JP2014206102A - Rolling piston type compressor - Google Patents

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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a rolling piston type compressor, in which a vane can follow a piston without applying any highly precise work to a vane groove.SOLUTION: A rolling piston type compressor 100 comprises a compression mechanism part including: a cylinder 5 having a cylindrical cylinder chamber 6 formed therein, a piston 9 mounted slidably in the eccentric part 4c of a shaft 4 for eccentrically rotating together with said eccentric part 4c in the cylinder chamber 6; and a vane 11 slidably disposed in a vane groove 10 formed in the cylinder 5 and adapted to have the other end part abutting against the outer circumference of the piston 9 by a pushing force applied to one end part, thereby to partition the inside of the cylinder chamber 6 into a suction chamber 12 and a compression chamber 13. In a section normal to the central axis of the cylinder chamber 6, the end portion of the vane 11 on the side to abut against the piston 9 is formed into an arcuate shape. The center of said arcuate shape is offset toward the compression chamber 13 with respect to the longitudinal center line of the vane 11.

Description

本発明は、例えば冷凍冷蔵空調用機器及び給湯用機器等のヒートポンプを利用した冷凍サイクルに使用されるローリングピストン形圧縮機に関するものである。   The present invention relates to a rolling piston compressor used in a refrigeration cycle using a heat pump such as a refrigeration / refrigeration air-conditioning device and a hot water supply device.

従来のローリングピストン形圧縮機の圧縮機構部は、円筒状のシリンダー室が形成されたシリンダーと、電動機によって回転駆動されるシャフトの偏心部に摺動自在に取り付けられ、該偏心部と共にシリンダー室内を偏心回転運動するピストンと、シリンダーに形成されたベーン溝に摺動自在に設けられ、一方の端部に付与された押圧力によって他方の端部がピストンの外周面に当接し、前記シリンダー室内を吸入室と圧縮室とに仕切るベーンと、を備えている（特許文献１参照）。   The compression mechanism of a conventional rolling piston compressor is slidably attached to a cylinder in which a cylindrical cylinder chamber is formed and an eccentric portion of a shaft that is driven to rotate by an electric motor. A piston that rotates eccentrically and a vane groove formed in the cylinder are slidably provided, and the other end abuts against the outer peripheral surface of the piston by a pressing force applied to one end, and the inside of the cylinder chamber is A vane that partitions the suction chamber and the compression chamber (see Patent Document 1).

そして、シリンダー室の中心軸と垂直な断面（例えば、電動機と圧縮機構部が上下方向に並設された縦置き型のローリングピストン形圧縮機の場合には横断面）において、このような従来のローリングピストン形圧縮機の圧縮機構部を観察した場合、ベーンのピストンに当接する側の端部（以下、先端部と称する）は、円弧形状に形成されている。また、この円弧形状の中心は、シリンダー室の中心軸と垂直な断面において、ベーンの長手方向の中心線（ベーンの幅の中心を通り、ベーンの長手方向に延設された仮想直線）上となっている。   In a cross section perpendicular to the central axis of the cylinder chamber (for example, a cross section in the case of a vertically installed rolling piston compressor in which an electric motor and a compression mechanism are arranged in the vertical direction), When the compression mechanism of the rolling piston compressor is observed, the end of the vane that contacts the piston (hereinafter referred to as the tip) is formed in an arc shape. In addition, the center of this arc shape is on the center line in the longitudinal direction of the vane (virtual straight line extending through the center of the width of the vane and extending in the longitudinal direction of the vane) in a cross section perpendicular to the central axis of the cylinder chamber. It has become.

特開昭５８−２２０９９３号公報（第２，３図等）Japanese Patent Laid-Open No. 58-220993 (Figs. 2, 3 etc.)

図５は、従来のローリングピストン形圧縮機のベーン近傍を示す拡大図である。また、図６は、従来のローリングピストン形圧縮機のベーン周りに作用する力関係を説明するための説明図である。なお、図５及び図６は、シリンダー室の中心軸と垂直な断面を示したものである。   FIG. 5 is an enlarged view showing the vicinity of a vane of a conventional rolling piston compressor. Moreover, FIG. 6 is explanatory drawing for demonstrating the force relationship which acts around the vane of the conventional rolling piston type compressor. 5 and 6 show a cross section perpendicular to the central axis of the cylinder chamber.

従来のローリングピストン形圧縮機は、ベーン１１のピストン９に当接しない側の端部（シリンダー室の径方向で見た場合に外方となる端部。以下、背面側端部と称する）の外方となる位置に、スプリングが配置されている。そして、このスプリングの反力により、ベーンの背面側端部には、押圧力が付与されている。また、圧縮機構部で圧縮された冷媒が密閉容器内に吐出される高圧シェル型のローリングピストン形圧縮機において、上記スプリングを収納する穴部が密閉容器内と連通している場合、ベーンのピストンに当接しない側の端部には、密閉容器内の冷媒の圧力（圧縮機構部で圧縮された冷媒の圧力）も押圧力として付与される。このため、ベーン１１の背面側端部には、スプリングの反力（場合によっては、密閉容器内の冷媒の圧力を含む）による圧力Ｐｄが作用している。また、ベーン１１の先端部に対しては、該先端部とピストン９の外周面との接触部２０１（シリンダー室の中心軸と垂直な平面において、ベーン１１の先端部の円弧形状の中心点とピストン９の中心点とを結ぶ直線と、ベーン１１の先端部とが交わる箇所）を境に、吸入室１２からは圧力Ｐｓが作用し、圧縮室１３側からは圧力Ｐｃが作用している。したがって、図５に示すように、ベーン１１の背面側端部に作用する圧力（Ｐｄ）と先端部に作用する圧力（Ｐｓ，Ｐｃ）との圧力差によって生じるベーン先端押付力Ｆｖによって、ベーン１１の先端部がピストン９の外周面に当接することとなる。   The conventional rolling piston type compressor has an end of the vane 11 on the side that does not come into contact with the piston 9 (an end that is outward when viewed in the radial direction of the cylinder chamber; hereinafter referred to as a back side end). A spring is arranged at an outer position. And the pressing force is given to the back side edge part of a vane by the reaction force of this spring. Further, in a high-pressure shell type rolling piston compressor in which the refrigerant compressed by the compression mechanism is discharged into the hermetic container, when the hole for housing the spring communicates with the hermetic container, the piston of the vane The pressure of the refrigerant in the airtight container (the pressure of the refrigerant compressed by the compression mechanism) is also applied as a pressing force to the end on the side that does not come into contact with the air. For this reason, the pressure Pd by the reaction force of the spring (including the pressure of the refrigerant in the sealed container in some cases) acts on the rear side end of the vane 11. Further, with respect to the tip of the vane 11, a contact portion 201 between the tip and the outer peripheral surface of the piston 9 (on the plane perpendicular to the central axis of the cylinder chamber, the center point of the arc shape of the tip of the vane 11) The pressure Ps is applied from the suction chamber 12 and the pressure Pc is applied from the compression chamber 13 side at a boundary between the straight line connecting the center points of the pistons 9 and the tip of the vane 11). Therefore, as shown in FIG. 5, the vane tip pressing force Fv generated by the pressure difference between the pressure (Pd) acting on the rear side end portion of the vane 11 and the pressure (Ps, Pc) acting on the tip portion is used. The front end of this will abut the outer peripheral surface of the piston 9.

