into the bush holes (21b). The bushes (51, 52) include a discharge side bush (51) disposed on the discharge side in the cylinder chamber (25) and a suction side bush (52) disposed on the suction side in the cylinder chamber (25). It consists of and. The blade (28b) of the swing piston (28) is inserted into the bush hole (21b) of the cylinder part (21) via these bushes (51, 52).
両ブッシュ（51,52）は、フラットな面同士が対向するように配置されている。そして、この両ブッシュ（51,52）の対向面の間のスペースがブレード溝（29）として形成されている。ブレード溝（29）には、揺動ピストン（28）のブレード（28b）が挿入されている。ブッシュ（51,52）は、ブレード溝（29）にブレード（28b）を挟んだ状態で、ブレード（28b）がその面方向にブレード溝（29）を進退するように構成されている。同時に、ブッシュ（51,52）は、ブレード（28b）と一体的にブッシュ孔（21b）の中で揺動するように構成されている。 Both bushes (51, 52) are arranged such that flat surfaces face each other. A space between the opposing surfaces of both bushes (51, 52) is formed as a blade groove (29). The blade (28b) of the swing piston (28) is inserted into the blade groove (29). The bushes (51, 52) are configured such that the blade (28b) advances and retreats the blade groove (29) in the surface direction with the blade (28b) sandwiched between the blade grooves (29). At the same time, the bushes (51, 52) are configured to swing in the bush hole (21b) integrally with the blade (28b).
駆動軸（33）が回転すると、揺動ピストン（28）は、ブレード（28）がブレード溝（29）内を進退しながらシリンダ側の一点（ブッシュ孔（21b）の中心）を中心として揺動し、本体部（28a）が駆動軸（33）を中心とする旋回軌道上を公転する。この動作により、揺動ピストン（28）の外周面とシリンダ部（21）の内周面との接触点が、図２において（Ａ）図から（Ｅ）図へ順に時計周り方向へ移動する。このとき、上記揺動ピストン（28）（本体部（28a））は駆動軸（33）の周りを公転するが、自転はしない。なお、図２（Ａ）〜（Ｅ）は、揺動ピストン（28）が上死点にあるときの駆動軸（33）の回転角度を０°として、駆動軸（33）の角度がそれぞれ２０°、４０°、７５°、１２０°、１７５°になったときの状態を示している。 When the drive shaft (33) rotates, the oscillating piston (28) oscillates around a point on the cylinder side (center of the bush hole (21b)) while the blade (28) advances and retracts in the blade groove (29). Then, the main body (28a) revolves on the orbit around the drive shaft (33). By this operation, the contact point between the outer peripheral surface of the swing piston (28) and the inner peripheral surface of the cylinder portion (21) moves in the clockwise direction in order from FIG. 2 (A) to FIG. At this time, the swing piston (28) (main body (28a)) revolves around the drive shaft (33) but does not rotate. 2A to 2E, the rotation angle of the drive shaft (33) when the swing piston (28) is at the top dead center is 0 °, and the angle of the drive shaft (33) is 20 °. It shows the state when the angle is 40 °, 75 °, 120 °, 175 °.
上記ブレード（28b）は、例えば図２（Ｅ）に示すように、シリンダ室（25）を吸入室（25a）と圧縮室（25b）に区画している。シリンダ部（21）には吸入ポート（41）が形成されている。この吸入ポート（41）は、シリンダ部（21）をその径方向に貫通しており、一端が吸入室（25a）に臨むように開口している。一方、吸入ポート（41）の他端には上記吸入管（14）の端部が接続されている。 The blade (28b) divides the cylinder chamber (25) into a suction chamber (25a) and a compression chamber (25b), for example, as shown in FIG. A suction port (41) is formed in the cylinder part (21). The suction port (41) passes through the cylinder portion (21) in the radial direction, and is open so that one end faces the suction chamber (25a). On the other hand, the end of the suction pipe (14) is connected to the other end of the suction port (41).
