JP4508075B2

JP4508075B2 - Rotary compressor

Info

Publication number: JP4508075B2
Application number: JP2005306809A
Authority: JP
Inventors: 和宏古庄; 隆造外島; 孝志清水; 和貴堀; 祥孝芝本; 正典増田
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2005-06-21
Filing date: 2005-10-21
Publication date: 2010-07-21
Anticipated expiration: 2025-10-21
Also published as: JP2007032554A

Description

本発明は、回転式圧縮機に関し、特に、圧縮効率の向上対策に係るものである。 The present invention relates to a rotary compressor, and particularly relates to measures for improving compression efficiency.

従来より、例えば特許文献１に開示されているような回転式圧縮機が知られている。この回転式圧縮機は、シリンダと偏心回転するピストン部材とを備えている。シリンダとピストン部材は、閉空間となる圧縮室を形成している。また、シリンダとピストン部材のそれぞれには、端壁が形成されている。シリンダの端壁とピストン部材の端壁とは、圧縮室を挟んで向かい合っている。そして、この回転式圧縮機は、ピストン部材を偏心回転させることで、圧縮室へ吸入した流体を圧縮する。 Conventionally, for example, a rotary compressor as disclosed in Patent Document 1 is known. This rotary compressor includes a cylinder and a piston member that rotates eccentrically. The cylinder and the piston member form a compression chamber that is a closed space. Further, end walls are formed in each of the cylinder and the piston member. The end wall of the cylinder and the end wall of the piston member face each other across the compression chamber. The rotary compressor compresses the fluid sucked into the compression chamber by rotating the piston member eccentrically.

この回転式圧縮機では、シリンダの端壁とピストン部材の端壁とのそれぞれに圧縮室の内圧が作用する。圧縮室内の流体が圧縮されると、圧縮室の内圧が上昇する。このため、何の対策も講じなければ、シリンダとピストン部材は、それぞれの端壁に作用する圧力（離反力）によって互いに離反する方向へ移動してしまい、その結果、圧縮室の気密を充分に保持できなくなって圧縮効率の低下を招いてしまう。 In this rotary compressor, the internal pressure of the compression chamber acts on each of the end wall of the cylinder and the end wall of the piston member. When the fluid in the compression chamber is compressed, the internal pressure of the compression chamber increases. Therefore, if no measures are taken, the cylinder and the piston member move away from each other by the pressure (separation force) acting on the respective end walls, and as a result, the compression chamber is sufficiently sealed. It becomes impossible to hold, leading to a decrease in compression efficiency.

そこで、上記特許文献１に開示された回転式圧縮機では、ピストン部材の端壁に押し付け力を作用させ、ピストン部材とシリンダのクリアランスが拡大するのを回避して圧縮室の気密を確保するようにしている。これにより、圧縮効率の低下を防止している。
特開平６−２８８３５８号公報 Therefore, in the rotary compressor disclosed in Patent Document 1, a pressing force is applied to the end wall of the piston member so as to avoid an increase in the clearance between the piston member and the cylinder so as to ensure the airtightness of the compression chamber. I have to. This prevents a reduction in compression efficiency.
JP-A-6-288358

しかしながら、ピストンが１回転する間において、該ピストンに作用する押し付け力が圧縮室の内圧に対して過剰となり、シリンダとピストンとの摩擦力が増大するという問題があった。この圧縮機は、ピストンが１回転する間に圧縮室の内圧が大きく変動するのに対して、ピストンに作用する押し付け力は常に一定である。つまり、この押し付け力が圧縮室の内圧に依存する最大離反力に基づいて設計されているため、ピストンの回転角度によっては押し付け力が過剰となる場合がある。この結果、シリンダとピストンとの摩擦力が増大し、機械損失の増大を招くという問題があった。 However, during one revolution of the piston, the pressing force acting on the piston becomes excessive with respect to the internal pressure of the compression chamber, and there is a problem that the frictional force between the cylinder and the piston increases. In this compressor, the internal pressure of the compression chamber largely fluctuates during one rotation of the piston, whereas the pressing force acting on the piston is always constant. That is, since this pressing force is designed based on the maximum separation force depending on the internal pressure of the compression chamber, the pressing force may be excessive depending on the rotation angle of the piston. As a result, there is a problem that the frictional force between the cylinder and the piston increases, resulting in an increase in mechanical loss.

本発明は、斯かる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、機械損失を増大させることなく、高い圧縮効率を確保することである。 This invention is made | formed in view of such a point, The place made into the objective is ensuring high compression efficiency, without increasing a mechanical loss.

第１〜第１４の発明は、シリンダ（40）とピストン（50）とが相対的に偏心回転することによって高圧室（61,66）および低圧室（62,67）の容積が変化する回転式圧縮機を前提としている。そして、上記シリンダ（40）の基端側および上記ピストン（50）の基端側にはシリンダ室（60,65）を形成する鏡板部（41,51）がそれぞれ設けられ、上記シリンダ（40）および上記ピストン（50）の一方が押し側部材を、他方が受け側部材をそれぞれ構成している。一方、本発明は、上記押し側部材を上記受け側部材の鏡板部へ向かって押し付ける押し付け機構（70）と、上記押し側部材に作用する上記受け側部材の鏡板部へ向かう方向の荷重の大きさを、１偏心回転中のシリンダ室（60,65）の内圧の変動に応じて変更する調節機構（80）とを備えているものである。 The first to fourteenth inventions are rotary types in which the volumes of the high-pressure chamber (61, 66) and the low-pressure chamber (62, 67) change as the cylinder (40) and the piston (50) rotate relatively eccentrically. A compressor is assumed. End plates (41, 51) forming cylinder chambers (60, 65) are provided on the base end side of the cylinder (40) and the base end side of the piston (50), respectively, and the cylinder (40) One of the pistons (50) constitutes a pushing member, and the other constitutes a receiving member. On the other hand, the present invention provides a pressing mechanism (70) that presses the pushing side member toward the end plate portion of the receiving side member, and a large load in a direction toward the end plate portion of the receiving side member that acts on the pushing side member. And an adjusting mechanism (80) for changing the height according to fluctuations in the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65) during one eccentric rotation.

上記の発明では、シリンダ（40）とピストン（50）に囲まれたシリンダ室（60,65）が、高圧室（61,66）と低圧室（62,67）に仕切られる。このシリンダ（40）とピストン（50）が相対的に偏心回転すると、高圧室（61,66）と低圧室（62,67）の容積が変化する。低圧室（62,67）の容積が拡大する過程では低圧室（62,67）へ流体が吸入され、高圧室（61,66）の容積が縮小する過程では高圧室（61,66）内の流体が圧縮される。高圧室（61,66）内の流体圧は、離反力としてシリンダ（40）の鏡板部（41）とピストン（50）の鏡板部（51）のそれぞれに対し、両者を互いに引き離す方向へ作用する。 In the above invention, the cylinder chamber (60, 65) surrounded by the cylinder (40) and the piston (50) is partitioned into the high pressure chamber (61, 66) and the low pressure chamber (62, 67). When the cylinder (40) and the piston (50) rotate relatively eccentrically, the volumes of the high pressure chamber (61, 66) and the low pressure chamber (62, 67) change. In the process of increasing the volume of the low pressure chamber (62,67), fluid is sucked into the low pressure chamber (62,67), and in the process of reducing the volume of the high pressure chamber (61,66), the inside of the high pressure chamber (61,66) The fluid is compressed. The fluid pressure in the high pressure chamber (61, 66) acts as a separation force in the direction of separating the two from the end plate (41) of the cylinder (40) and the end plate (51) of the piston (50). .

一方、この発明の回転式圧縮機には、押し付け機構（70）が設けられている。この押し付け機構（70）は、シリンダ（40）とピストン（50）の何れか一方に対して押し付け力を作用させる。この発明では、シリンダ（40）とピストン（50）のうち、押し付け機構（70）から押し付け力を受ける方を押し側部材とし、残りを受け側部材としている。シリンダ（40）が押し側部材となってピストン（50）が受け側部材となる場合、押し付け機構（70）は、押し側部材であるシリンダ（40）に対して、受け側部材であるピストン（50）の鏡板部（51）へ向かう方向の押し付け力を作用させる。逆に、ピストン（50）が押し側部材となってシリンダ（40）が受け側部材となる場合、押し付け機構（70）は、押し側部材であるピストン（50）に対して、受け側部材であるシリンダ（40）の鏡板部（41）へ向かう方向の押し付け力を作用させる。この押し付け機構（70）の押し付け力により、シリンダ（40）とピストン（50）は、その一方が他方の鏡板部へ向かって押し付けられる。 On the other hand, the rotary compressor of the present invention is provided with a pressing mechanism (70). The pressing mechanism (70) applies a pressing force to one of the cylinder (40) and the piston (50). In the present invention, of the cylinder (40) and the piston (50), the one that receives the pressing force from the pressing mechanism (70) is the pressing side member, and the rest is the receiving side member. When the cylinder (40) serves as a push-side member and the piston (50) serves as a receiving-side member, the pressing mechanism (70) moves the piston (receiving-side member) against the cylinder (40) serving as the pushing-side member. 50) The pressing force in the direction toward the end plate part (51) is applied. On the other hand, when the piston (50) is a pushing member and the cylinder (40) is a receiving member, the pressing mechanism (70) is a receiving member with respect to the piston (50) that is the pushing member. A pressing force in a direction toward the end plate (41) of a certain cylinder (40) is applied. One of the cylinder (40) and the piston (50) is pressed toward the other end plate portion by the pressing force of the pressing mechanism (70).

ここで、この押し付け機構（70）に相当するものだけを備える従来の回転式圧縮機（10）において、押し側部材に作用する荷重のうち、受け側部材の鏡板部へ向かう方向の荷重の大きさは、押し側部材の鏡板部が高圧室（61,66）内の流体から受ける力と押し付け機構（70）から受ける力の合力となる。そして、押し側部材が押し付け機構（70）から受ける力が高圧室（61,66）内の流体から受ける力に比べて過大になると、押し側部材と受け側部材の間に作用する摩擦力が大きくなり、それに起因する動力の損失（即ち摩擦損失）が増大してしまう。 Here, in the conventional rotary compressor (10) provided only with the mechanism corresponding to the pressing mechanism (70), the load in the direction toward the end plate portion of the receiving member among the loads acting on the pressing member is large. This is the resultant force of the force received from the fluid in the high pressure chamber (61, 66) and the force received from the pressing mechanism (70) by the end plate portion of the push side member. When the force received by the push side member from the pressing mechanism (70) is excessive compared to the force received from the fluid in the high pressure chamber (61, 66), the frictional force acting between the push side member and the receiving side member is reduced. This increases the power loss (ie, friction loss) resulting from the increase.