また、従来のローリングピストン形圧縮機において冷媒を圧縮する際、ベーン１１におけるシリンダー５のシリンダー室内に突出した部分には、図６に示すような力が作用する。詳しくは、ベーン１１とベーン溝１０との間には数ミクロンの隙間２１がある。また、冷媒を圧縮する際、ベーン１１は、圧縮室１３と吸入室１２の差圧によって発生する圧力荷重Ｐによって、該隙間２１分だけ微小に傾斜する。このため、ベーン１１は、ベーン溝１０の吸入側において吸入室１２側の端部である接触部３０１と接触し、ベーン溝１０の吐出側において圧縮室１３側の端部である接触部３０２と接触する。つまり、これら接触部にはそれぞれ、吸入側反力Ｎ１と吐出側反力Ｎ２が発生する。接触部３０１の摩擦係数をμ１、接触部３０２の摩擦係数をμ２とそれぞれ定義すると、ベーン１１がベーン溝１０内を摺動する際に吸入側に発生する摩擦力ｆ１はμ１×Ｎ１、吐出側に発生する摩擦力ｆ２はμ２×Ｎ２となる。したがって、ベーン１１の側面部に発生する摩擦力の総和Ｆｓｉｄｅ（以下、ベーンサイド摩擦力と称する）は、Ｆｓｉｄｅ＝ｆ１＋ｆ２＝μ１×Ｎ１＋μ２×Ｎ２で示される。   Further, when the refrigerant is compressed in the conventional rolling piston compressor, a force as shown in FIG. 6 acts on a portion of the vane 11 protruding into the cylinder chamber of the cylinder 5. Specifically, there is a gap 21 of several microns between the vane 11 and the vane groove 10. Further, when the refrigerant is compressed, the vane 11 is slightly inclined by the gap 21 due to the pressure load P generated by the differential pressure between the compression chamber 13 and the suction chamber 12. For this reason, the vane 11 contacts the contact portion 301 that is the end portion on the suction chamber 12 side on the suction side of the vane groove 10, and the contact portion 302 that is the end portion on the compression chamber 13 side on the discharge side of the vane groove 10. Contact. That is, a suction side reaction force N1 and a discharge side reaction force N2 are generated in these contact portions, respectively. When the friction coefficient of the contact portion 301 is defined as μ1 and the friction coefficient of the contact portion 302 is defined as μ2, the frictional force f1 generated on the suction side when the vane 11 slides in the vane groove 10 is μ1 × N1, and the discharge side. The frictional force f2 generated in the above is μ2 × N2. Therefore, the total Fside (hereinafter referred to as vane side frictional force) of the frictional force generated on the side surface portion of the vane 11 is expressed as Fside = f1 + f2 = μ1 × N1 + μ2 × N2.

図７は、従来のローリングピストン形圧縮機においてシリンダー室内をピストンが偏心回転運動した際の、圧縮室内の圧力とベーンサイド摩擦力との関係を示す図である。また、図８は、このローリングピストン形圧縮機においてシリンダー室内をピストンが偏心回転運動した際の、圧縮室内の圧力とベーン先端押付力との関係を示す図である。
ここで、図７は、横軸にピストン９を偏心回転運動させるシャフトの位相［ｄｅｇ］（回転角度）を示し、左側の縦軸に圧縮室１３内の圧力Ｐｃ［ＭＰａ］を示し、右側の縦軸にベーンサイド摩擦力Ｆｓｉｄｅ［Ｎ］を示している。また、図８は、横軸にピストン９を偏心回転運動させるシャフトの位相［ｄｅｇ］（回転角度）を示し、左側の縦軸に圧縮室１３内の圧力Ｐｃ［ＭＰａ］を示し、右側の縦軸にベーン先端押付力Ｆｖ［Ｎ］を示している。
なお、図７及び図８において、シャフトの位相０［ｄｅｇ］は、ピストン９がベーン溝１０に最も近づいた状態を示している。また、シャフトの位相０［ｄｅｇ］は、ピストン９がベーン溝１０から最も離れた状態を示している。 FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the pressure in the compression chamber and the vane side frictional force when the piston rotates eccentrically in the cylinder chamber in a conventional rolling piston compressor. FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the pressure in the compression chamber and the vane tip pressing force when the piston eccentrically rotates in the cylinder chamber in this rolling piston compressor.
Here, in FIG. 7, the horizontal axis indicates the phase [deg] (rotation angle) of the shaft that eccentrically rotates the piston 9, the left vertical axis indicates the pressure Pc [MPa] in the compression chamber 13, and the right side The vertical axis represents the vane side frictional force Fside [N]. In FIG. 8, the horizontal axis indicates the phase [deg] (rotation angle) of the shaft that eccentrically rotates the piston 9, the left vertical axis indicates the pressure Pc [MPa] in the compression chamber 13, and the right vertical axis. A vane tip pressing force Fv [N] is shown on the shaft.
7 and 8, the phase 0 [deg] of the shaft indicates a state in which the piston 9 is closest to the vane groove 10. Moreover, the phase 0 [deg] of the shaft indicates a state in which the piston 9 is farthest from the vane groove 10.

図７に示すように、シャフト（つまりピストン９）の位相が進むにつれて、圧縮室１３内の体積が減少し、圧縮室１３内の圧力Ｐｃは上昇していく。そして、圧縮室１３内の圧力Ｐｃが所定の圧力（＝吐出圧力）になると、圧縮室１３内の冷媒は図示せぬ吐出口から吐出され、その後の圧縮室１３内の圧力は一定となる。このとき、ベーンサイド摩擦力Ｆｓｉｄｅも、圧縮室１３内の圧力Ｐｃと同様に、圧縮室１３内の圧力Ｐｃが所定の圧力（＝吐出圧力）になるまで増加し、当該所定の圧力（＝吐出圧力）で最大の値となる。これは、圧縮室１３内の圧力Ｐｃの上昇に伴って、圧縮室１３と吸入室１２の差圧によって発生する圧力荷重Ｐが増加していくためである。一方、図８に示すように、ベーン先端押付力Ｆｖは、圧縮室１３内の圧力Ｐｃが所定の圧力（＝吐出圧力）になるまで低下し、当該所定の圧力（＝吐出圧力）で最小の値となる。   As shown in FIG. 7, as the phase of the shaft (that is, the piston 9) advances, the volume in the compression chamber 13 decreases and the pressure Pc in the compression chamber 13 increases. When the pressure Pc in the compression chamber 13 reaches a predetermined pressure (= discharge pressure), the refrigerant in the compression chamber 13 is discharged from a discharge port (not shown), and the subsequent pressure in the compression chamber 13 becomes constant. At this time, similarly to the pressure Pc in the compression chamber 13, the vane side frictional force Fside also increases until the pressure Pc in the compression chamber 13 reaches a predetermined pressure (= discharge pressure), and the predetermined pressure (= discharge). Pressure) is the maximum value. This is because the pressure load P generated by the differential pressure between the compression chamber 13 and the suction chamber 12 increases as the pressure Pc in the compression chamber 13 increases. On the other hand, as shown in FIG. 8, the vane tip pressing force Fv decreases until the pressure Pc in the compression chamber 13 reaches a predetermined pressure (= discharge pressure), and is minimum at the predetermined pressure (= discharge pressure). Value.