また、フロントヘッド（22）には吐出ポート（42）が形成されている。この吐出ポート（42）は、フロントヘッド（22）をその軸方向に貫通しており、一端が圧縮室（25b）に臨むように開口している。一方、吐出ポート（42）の他端は、該吐出ポート（42）を開閉する吐出弁（46）（図４（Ａ）〜図４（Ｃ）参照）を介してケーシング（10）内の吐出空間に連通している。 A discharge port (42) is formed in the front head (22). The discharge port (42) passes through the front head (22) in the axial direction, and is open so that one end faces the compression chamber (25b). On the other hand, the other end of the discharge port (42) is discharged into the casing (10) via a discharge valve (46) that opens and closes the discharge port (42) (see FIGS. 4A to 4C). It communicates with space.
上記圧縮機構（20）は、揺動ピストン（28）に設けられたブレード（28b）がシリンダ（19）に保持されて揺動しながら該揺動ピストン（28）がシリンダ室（25）内で公転するとともに、揺動ピストン（28）がブレード（28b）側の外周面でシリンダ（19）の内周面と実質的に接する上死点から下死点を経て再び上死点に戻る３６０°の回転を１サイクルとして、吸入行程と圧縮行程と吐出行程が行われるように構成されている。 In the compression mechanism (20), the blade (28b) provided on the swing piston (28) is held by the cylinder (19) and swings while the swing piston (28) is in the cylinder chamber (25). While revolving, the swing piston (28) returns from the top dead center where it substantially contacts the inner peripheral surface of the cylinder (19) on the outer peripheral surface on the blade (28b) side to return to the top dead center again through the bottom dead center. Is configured to perform the suction stroke, the compression stroke, and the discharge stroke.
図３（Ａ），（Ｂ）は、圧縮機構（20）の横断面において揺動ピストン（28）とシリンダ室（25）の形状を示す模式図であり、図３（Ａ）は比較例、図３（Ｂ）は本実施形態について、揺動ピストン（28）の回転角度とシールポイントの関係を示している。 3 (A) and 3 (B) are schematic views showing the shapes of the swing piston (28) and the cylinder chamber (25) in the cross section of the compression mechanism (20). FIG. 3 (A) is a comparative example, FIG. 3B shows the relationship between the rotation angle of the swing piston (28) and the seal point in this embodiment.
本実施形態の揺動ピストン（28）の外周面は、ブレード（28b）に対して吐出行程側に位置する第１領域（図３（Ｂ）の左側の部分）（28a(d)）が、吸入行程側に位置する右側の第２領域（28a(s)）に対して径方向外側へ突出している。第２領域（28a(s)）はほぼ半円形状に形成されている。以上により、揺動ピストン（28）の外周面は非円形形状（いわゆる卵形）に形成されている。 The outer peripheral surface of the oscillating piston (28) of the present embodiment has a first region (a portion on the left side of FIG. 3B) (28a (d)) located on the discharge stroke side with respect to the blade (28b). It protrudes radially outward with respect to the second region (28a (s)) on the right side located on the suction stroke side. The second region (28a (s)) is formed in a substantially semicircular shape. As described above, the outer peripheral surface of the swing piston (28) is formed in a non-circular shape (so-called egg shape).
図３（Ａ）に示すように、揺動ピストン（28）が真円形状であると、駆動軸の回転角度θと、シールポイント角度αが等しくなる。シールポイント角度αは、シリンダ（19）の内周面と揺動ピストン（28）の外周面が実質的に接触してシリンダ室（25）を高圧側と低圧側に区画するシールポイント（P）の位置を示す角度であり、ピストン（28）の上死点の位置を０°としたときに、上死点に対してなす角度を表すものとする。 As shown in FIG. 3A, when the swing piston (28) has a perfect circle shape, the rotation angle θ of the drive shaft and the seal point angle α are equal. The seal point angle α is a seal point (P) that substantially separates the inner peripheral surface of the cylinder (19) and the outer peripheral surface of the swing piston (28) to divide the cylinder chamber (25) into a high pressure side and a low pressure side. The angle formed with respect to the top dead center when the position of the top dead center of the piston (28) is defined as 0 °.