そこで、この発明では、回転式圧縮機に調節機構（80）を設けている。この調節機構（80）は、押し側部材に作用する荷重のうち、受け側部材の鏡板部へ向かう方向の荷重の大きさを調節する。その際、調節機構（80）は、この荷重の大きさを、シリンダ室（60,65）の１偏心回転中の内圧の変動に応じて調節する。これにより、シリンダ（40）の内圧に応じて受け側部材の鏡板部へ向かう方向の荷重の大きさが適切に設定される。 Therefore, in the present invention, the adjusting mechanism (80) is provided in the rotary compressor. This adjustment mechanism (80) adjusts the magnitude of the load in the direction toward the end plate portion of the receiving side member among the loads acting on the pushing side member. At that time, the adjusting mechanism (80) adjusts the magnitude of this load according to the fluctuation of the internal pressure during one eccentric rotation of the cylinder chamber (60, 65). Thereby, the magnitude | size of the load of the direction which goes to the end plate part of a receiving side member according to the internal pressure of a cylinder (40) is set appropriately.

また、第１〜第１４の発明は、上記シリンダ（40）は、上記シリンダ室（60,65）の横断面が環状となるように構成されている。そして、上記ピストン（50）は、環状に形成されて上記シリンダ室（60,65）を該ピストン（50）の外側の外側シリンダ室（60）と該ピストン（50）の内側の内側シリンダ室（65）とに区画するピストン本体（52）を備えている。さらに、上記外側シリンダ室（60）と内側シリンダ室（65）のそれぞれがブレード（45）によって高圧室（61,66）と低圧室（62,67）とに区画されているものである。 The invention of the first to fourteenth, upper Symbol cylinder (40) is cross-section of the cylinder chamber (60, 65) is configured such that the annular. The piston (50) is formed in an annular shape, and the cylinder chamber (60, 65) is divided into an outer cylinder chamber (60) outside the piston (50) and an inner cylinder chamber (inside the piston (50)). 65) and a piston body (52). Further, each of the outer cylinder chamber (60) and the inner cylinder chamber (65) is partitioned into a high pressure chamber (61, 66) and a low pressure chamber (62, 67) by a blade (45).

上記の発明では、図２に示すように、シリンダ（40）により形成されるシリンダ室（60,65）は、その横断面（即ち、シリンダ（40）の軸方向と直交する断面）が環状となっている。このシリンダ室（60,65）は、環状のピストン（50）によって外側シリンダ室（60）と内側シリンダ室（65）に仕切られる。ピストン（50）の外側に位置する外側シリンダ室（60）は、ブレード（45）によって高圧室（61）と低圧室（62）に仕切られる。また、ピストン（50）の内側に位置する内側シリンダ室（65）も、ブレード（45）によって高圧室（66）と低圧室（67）に仕切られる。ピストン（50）とシリンダ（40）が相対的に偏心回転すると、これら高圧室（61,66）と低圧室（62,67）の容積が変化し、低圧室（62,67）への流体の吸入と、高圧室（61,66）での流体の圧縮とが行われる。 In the above invention, as shown in FIG. 2, the cylinder chamber (60, 65) formed by the cylinder (40) has an annular cross section (that is, a cross section perpendicular to the axial direction of the cylinder (40)). It has become. The cylinder chambers (60, 65) are divided into an outer cylinder chamber (60) and an inner cylinder chamber (65) by an annular piston (50). The outer cylinder chamber (60) located outside the piston (50) is partitioned into a high pressure chamber (61) and a low pressure chamber (62) by the blade (45). Further, the inner cylinder chamber (65) located inside the piston (50) is also partitioned into a high pressure chamber (66) and a low pressure chamber (67) by the blade (45). When the piston (50) and the cylinder (40) rotate relatively eccentrically, the volumes of the high pressure chamber (61, 66) and the low pressure chamber (62, 67) change, and fluid flows into the low pressure chamber (62, 67). Inhalation and compression of the fluid in the high-pressure chamber (61, 66) are performed.

また、第１および第２の発明は、上記調節機構（80）は、上記押し付け機構（70）の押し付け力の大きさを変更することによって上記押し側部材に作用する上記受け側部材の鏡板部へ向かう方向の荷重の大きさを変更するものである。 Further, first and second aspects of the invention, the upper Symbol adjustment mechanism (80), the end plate of the receiving side member which acts on said pressing member by changing the magnitude of the pressing force of the pressing mechanism (70) The magnitude of the load in the direction toward the part is changed.

上記の発明では、調節機構（80）が、押し側部材が押し付け機構（70）から受ける押し付け力の大きさ自体を変更する。そして、押し付け機構（70）の押し付け力の大きさを調節機構（80）が変更すると、それに伴って、押し側部材に作用する受け側部材の鏡板部向きの荷重の大きさが変化する。 In the above invention, the adjusting mechanism (80) changes the magnitude of the pressing force itself that the pressing side member receives from the pressing mechanism (70). Then, when the adjustment mechanism (80) changes the magnitude of the pressing force of the pressing mechanism (70), the magnitude of the load toward the end plate portion of the receiving side member acting on the pressing side member changes accordingly.

また、第１の発明は、上記押し側部材の鏡板部の背面に沿って配置されて該鏡板部の背面全体との間に背面側隙間（75）を形成する支持部材（35）が設けられている。一方、上記押し付け機構（70）は、互いに直径の異なるリング状に形成されて上記背面側隙間（75）に配置される大径シールリング（71）および小径シールリング（72）を備え、上記背面側隙間（75）のうち上記小径シールリング（72）の内側部分に上記高圧室（61,66）から吐出された吐出流体の圧力を、上記大径シールリング（71）の外側部分に上記低圧室（62,67）へ吸入される吸入流体の圧力をそれぞれ常に作用させている。そして、上記調節機構（80）は、上記押し側部材の鏡板部の背面に開口する連通溝（81,82）を備え、該連通溝（81,82）が１偏心回転中の所定の回転角度のときに上記大径シールリング（71）を跨いで該大径シールリング（71）の外側部分と該大径シールリング（71）および小径シールリング（72）の間の部分とを連通させるように構成されているものである。 The first invention, the upper Symbol press member supporting member to form a back-side gap (75) between the whole back surface of the end plate portion is disposed along the back of the end plate portion (35) is provided for It has been. On the other hand, the pressing mechanism (70) includes a large-diameter seal ring (71) and a small-diameter seal ring (72) that are formed in ring shapes having different diameters and are disposed in the back-side gap (75). The pressure of the discharged fluid discharged from the high pressure chamber (61, 66) is applied to the inner part of the small diameter seal ring (72) in the side gap (75), and the low pressure is applied to the outer part of the large diameter seal ring (71). The pressure of the suction fluid sucked into the chambers (62, 67) is always applied. The adjustment mechanism (80) includes a communication groove (81, 82) that opens on the back surface of the end plate portion of the push-side member, and the communication groove (81, 82) has a predetermined rotation angle during one eccentric rotation. In this case, the outer portion of the large-diameter seal ring (71) and the portion between the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) are communicated across the large-diameter seal ring (71). It is composed of.

上記の発明では、支持部材（35）と押し側部材の鏡板部との間に背面側隙間（75）が形成される。この背面側隙間（75）は、大径シールリング（71）と小径シールリング（72）によって３つの部分に仕切られている。具体的に、背面側隙間（75）は、小径シールリング（72）の内側部分と、小径シールリング（72）および大径シールリング（71）の間の部分と、大径シールリング（71）の外側部分とに区画されている。背面側隙間（75）では、小径シールリング（72）の内側部分が吐出流体の圧力と略同一になり、大径シールリング（71）の外側部分が吸入流体の圧力と略同一になる。 In the above invention, the back surface side gap (75) is formed between the support member (35) and the end plate portion of the push side member. The back surface side gap (75) is divided into three parts by a large-diameter seal ring (71) and a small-diameter seal ring (72). Specifically, the back-side clearance (75) includes an inner portion of the small-diameter seal ring (72), a portion between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71), and a large-diameter seal ring (71). It is divided into the outer part. In the back side gap (75), the inner portion of the small-diameter seal ring (72) is substantially the same as the pressure of the discharged fluid, and the outer portion of the large-diameter seal ring (71) is substantially the same as the pressure of the suction fluid.

また、この状態において、背面側隙間（75）のうち小径シールリング（72）と大径シールリング（71）の間の部分は、吐出流体の圧力と吸入流体の圧力の中間の値となる。つまり、大径シールリング（71）や小径シールリング（72）が流体の漏れを完全に阻止する訳ではないため、背面側隙間（75）では、小径シールリング（72）の内側の圧力と大径シールリング（71）の外側の圧力の中間の値となる。 In this state, the portion between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) in the back-side gap (75) has an intermediate value between the discharge fluid pressure and the suction fluid pressure. In other words, since the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) do not completely prevent fluid leakage, the pressure on the inner side of the small-diameter seal ring (72) It is an intermediate value of the pressure outside the diameter seal ring (71).

上記押し側部材の鏡板部の背面には、図３および図５に示すように、調節機構（80）の連通溝（81,82）が設けられている。この連通溝（81,82）は、押し側部材の偏心回転運動に伴って移動し、大径シールリング（71）を跨ぐと、該大径シールリング（71）の外側部分と大径シールリング（71）および小径シールリング（72）の間の部分とを連通させる。これにより、大径シールリング（71）および小径シールリング（72）の間の部分が吸入流体の圧力と略同一になる。つまり、押し側部材の鏡板部の背面のうち、中間圧力が作用していた部分の面積が吸入流体の圧力が作用する部分の面積として増大するので、押し付け機構（70）によって押し側部材の鏡板部の背面全体に作用する押し付け力が減少する。したがって、１偏心回転のうちシリンダ室（60,65）の内圧による離反力が低くなる回転角度のときに、連通溝（81,82）が大径シールリング（71）を跨ぐように設定すれば、押し側部材と受け側部材との摩擦による損失が低減される。 As shown in FIGS. 3 and 5, communication grooves (81, 82) of the adjustment mechanism (80) are provided on the back surface of the end plate portion of the push side member. The communication groove (81, 82) moves in accordance with the eccentric rotational movement of the push side member, and when straddling the large diameter seal ring (71), the outer portion of the large diameter seal ring (71) and the large diameter seal ring The portion between (71) and the small diameter seal ring (72) is communicated. Thereby, the portion between the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) becomes substantially the same as the pressure of the suction fluid. That is, since the area of the portion where the intermediate pressure is applied on the back surface of the end plate portion of the push side member increases as the area of the portion where the suction fluid pressure acts, the end plate of the push side member is pushed by the pressing mechanism (70). The pressing force acting on the entire back surface of the part is reduced. Therefore, when the rotation angle is such that the separation force due to the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65) is reduced in one eccentric rotation, the communication groove (81, 82) is set so as to straddle the large-diameter seal ring (71). The loss due to the friction between the push side member and the receiving side member is reduced.