ここで、シャフト（つまりピストン９）の位相が０［ｄｅｇ］から１８０［ｄｅｇ］までの間は、ピストン９がベーン溝１０から離れていくこととなる。このため、このようなピストン９の動作にベーン１１が追従するためには、ベーン１１がベーン先端押付力Ｆｖによってピストン９へ押付けられながら移動する必要がある。つまり、ベーン先端押付力Ｆｖ＞ベーンサイド摩擦力Ｆｓｉｄｅとなっている必要がある。なお、シャフト（つまりピストン９）の位相が１８０［ｄｅｇ］以降は、ピストン９がベーン溝１０に近づいていくこととなる。このため、ベーン１１は、ピストン９によってベーン溝１０に押し込まれることとなるので、ベーン先端押付力Ｆｖ及びベーンサイド摩擦力Ｆｓｉｄｅに関係なく、ピストン９の動作に追従することができる。   Here, the piston 9 moves away from the vane groove 10 while the phase of the shaft (that is, the piston 9) is from 0 [deg] to 180 [deg]. For this reason, in order for the vane 11 to follow such an operation of the piston 9, the vane 11 needs to move while being pressed against the piston 9 by the vane tip pressing force Fv. That is, it is necessary that the vane tip pressing force Fv> the vane side frictional force Fside. Note that the piston 9 approaches the vane groove 10 after the phase of the shaft (that is, the piston 9) is 180 [deg] or more. For this reason, since the vane 11 is pushed into the vane groove 10 by the piston 9, the operation of the piston 9 can be followed regardless of the vane tip pressing force Fv and the vane side frictional force Fside.

しかしながら、ＣＯ２冷媒（炭酸ガス冷媒）のようなポリトロープ指数が高い冷媒を用いた場合、及び、軽負荷時の低圧縮比でローリングピストン形圧縮機を運転した場合には、シャフト（つまりピストン９）の位相が１８０［ｄｅｇ］となる前に、圧縮室１３内の圧力Ｐｃが所定の圧力（＝吐出圧力）に到達しやすい。つまり、ＣＯ２冷媒のようなポリトロープ指数が高い冷媒を用いた場合、及び、軽負荷時の低圧縮比でローリングピストン形圧縮機を運転した場合、ピストン９の動作にベーン１１が追従するためにはベーン先端押付力Ｆｖ＞ベーンサイド摩擦力Ｆｓｉｄｅとなっている必要がある状態において、圧縮室１３内の圧力Ｐｃが所定の圧力（＝吐出圧力）に到達することとなる。このため、従来のローリングピストン形圧縮機は、圧縮室１３内の圧力Ｐｃが所定の圧力（＝吐出圧力）に到達するまでにベーン先端押付力Ｆｖ＜ベーンサイド摩擦力Ｆｓｉｄｅとなっていると、ピストン９の動作にベーン１１が追従できなくなる。 However, when a refrigerant having a high polytropic index such as CO 2 refrigerant (carbon dioxide refrigerant) is used, and when a rolling piston compressor is operated at a low compression ratio at light load, the shaft (that is, piston 9) is used. ) Before the phase reaches 180 [deg], the pressure Pc in the compression chamber 13 easily reaches a predetermined pressure (= discharge pressure). That is, when a refrigerant having a high polytropic index such as a CO 2 refrigerant is used, and when a rolling piston compressor is operated at a low compression ratio at light load, the vane 11 follows the operation of the piston 9. In the state where vane tip pressing force Fv> vane side frictional force Fside needs to be satisfied, the pressure Pc in the compression chamber 13 reaches a predetermined pressure (= discharge pressure). For this reason, the conventional rolling piston compressor has a vane tip pressing force Fv <vane side friction force Fside until the pressure Pc in the compression chamber 13 reaches a predetermined pressure (= discharge pressure). The vane 11 cannot follow the operation of the piston 9.

図９及び図１０は、ベーンがピストンに追従できなくなった場合に発生する問題を説明するための説明図である。なお、図９は、シャフト（つまりピストン）の位相が０［ｄｅｇ］から１８０［ｄｅｇ］までの間における、ベーン及びピストンの位置関係を示している。また、図１０は、図９（ｃ）の状態におけるシリンダー室内の冷媒流れを示している。   9 and 10 are explanatory diagrams for explaining a problem that occurs when the vane cannot follow the piston. FIG. 9 shows the positional relationship between the vane and the piston when the phase of the shaft (that is, the piston) is from 0 [deg] to 180 [deg]. FIG. 10 shows the refrigerant flow in the cylinder chamber in the state of FIG.

図９（ａ）に示すように、シャフト（つまりピストン９）の位相が０［ｄｅｇ］となったときに冷媒の圧縮工程が開始される。その後、当該圧縮工程においてベーン先端押付力Ｆｖ＞ベーンサイド摩擦力Ｆｓｉｄｅとなっている状態（図９（ｂ）参照）までは、ベーン１１はピストン９の動作に追従することができる。しかしながら、冷媒が圧縮されて圧縮室１３内の圧力Ｐｃが所定の圧力（＝吐出圧力）に近づくと共に、ベーン先端押付力Ｆｖが低下し、ベーンサイド摩擦力Ｆｓｉｄｅは増加する。このため、図９（ｃ）に示すように、ベーン先端押付力Ｆｖがベーンサイド摩擦力Ｆｓｉｄｅを下回ると、ベーン１１がピストン９に追従できずに離れてしまう。ベーン１１がピストン９から離れると、圧縮室１３から吸入室１２へ冷媒が流入することによって両室の圧力差が縮小し、圧縮室１３内の圧力Ｐｃが低下するため、図９（ｄ）に示すように、ベーン先端押付力Ｆｖは大きくなる。したがって、ベーン１１は再びピストン９に向かって増速しながら動きだし、ピストン９と衝突して再接触するため、接触部がダメージを受けたり、衝突音が発生するという問題点があった。   As shown in FIG. 9A, the refrigerant compression process is started when the phase of the shaft (that is, the piston 9) becomes 0 [deg]. Thereafter, the vane 11 can follow the operation of the piston 9 until the vane tip pressing force Fv> the vane side frictional force Fside (see FIG. 9B) in the compression step. However, as the refrigerant is compressed and the pressure Pc in the compression chamber 13 approaches a predetermined pressure (= discharge pressure), the vane tip pressing force Fv decreases and the vane side frictional force Fside increases. For this reason, as shown in FIG. 9C, when the vane tip pressing force Fv is lower than the vane side frictional force Fside, the vane 11 cannot follow the piston 9 and is separated. When the vane 11 moves away from the piston 9, the refrigerant flows from the compression chamber 13 into the suction chamber 12, thereby reducing the pressure difference between the two chambers and reducing the pressure Pc in the compression chamber 13. As shown, the vane tip pressing force Fv increases. Accordingly, the vane 11 starts to move while increasing the speed toward the piston 9 again, and collides with the piston 9 to come into contact again. Therefore, there is a problem that the contact portion is damaged or a collision sound is generated.

また、図１０に示すように、ベーン１１とピストン９とが離れると、矢印２２に示すように圧縮室１３の高圧冷媒ガスが吸入室１２側へ漏れることにより、ローリングピストン形圧縮機の性能が低下するという問題点も生じていた。   As shown in FIG. 10, when the vane 11 and the piston 9 are separated from each other, the high-pressure refrigerant gas in the compression chamber 13 leaks to the suction chamber 12 side as shown by the arrow 22, thereby improving the performance of the rolling piston compressor. There was also the problem of a drop.