一方、図３（Ｂ）に示すように、本実施形態の揺動ピストン（28）では、第１領域（28a(d)）を第２領域（28a(s))）よりも径方向外側へ突出させている。したがって、本実施形態の揺動ピストン（28）の外周面形状及びシリンダ室（25）の内周面形状は、吐出行程が終了する位置付近で、揺動ピストン（28）（駆動軸（33））の回転角度θに対して上記シールポイント角度αが小さくなる。 On the other hand, as shown in FIG. 3 (B), in the swing piston (28) of the present embodiment, the first region (28a (d)) is more radially outward than the second region (28a (s))). It is protruding. Therefore, the outer peripheral surface shape of the swing piston (28) and the inner peripheral surface shape of the cylinder chamber (25) of the present embodiment are in the vicinity of the position where the discharge stroke ends, and the swing piston (28) (drive shaft (33)). The seal point angle α becomes smaller than the rotation angle θ.
また、シリンダ室（25）の内周面形状は、該揺動ピストン（28）の揺動時における該揺動ピストン（28）の外周面の包絡線に基づいた形状に形成されている。つまり、シリンダ室（25）の内周面形状は、揺動ピストン（28）の動作中にシリンダ部材（21）と揺動ピストン（28）の間に常に一点にシールポイント（P）が形成されるように構成されている。 Further, the shape of the inner peripheral surface of the cylinder chamber (25) is formed based on the envelope of the outer peripheral surface of the swing piston (28) when the swing piston (28) swings. In other words, the inner circumferential surface shape of the cylinder chamber (25) is such that a seal point (P) is always formed at one point between the cylinder member (21) and the swing piston (28) during the operation of the swing piston (28). It is comprised so that.
本実施形態では、上記吐出ポート（42）は、吐出完了時の上記シールポイント角度αから上死点までを含む範囲の吐出ポート領域（S）に設けられている。つまり、揺動ピストン式圧縮機では、吐出行程がほぼ完了する時点のシールポイント位置に対応する角度θが、図３（Ａ）に示す円形の揺動ピストンを用いる構成であれば、ほぼα＝θになるのに対して、本実施形態では、図３（Ｂ）に示すように吐出完了時のシールポイント角度αが駆動軸の回転角度θよりも小さくなり、上死点とシールポイント位置（P）との間に形成される領域（S）が図３（Ａ）の場合よりも広くなる。本実施形態では、このシールポイント角度αに対応する従来よりも広い吐出ポート領域（S）に吐出ポート（42）を形成するようにしている。 In the present embodiment, the discharge port (42) is provided in a discharge port region (S) in a range including the seal point angle α at the completion of discharge to the top dead center. That is, in the oscillating piston compressor, if the angle θ corresponding to the seal point position at the time when the discharge stroke is almost completed is a configuration using the circular oscillating piston shown in FIG. In contrast, in this embodiment, as shown in FIG. 3B, the seal point angle α at the completion of discharge is smaller than the rotation angle θ of the drive shaft, and the top dead center and the seal point position ( The region (S) formed between P and P is wider than in the case of FIG. In the present embodiment, the discharge port (42) is formed in a discharge port region (S) wider than the conventional one corresponding to the seal point angle α.
上記吐出ポート（42）は、本実施形態では、図４（Ａ）に示すように、上記吐出ポート領域（S）に形成された複数のポートである。また、吐出ポート（42）は、図４（Ｂ）に示すように、複数のうちの一つをシリンダ側面に形成してもよい。また、吐出ポート（42）は、図４（Ｃ）に示すように、上記吐出ポート領域（S）に広がる非円形のポートにしてもよい。さらには、図示していないが、図４（Ａ）に示す２つの吐出ポート（42）の両方（複数の吐出ポート（42）のすべて）をシリンダ側面に形成してもよい。 In the present embodiment, the discharge port (42) is a plurality of ports formed in the discharge port region (S) as shown in FIG. 4 (A). Further, as shown in FIG. 4B, one of a plurality of discharge ports (42) may be formed on the cylinder side surface. Further, as shown in FIG. 4C, the discharge port (42) may be a non-circular port extending in the discharge port region (S). Further, although not shown, both of the two discharge ports (42) shown in FIG. 4A (all of the plurality of discharge ports (42)) may be formed on the cylinder side surface.