また、第２の発明は、上記押し側部材の鏡板部の背面に沿って配置されて該鏡板部の背面全体との間に背面側隙間（75）を形成する支持部材（35）が設けられている。一方、上記押し付け機構（70）は、互いに直径の異なるリング状に形成されて上記背面側隙間（75）に配置される大径シールリング（71）および小径シールリング（72）を備え、上記背面側隙間（75）のうち上記小径シールリング（72）の内側部分に上記高圧室（61,66）から吐出された吐出流体の圧力を、上記大径シールリング（71）の外側部分に上記低圧室（62,67）へ吸入される吸入流体の圧力をそれぞれ常に作用させている。そして、上記調節機構（80）は、上記押し側部材の鏡板部の背面に開口する連通溝（81,82）を備え、該連通溝（81,82）が１偏心回転中の所定の回転角度のときに上記小径シールリング（72）を跨いで該小径シールリング（72）の内側部分と該小径シールリング（72）および大径シールリング（71）の間の部分とを連通させるように構成されているものである。 The second invention, the upper Symbol press member supporting member to form a back-side gap (75) between the whole back surface of the end plate portion is disposed along the back of the end plate portion (35) is provided for It has been. On the other hand, the pressing mechanism (70) includes a large-diameter seal ring (71) and a small-diameter seal ring (72) that are formed in ring shapes having different diameters and are disposed in the back-side gap (75). The pressure of the discharged fluid discharged from the high pressure chamber (61, 66) is applied to the inner part of the small diameter seal ring (72) in the side gap (75), and the low pressure is applied to the outer part of the large diameter seal ring (71). The pressure of the suction fluid sucked into the chambers (62, 67) is always applied. The adjustment mechanism (80) includes a communication groove (81, 82) that opens on the back surface of the end plate portion of the push-side member, and the communication groove (81, 82) has a predetermined rotation angle during one eccentric rotation. In this case, the inner part of the small-diameter seal ring (72) and the part between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) are communicated across the small-diameter seal ring (72). It is what has been.

上記押し側部材の鏡板部の背面には、図７に示すように、調節機構（80）の連通溝（81,82）が設けられている。この連通溝（81,82）は、押し側部材の偏心回転運動に伴って移動し、小径シールリング（72）を跨ぐと、該小径シールリング（72）の内側部分と該小径シールリング（72）および大径シールリング（71）の間の部分とを連通させる。これにより、大径シールリング（71）および小径シールリング（72）の間の部分が吐出流体の圧力と略同一になる。つまり、押し側部材の鏡板部の背面のうち、中間圧力が作用していた部分の面積が吐出流体の圧力が作用する部分の面積として増大するので、押し付け機構（70）によって押し側部材の鏡板部の背面全体に作用する押し付け力が増大する。したがって、１偏心回転のうちシリンダ室（60,65）の内圧による離反力が大きくなる回転角度のときに、連通溝（81,82）が小径シールリング（72）を跨ぐように設定すれば、押し側部材と受け側部材との摩擦による損失が低減される。 As shown in FIG. 7, communication grooves (81, 82) of the adjustment mechanism (80) are provided on the back surface of the end plate portion of the push side member. The communication groove (81, 82) moves in accordance with the eccentric rotational movement of the push side member. When the communication groove (81, 82) straddles the small diameter seal ring (72), the inner portion of the small diameter seal ring (72) and the small diameter seal ring (72 ) And the portion between the large-diameter seal ring (71). Thereby, the portion between the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) becomes substantially the same as the pressure of the discharged fluid. That is, since the area of the portion where the intermediate pressure is applied on the back surface of the end plate portion of the push side member increases as the area of the portion where the pressure of the discharged fluid acts, the end plate of the push side member is pushed by the pressing mechanism (70). The pressing force acting on the entire back surface of the part increases. Therefore, if the communication groove (81, 82) is set so as to straddle the small-diameter seal ring (72) at a rotation angle at which the separation force due to the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65) becomes larger in one eccentric rotation, Loss due to friction between the push side member and the receiving side member is reduced.

また、第３の発明は、上記押し側部材の鏡板部の背面に沿って配置されて該鏡板部の背面全体との間に背面側隙間（75）を形成する支持部材（35）が設けられている。上記押し付け機構（70）は、上記背面側隙間（75）の流体圧によって上記押し側部材を上記受け側部材の鏡板部へ向かって押し付けるように構成されている。一方、上記背面側隙間（75）には、互いに直径の異なるリング状に形成された大径シールリング（71）および小径シールリング（72）が配置されている。そして、上記調節機構（80）は、上記背面側隙間（75）のうち上記小径シールリング（72）と大径シールリング（71）の間の部分における流体圧を変更することによって、上記押し付け機構（70）が上記押し側部材へ作用させる押し付け力の大きさを変化させるものである。 A third aspect of the present invention is the upper Symbol press member supporting member to form a back-side gap (75) between the whole back surface of the end plate portion is disposed along the back of the end plate portion (35) is provided for It has been. The pressing mechanism (70) is configured to press the pressing member toward the end plate portion of the receiving member by the fluid pressure of the back surface side gap (75). On the other hand, a large-diameter seal ring (71) and a small-diameter seal ring (72) formed in a ring shape having different diameters are disposed in the back side gap (75). The adjusting mechanism (80) is configured to change the fluid pressure in the portion between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) in the back-side gap (75). (70) changes the magnitude of the pressing force applied to the pressing side member.

上記の発明では、押し側部材の鏡板部と支持部材（35）との間に背面側隙間（75）が形成される。押し付け機構（70）は、背面側隙間（75）に存在する流体の圧力を押し側部材の鏡板部の背面に作用させることで、押し側部材に押し付け力を作用させている。一方、調節機構（80）は、上記背面側隙間（75）のうち上記小径シールリング（72）と大径シールリング（71）の間の部分における流体圧を調節できるように構成される。この部分の流体圧が変化すると、押し側部材が背面側隙間（75）内の流体から受ける力が変化し、その結果、押し側部材に作用する上記受け側部材の鏡板部へ向かう方向の荷重の大きさが変化する。 In the above invention, the back surface side gap (75) is formed between the end plate portion of the push side member and the support member (35). The pressing mechanism (70) applies a pressing force to the pressing member by applying the pressure of the fluid existing in the back surface side gap (75) to the back surface of the end plate portion of the pressing member. On the other hand, the adjustment mechanism (80) is configured to be able to adjust the fluid pressure in the portion between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) in the back side gap (75). When the fluid pressure in this portion changes, the force that the push side member receives from the fluid in the back side gap (75) changes, and as a result, the load in the direction toward the end plate portion of the above receive side member that acts on the push side member The size of changes.

また、第３の発明は、上記大径シールリング（71）の中心が、上記シリンダ（40）または上記ピストン（50）の回転中心よりも上記高圧室（61,66）寄りに位置しているものである。 A third aspect of the present invention is the center of the upper SL larger diameter seal ring (71) is the cylinder (40) or located in the high-pressure chamber (61, 66) nearer the center of rotation of the piston (50) It is what.

上記の発明では、図２１に示すように、大径シールリング（71）はその中心位置が高圧室（61,66）側に偏るように配置されている。また、この発明において、小径シールリング（72）は、例えば、その中心位置がシリンダ（40）やピストン（50）回転中心に位置するように配置されている。ここで、ピストン（50）やシリンダ（40）の鏡板部に作用する流体圧は、低圧室（62,67）側よりも高圧室（61,66）側の方が大きくなる。このため、ピストン（50）またはシリンダ（40）である押し側部材の鏡板部へ押し付け力を平均的に作用させるだけでは、ピストン（50）やシリンダ（40）を傾けようとするモーメントが残ってしまう。これに対し、大径シールリング（71）を高圧室（61,66）寄りに配置すると、背面側隙間（75）のうち小径シールリング（72）と大径シールリング（71）に挟まれた部分の内圧によって押し側部材の鏡板部に作用する押し付け力は、その作用点が高圧室（61,66）寄りの位置となる。このため、押し側部材を傾けようとするモーメントが低減される。 In the above invention, as shown in FIG. 21, the large-diameter seal ring (71) is arranged so that its center position is biased toward the high-pressure chamber (61, 66). In the present invention, the small-diameter seal ring (72) is arranged such that the center position thereof is located at the rotation center of the cylinder (40) or the piston (50), for example. Here, the fluid pressure acting on the end plate portions of the piston (50) and the cylinder (40) is larger on the high pressure chamber (61, 66) side than on the low pressure chamber (62, 67) side. For this reason, a moment to tilt the piston (50) or cylinder (40) remains only by applying an average pressing force to the end plate portion of the push-side member that is the piston (50) or cylinder (40). End up. On the other hand, when the large-diameter seal ring (71) is arranged near the high-pressure chamber (61, 66), it is sandwiched between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) in the back side gap (75). The pressing force acting on the end plate portion of the push-side member due to the internal pressure of the portion is at a position closer to the high-pressure chamber (61, 66). For this reason, the moment which tries to incline the pushing side member is reduced.

また、第４〜第９の発明は、上記調節機構（80）は、上記押し側部材が上記受け側部材の鏡板部から離れる方向の押し返し力を生じさせると共に、該押し返し力の大きさを変更することによって上記押し側部材に作用する上記受け側部材の鏡板部へ向かう方向の荷重の大きさを変更するものである。 The invention of the fourth to ninth, upper Symbol adjustment mechanism (80), said press member together with cause pushback force in a direction away from the end plate portion of the receiver member, the size of the pushback force By changing, the magnitude of the load in the direction toward the end plate portion of the receiving side member acting on the push side member is changed.

上記の発明では、調節機構（80）は、押し付け機構（70）からの押し付け力とは逆向きの押し返し力を生じさせ、この押し返し力の大きさを変更する。押し付け機構（70）による押し付け力は調節機構（80）の押し返し力と打ち消し合うため、調節機構（80）が押し返し力の大きさを変更すると、押し側部材に作用する受け側部材の鏡板部向きの荷重の大きさが変化する。 In the above invention, the adjusting mechanism (80) generates a pushing force opposite to the pushing force from the pushing mechanism (70), and changes the magnitude of the pushing force. The pressing force by the pressing mechanism (70) cancels the pushing back force of the adjusting mechanism (80), so if the adjusting mechanism (80) changes the magnitude of the pushing back force, the direction of the end plate of the receiving member that acts on the pushing member The magnitude of the load changes.