なお、従来のローリングピストン式圧縮機において上記の問題点を解決するためには、シリンダー５のベーン溝１０に高精度な研磨加工を実施することにより、摺動時の摩擦係数μ１，μ２を低減させることも考えられる。しかしながら、シリンダー５のベーン溝１０に高精度な研磨加工を実施すると、加工コストが上がり、ローリングピストン形圧縮機が高価になってしまう。   In order to solve the above problems in the conventional rolling piston compressor, the friction coefficient μ1 and μ2 at the time of sliding are reduced by carrying out high-precision polishing on the vane groove 10 of the cylinder 5. It is possible to make it. However, if high-precision polishing is performed on the vane groove 10 of the cylinder 5, the processing cost increases, and the rolling piston compressor becomes expensive.

本発明は、上述のような問題点を解決するためになされたものであり、ベーン溝に高精度な加工を施さなくとも、ベーンがピストンに追従することが可能なローリングピストン形圧縮機を提供することを目的とする。   The present invention has been made to solve the above-described problems, and provides a rolling piston compressor in which a vane can follow a piston without subjecting the vane groove to high-precision processing. The purpose is to do.

本発明に係るローリングピストン形圧縮機は、ステータ及びロータを有する電動機と、一端が前記ロータに固定され、偏心部が形成されたシャフトと、円筒状のシリンダー室が形成されたシリンダー、前記偏心部に摺動自在に取り付けられて該偏心部と共に前記シリンダー室内を偏心回転運動するピストン、及び、前記シリンダーに形成されたベーン溝に摺動自在に設けられ、一方の端部に付与された押圧力によって他方の端部が前記ピストンの外周面に当接し、前記シリンダー室内を吸入室と圧縮室とに仕切るベーンを有する圧縮機構部と、前記電動機、前記シャフト及び前記圧縮機構部を収納する密閉容器と、を備えたローリングピストン形圧縮機であって、前記シリンダー室の中心軸と垂直な断面において、前記ベーンの前記ピストンに当接する側の端部は、円弧形状に形成されており、該円弧形状の中心は、前記ベーンの長手方向の中心線に対して、圧縮室側にオフセットしているものである。   A rolling piston compressor according to the present invention includes an electric motor having a stator and a rotor, a shaft having one end fixed to the rotor and formed with an eccentric portion, a cylinder formed with a cylindrical cylinder chamber, and the eccentric portion. A piston that is slidably attached to the piston and eccentrically rotates in the cylinder chamber together with the eccentric part, and a pressing force applied to one end part of the vane groove formed in the cylinder. The other end of which is in contact with the outer peripheral surface of the piston, and a compression mechanism having a vane that divides the cylinder chamber into a suction chamber and a compression chamber, and a sealed container that houses the electric motor, the shaft, and the compression mechanism. And a piston with the vane in a cross section perpendicular to the central axis of the cylinder chamber. End of the abutting side is formed in an arc shape, the center of the arc shape, relative to the longitudinal center line of the vane, in which are offset to the compression chamber side.

本発明に係るローリングピストン形圧縮機は、シリンダー室の中心軸と垂直な断面において、ベーンのピストンに当接する側の端部が円弧形状に形成されており、該円弧形状の中心がベーンの長手方向の中心線に対して圧縮室側にオフセットしている。このため、本発明に係るローリングピストン形圧縮機は、従来のローリングピストン形圧縮機と比べ、ベーンのピストンに当接する側の端部において、吸入室から作用する圧力Ｐｓが増加し、圧縮室から作用する圧力Ｐｃが減少する。したがって、本発明に係るローリングピストン形圧縮機は、従来のローリングピストン形圧縮機と比べ、ベーンのピストンに当接しない側の端部に作用する圧力とピストンに当接する側の端部に作用する圧力との圧力差によって生じるベーン先端押付力Ｆｖを大きくすることができる。   In the rolling piston compressor according to the present invention, the end of the vane that contacts the piston is formed in an arc shape in a cross section perpendicular to the central axis of the cylinder chamber, and the center of the arc shape is the longitudinal direction of the vane. It is offset to the compression chamber side with respect to the direction center line. For this reason, in the rolling piston compressor according to the present invention, the pressure Ps acting from the suction chamber is increased at the end of the vane that is in contact with the piston, compared to the conventional rolling piston compressor. The acting pressure Pc decreases. Therefore, the rolling piston compressor according to the present invention acts on the pressure acting on the end of the vane not contacting the piston and the end contacting the piston, as compared with the conventional rolling piston compressor. The vane tip pressing force Fv generated by the pressure difference from the pressure can be increased.

すなわち、本発明に係るローリングピストン形圧縮機は、ベーン先端押付力Ｆｖを大きくすることにより、シリンダーのベーン溝に高精度な研磨加工を施さなくとも、ＣＯ２冷媒のようなポリトロープ指数が高い冷媒を用いた場合、及び、軽負荷時の低圧縮比でローリングピストン形圧縮機を運転した場合でも、ベーンをピストンに追従させることができる。 That is, the rolling piston compressor according to the present invention is a refrigerant having a high polytropic index, such as a CO 2 refrigerant, by increasing the vane tip pressing force Fv without subjecting the vane groove of the cylinder to high-precision polishing. Even when the rolling piston type compressor is operated with a low compression ratio at the time of light load, the vane can follow the piston.

本発明の実施の形態１に係るローリングピストン形圧縮機を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the rolling piston type compressor which concerns on Embodiment 1 of this invention. 本発明の実施の形態１に係るローリングピストン形圧縮機の圧縮機構部を示す横断面図である。It is a cross-sectional view which shows the compression mechanism part of the rolling piston type compressor which concerns on Embodiment 1 of this invention. 本発明の実施の形態１に係るローリングピストン形圧縮機のベーン近傍を示す拡大図である。It is an enlarged view which shows the vane vicinity of the rolling piston type compressor which concerns on Embodiment 1 of this invention. 本発明の実施の形態２に係るローリングピストン形圧縮機のシリンダーを示す図であり、ベーン溝近傍を示す拡大図である。It is a figure which shows the cylinder of the rolling piston type compressor which concerns on Embodiment 2 of this invention, and is an enlarged view which shows the vane groove vicinity. 従来のローリングピストン形圧縮機のベーン近傍を示す拡大図である。It is an enlarged view which shows the vane vicinity of the conventional rolling piston type compressor. 従来のローリングピストン形圧縮機のベーン周りに作用する力関係を説明するための説明図である。It is explanatory drawing for demonstrating the force relationship which acts around the vane of the conventional rolling piston type compressor. 従来のローリングピストン形圧縮機においてシリンダー室内をピストンが偏心回転運動した際の、圧縮室内の圧力とベーンサイド摩擦力との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the pressure in a compression chamber, and a vane side frictional force when a piston carries out an eccentric rotational movement in the cylinder chamber in the conventional rolling piston type compressor. 従来のローリングピストン形圧縮機においてシリンダー室内をピストンが偏心回転運動した際の、圧縮室内の圧力とベーン先端押付力との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the pressure in a compression chamber, and a vane front-end | tip pressing force when a piston carries out an eccentric rotational movement in the cylinder chamber in the conventional rolling piston type compressor. ベーンがピストンに追従できなくなった場合に発生する問題を説明するための説明図である。It is explanatory drawing for demonstrating the problem which generate | occur | produces when a vane becomes unable to follow a piston. ベーンがピストンに追従できなくなった場合に発生する問題を説明するための説明図である。It is explanatory drawing for demonstrating the problem which generate | occur | produces when a vane becomes unable to follow a piston.