−圧縮動作−
次に、この揺動ピストン式圧縮機（1）の運転動作について説明する。
−Compression operation−
Next, the operation of the swing piston type compressor (1) will be described.
電動機（30）を起動してロータ（32）が回転すると、該ロータ（32）の回転が駆動軸（33）を介して圧縮機構（20）の揺動ピストン（28）に伝達される。これによって、揺動ピストン（28）のブレード（28b）がブッシュ（51,52）に対して往復直線運動の摺動を行い、且つブッシュ（51,52）が上記ブッシュ孔（21b）内で往復回転運動を行うことで、揺動ピストン（28）はブレード（28b）がブッシュ孔（21b）を中心として揺動しながら、本体部（28a）がシリンダ室（25）内で駆動軸（33）を中心として公転し、圧縮機構（20）が所定の圧縮動作を行う。 When the electric motor (30) is activated and the rotor (32) rotates, the rotation of the rotor (32) is transmitted to the swing piston (28) of the compression mechanism (20) via the drive shaft (33). As a result, the blade (28b) of the swing piston (28) slides in a reciprocating linear motion with respect to the bush (51, 52), and the bush (51, 52) reciprocates within the bush hole (21b). By rotating, the swing piston (28) has the blade (28b) swinging around the bush hole (21b), while the body (28a) is driven in the cylinder chamber (25). And the compression mechanism (20) performs a predetermined compression operation.
具体的に、図２において、（Ｂ）図に示すように吸入口（41）のすぐ右側でシリンダ部（21）の内周面と揺動ピストン（28）の外周面とが一点で実質的に接触する状態から説明する。 Specifically, in FIG. 2, the inner peripheral surface of the cylinder portion (21) and the outer peripheral surface of the swing piston (28) are substantially at one point on the right side of the suction port (41) as shown in FIG. It will be described from the state in contact with
この状態でシリンダ室（25）の吸入室（25a）の容積が概ね最小となる。揺動ピストン（28）が図の右回りに公転すると、吸入室（25a）の容積が徐々に拡大し、該吸入室（25a）に低圧の冷媒ガスが吸入口（41）を介して吸入される。この吸入行程において、揺動ピストン（28）が下死点に達する前に吸入室（25a）の容積は圧縮室（25b）の容積よりも大きくなる。 In this state, the volume of the suction chamber (25a) of the cylinder chamber (25) is substantially minimized. When the swinging piston (28) revolves clockwise in the figure, the volume of the suction chamber (25a) gradually increases, and low-pressure refrigerant gas is sucked into the suction chamber (25a) through the suction port (41). The In this suction stroke, the volume of the suction chamber (25a) becomes larger than the volume of the compression chamber (25b) before the swing piston (28) reaches the bottom dead center.
そして、揺動ピストン（28）が公転を続け、吸入室（25a）の容積がさらに拡大しながらシリンダ部（21）の内周面と揺動ピストン（28）の外周面との接触位置が吸入口（41）にまで達すると、この吸入室（25a）は今度は冷媒が圧縮される圧縮室（25b）となり、ブレード（28b）を隔てて新たな吸入室（25a）が形成される。 Then, the swing piston (28) continues to revolve, and while the volume of the suction chamber (25a) further expands, the contact position between the inner peripheral surface of the cylinder part (21) and the outer peripheral surface of the swing piston (28) is sucked. When reaching the mouth (41), the suction chamber (25a) is now a compression chamber (25b) in which the refrigerant is compressed, and a new suction chamber (25a) is formed across the blade (28b).