また、第５〜第７の発明は、上記調節機構（80）は、上記受け側部材の鏡板部の前面と摺接する上記押し側部材の先端面に開口する凹溝（83）を備え、該凹溝（83）の内圧を変更することによって上記押し返し力の大きさを変更するものである。 The invention of fifth to seventh upper Symbol adjustment mechanism (80) is provided with a groove (83) which opens in the distal end surface of the front sliding contact with the press member of the end plate portion of said receiver member, By changing the internal pressure of the concave groove (83), the magnitude of the pushing back force is changed.

上記の発明では、押し側部材の先端面に凹溝（83）が開口している。この凹溝（83）の内圧は、受け側部材の鏡板部の前面に作用する。つまり、凹溝（83）の内圧が受け側部材に作用すると反力が生じ、その反力が押し側部材の鏡板部を受け側部材から引き離す押し返し力となる。調節機構（80）は、凹溝（83）の内圧を変更することで、押し側部材へ作用する押し返し力の大きさを変化させる。 In the above-described invention, the concave groove (83) is opened in the distal end surface of the push side member. The internal pressure of the concave groove (83) acts on the front surface of the end plate portion of the receiving side member. That is, when the internal pressure of the concave groove (83) acts on the receiving member, a reaction force is generated, and the reaction force becomes a pushing force that pulls the end plate portion of the pushing member away from the receiving member. An adjustment mechanism (80) changes the magnitude | size of the pushing-back force which acts on a pushing side member by changing the internal pressure of a ditch | groove (83).

また、第６の発明は、上記押し側部材の鏡板部の背面に沿って配置されて該鏡板部の背面全体との間に背面側隙間（75）を形成する支持部材（35）が設けられている。一方、上記押し付け機構（70）は、上記背面側隙間（75）に配置されたシールリング（73）を備え、上記背面側隙間（75）のうち上記シールリング（73）の内側部分に上記高圧室（61,66）から吐出された吐出流体の圧力を、上記シールリング（73）の外側部分に上記低圧室（62,67）へ吸入される吸入流体の圧力をそれぞれ常に作用させている。そして、上記調節機構（80）は、上記凹溝（83）に接続されると共に上記押し側部材の鏡板部の背面に開口し、該開口端が偏心回転に伴って上記シールリング（73）の外側部分および内側部分を行き来する連通路（84）を備えているものである。 Further, the sixth invention, the upper Symbol press member supporting member to form a back-side gap (75) between the whole back surface of the end plate portion is disposed along the back of the end plate portion (35) is provided for It has been. On the other hand, the pressing mechanism (70) includes a seal ring (73) disposed in the back side gap (75), and the high pressure is provided in an inner portion of the seal ring (73) in the back side gap (75). The pressure of the discharged fluid discharged from the chamber (61, 66) is always applied to the outer portion of the seal ring (73), and the pressure of the suction fluid sucked into the low pressure chamber (62, 67), respectively. The adjusting mechanism (80) is connected to the concave groove (83) and opens to the back surface of the end plate portion of the push-side member, and the opening end of the seal ring (73) is rotated with eccentric rotation. A communication path (84) that goes back and forth between the outer part and the inner part is provided.

上記の発明では、支持部材（35）と押し側部材の鏡板部との間に背面側隙間（75）が形成される。この背面側隙間（75）は、シールリング（73）によって２つの部分に仕切られている。そして、背面側隙間（75）では、シールリング（73）の内側部分が吐出流体の圧力と略同一になり、外側部分が吸入流体の圧力と略同一になる。 In the above invention, the back surface side gap (75) is formed between the support member (35) and the end plate portion of the push side member. The back side gap (75) is divided into two parts by a seal ring (73). In the back side gap (75), the inner part of the seal ring (73) is substantially the same as the pressure of the discharged fluid, and the outer part is substantially the same as the pressure of the suction fluid.

上記押し側部材は、図１４に示すように、一端が凹溝（83）に接続され、他端が鏡板部の背面に開口する連通路（84）が設けられている。この連通路（84）の他端である開口端は、押し側部材の偏心回転運動に伴って移動し、シールリング（73）の外側部分と内側部分を行き来する。連通路（84）の開口端がシールリング（73）の内側部分に移動すると、凹溝（83）が吐出流体の圧力と略同一となり、押し返し力が大きくなる。また、連通路（84）の開口端がシールリング（73）の外側部分に移動すると、凹溝（83）が吸入流体の圧力と略同一となり、押し返し力が小さくなる。したがって、シリンダ室（60,65）の内圧による離反力が大きくなる回転角度のときに押し返し力を小さくし、シリンダ室（60,65）の内圧による離反力が小さくなる回転角度のときに押し返し力を大きくするように設定すれば、１偏心回転に亘って押し側部材が受け側部材から離れようとする力がほぼ均一となる。これにより、押し付け機構（70）の押し付け力が過大となるのを緩和できる。 As shown in FIG. 14, the push-side member is provided with a communication path (84) having one end connected to the groove (83) and the other end opened to the back surface of the end plate portion. The open end which is the other end of the communication path (84) moves with the eccentric rotational movement of the push side member, and moves back and forth between the outer portion and the inner portion of the seal ring (73). When the open end of the communication path (84) moves to the inner portion of the seal ring (73), the concave groove (83) becomes substantially the same as the pressure of the discharged fluid, and the pushing back force increases. Further, when the open end of the communication passage (84) moves to the outer portion of the seal ring (73), the concave groove (83) becomes substantially the same as the pressure of the suction fluid, and the pushing back force is reduced. Therefore, when the rotation angle increases the separation force due to the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65), the retraction force is reduced, and when the rotation angle decreases the separation force due to the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65). Is set to be large, the force with which the push-side member moves away from the receiving-side member over one eccentric rotation becomes substantially uniform. Thereby, it can relieve | moderate that the pressing force of a pressing mechanism (70) becomes excessive.

また、第７の発明は、上記押し側部材の鏡板部の背面に沿って配置されて該鏡板部の背面全体との間に背面側隙間（75）を形成する支持部材（35）が設けられている。一方、上記押し付け機構（70）は、上記背面側隙間（75）に配置されたシールリング（73）を備え、上記背面側隙間（75）のうち上記シールリング（73）の内側部分に上記高圧室（61,66）から吐出された吐出流体の圧力を、上記シールリング（73）の外側部分に上記低圧室（62,67）へ吸入される吸入流体の圧力をそれぞれ常に作用させている。また、上記押し側部材および受け側部材を貫通するクランク軸（25）は、その主軸部（26）より偏心し且つ大径に形成されて押し側部材に嵌合する偏心部（27）を有している。そして、上記調節機構（80）は、上記凹溝（83）に接続されると共に上記偏心部（27）との嵌合面に開口する連通路（84）と、上記偏心部（27）の外縁部に形成されて上記背面側隙間（75）のうちシールリング（73）の内側部分に開口する切欠き溝（85）とを備え、上記連通路（84）が１偏心回転中の所定の回転角度のときに上記切欠き溝（85）と連通するように構成されているものである。 The invention of seventh upper Symbol press member supporting member to form a back-side gap (75) between the whole back surface of the end plate portion is disposed along the back of the end plate portion (35) is provided for It has been. On the other hand, the pressing mechanism (70) includes a seal ring (73) disposed in the back side gap (75), and the high pressure is provided in an inner portion of the seal ring (73) in the back side gap (75). The pressure of the discharged fluid discharged from the chamber (61, 66) is always applied to the outer portion of the seal ring (73), and the pressure of the suction fluid sucked into the low pressure chamber (62, 67), respectively. The crankshaft (25) penetrating the push-side member and the receiving-side member has an eccentric portion (27) that is eccentric from the main shaft portion (26) and has a larger diameter and is fitted to the push-side member. is doing. The adjusting mechanism (80) is connected to the concave groove (83) and opens to a fitting surface with the eccentric portion (27), and an outer edge of the eccentric portion (27). And a notch groove (85) that is formed in the back side and opens to the inner side of the seal ring (73) in the back side gap (75), and the communication path (84) is rotated at a predetermined rotational speed during one eccentric rotation. It is configured to communicate with the notch groove (85) at an angle.

図９および図１０に示すように、上記押し側部材は、クランク軸（25）の偏心部（27）が回転すると、受け側部材に対して偏心回転運動を行う。上記押し側部材は、一端が凹溝（83）に接続され、他端が偏心部（27）との嵌合面に開口する連通路（84）が設けられている。一方、偏心部（27）の外縁部には、回転角度に関係なく常に背面側隙間（75）のうちシールリング（73）の内側部分に連通する切欠き溝（85）が設けられている。つまり、切欠き溝（85）内が常に吐出流体の圧力と略同一となる。そして、連通路（84）が切欠き溝（85）と連通すると、凹溝（83）の内圧が吐出流体の圧力と略同一となり、押し返し力が大きくなる。したがって、シリンダ室（60,65）の内圧による離反力が大きくなる回転角度のときには連通路（84）と切欠き溝（85）とを遮断し、逆にシリンダ室（60,65）の内圧による離反力が小さくなる回転角度のときには連通路（84）と切欠き溝（85）とを連通させて押し返し力を大きくするように設定すれば、１偏心回転に亘って押し側部材が受け側部材から離れようとする力がほぼ均一となる。これにより、押し付け機構（70）の押し付け力が過大となるのを緩和できる。 As shown in FIGS. 9 and 10, the push-side member performs an eccentric rotational movement with respect to the receiving-side member when the eccentric portion (27) of the crankshaft (25) rotates. The push-side member is provided with a communication path (84) having one end connected to the concave groove (83) and the other end opened to the fitting surface with the eccentric part (27). On the other hand, the outer edge of the eccentric part (27) is provided with a notch groove (85) that communicates with the inner part of the seal ring (73) in the back side gap (75) regardless of the rotation angle. That is, the inside of the notch groove (85) is always substantially the same as the pressure of the discharged fluid. When the communication path (84) communicates with the notched groove (85), the internal pressure of the recessed groove (83) becomes substantially the same as the pressure of the discharged fluid, and the pushing back force increases. Therefore, when the rotation angle increases the separation force due to the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65), the communication path (84) and the notch groove (85) are blocked, and conversely, due to the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65). When the rotation angle is such that the separation force is small, the push-side member can be made to receive-side member over one eccentric rotation if the communication path (84) and the notch groove (85) are connected to increase the pushing back force. The force to leave is almost uniform. Thereby, it can relieve | moderate that the pressing force of a pressing mechanism (70) becomes excessive.

また、第８および第９の発明は、上記調節機構（80）は、上記押し側部材の鏡板部の前面と摺接する上記受け側部材の先端面に開口する凹溝（83）を備え、該凹溝（83）の内圧を変更することによって上記押し返し力の大きさを変更するものである。 The invention of the eighth and ninth upper Symbol adjustment mechanism (80) is provided with a groove (83) which opens in the distal end surface of the front sliding contact with the receiving side member of the end plate portion of the pressing member, By changing the internal pressure of the concave groove (83), the magnitude of the pushing back force is changed.