以下、図面を用いて、本発明に係るローリングピストン形圧縮機の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、以下に説明する実施の形態によって本発明が限定されるものではない。また、図１を含め、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。また、以下の各実施の形態において、従来のローリングピストン形圧縮機と同じ構成には、同じ符号を付している。   Hereinafter, embodiments of a rolling piston compressor according to the present invention will be described with reference to the drawings. The present invention is not limited to the embodiments described below. Moreover, in the following drawings including FIG. 1, the relationship of the size of each component may be different from the actual one. In the following embodiments, the same components as those of the conventional rolling piston compressor are denoted by the same reference numerals.

実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係るローリングピストン形圧縮機を示す縦断面図である。また、図２は、このローリングピストン形圧縮機の圧縮機構部を示す横断面図である。なお、この実施の形態では一つの圧縮機構部を備えた単段圧縮ローリングピストン形圧縮機を示している。 Embodiment 1 FIG.
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a rolling piston compressor according to Embodiment 1 of the present invention. FIG. 2 is a cross-sectional view showing a compression mechanism portion of the rolling piston compressor. In this embodiment, a single-stage compression rolling piston type compressor having one compression mechanism is shown.

本実施の形態１に係るローリングピストン形圧縮機１００は、円筒状の密閉容器１と、密閉容器１の内部上側に配置された電動機部１０２と、電動機部１０２の下側に配置され、電動機部１０２によって駆動される圧縮機構部１０１と、電動機部１０２の駆動力を圧縮機構部１０１に伝達するシャフト４とを備えている。   A rolling piston compressor 100 according to the first embodiment includes a cylindrical sealed container 1, an electric motor unit 102 disposed on the upper side inside the hermetic container 1, and a lower motor unit 102. A compression mechanism unit 101 driven by 102 and a shaft 4 that transmits the driving force of the electric motor unit 102 to the compression mechanism unit 101 are provided.

電動機部１０２は、密閉容器１の内部上側の内周面に沿って環状に取り付けられたステータ２と、ステータ２の内側に若干の隙間を設けて挿入されるロータ３からなっており、ロータ３は中心部で鉛直方向にシャフト４に固定されている。   The electric motor unit 102 includes a stator 2 that is annularly attached along the inner peripheral surface of the upper side of the hermetic container 1, and a rotor 3 that is inserted with a slight gap inside the stator 2. Is fixed to the shaft 4 in the vertical direction at the center.

シャフト４は、電動機部１０２のロータ３に固定される主軸４ａと、主軸４ａの反対側に設けられる副軸４ｂと、主軸４ａと副軸４ｂとの間に形成される偏心部４ｃとを有している。   The shaft 4 has a main shaft 4a fixed to the rotor 3 of the electric motor unit 102, a sub shaft 4b provided on the opposite side of the main shaft 4a, and an eccentric portion 4c formed between the main shaft 4a and the sub shaft 4b. doing.

圧縮機構部１０１は、図１及び図２に示すように、シリンダー５、ピストン９、及びベーン１１等を備える。   As shown in FIGS. 1 and 2, the compression mechanism unit 101 includes a cylinder 5, a piston 9, and a vane 11.

シリンダー５は、密閉容器１の内周面に固定されており、その中心部に円筒状のシリンダー室６を有している。そして、このシリンダー室６には、シャフト４の偏心部４ｃに摺動自在に取り付けられたピストン９が設けられている。また、シリンダー５のシリンダー室６の軸方向両端面は、上軸受け７と下軸受け８とで閉塞されている。これら上軸受け７及び下軸受け８は、シャフト４の主軸４ａ及び副軸４ｂを回転自在に保時している。   The cylinder 5 is fixed to the inner peripheral surface of the sealed container 1 and has a cylindrical cylinder chamber 6 at the center thereof. The cylinder chamber 6 is provided with a piston 9 slidably attached to the eccentric portion 4 c of the shaft 4. Further, both end surfaces in the axial direction of the cylinder chamber 6 of the cylinder 5 are closed by an upper bearing 7 and a lower bearing 8. The upper bearing 7 and the lower bearing 8 hold the main shaft 4a and the sub shaft 4b of the shaft 4 rotatably.

さらに、シリンダー５には、シリンダー室６の半径方向に沿ってベーン溝１０が形成されている。このベーン溝１０はシリンダー室６と連通しており、このベーン溝１０には、このベーン溝１０内を往復運動するベーン１１が設けられている。また、ベーン１１のピストン９に当接しない側の端部（シリンダー室６の径方向で見た場合に外方となる端部。以下、背面側端部と称する）の外方となる位置に、スプリング１４が配置されている。そして、このスプリング１４の反力により、ベーン１１の背面側端部には、押圧力が付与されている。また、本実施の形態１に係るローリングピストン形圧縮機１００は、圧縮機構部１０１で圧縮された冷媒が密閉容器１内に吐出される高圧シェル型のローリングピストン形圧縮機であり、スプリング１４を収納する穴部１５が密閉容器１内と連通している。このため、ベーン１１の背面側端部には、密閉容器１内の冷媒の圧力（圧縮機構部１０１で圧縮された冷媒の圧力）も押圧力として付与されている。そして、ベーン１１のピストン９に当接する側の端部（以下、先端部と称する）に作用する力とベーン１１の背面側端部に作用する上記押圧力との差によって、ベーン１１にはベーン先端押付力Ｆｖが働き、当該ベーン先端押付力Ｆｖによってベーン１１の先端部がピストン９の外周面に当接することとなる。これにより、シリンダー室６内（より詳しくは、ピストン９の外周面とシリンダー室６の内周面によって仕切られた空間）は、ベーン１１により、吸入室１２と圧縮室１３に仕切られる。   Further, a vane groove 10 is formed in the cylinder 5 along the radial direction of the cylinder chamber 6. The vane groove 10 communicates with the cylinder chamber 6, and the vane groove 10 is provided with a vane 11 that reciprocates in the vane groove 10. Further, the vane 11 is located at the end of the vane 11 that is not in contact with the piston 9 (the end that is outward when viewed in the radial direction of the cylinder chamber 6; hereinafter referred to as the rear side end). A spring 14 is arranged. A pressing force is applied to the rear side end portion of the vane 11 by the reaction force of the spring 14. The rolling piston compressor 100 according to the first embodiment is a high-pressure shell-type rolling piston compressor in which the refrigerant compressed by the compression mechanism 101 is discharged into the hermetic container 1, and the spring 14 is A hole 15 to be accommodated communicates with the inside of the sealed container 1. For this reason, the pressure of the refrigerant in the sealed container 1 (the pressure of the refrigerant compressed by the compression mechanism unit 101) is also applied to the rear side end of the vane 11 as a pressing force. The vane 11 has a vane due to the difference between the force acting on the end of the vane 11 that contacts the piston 9 (hereinafter referred to as the tip) and the pressing force acting on the back side end of the vane 11. The tip pressing force Fv works, and the tip of the vane 11 comes into contact with the outer peripheral surface of the piston 9 by the vane tip pressing force Fv. Thereby, the inside of the cylinder chamber 6 (more specifically, the space partitioned by the outer peripheral surface of the piston 9 and the inner peripheral surface of the cylinder chamber 6) is partitioned into the suction chamber 12 and the compression chamber 13 by the vane 11.