また、上記揺動ピストン（28）がさらに公転すると、吸入室（25a）への冷媒の吸入が繰り返される一方、圧縮室（25b）の容積が減少していき、該圧縮室（25b）では冷媒が圧縮される。圧縮室（25b）の圧力が所定値となって圧縮機構（20）の外側空間との差圧が設定値に達すると、圧縮室（25b）の高圧冷媒によって吐出弁（46）が開き、高圧冷媒が圧縮室（25b）からケーシング（10）の内部に吐出される。 Further, when the swing piston (28) further revolves, the suction of the refrigerant into the suction chamber (25a) is repeated, while the volume of the compression chamber (25b) decreases, and the refrigerant in the compression chamber (25b) Is compressed. When the pressure in the compression chamber (25b) reaches a preset value and the differential pressure with the outer space of the compression mechanism (20) reaches a set value, the discharge valve (46) is opened by the high-pressure refrigerant in the compression chamber (25b), and the high pressure The refrigerant is discharged from the compression chamber (25b) into the casing (10).
そして、本実施形態では、揺動ピストン（28）の吐出行程側に位置する第１領域（28a(d)）を吸入行程側に位置する第２領域（28a(s)）よりも径方向外側へ突出した形状にしているので、駆動軸（33）の回転角度θよりもシールポイント角度αが小さくなる。そして、駆動軸（33）の回転角度θよりも大きなシールポイント角度αに対応する吐出ポート領域（S）に吐出ポート（42）を形成している。したがって、吐出ポート（42）の開口を大きくすることができるため、大きな吐出ポートから冷媒を吐出することができる。 In the present embodiment, the first region (28a (d)) located on the discharge stroke side of the swing piston (28) is radially outside the second region (28a (s)) located on the suction stroke side. Therefore, the seal point angle α is smaller than the rotation angle θ of the drive shaft (33). The discharge port (42) is formed in the discharge port region (S) corresponding to the seal point angle α larger than the rotation angle θ of the drive shaft (33). Therefore, since the opening of the discharge port (42) can be enlarged, the refrigerant can be discharged from the large discharge port.
−実施形態１の効果−
本実施形態においては、揺動ピストン（28）の第１領域（28a(d)）を第２領域（28a(s)）よりも径方向外側へ突出した形状にすると駆動軸（33）の回転角度θよりもシールポイント角度αが小さくなることに着目し、吐出ポート（42）を圧縮機構（20）の周方向の広い領域に形成できるようにしている。そして、従来の円形の揺動ピストンを用いる圧縮機構では存在しなかった領域（α−θに対応する領域）を含む広い吐出ポート領域（S）に吐出ポート（42）を設けるようにしている。
-Effect of Embodiment 1-
In this embodiment, if the first region (28a (d)) of the oscillating piston (28) protrudes radially outward from the second region (28a (s)), the drive shaft (33) rotates. Focusing on the fact that the seal point angle α is smaller than the angle θ, the discharge port (42) can be formed in a wide region in the circumferential direction of the compression mechanism (20). The discharge port (42) is provided in a wide discharge port region (S) including a region (region corresponding to α-θ) that did not exist in the compression mechanism using the conventional circular oscillating piston.
ここで、従来の構成では、円形の揺動ピストン（28）で吐出ポート（42）を周方向の広い範囲に形成した場合、吐出行程が進むと流体を吐出できる面積が小さくなって吐出抵抗や圧力損失が大きくなり、逆流損失も生じやすい。一方、本実施形態によれば、吐出行程の初期の段階から吐出行程が終了する段階まで、吐出ポート（42）のすべての開口面積を使って流体を吐出することができ、吐出行程が終了する段階でも吐出抵抗や圧力損失が大きくならないので、冷媒などの流体の過圧縮や脈動の発生を抑えられる。特に、高差圧、高圧縮比の運転条件で顕著な効果を得ることができる。また、逆流損失を防止することもできるので、圧縮機の効率が低下するのも抑えられる。 Here, in the conventional configuration, when the discharge port (42) is formed in a wide circumferential range by the circular oscillating piston (28), the area where the fluid can be discharged becomes smaller as the discharge stroke proceeds, and the discharge resistance and Pressure loss increases and backflow loss tends to occur. On the other hand, according to this embodiment, the fluid can be discharged using all the opening areas of the discharge port (42) from the initial stage of the discharge process to the stage where the discharge process ends, and the discharge process ends. Since the discharge resistance and pressure loss do not increase even at the stage, over-compression and pulsation of fluid such as refrigerant can be suppressed. In particular, remarkable effects can be obtained under operating conditions of high differential pressure and high compression ratio. Moreover, since a backflow loss can also be prevented, it can suppress that the efficiency of a compressor falls.