上記の発明では、受け側部材の先端面に凹溝（83）が開口している。この凹溝（83）の内圧は、押し側部材の鏡板部の前面に作用する。つまり、凹溝（83）の内圧によって押し側部材に作用する力の向きは、押し側部材の鏡板部を受け側部材から引き離す方向となる。調節機構（80）は、凹溝（83）の内圧を変更することで、押し側部材へ作用する押し返し力の大きさを変化させる。 In the above-described invention, the concave groove (83) is opened in the distal end surface of the receiving side member. The internal pressure of the concave groove (83) acts on the front surface of the end plate portion of the push side member. That is, the direction of the force acting on the push side member due to the internal pressure of the concave groove (83) is the direction in which the end plate portion of the push side member is pulled away from the receiving side member. An adjustment mechanism (80) changes the magnitude | size of the pushing-back force which acts on a pushing side member by changing the internal pressure of a ditch | groove (83).

また、第９の発明は、上記押し側部材および受け側部材を貫通するクランク軸（25）が、その主軸部（26）より偏心し且つ大径に形成されて押し側部材に嵌合する偏心部（27）を有している。一方、上記偏心部（27）の端面と上記受け側部材の鏡板部の前面との間には、常に上記高圧室（61,66）から吐出された吐出流体の圧力が作用する端面側隙間が設けられている。そして、上記調節機構（80）は、上記凹溝（83）に接続されると共に上記クランク軸（25）の主軸部（26）との貫通面に開口する連通路（84）と、上記主軸部（26）の外周面に形成されて上記端面側隙間に開口する切欠き溝（85）とを備え、上記連通路（84）が１偏心回転中の所定の回転角度のときに上記切欠き溝（85）と連通するように構成されているものである。 Further, a ninth aspect of the present invention, a crank shaft extending through the upper Symbol pushing side member and the receiving member (25) is fitted to the pushing member is formed in an eccentric and a larger diameter than the main shaft part (26) It has an eccentric part (27). On the other hand, between the end face of the eccentric part (27) and the front face of the end plate part of the receiving side member, there is always an end face side gap where the pressure of the discharged fluid discharged from the high pressure chamber (61, 66) acts. Is provided. The adjusting mechanism (80) is connected to the concave groove (83) and has a communication path (84) that opens to a through surface with the main shaft portion (26) of the crankshaft (25), and the main shaft portion. A notch groove (85) formed in the outer peripheral surface of (26) and opening in the end face side clearance, and the notch groove when the communication path (84) is at a predetermined rotation angle during one eccentric rotation. (85) is configured to communicate with.

上記の発明では、クランク軸（25）の偏心部（27）の端面と受け側部材の鏡板部の前面との間に設けられる端面側隙間は、常に吐出流体の圧力と略同一となる。なお、この端面側隙間は、例えば、偏心部（27）の端面と受け側部材の鏡板部の前面とが摺動するために高圧の潤滑油が供給される。 In the above invention, the end surface side gap provided between the end surface of the eccentric portion (27) of the crankshaft (25) and the front surface of the end plate portion of the receiving member is always substantially the same as the pressure of the discharged fluid. Note that the end surface side gap is supplied with high-pressure lubricating oil because, for example, the end surface of the eccentric portion (27) and the front surface of the end plate portion of the receiving member slide.

上記受け側部材は、図１２および図１３に示すように、一端が凹溝（83）に接続され、他端がクランク軸（25）の主軸部（26）との貫通面に開口する連通路（84）が設けられている。一方、連通路（84）の開口端に対応する主軸部（26）の外周面には、常に端面側隙間に連通する切欠き溝（85）が設けられている。つまり、切欠き溝（85）内が常に吐出流体の圧力と略同一となる。そして、連通路（84）が切欠き溝（85）と連通すると、凹溝（83）の内圧が吐出流体の圧力と略同一となり、押し側部材の鏡板部を受け側部材から引き離す押し返し力が大きくなる。したがって、シリンダ室（60,65）の内圧による離反力が大きくなる回転角度のときには連通路（84）と切欠き溝（85）とを遮断し、逆にシリンダ室（60,65）の内圧による離反力が小さくなる回転角度のときには連通路（84）と切欠き溝（85）とを連通させて押し返し力を大きくするように設定すれば、１偏心回転に亘って押し側部材が受け側部材から離れようとする力がほぼ均一となる。これにより、押し付け機構（70）の押し付け力が過大となるのを緩和できる。 As shown in FIGS. 12 and 13, the receiving member has one end connected to the groove (83) and the other end opened to a through surface with the main shaft portion (26) of the crankshaft (25). (84) is provided. On the other hand, a notch groove (85) that always communicates with the end face side clearance is provided on the outer peripheral surface of the main shaft portion (26) corresponding to the open end of the communication path (84). That is, the inside of the notch groove (85) is always substantially the same as the pressure of the discharged fluid. When the communication passage (84) communicates with the notch groove (85), the internal pressure of the concave groove (83) becomes substantially the same as the pressure of the discharged fluid, and the pushing back force that separates the end plate portion of the pushing side member from the receiving side member is increased. growing. Therefore, when the rotation angle increases the separation force due to the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65), the communication path (84) and the notch groove (85) are blocked, and conversely, due to the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65). When the rotation angle is such that the separation force is small, the push-side member can be made to receive-side member over one eccentric rotation if the communication path (84) and the notch groove (85) are connected to increase the pushing back force. The force to leave is almost uniform. Thereby, it can relieve | moderate that the pressing force of a pressing mechanism (70) becomes excessive.

また、第１０〜第１４の発明は、上記押し側部材に作用する上記受け側部材の鏡板部へ向かう方向の荷重の大きさを、上記低圧室（62,67）へ吸入される吸入流体と上記高圧室（61,66）から吐出された吐出流体との圧力差に応じて変更する補助調節機構（90）を備えているものである。 The invention of tenth to 14, inlet fluid the magnitude of the load in the direction toward the end plate portion of the receiver member acting on the upper Symbol pushing member, is drawn above the low pressure chamber (62, 67) And an auxiliary adjustment mechanism (90) that changes in accordance with the pressure difference between the discharge fluid discharged from the high pressure chamber (61, 66).

上記の発明では、押し側部材に作用する受け側部材の鏡板部へ向かう方向の荷重の大きさが、１偏心回転におけるシリンダ室（60,65）の内圧の変動に応じて調節されるのに加えて、吸入流体と吐出流体の圧力差に応じても調節される。これにより、回転式圧縮機の運転条件の変動に伴って吸入圧力や吐出圧力が変動しても、押し側部材に作用する受け側部材の鏡板部へ向かう方向の荷重の大きさが適切に設定される。 In the above invention, the magnitude of the load in the direction toward the end plate portion of the receiving side member acting on the push side member is adjusted according to the fluctuation of the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65) in one eccentric rotation. In addition, the pressure is also adjusted according to the pressure difference between the suction fluid and the discharge fluid. As a result, even if the suction pressure and discharge pressure fluctuate due to fluctuations in the operating conditions of the rotary compressor, the magnitude of the load in the direction toward the end plate part of the receiving side member that acts on the push side member is appropriately set Is done.

また、第１０および第１１の発明は、上記押し付け機構（70）が、上記押し側部材の鏡板部の背面の一部分に上記吐出流体の圧力を、残りの部分に上記吸入流体の圧力をそれぞれ作用させるように構成されている。そして、上記補助調節機構（90）は、上記押し側部材の鏡板部の背面のうち上記吐出流体の圧力が作用する部分の面積を変更して上記押し付け機構（70）が上記押し側部材へ作用させる押し付け力の大きさを変更することによって、上記押し側部材に作用する上記受け側部材の鏡板部へ向かう方向の荷重の大きさを変更しているものである。 The invention of the tenth and eleventh on SL pressing mechanism (70), the pressure of the discharge fluid to a portion of the back surface of the end plate portion of the pressing member, the pressure of the inlet fluid to the remainder of each It is comprised so that it may act. The auxiliary adjustment mechanism (90) changes the area of the portion of the back surface of the end plate portion of the push side member where the pressure of the discharged fluid acts, and the pressing mechanism (70) acts on the push side member. By changing the magnitude of the pressing force to be applied, the magnitude of the load in the direction toward the end plate portion of the receiving side member acting on the pressing side member is changed.

上記の発明では、押し付け機構（70）が押し側部材の鏡板部の背面に吐出流体や吸入流体の圧力を作用させることで、押し側部材に押し付け力を作用させている。また、補助調節機構（90）は、押し側部材の鏡板部の背面のうち吐出流体の圧力を受ける部分の面積を変更する。吐出流体の圧力が同じ場合について比較すると、押し側部材の鏡板部の背面のうち吐出流体の圧力を受ける部分の面積が広いほど、押し側部材に作用する押し付け力は大きくなる。つまり、補助調節機構（90）は、押し側部材が押し付け機構（70）から受ける押し付け力の大きさ自体を変更することで、押し側部材に作用する受け側部材の鏡板部向きの荷重の大きさが変化する。 In the above invention, the pressing mechanism (70) applies the pressure of the discharged fluid or the suction fluid to the back surface of the end plate portion of the pressing side member, thereby applying the pressing force to the pressing side member. Further, the auxiliary adjustment mechanism (90) changes the area of the portion of the back surface of the end plate portion of the push side member that receives the pressure of the discharged fluid. Comparing the cases where the pressure of the discharged fluid is the same, the pressing force acting on the push-side member increases as the area of the portion receiving the pressure of the discharged fluid in the back surface of the end plate portion of the push-side member increases. In other words, the auxiliary adjustment mechanism (90) changes the magnitude of the pressing force itself received by the pressing side member from the pressing mechanism (70), thereby increasing the load toward the end plate portion of the receiving side member acting on the pressing side member. Changes.