ここで、本実施の形態１に係るローリングピストン形圧縮機１００は、ベーン１１の先端部を図３のように形成している。   Here, in the rolling piston compressor 100 according to the first embodiment, the tip of the vane 11 is formed as shown in FIG.

図３は、本発明の実施の形態１に係るローリングピストン形圧縮機のベーン近傍を示す拡大図である。この図３は、横断面図（シリンダー室６の中心軸と垂直な断面を示した図）である。なお、図３には、二点鎖線で、従来のローリングピストン形圧縮機のベーンも示している。   FIG. 3 is an enlarged view showing the vicinity of the vane of the rolling piston compressor according to the first embodiment of the present invention. FIG. 3 is a cross-sectional view (a view showing a cross section perpendicular to the central axis of the cylinder chamber 6). FIG. 3 also shows a vane of a conventional rolling piston compressor by a two-dot chain line.

図３に示すように、本実施の形態１に係るベーン１１の先端部は、円弧形状に形成されている。そして、該円弧形状の中心１１ｂは、ベーン１１の長手方向の中心線１１ａ（ベーン１１の幅の中心を通り、ベーン１１の長手方向に延設された仮想直線）に対して、圧縮室１３側に寸法αだけオフセットしている（ずれている）。つまり、本実施の形態１に係るベーン１１の先端部は、該先端部とピストン９の外周面との接触部２０２が従来のベーンの接触部２０１よりも圧縮室１３側となっている。換言すると、本実施の形態１に係るベーン１１の先端部は、従来のベーンよりも、吸入室１２側に露出する面積が大きくなっており、圧縮室１３側に露出する面積が小さくなっている。なお、本実施の形態１では、ベーン１１の長手方向の中心線１１ａは、該中心線１１ａと平行なシリンダー室６の中心線（シリンダー室６の中心軸を通り、中心線１１ａと平行な直線）と同一位置となっている。   As shown in FIG. 3, the tip of the vane 11 according to the first embodiment is formed in an arc shape. The arc-shaped center 11b is located on the side of the compression chamber 13 with respect to the center line 11a in the longitudinal direction of the vane 11 (virtual straight line passing through the center of the width of the vane 11 and extending in the longitudinal direction of the vane 11). Is offset (developed) by a dimension α. That is, the tip portion of the vane 11 according to the first embodiment is such that the contact portion 202 between the tip portion and the outer peripheral surface of the piston 9 is closer to the compression chamber 13 than the contact portion 201 of the conventional vane. In other words, the tip of the vane 11 according to the first embodiment has a larger area exposed on the suction chamber 12 side and a smaller area exposed on the compression chamber 13 side than the conventional vane. . In the first embodiment, the center line 11a in the longitudinal direction of the vane 11 is a center line of the cylinder chamber 6 parallel to the center line 11a (a straight line passing through the center axis of the cylinder chamber 6 and parallel to the center line 11a). ).

ここで、本実施の形態１では、半径の異なる２種類の円弧により、ベーン１１の先端部を形成している。これに限らず、１種類の半径の円弧でベーン１１の先端部を形成してもよいし、３種類以上の円弧でベーン１１の先端部を形成してもよい。ベーン１１の先端部を形成する円弧の中心が、ベーン１１の長手方向の中心線に対して、圧縮室１３側にオフセットしていればよい。   Here, in the first embodiment, the tip of the vane 11 is formed by two types of arcs having different radii. Not only this but the tip part of vane 11 may be formed with a circular arc of one kind of radius, and the tip part of vane 11 may be formed with three or more kinds of circular arcs. The center of the arc forming the tip of the vane 11 only needs to be offset to the compression chamber 13 side with respect to the longitudinal center line of the vane 11.

次に、上述のように構成されたローリングピストン形圧縮機１００の動作について説明する。電動機部１０２が起動するとロータ３が回転し、ロータ３を固定したシャフト４の回転と共に、シャフト４の偏心部４ｃに取り付けられたピストン９がシリンダー室６内を偏心運動し、ベーン１１がベーン溝１０内を往復運動する。これにより、ベーン１１によって仕切られた吸入室１２と圧縮室１３の容積が変化する。この容積変化により、吸入ポート１７から吸入室１２に吸入された作動冷媒が圧縮されて高温高圧となり、圧縮室１３より吐出ポート１８、上軸受け７と吐出マフラー１９によって囲まれる吐出マフラー室２０を経て、密閉容器１内に吐出される。   Next, the operation of the rolling piston compressor 100 configured as described above will be described. When the motor unit 102 is activated, the rotor 3 rotates, and with the rotation of the shaft 4 to which the rotor 3 is fixed, the piston 9 attached to the eccentric part 4c of the shaft 4 performs an eccentric motion in the cylinder chamber 6, and the vane 11 has a vane groove. 10 reciprocates. Thereby, the volume of the suction chamber 12 and the compression chamber 13 partitioned by the vane 11 changes. Due to this volume change, the working refrigerant sucked into the suction chamber 12 from the suction port 17 is compressed to a high temperature and high pressure, and passes from the compression chamber 13 through the discharge port 18, the upper bearing 7 and the discharge muffler chamber 20 surrounded by the discharge muffler 19. , And discharged into the sealed container 1.

上述のような冷媒の圧縮工程においては、図３で示すように、ベーン１１の背面側端部には、スプリング１４の反力及び密閉容器１内の冷媒の圧力による圧力Ｐｄが作用している。また、ベーン１１の先端部に対しては、該先端部とピストン９の外周面との接触部２０２を境に、吸入室１２からは圧力Ｐｓが作用し、圧縮室１３側からは圧力Ｐｃが作用している。したがって、図３に示すように、ベーン１１の背面側端部に作用する圧力（Ｐｄ）と先端部に作用する圧力（Ｐｓ，Ｐｃ）との圧力差によって生じるベーン先端押付力Ｆｖによって、ベーン１１の先端部がピストン９の外周面に当接することとなる。
また、上述のような冷媒の圧縮工程においては、図６で示したように、ベーン１１の側面部には、ベーンサイド摩擦力Ｆｓｉｄｅが発生する。
このため、ＣＯ２冷媒のようなポリトロープ指数が高い冷媒を用いた場合、及び、軽負荷時の低圧縮比でローリングピストン形圧縮機を運転した場合等、シャフト４の偏心部４ｃ（つまりピストン９）の位相が１８０［ｄｅｇ］となる前に、圧縮室１３内の圧力Ｐｃが所定の圧力（＝吐出圧力）に到達する場合には、ベーン先端押付力Ｆｖがベーンサイド摩擦力Ｆｓｉｄｅを下回り、ベーン１１がピストン９に追従できずに離れてしまうことが懸念される。 In the refrigerant compression process as described above, as shown in FIG. 3, the pressure Pd due to the reaction force of the spring 14 and the pressure of the refrigerant in the sealed container 1 acts on the rear side end of the vane 11. . Further, the pressure Ps is applied from the suction chamber 12 to the tip of the vane 11 at the contact portion 202 between the tip and the outer peripheral surface of the piston 9, and the pressure Pc is applied from the compression chamber 13 side. It works. Therefore, as shown in FIG. 3, the vane tip pressing force Fv generated by the pressure difference between the pressure (Pd) acting on the rear end portion of the vane 11 and the pressure (Ps, Pc) acting on the tip portion causes the vane 11 to press. The front end of this will abut the outer peripheral surface of the piston 9.
In the refrigerant compression process as described above, as shown in FIG. 6, the vane side frictional force Fside is generated on the side surface of the vane 11.
For this reason, when a refrigerant having a high polytropic index such as a CO 2 refrigerant is used, or when a rolling piston compressor is operated at a low compression ratio at light load, the eccentric portion 4c of the shaft 4 (that is, the piston 9 ), When the pressure Pc in the compression chamber 13 reaches a predetermined pressure (= discharge pressure) before the phase reaches 180 [deg], the vane tip pressing force Fv is less than the vane side frictional force Fside, There is a concern that the vane 11 cannot follow the piston 9 and is separated.