さらに、本実施形態によれば、吐出ポート（42）を複数にしたり非円形にしたりする簡単な構成で、上記の効果を得ることができる。特に、図４（Ｂ）の構成を採用すると、２つの吐出ポート（42）を駆動軸の回転角度がほぼ同じ線上に配置することができ、開口面積を有効に利用できる。 Furthermore, according to the present embodiment, the above-described effects can be obtained with a simple configuration in which the discharge port (42) is plural or non-circular. In particular, when the configuration shown in FIG. 4B is employed, the two discharge ports (42) can be arranged on a line having substantially the same rotation angle of the drive shaft, and the opening area can be used effectively.
《発明の実施形態２》
本発明の実施形態２について説明する。
<< Embodiment 2 of the Invention >>
A second embodiment of the present invention will be described.
この実施形態２は、圧縮機構（20）の構成を実施形態１とは異なるようにした例である。 The second embodiment is an example in which the configuration of the compression mechanism (20) is different from that of the first embodiment.
この実施形態２では、図５に示すように、２つのシリンダ（19A,19B）が同心上に配置されている。各シリンダ（19A,19B）は、実施形態１と同様の非円形の揺動ピストン（28,28）を収納し、それに対応する形状のシリンダ室（25A,25B）を各シリンダ部材（19A,19B）が有している。 In the second embodiment, as shown in FIG. 5, two cylinders (19A, 19B) are arranged concentrically. Each cylinder (19A, 19B) accommodates the same non-circular oscillating piston (28, 28) as in the first embodiment, and the corresponding cylinder chamber (25A, 25B) is placed in each cylinder member (19A, 19B). ).
そして、この実施形態２では、各揺動ピストン（28,28）は、その第１領域（28a(d)）同士が、互いに１８０°位相のずれた位置となるように配置されている。つまり、２つの揺動ピストン（28,28）は、駆動軸（33）の回転中心に対して、第１領域（28a(d)）同士が常に１８０°の角度で相対する状態を保ちながら回転する。 And in this Embodiment 2, each rocking | fluctuation piston (28,28) is arrange | positioned so that the 1st area | region (28a (d)) may become a position mutually shifted | deviated 180 degree | times. That is, the two oscillating pistons (28, 28) rotate while maintaining the state in which the first regions (28a (d)) always face each other at an angle of 180 ° with respect to the rotation center of the drive shaft (33). To do.
この実施形態２においても、吐出ポート（42）は、図３（Ｂ）で説明したのと同様に、吐出完了時の上記シールポイント角度αから上死点までを含む吐出ポート領域（S）に設けられている。なお、吐出ポート（42）は各シリンダ（19A,19B）の側面に設けられている。 Also in the second embodiment, the discharge port (42) is formed in the discharge port region (S) including the seal point angle α at the completion of discharge to the top dead center, as described with reference to FIG. 3 (B). Is provided. The discharge port (42) is provided on the side surface of each cylinder (19A, 19B).
その他の部分の構成は上記各実施形態と同様である。 The configuration of the other parts is the same as in the above embodiments.
この実施形態２においては、各揺動ピストン（28,28）の第１領域（28a(d)）が駆動軸（33）の回転中心を挟んで対向する位置に配置されており、駆動軸（33）が回転しても、常にこの関係が維持される。したがって、駆動軸（33）の回転時のバランスが良好で、安定した動作を行うことが可能となる。 In the second embodiment, the first regions (28a (d)) of the swing pistons (28, 28) are arranged at positions facing each other across the rotation center of the drive shaft (33). This relationship is always maintained even if 33) rotates. Therefore, it is possible to perform a stable operation with a good balance during rotation of the drive shaft (33).