また、第１０および第１１の発明は、上記押し側部材の鏡板部の背面に沿って配置されて該鏡板部の背面全体との間に背面側隙間（75）を形成する支持部材（35）が設けられている。一方、上記押し付け機構（70）は、互いに直径の異なるリング状に形成されて上記背面側隙間（75）に配置される大径シールリング（71）および小径シールリング（72）を備え、上記背面側隙間（75）のうち上記小径シールリング（72）の内側の部分に上記吐出流体の圧力を、上記大径シールリング（71）の外側の部分に上記吸入流体の圧力をそれぞれ常に作用させている。そして、上記補助調節機構（90）は、上記背面側隙間（75）のうち上記小径シールリング（72）と大径シールリング（71）の間の部分を上記吐出流体が存在する空間に接続する連通路（91）と、上記吐出流体と上記吸入流体の圧力差が所定値を下回ると上記連通路（91）を開いて該圧力差が所定値以上になると上記連通路（91）を閉じる開閉弁（92）とを備えているものである。 The invention of the tenth and eleventh support member to form a back-side gap between the entire back of the disposed along the back of the end plate portion of the upper Symbol pushing side member end plate portion (75) (35 ) Is provided. On the other hand, the pressing mechanism (70) includes a large-diameter seal ring (71) and a small-diameter seal ring (72) that are formed in ring shapes having different diameters and are disposed in the back-side gap (75). The discharge fluid pressure is always applied to the inner portion of the small-diameter seal ring (72) in the side gap (75), and the suction fluid pressure is always applied to the outer portion of the large-diameter seal ring (71). Yes. The auxiliary adjustment mechanism (90) connects a portion between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) in the back-side gap (75) to the space where the discharge fluid exists. When the pressure difference between the communication passage (91) and the discharge fluid and the suction fluid falls below a predetermined value, the communication passage (91) is opened, and the communication passage (91) is closed when the pressure difference exceeds a predetermined value. And a valve (92).

上記の発明では、支持部材（35）と押し側部材の鏡板部との間に背面側隙間（75）が形成される。この背面側隙間（75）は、大径シールリング（71）と小径シールリング（72）によって３つの部分に仕切られている。具体的に、背面側隙間（75）は、小径シールリング（72）の内側部分と、小径シールリング（72）と大径シールリング（71）の間の部分と、大径シールリング（71）の外側部分とに区画されている。背面側隙間（75）では、小径シールリング（72）の内側部分が吐出流体の圧力と略同一になり、大径シールリング（71）の外側部分が吸入流体の圧力と略同一になる。 In the above invention, the back surface side gap (75) is formed between the support member (35) and the end plate portion of the push side member. The back surface side gap (75) is divided into three parts by a large-diameter seal ring (71) and a small-diameter seal ring (72). Specifically, the gap on the back side (75) consists of the inner part of the small-diameter seal ring (72), the part between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71), and the large-diameter seal ring (71). It is divided into the outer part. In the back side gap (75), the inner portion of the small-diameter seal ring (72) is substantially the same as the pressure of the discharged fluid, and the outer portion of the large-diameter seal ring (71) is substantially the same as the pressure of the suction fluid.

この発明において、図１９に示すように、補助調節機構（90）には連通路（91）と開閉弁（92）とが設けられる。吐出流体と吸入流体の圧力差が所定値を下回る状態では、開閉弁（92）が連通路（91）を開く。この状態において、背面側隙間（75）のうち小径シールリング（72）と大径シールリング（71）の間の部分には、吐出流体の圧力が導入される。つまり、背面側隙間（75）では、大径シールリング（71）の内側全体が吐出流体の圧力となり、大径シールリング（71）の外側だけが吸入流体の圧力となる。押し側部材の鏡板部のうち吐出流体の圧力を作用させる部分の面積が固定されていると、吐出流体と吸入流体の圧力差が比較的小さい状態では、押し側部材に作用する押し付け力が不足するおそれがある。そこで、補助調節機構（90）は、背面側隙間（75）のうち大径シールリング（71）の内側全体を吐出流体の圧力とし、押し側部材に作用する押し付け力を確保する。 In the present invention, as shown in FIG. 19, the auxiliary adjustment mechanism (90) is provided with a communication path (91) and an on-off valve (92). In a state where the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid is below a predetermined value, the on-off valve (92) opens the communication path (91). In this state, the pressure of the discharged fluid is introduced into a portion between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) in the back side gap (75). That is, in the back side gap (75), the entire inside of the large-diameter seal ring (71) becomes the pressure of the discharged fluid, and only the outside of the large-diameter seal ring (71) becomes the pressure of the suction fluid. If the area of the end plate part of the push-side member that applies the pressure of the discharge fluid is fixed, the pressing force acting on the push-side member is insufficient when the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid is relatively small There is a risk. Therefore, the auxiliary adjustment mechanism (90) secures a pressing force acting on the push-side member by using the entire inside of the large-diameter seal ring (71) in the back-side gap (75) as the pressure of the discharged fluid.

逆に、吐出流体と吸入流体の圧力差が所定値以上になった状態では、開閉弁（92）が連通路（91）を閉じる。この状態において、背面側隙間（75）のうち小径シールリング（72）と大径シールリング（71）の間の部分は、吐出流体の圧力と吸入流体の圧力の中間の値となる。つまり、大径シールリング（71）や小径シールリング（72）が流体の漏れを完全に阻止する訳ではないため、背面側隙間（75）では、小径シールリング（72）と大径シールリング（71）の間の圧力が、小径シールリング（72）の内側の圧力と大径シールリング（71）の外側の圧力の中間の値となる。押し側部材の鏡板部のうち吐出流体の圧力を作用させる部分の面積が固定されていると、吐出流体と吸入流体の圧力差が比較的大きい状態では、押し側部材に作用する押し付け力が過剰になるおそれがある。そこで、調節機構（80）は、背面側隙間（75）のうち小径シールリング（72）と大径シールリング（71）の間の部分の圧力を吐出流体の圧力よりも低くし、押し側部材に作用する押し付け力を削減する。 Conversely, in a state where the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid is equal to or greater than a predetermined value, the on-off valve (92) closes the communication path (91). In this state, the portion between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) in the back surface side gap (75) has an intermediate value between the pressure of the discharge fluid and the pressure of the suction fluid. In other words, the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) do not completely prevent fluid leakage, so the rear-side clearance (75) has a small-diameter seal ring (72) and a large-diameter seal ring ( 71) is a value intermediate between the pressure inside the small-diameter seal ring (72) and the pressure outside the large-diameter seal ring (71). If the area of the end plate part of the push-side member that applies the pressure of the discharge fluid is fixed, the pressing force acting on the push-side member is excessive when the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid is relatively large. There is a risk of becoming. Therefore, the adjustment mechanism (80) reduces the pressure of the portion between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) in the back-side gap (75) to be lower than the pressure of the discharge fluid, Reduce the pressing force acting on the.

また、第１１の発明は、上記大径シールリング（71）および上記小径シールリング（72）は、それぞれの中心が上記シリンダ（40）または上記ピストン（50）の回転中心よりも上記高圧室（61,66）寄りに位置すると共に、上記小径シールリング（72）の中心が上記大径シールリング（71）の中心よりも上記ブレード（45）寄りに位置しているものである。 The invention of eleventh upper SL larger diameter seal ring (71) and the small diameter seal ring (72), each center the cylinder (40) or the high-pressure chamber than the center of rotation of the piston (50) (61, 66) and the center of the small-diameter seal ring (72) is positioned closer to the blade (45) than the center of the large-diameter seal ring (71).

上記の発明では、例えば、図２０に示すように、大径シールリング（71）および小径シールリング（72）は、それぞれの中心位置が高圧室（61,66）側に偏るように配置されている。ここで、ピストン（50）やシリンダ（40）の鏡板部に作用する流体圧は、低圧室（62,67）側よりも高圧室（61,66）側の方が大きくなる。このため、ピストン（50）またはシリンダ（40）である押し側部材の鏡板部へ押し付け力を平均的に作用させるだけでは、ピストン（50）やシリンダ（40）を傾けようとするモーメントが残ってしまう。これに対し、大径シールリング（71）や小径シールリング（72）を高圧室（61,66）寄りに配置すると、押し側部材の鏡板部では、高圧室（61,66）寄りの部分に作用する押し付け力が低圧室（62,67）寄りの部分に比べて大きくなる。このため、押し側部材を傾けようとするモーメントが低減される。 In the above invention, for example, as shown in FIG. 20, the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) are arranged so that their center positions are biased toward the high-pressure chamber (61, 66). Yes. Here, the fluid pressure acting on the end plate portions of the piston (50) and the cylinder (40) is larger on the high pressure chamber (61, 66) side than on the low pressure chamber (62, 67) side. For this reason, a moment to tilt the piston (50) or cylinder (40) remains only by applying an average pressing force to the end plate portion of the push-side member that is the piston (50) or cylinder (40). End up. On the other hand, if the large-diameter seal ring (71) or the small-diameter seal ring (72) is placed closer to the high-pressure chamber (61, 66), the end plate portion of the push-side member is placed closer to the high-pressure chamber (61, 66) The pressing force that acts is greater than the portion near the low-pressure chamber (62, 67). For this reason, the moment which tries to incline the pushing side member is reduced.

また、この発明では、大径シールリング（71）の偏心方向と小径シールリング（72）の偏心方向とが相違している。このため、背面側隙間（75）のうち小径シールリング（72）の内側だけが吐出流体の圧力になる状態と、大径シールリング（71）の内側全体が吐出流体の圧力になる状態とでは、押し側部材の鏡板部に作用する押し付け力の作用中心の位置が変化する。つまり、吐出流体と吸入流体の圧力差によって、押し側部材の鏡板部に作用する押し付け力の作用中心の位置が変化することになる。 In the present invention, the eccentric direction of the large-diameter seal ring (71) is different from the eccentric direction of the small-diameter seal ring (72). For this reason, in the state where only the inside of the small-diameter seal ring (72) in the back-side gap (75) becomes the pressure of the discharged fluid, and in the state where the entire inside of the large-diameter seal ring (71) becomes the pressure of the discharged fluid The position of the center of action of the pressing force acting on the end plate portion of the push side member changes. That is, the position of the center of action of the pressing force acting on the end plate portion of the push-side member changes due to the pressure difference between the discharged fluid and the suction fluid.

また、第１２〜第１４の発明は、上記補助調節機構（90）は、上記押し側部材の鏡板部の前面と摺接する上記受け側部材の先端面に開口する凹溝（98）を備える一方、上記押し側部材に上記受け側部材の鏡板部から離れる方向の押し返し力を作用させると共に、上記凹溝（98）の内圧を変更して上記押し返し力の大きさを変更することによって上記押し側部材に作用する上記受け側部材の鏡板部へ向かう方向の荷重の大きさを変更しているものである。 The invention of twelfth to fourteenth, upper Symbol auxiliary adjusting mechanism (90) is provided with a groove (98) which is open at the distal end surface of the front sliding contact with the receiving side member of the end plate portion of the pressing member On the other hand, a pushing force in a direction away from the end plate portion of the receiving member is applied to the pushing member, and the pushing force is changed by changing the internal pressure of the concave groove (98) to change the magnitude of the pushing force. The magnitude | size of the load of the direction which goes to the end plate part of the said receiving side member which acts on a side member is changed.