しかしながら、本実施の形態１では、図３に示したように、横断面視において、ベーン１１の先端部の円弧形状の中心１１ｂは、ベーン１１の長手方向の中心線１１ａに対して、圧縮室１３側に寸法αだけオフセットしている。つまり、本実施の形態１に係るベーン１１の先端部は、従来のベーンよりも、吸入室１２側に露出する面積が大きくなっており、圧縮室１３側に露出する面積が小さくなっている。このため、本実施の形態１に係るローリングピストン形圧縮機１００は、従来のローリングピストン形圧縮機と比べ、吸入室１２からベーン１１の先端部に作用する圧力Ｐｓが増加し、圧縮室１３からベーン１１の先端部に作用する圧力Ｐｃが減少する。つまり、本実施の形態１に係るローリングピストン形圧縮機１００は、従来のローリングピストン形圧縮機と比べ、ベーン先端押付力Ｆｖが増加する。   However, in the first embodiment, as shown in FIG. 3, the arc-shaped center 11 b at the tip of the vane 11 is in a compression chamber with respect to the center line 11 a in the longitudinal direction of the vane 11 in the cross-sectional view. 13 is offset by a dimension α. That is, the tip of the vane 11 according to the first embodiment has a larger area exposed on the suction chamber 12 side and a smaller area exposed on the compression chamber 13 side than the conventional vane. For this reason, in the rolling piston compressor 100 according to the first embodiment, the pressure Ps acting on the tip of the vane 11 from the suction chamber 12 increases compared to the conventional rolling piston compressor, and the compression chamber 13 The pressure Pc acting on the tip of the vane 11 decreases. That is, in the rolling piston compressor 100 according to the first embodiment, the vane tip pressing force Fv is increased as compared with the conventional rolling piston compressor.

したがって、本実施の形態１に係るローリングピストン形圧縮機１００は、ＣＯ２冷媒のようなポリトロープ指数が高い冷媒を用いた場合、及び、軽負荷時の低圧縮比でローリングピストン形圧縮機を運転した場合等、シャフト４の偏心部４ｃ（つまりピストン９）の位相が１８０［ｄｅｇ］となる前に、圧縮室１３内の圧力Ｐｃが所定の圧力（＝吐出圧力）に到達する場合にも、ベーン先端押付力Ｆｖがベーンサイド摩擦力Ｆｓｉｄｅを下回ることを防止でき、ベーン１１がピストン９に追従できずに離れてしまうことを防止できる（ベーン１１のピストン９への追従性を向上できる）。 Therefore, the rolling piston compressor 100 according to the first embodiment operates the rolling piston compressor at a low compression ratio when a refrigerant having a high polytropic index such as a CO 2 refrigerant is used and at a light load. When the pressure Pc in the compression chamber 13 reaches a predetermined pressure (= discharge pressure) before the phase of the eccentric portion 4c (that is, the piston 9) of the shaft 4 reaches 180 [deg], The vane tip pressing force Fv can be prevented from falling below the vane side frictional force Fside, and the vane 11 can be prevented from separating without being able to follow the piston 9 (the followability of the vane 11 to the piston 9 can be improved).

なお、本実施の形態１に係るベーン１１の表面が該ベーン１１の母材よりも耐摩耗性が向上するように、ベーン１１の表面に表面処理を施してもよい。上述のように、本実施の形態１に係るローリングピストン形圧縮機１００は従来よりもベーン先端押付力Ｆｖが増加するが、ベーン１１の表面に耐摩耗性を向上させる表面処理を施すことにより、ベーン１１とピストン９との接触面における摺動状態を向上させることができる。   The surface of the vane 11 may be subjected to a surface treatment so that the wear resistance of the surface of the vane 11 according to the first embodiment is improved as compared with the base material of the vane 11. As described above, in the rolling piston compressor 100 according to the first embodiment, the vane tip pressing force Fv is increased as compared with the conventional one, but the surface of the vane 11 is subjected to a surface treatment that improves wear resistance. The sliding state on the contact surface between the vane 11 and the piston 9 can be improved.

実施の形態２．
図４は、本発明の実施の形態２に係るローリングピストン形圧縮機のシリンダーを示す図であり、ベーン溝近傍を示す拡大図である。
なお、図４は、横断面図（シリンダー室６の中心軸と垂直な断面を示した図）である。 Embodiment 2. FIG.
FIG. 4 is a view showing a cylinder of a rolling piston compressor according to Embodiment 2 of the present invention, and is an enlarged view showing the vicinity of a vane groove.
4 is a cross-sectional view (a view showing a cross section perpendicular to the central axis of the cylinder chamber 6).

実施の形態１では、ベーン１１の長手方向の中心線１１ａ（つまり、ベーン溝１０の長手方向の中心線１０ａ）は、該中心線１１ａと平行なシリンダー室６の中心線６ａ（シリンダー室６の中心軸を通り、中心線１１ａと平行な直線）と同一位置になっていた。
一方、図４，５に示すように、本実施の形態２においては、ベーン１１の長手方向の中心線１１ａ（つまり、ベーン溝１０の長手方向の中心線１０ａ）は、該中心線１１ａと平行なシリンダー室６の中心線６ａに対して、吸入室１２側に寸法βだけオフセットしている（ずれている）。 In Embodiment 1, the center line 11a in the longitudinal direction of the vane 11 (that is, the center line 10a in the longitudinal direction of the vane groove 10) is the center line 6a of the cylinder chamber 6 parallel to the center line 11a (of the cylinder chamber 6). A straight line passing through the central axis and parallel to the central line 11a).
On the other hand, as shown in FIGS. 4 and 5, in the second embodiment, the center line 11a in the longitudinal direction of the vane 11 (that is, the center line 10a in the longitudinal direction of the vane groove 10) is parallel to the center line 11a. The center line 6a of the cylinder chamber 6 is offset (shifted) by the dimension β toward the suction chamber 12 side.