そして、この実施形態においても、吐出ポート（42）を吐出完了時の上記シールポイント角度αから上死点までを含む吐出ポート領域（S）に設けるようにしているので、冷媒の過圧縮や脈動の発生、さらには圧縮機（1）の効率が低下する問題を防止することが可能になる。 In this embodiment as well, the discharge port (42) is provided in the discharge port region (S) including the seal point angle α to the top dead center when the discharge is completed. It is possible to prevent the occurrence of the problem and the problem that the efficiency of the compressor (1) decreases.
また、吐出ポート（42）を各シリンダ（19A,19B）の側面に形成しているので、圧縮機構（20）をこの実施形態２のように多気筒化することが容易に可能になる。 Further, since the discharge port (42) is formed on the side surface of each cylinder (19A, 19B), it is possible to easily increase the number of cylinders of the compression mechanism (20) as in the second embodiment.
《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、揺動ピストン（28）の形状を、吸入行程側の第２領域（28a(s)）よりも吐出行程側の第１領域（28a(d)）が突出した非円形形状（卵形）で、かつ圧縮機構（20）の動作中に常に一点に上記シールポイント（P）が形成される形状にしているが、揺動ピストン（28）の形状は、吐出完了時に揺動ピストン（28）の回転角度（θ）に対してシリンダ（19）と揺動ピストン（28）の間のシールポイント角度（P）が小さくなるとともに、揺動ピストン（28）の動作中にシリンダ（19）と揺動ピストン（28）の間に常に一点にシールポイント（P）が形成され、かつシリンダ室（25）の内周面形状が揺動ピストン（28）の揺動時における該揺動ピストン（28）の外周面の包絡線に基づいて形成されていれば、上記実施形態で図示した形状以外の形状を採用してもよい。 For example, in the above-described embodiment, the shape of the swing piston (28) is a non-circular shape in which the first region (28a (d)) on the discharge stroke side protrudes from the second region (28a (s)) on the suction stroke side. The shape (oval shape) is such that the sealing point (P) is always formed at one point during the operation of the compression mechanism (20). The seal point angle (P) between the cylinder (19) and the swing piston (28) becomes smaller with respect to the rotation angle (θ) of the moving piston (28), and the cylinder during operation of the swing piston (28) A seal point (P) is always formed at one point between (19) and the oscillating piston (28), and the inner peripheral surface shape of the cylinder chamber (25) is the same as that when the oscillating piston (28) oscillates. If it is formed based on the envelope of the outer peripheral surface of the moving piston (28), the shape shown in the above embodiment is not exceeded. Shape may be the adoption of.
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、揺動ピストン式圧縮機について有用である。 As described above, the present invention is useful for a swing piston type compressor.