上記の発明では、受け側部材の先端面に凹溝（98）が開口している。この凹溝（98）の内圧は、押し側部材の鏡板部の前面に作用する。つまり、凹溝（98）の内圧によって押し側部材に作用する力の向きは、押し側部材の鏡板部を受け側部材から引き離す方向となる。補助調節機構（90）は、押し付け機構（70）からの押し付け力とは逆向きの押し返し力として凹溝（98）の内圧を押し側部材へ作用させ、この凹溝（98）の内圧を変更することで、押し側部材へ作用させる押し返し力の大きさを変化させる。押し付け機構（70）による押し付け力は補助調節機構（90）の押し返し力と打ち消し合うため、補助調節機構（90）が押し返し力の大きさを変更すると、押し側部材に作用する受け側部材の鏡板部向きの荷重の大きさが変化する。 In the above-described invention, the concave groove (98) is opened in the distal end surface of the receiving side member. The internal pressure of the concave groove (98) acts on the front surface of the end plate portion of the push side member. That is, the direction of the force acting on the push side member due to the internal pressure of the concave groove (98) is the direction in which the end plate portion of the push side member is pulled away from the receiving side member. The auxiliary adjustment mechanism (90) changes the internal pressure of the concave groove (98) by applying the internal pressure of the concave groove (98) to the push side member as a reverse force opposite to the pressing force from the pressing mechanism (70). By doing this, the magnitude of the pushing back force applied to the pushing side member is changed. Since the pressing force by the pressing mechanism (70) cancels against the pushing back force of the auxiliary adjusting mechanism (90), when the auxiliary adjusting mechanism (90) changes the magnitude of the pushing back force, the end plate of the receiving member acting on the pushing side member The magnitude of the part-oriented load changes.

また、第１３の発明は、上記補助調節機構（90）の凹溝（98）が上記受け側部材の先端面のうち上記低圧室（62,67）寄りの部分に開口している。上記補助調節機構（90）は、上記凹溝（98）を上記吐出流体が存在する空間に接続する連通路（91）と、上記吐出流体と上記吸入流体の圧力差が所定値を超えると上記連通路（91）を開いて該圧力差が所定値以下になると上記連通路（91）を閉じる開閉弁（92）とを備えているものである。 The invention of thirteenth groove of the upper Symbol auxiliary adjusting mechanism (90) (98) is opened in a portion of the low-pressure chamber (62, 67) near one of the front end surface of the receiver member. The auxiliary adjustment mechanism (90) is configured so that the communication path (91) connecting the concave groove (98) to the space where the discharge fluid exists, and the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid exceeds a predetermined value. An open / close valve (92) is provided that opens the communication passage (91) and closes the communication passage (91) when the pressure difference becomes a predetermined value or less.

上記の発明では、図１７および図１８に示すように、凹溝（98）は、受け側部材の先端面における低圧室（62,67）寄りの部分に開口している。吐出流体と吸入流体の圧力差が所定値以上となる状態では、開閉弁（92）によって連通路（91）が開かれる。この状態では、吐出流体の圧力が連通路（91）を通じて凹溝（98）へ導入される。吐出流体と吸入流体の圧力差が比較的大きい状態では、凹溝（98）の内圧を吐出流体の圧力に設定し、押し付け機構（70）の押し付け力と逆向きの押し返し力を大きくする。逆に、吐出流体と吸入流体の圧力差が所定値を下回る状態では、開閉弁（92）によって連通路（91）が閉じられる。この状態では、低圧室（62,67）内や高圧室（61,66）内の流体圧の影響を受けて凹溝（98）の内圧が吐出流体の圧力よりも低くなる。吐出流体と吸入流体の圧力差が比較的小さい状態では、凹溝（98）の内圧を吐出流体の圧力よりも低くし、押し付け機構（70）の押し付け力と逆向きの押し返し力を小さくする。 In the above invention, as shown in FIGS. 17 and 18, the concave groove (98) opens in a portion near the low-pressure chamber (62, 67) on the distal end surface of the receiving side member. In a state where the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid is equal to or greater than a predetermined value, the communication path (91) is opened by the on-off valve (92). In this state, the pressure of the discharged fluid is introduced into the concave groove (98) through the communication path (91). In a state where the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid is relatively large, the internal pressure of the concave groove (98) is set to the pressure of the discharge fluid, and the reversing force opposite to the pressing force of the pressing mechanism (70) is increased. Conversely, in a state where the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid is below a predetermined value, the communication path (91) is closed by the on-off valve (92). In this state, the internal pressure of the concave groove (98) becomes lower than the pressure of the discharged fluid due to the influence of the fluid pressure in the low pressure chamber (62, 67) and the high pressure chamber (61, 66). In a state where the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid is relatively small, the internal pressure of the concave groove (98) is made lower than the pressure of the discharge fluid, and the pushing force opposite to the pushing force of the pushing mechanism (70) is made small.

上述したように、ピストン（50）またはシリンダ（40）である押し側部材の鏡板部の前面に作用する流体圧は、高圧室（61,66）側よりも低圧室（62,67）側の方が小さくなる。これに対し、この発明では、受け側部材の先端面のうち低圧室（62,67）寄りの部分に凹溝（98）を開口させている。そして、この凹溝（98）へ連通路（91）を通じて吐出流体の圧力が導入されると、押し側部材の鏡板部のうち低圧室（62,67）側の部分に作用する押し返し力が比較的大きくなり、押し側部材を傾けようとするモーメントが小さくなる。 As described above, the fluid pressure acting on the front surface of the end plate portion of the push side member, which is the piston (50) or the cylinder (40), is closer to the low pressure chamber (62, 67) side than the high pressure chamber (61, 66) side. Is smaller. On the other hand, in this invention, the concave groove (98) is opened in a portion near the low-pressure chamber (62, 67) on the front end surface of the receiving member. When the pressure of the discharged fluid is introduced into the concave groove (98) through the communication path (91), the pushing back force acting on the low pressure chamber (62, 67) side portion of the end plate portion of the push side member is compared. The moment when the push-side member is inclined is reduced.

また、第１４の発明は、上記補助調節機構（90）の凹溝（98）が上記受け側部材の先端面のうち上記高圧室（61,66）寄りの部分に開口している。上記補助調節機構（90）は、上記凹溝（98）を上記吸入流体が存在する空間に接続する連通路（91）と、上記吐出流体と上記吸入流体の圧力差が所定値を下回ると上記連通路（91）を開いて該圧力差が所定値以上になると上記連通路（91）を閉じる開閉弁（92）とを備えているものである。 The invention of fourteenth groove of the upper Symbol auxiliary adjusting mechanism (90) (98) is opened in a portion of the high-pressure chamber (61, 66) near one of the front end surface of the receiver member. The auxiliary adjustment mechanism (90) is configured such that the communication path (91) connecting the concave groove (98) to the space where the suction fluid exists, and the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid falls below a predetermined value. An open / close valve (92) is provided that opens the communication passage (91) and closes the communication passage (91) when the pressure difference exceeds a predetermined value.

上記の発明では、図１５および図１６に示すように、凹溝（98）は、受け側部材の先端面における高圧室（61,66）寄りの部分に開口している。吐出流体と吸入流体の圧力差が所定値以下となる状態では、開閉弁（92）によって連通路（91）が開かれる。この状態では、吸入流体の圧力が連通路（91）を通じて凹溝（98）へ導入される。吐出流体と吸入流体の圧力差が比較的小さい状態では、凹溝（98）の内圧を吸入流体の圧力に設定し、押し付け機構（70）の押し付け力と逆向きの押し返し力を小さくする。逆に、吐出流体と吸入流体の圧力差が所定値を上回る状態では、開閉弁（92）によって連通路（91）が閉じられる。この状態では、高圧室（61,66）で圧縮されつつある流体が凹溝（98）へ僅かに漏れ込むため、凹溝（98）の内圧が吸入流体の圧力よりも高くなる。吐出流体と吸入流体の圧力差が比較的大きい状態では、凹溝（98）の内圧を吐出流体の圧力よりも高くし、押し付け機構（70）の押し付け力と逆向きの押し返し力を大きくする。 In the above invention, as shown in FIGS. 15 and 16, the concave groove (98) opens in a portion near the high-pressure chamber (61, 66) on the distal end surface of the receiving side member. In a state where the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid is equal to or less than a predetermined value, the communication path (91) is opened by the on-off valve (92). In this state, the pressure of the suction fluid is introduced into the concave groove (98) through the communication path (91). In a state where the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid is relatively small, the internal pressure of the concave groove (98) is set to the pressure of the suction fluid, and the return force opposite to the pressing force of the pressing mechanism (70) is reduced. Conversely, in a state where the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid exceeds a predetermined value, the communication path (91) is closed by the on-off valve (92). In this state, the fluid being compressed in the high-pressure chamber (61, 66) slightly leaks into the concave groove (98), so that the internal pressure of the concave groove (98) becomes higher than the pressure of the suction fluid. In a state where the pressure difference between the discharged fluid and the suction fluid is relatively large, the internal pressure of the concave groove (98) is made higher than the pressure of the discharged fluid, and the pushing force opposite to the pushing force of the pushing mechanism (70) is increased.

上述したように、ピストン（50）またはシリンダ（40）である押し側部材の鏡板部の前面に作用する流体圧は、低圧室（62,67）側よりも高圧室（61,66）側の方が大きくなる。これに対し、この発明では、受け側部材の先端面のうち高圧室（61,66）寄りの部分に凹溝（98）を開口させている。そして、この凹溝（98）へ連通路（91）を通じて吸入流体の圧力が導入されると、押し側部材の鏡板部のうち高圧室（61,66）側の部分に作用する押し返し力が比較的小さくなり、押し側部材を傾けようとするモーメントが小さくなる。 As described above, the fluid pressure acting on the front surface of the end plate portion of the push side member, which is the piston (50) or the cylinder (40), is closer to the high pressure chamber (61, 66) side than the low pressure chamber (62, 67) side. Will be bigger. On the other hand, in the present invention, the concave groove (98) is opened in a portion near the high-pressure chamber (61, 66) on the distal end surface of the receiving member. When the pressure of the suction fluid is introduced into the concave groove (98) through the communication passage (91), the pushing back force acting on the high pressure chamber (61, 66) side portion of the end plate portion of the push side member is compared. And the moment to tilt the push-side member is reduced.

したがって、第１〜第１４の発明によれば、シリンダ（40）またはピストン（50）の一方である押し側部材に押し付け機構（70）が押し付け力を作用させているため、シリンダ室（60,65）の内圧がシリンダ（40）やピストン（50）の鏡板部に作用しても、シリンダ（40）とピストン（50）のクリアランスが拡大することはなく、高圧室（61,66）からの流体の漏れを抑制して圧縮効率を向上させることができる。 Therefore, according to the first to fourteenth inventions , the pressing mechanism (70) applies a pressing force to the pressing side member which is one of the cylinder (40) or the piston (50). Even if the internal pressure of 65) acts on the end plate of the cylinder (40) or piston (50), the clearance between the cylinder (40) and piston (50) does not increase, and the pressure from the high pressure chamber (61, 66) Compression efficiency can be improved by suppressing fluid leakage.