このようにベーン１１の長手方向の中心線１１ａを吸入室１２側にオフセットすることにより、本実施の形態２におけるベーン１１の先端部とピストン９の外周面との接触部を、実施の形態１におけるベーン１１の先端部とピストン９の外周面との接触部２０２と比べ、さらに圧縮室１３側にすることができる。このため、本実施の形態２に係るローリングピストン形圧縮機１００は、実施の形態１で示したローリングピストン形圧縮機１００と比べ、吸入室１２からベーン１１の先端部に作用する圧力Ｐｓがさらに増加し、圧縮室１３からベーン１１の先端部に作用する圧力Ｐｃがさらに減少する。つまり、本実施の形態２に係るローリングピストン形圧縮機１００は、実施の形態１で示したローリングピストン形圧縮機１００と比べ、ベーン先端押付力Ｆｖをさらに増加させることができる。   Thus, by offsetting the longitudinal center line 11a of the vane 11 to the suction chamber 12 side, the contact portion between the tip of the vane 11 and the outer peripheral surface of the piston 9 in the second embodiment is changed to the first embodiment. Compared with the contact portion 202 between the tip end portion of the vane 11 and the outer peripheral surface of the piston 9, the compression chamber 13 side can be further provided. For this reason, the rolling piston compressor 100 according to the second embodiment has a pressure Ps that acts on the tip of the vane 11 from the suction chamber 12 as compared with the rolling piston compressor 100 shown in the first embodiment. The pressure Pc that increases and acts on the tip of the vane 11 from the compression chamber 13 further decreases. That is, the rolling piston compressor 100 according to the second embodiment can further increase the vane tip pressing force Fv compared to the rolling piston compressor 100 shown in the first embodiment.

したがって、本実施の形態２に係るローリングピストン形圧縮機１００は、ＣＯ２冷媒のようなポリトロープ指数が高い冷媒を用いた場合、及び、軽負荷時の低圧縮比でローリングピストン形圧縮機を運転した場合等、シャフト４の偏心部４ｃ（つまりピストン９）の位相が１８０［ｄｅｇ］となる前に、圧縮室１３内の圧力Ｐｃが所定の圧力（＝吐出圧力）に到達する場合にも、ベーン先端押付力Ｆｖがベーンサイド摩擦力Ｆｓｉｄｅを下回ることをさらに防止でき、ベーン１１がピストン９に追従できずに離れてしまうことをさらに防止できる（ベーン１１のピストン９への追従性をさらに向上できる）。 Therefore, the rolling piston compressor 100 according to the second embodiment operates the rolling piston compressor at a low compression ratio when a refrigerant having a high polytropic index such as a CO 2 refrigerant is used and at a light load. When the pressure Pc in the compression chamber 13 reaches a predetermined pressure (= discharge pressure) before the phase of the eccentric portion 4c (that is, the piston 9) of the shaft 4 reaches 180 [deg], It is possible to further prevent the vane tip pressing force Fv from falling below the vane side frictional force Fside, and further prevent the vane 11 from following the piston 9 without being separated (further improving the followability of the vane 11 to the piston 9). it can).

１ 密閉容器、２ ステータ、３ ロータ、４ シャフト、４ａ 主軸、４ｂ 副軸、４ｃ 偏心部、５ シリンダー、６ シリンダー室、６ａ 中心線（シリンダー室）、７ 上軸受け、８ 下軸受け、９ ピストン、１０ ベーン溝、１０ａ 中心線（ベーン溝）、１１ ベーン、１１ａ 中心線（ベーン）、１１ｂ 中心、１２ 吸入室、１３ 圧縮室、１４ スプリング、１５ 穴部、１７ 吸入ポート、１８ 吐出ポート、１９ 吐出マフラー、２０ 吐出マフラー室、２１ ベーンとベーン溝の隙間、２２ 圧縮室から吸入室への冷媒の漏れ、１００ ローリングピストン形圧縮機、１０１ 圧縮機構部、１０２ 電動機部、２０１ 接触部（従来）、２０２ 接触部（実施の形態１）、３０１ ベーンとベーン溝の吸入室側の接触部、３０２ ベーンとベーン溝の吐出室側の接触部。   1 Sealed container, 2 Stator, 3 Rotor, 4 Shaft, 4a Main shaft, 4b Sub shaft, 4c Eccentric part, 5 Cylinder, 6 Cylinder chamber, 6a Center line (Cylinder chamber), 7 Upper bearing, 8 Lower bearing, 9 Piston, 10 vane groove, 10a center line (vane groove), 11 vane, 11a center line (vane), 11b center, 12 suction chamber, 13 compression chamber, 14 spring, 15 holes, 17 suction port, 18 discharge port, 19 discharge Muffler, 20 discharge muffler chamber, 21 gap between vane and vane groove, 22 leakage of refrigerant from compression chamber to suction chamber, 100 rolling piston compressor, 101 compression mechanism, 102 electric motor, 201 contact (conventional), 202 contact portion (Embodiment 1), 301 vane and suction chamber side contact portion of vane groove, 302 vane Contact part on the discharge chamber side of the vane groove.

Claims (4)

ステータ及びロータを有する電動機と、
一端が前記ロータに固定され、偏心部が形成されたシャフトと、
円筒状のシリンダー室が形成されたシリンダー、前記偏心部に摺動自在に取り付けられて該偏心部と共に前記シリンダー室内を偏心回転運動するピストン、及び、前記シリンダーに形成されたベーン溝に摺動自在に設けられ、一方の端部に付与された押圧力によって他方の端部が前記ピストンの外周面に当接し、前記シリンダー室内を吸入室と圧縮室とに仕切るベーンを有する圧縮機構部と、
前記電動機、前記シャフト及び前記圧縮機構部を収納する密閉容器と、
を備えたローリングピストン形圧縮機であって、
前記シリンダー室の中心軸と垂直な断面において、
前記ベーンの前記ピストンに当接する側の端部は、円弧形状に形成されており、
該円弧形状の中心は、前記ベーンの長手方向の中心線に対して、圧縮室側にオフセットしていることを特徴とするローリングピストン形圧縮機。 An electric motor having a stator and a rotor;
A shaft having one end fixed to the rotor and an eccentric portion formed;
A cylinder in which a cylindrical cylinder chamber is formed, a piston that is slidably attached to the eccentric part and moves eccentrically in the cylinder chamber together with the eccentric part, and is slidable in a vane groove formed in the cylinder A compression mechanism having a vane that divides the cylinder chamber into a suction chamber and a compression chamber, and the other end abuts on the outer peripheral surface of the piston by a pressing force applied to the one end.
A sealed container that houses the electric motor, the shaft, and the compression mechanism;
A rolling piston type compressor comprising:
In a cross section perpendicular to the central axis of the cylinder chamber,
The end of the vane that contacts the piston is formed in an arc shape,
The rolling piston compressor characterized in that the center of the arc shape is offset toward the compression chamber with respect to the longitudinal center line of the vane. 前記シリンダー室の中心軸と垂直な断面において、
前記ベーン溝の長手方向の中心線は、該中心線と平行な前記シリンダー室の中心線に対して、前記吸入室側にオフセットしていることを特徴とする請求項１に記載のローリングピストン形圧縮機。 In a cross section perpendicular to the central axis of the cylinder chamber,
The rolling piston type according to claim 1, wherein a center line in a longitudinal direction of the vane groove is offset toward the suction chamber side with respect to a center line of the cylinder chamber parallel to the center line. Compressor. 前記ベーンの表面が該ベーンの母材よりも耐摩耗性が向上するように、
前記ベーンの表面に表面処理が施されていることを特徴とする請求項１又は請求項２に記載のローリングピストン形圧縮機。 In order for the surface of the vane to have higher wear resistance than the base material of the vane,
The rolling piston compressor according to claim 1 or 2, wherein a surface treatment is applied to a surface of the vane. 使用される冷媒がＣＯ２冷媒であることを特徴とする請求項１〜請求項３のいずれか一項に記載のローリングピストン形圧縮機。 Rolling piston type compressor according to any one of claims 1 to 3, wherein the refrigerant used is CO 2 refrigerant.
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