1 揺動ピストン式圧縮機
19 シリンダ
20 圧縮機構
25 シリンダ室
28 揺動ピストン
28a 本体部
28a(d) 第１領域
28a(s) 第２領域
28b ブレード
42 吐出ポート
θ 回転角度
α シールポイント角度
Ｐ シールポイント
Ｓ 吐出ポート領域
1 Oscillating piston compressor
19 cylinders
20 Compression mechanism
25 Cylinder chamber
28 Swing piston
28a Body
28a (d) 1st region
28a (s) 2nd region
28b blade
42 Discharge port θ Rotation angle α Seal point angle P Seal point S Discharge port area
Claims (7)
揺動ピストン（28）の外周面形状及びシリンダ室（25）の内周面形状が、吐出終了付近で揺動ピストン（28）の回転角度（θ）に対してシリンダ（19）と揺動ピストン（28）との間のシールポイント角度（α）が小さくなるように構成されるとともに、シリンダ室（25）の内周面形状が揺動ピストン（28）の揺動時における揺動ピストン（28）の外周面の包絡線に基づいて形成されて、揺動ピストン（28）の動作中にシリンダ（19）と揺動ピストン（28）の間に常に一点にシールポイント（P）が形成されるように構成され、
上記シリンダ室（25）に開口する吐出ポート（42）が、吐出完了時の上記シールポイント角度（α）から上死点までを含む範囲の吐出ポート領域（S）に設けられていることを特徴とする揺動ピストン式圧縮機。 The swing piston (28) revolves in the cylinder chamber (25) and swings while the blade (28b) integrally provided on the swing piston (28) is held by the cylinder (19) and swings. One cycle of suction stroke, compression stroke, and discharge stroke by rotation of 360 ° from the top dead center where the piston (28) substantially contacts the cylinder (19) on the blade (28b) side, through the bottom dead center and back to the top dead center A oscillating piston compressor equipped with a compression mechanism (20),
The outer peripheral surface shape of the oscillating piston (28) and the inner peripheral surface shape of the cylinder chamber (25) are the cylinder (19) and oscillating piston with respect to the rotation angle (θ) of the oscillating piston (28) near the end of discharge. The seal point angle (α) with respect to (28) is configured to be small, and the inner peripheral surface shape of the cylinder chamber (25) is the swing piston (28) when the swing piston (28) swings. The seal point (P) is always formed at one point between the cylinder (19) and the swing piston (28) during the operation of the swing piston (28). Configured as
The discharge port (42) opening to the cylinder chamber (25) is provided in a discharge port region (S) in a range including the seal point angle (α) at the completion of discharge to the top dead center. An oscillating piston compressor.
上記揺動ピストン（28）は、ブレード（28b）に対して吸入行程側に位置する第２領域（28a(s)）よりも吐出行程側に位置する第１領域（28a(d)）が突出した非円形形状で、かつ揺動ピストン（28）の動作中に常に一点に上記シールポイント（P）が形成される形状であることを特徴とする揺動ピストン式圧縮機。 In claim 1,
The oscillating piston (28) protrudes from the first region (28a (d)) located on the discharge stroke side relative to the second region (28a (s)) located on the suction stroke side with respect to the blade (28b). An oscillating piston compressor characterized by having a non-circular shape and a shape in which the sealing point (P) is always formed at one point during the operation of the oscillating piston (28).
上記吐出ポート（42）が上記吐出ポート領域（S）に複数個形成されていることを特徴とする揺動ピストン式圧縮機。 In claim 1 or 2,
A swing piston type compressor, wherein a plurality of the discharge ports (42) are formed in the discharge port region (S).
上記吐出ポート（42）が、上記吐出ポート領域（S）に広がる非円形のポートであることを特徴とする揺動ピストン式圧縮機。 In claim 1 or 2,
The oscillating piston compressor, wherein the discharge port (42) is a non-circular port extending in the discharge port region (S).
上記吐出ポート（42）が上記吐出ポート領域（S）のシリンダ側面に形成されていることを特徴とする揺動ピストン式圧縮機。 In any one of Claims 1-4,
The oscillating piston compressor, wherein the discharge port (42) is formed on a cylinder side surface of the discharge port region (S).
上記吐出ポート（42）が上記吐出ポート領域（S）に複数個形成されるとともに、少なくとも１つの吐出ポート（42）はシリンダ（19）の側面に形成されていることを特徴とする揺動ピストン式圧縮機。 In claim 1 or 2,
A plurality of the discharge ports (42) are formed in the discharge port region (S), and at least one discharge port (42) is formed on a side surface of the cylinder (19). Type compressor.
上記圧縮機構（20）は、シリンダ（19）と揺動ピストン（28）の組をシリンダ（19）の軸方向に複数重ねることにより構成された多気筒圧縮機構であることを特徴とする揺動ピストン式圧縮機。 In claim 5 or 6,
The compression mechanism (20) is a multi-cylinder compression mechanism configured by overlapping a plurality of pairs of a cylinder (19) and a swing piston (28) in the axial direction of the cylinder (19). Piston compressor.
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