また、押し側部材に作用する荷重の大きさは、調節機構（80）が１偏心回転中のシリンダ室（60,65）の内圧の変動に応じて調節するようにしたため、シリンダ室（60,65）の内圧の大小に応じてシリンダ（40）に作用する軸方向荷重の大きさを適切に設定することができる。したがって、シリンダ（40）と下部ハウジング（50）の間での摩擦による動力損失を低減することができる。この結果、回転式圧縮機（10）の圧縮効率を高めると共に、その運転中における機械的な損失を低減することができ、回転式圧縮機（10）の性能向上を図ることができる。 In addition, the magnitude of the load acting on the push side member is adjusted according to the fluctuation of the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65) during one eccentric rotation by the adjusting mechanism (80). The magnitude of the axial load acting on the cylinder (40) can be appropriately set according to the magnitude of the internal pressure of 65). Therefore, power loss due to friction between the cylinder (40) and the lower housing (50) can be reduced. As a result, the compression efficiency of the rotary compressor (10) can be increased, the mechanical loss during the operation can be reduced, and the performance of the rotary compressor (10) can be improved.

また、上記第１〜第３の発明によれば、押し付け機構（70）による押し付け力自体の大きさを調節機構（80）が調節するようにしたため、押し側部材に作用する荷重の大きさを的確に調節することができる。 Further, according to the first to third aspects of the invention, since the adjusting mechanism (80) adjusts the magnitude of the pressing force itself by the pressing mechanism (70), the magnitude of the load acting on the pressing side member can be reduced. It can be adjusted accurately.

また、上記第４〜第９の発明によれば、押し付け機構（70）による押し付け力とは逆向きに作用する押し返し力の大きさを調節機構（80）が調節するようにしたため、押し側部材に作用する荷重の大きさを的確に調節することができる。 According to the fourth to ninth aspects of the invention, since the adjusting mechanism (80) adjusts the magnitude of the reversing force acting in the direction opposite to the pressing force by the pressing mechanism (70), the push-side member The magnitude of the load acting on can be adjusted accurately.

また、上記第１０〜第１４の発明によれば、押し側部材に作用する荷重の大きさを、補助調節機構（90）が吐出圧力と吸入圧力の差に応じて調節するようにしたため、回転式圧縮機（10）の運転条件が変化して吐出圧力や吸入圧力が変動しても、押し側部材に作用する荷重のうち受け側部材の鏡板へ向かう方向の荷重の大きさを適切に設定することができる。したがって、押し側部材および受け側部材の間での摩擦による損失を確実に低減することができ、回転式圧縮機（10）の性能向上を確実に図ることができる。 According to the tenth to fourteenth aspects of the present invention, the magnitude of the load acting on the push side member is adjusted by the auxiliary adjustment mechanism (90) according to the difference between the discharge pressure and the suction pressure. Even if the operating conditions of the compressor (10) change and the discharge pressure and suction pressure fluctuate, the load acting in the direction toward the end plate of the receiving member among the loads acting on the pushing member is set appropriately can do. Therefore, loss due to friction between the push-side member and the receiving-side member can be reliably reduced, and the performance of the rotary compressor (10) can be reliably improved.

また、上記第１０および第１１の発明によれば、押し付け機構（70）による押し付け力自体の大きさを補助調節機構（90）が調節するようにしたため、押し側部材に作用する荷重の大きさを回転式圧縮機（10）の運転条件に応じて的確に調節することができる。特に、上記第１１の発明によれば、回転式圧縮機（10）の運転状態が変化して吐出流体と吸入流体の圧力差が変化しても、シリンダ（40）またはピストン（50）の一方である押し側部材を傾けようとするモーメントの大きさを確実に削減することができ、押し側部材が傾くことに起因する圧縮効率の低下や偏摩耗などの問題を回避することができる。 According to the tenth and eleventh aspects of the invention, since the auxiliary adjustment mechanism (90) adjusts the magnitude of the pressing force itself by the pressing mechanism (70), the magnitude of the load acting on the pressing side member. Can be accurately adjusted according to the operating conditions of the rotary compressor (10). In particular, according to the eleventh aspect of the present invention, even if the operating state of the rotary compressor (10) changes and the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid changes, either the cylinder (40) or the piston (50) Thus, the magnitude of the moment for tilting the push-side member can be reliably reduced, and problems such as a decrease in compression efficiency and uneven wear due to the tilt of the push-side member can be avoided.

また、上記第１２〜第１４の発明によれば、押し付け機構（70）による押し付け力とは逆向きに作用する押し返し力の大きさを補助調節機構（90）が調節するようにしたため、押し側部材に作用する荷重の大きさを回転式圧縮機（10）の運転条件に応じて的確に調節することができる。特に、第１３および第１４の発明によれば、押し側部材を傾けようとするモーメントの大きさを低減することができ、押し側部材が傾くことに起因する圧縮効率の低下や偏摩耗などの問題を回避することができる。 According to the twelfth to fourteenth aspects of the present invention, the auxiliary adjustment mechanism (90) adjusts the magnitude of the pushing force acting in the direction opposite to the pushing force by the pushing mechanism (70). The magnitude of the load acting on the member can be accurately adjusted according to the operating conditions of the rotary compressor (10). In particular, according to the thirteenth and fourteenth inventions, the magnitude of the moment for inclining the push-side member can be reduced, such as a decrease in compression efficiency and uneven wear due to the push-side member being inclined. The problem can be avoided.

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》
本実施形態の回転式圧縮機（10）は、例えば冷凍機の冷媒回路に設けられて冷媒を圧縮するために利用される。 Embodiment 1 of the Invention
The rotary compressor (10) of the present embodiment is provided, for example, in a refrigerant circuit of a refrigerator and used for compressing the refrigerant.

図１に示すように、本実施形態の回転式圧縮機（10）は、いわゆる全密閉型に構成されている。この回転式圧縮機（10）は、縦長の密閉容器状に形成されたケーシング（11）を備えている。このケーシング（11）は、縦長の円筒状に形成された円筒部（12）と、椀状に形成されて円筒部（12）の両端を塞ぐ一対の端板部（13）とによって構成されている。そして、上側の端板部（13）には貫通する吐出管（14）が設けられ、円筒部（12）には貫通する吸入管（15）が設けられている。 As shown in FIG. 1, the rotary compressor (10) of the present embodiment is configured as a so-called hermetic type. The rotary compressor (10) includes a casing (11) formed in a vertically long sealed container shape. The casing (11) includes a cylindrical portion (12) formed in a vertically long cylindrical shape, and a pair of end plate portions (13) formed in a bowl shape and closing both ends of the cylindrical portion (12). Yes. The upper end plate (13) has a penetrating discharge pipe (14), and the cylindrical part (12) has a penetrating suction pipe (15).

ケーシング（11）の内部には、下から上へ向かって順に、圧縮機構（30）と電動機（20）とが配置されている。また、ケーシング（11）の内部には、上下方向に延びるクランク軸（25）が設けられている。そして、上記圧縮機構（30）と電動機（20）は、クランク軸（25）を介して連結されている。本実施形態の回転式圧縮機（10）は、いわゆる高圧ドーム型となっている。つまり、圧縮機構（30）で圧縮された冷媒は、ケーシング（11）の内部空間へ吐出され、その後に吐出管（14）を通ってケーシング（11）から送り出される。 Inside the casing (11), a compression mechanism (30) and an electric motor (20) are arranged in order from the bottom to the top. A crankshaft (25) extending in the vertical direction is provided inside the casing (11). The compression mechanism (30) and the electric motor (20) are connected via a crankshaft (25). The rotary compressor (10) of this embodiment is a so-called high pressure dome type. That is, the refrigerant compressed by the compression mechanism (30) is discharged into the internal space of the casing (11), and then sent out from the casing (11) through the discharge pipe (14).

クランク軸（25）は、主軸部（26）と偏心部（27）とを備えている。偏心部（27）は、クランク軸（25）の下端寄りの位置に設けられ、主軸部（26）よりも大径の円柱状に形成されている。この偏心部（27）は、軸心が主軸部（26）の軸心から所定量だけ偏心している。クランク軸（25）の内部には、図示しないが、クランク軸（25）の下端から上方へ延びる給油通路が形成されている。この給油通路の下端部は、いわゆる遠心ポンプを構成している。ケーシング（11）の底に溜まった潤滑油は、この給油通路を通って圧縮機構（30）の各摺動部へ供給される。 The crankshaft (25) includes a main shaft portion (26) and an eccentric portion (27). The eccentric part (27) is provided at a position near the lower end of the crankshaft (25) and is formed in a cylindrical shape having a larger diameter than the main shaft part (26). The eccentric portion (27) has an axis that is eccentric from the axis of the main shaft portion (26) by a predetermined amount. Although not shown, an oil supply passage extending upward from the lower end of the crankshaft (25) is formed in the crankshaft (25). The lower end portion of the oil supply passage constitutes a so-called centrifugal pump. Lubricating oil collected at the bottom of the casing (11) is supplied to the sliding portions of the compression mechanism (30) through the oil supply passage.

電動機（20）は、ステータ（21）とロータ（22）とを備えている。ステータ（21）は、ケーシング（11）の円筒部（12）の内壁に固定されている。ロータ（22）は、ステータ（21）の内側に配置されてクランク軸（25）の主軸部（26）と連結されている。 The electric motor (20) includes a stator (21) and a rotor (22). The stator (21) is fixed to the inner wall of the cylindrical portion (12) of the casing (11). The rotor (22) is disposed inside the stator (21) and connected to the main shaft portion (26) of the crankshaft (25).

圧縮機構（30）は、第１ハウジング（35）と、第２ハウジング（50）と、シリンダ（40）とを備えている。この圧縮機構（30）では、第１ハウジング（35）と第２ハウジング（50）が上下に重なって設けられ、第１ハウジング（35）と第２ハウジング（50）で囲まれた空間にシリンダ（40）が収容されている。 The compression mechanism (30) includes a first housing (35), a second housing (50), and a cylinder (40). In this compression mechanism (30), a first housing (35) and a second housing (50) are provided in an overlapping manner, and a cylinder (in the space surrounded by the first housing (35) and the second housing (50)) 40) is housed.

第１ハウジング（35）は、平板部（36）と周縁部（38）と軸受部（37）とを備え、支持部材を構成している。平板部（36）は、厚肉の円板状に形成されており、外径がケーシング（11）の内径とほぼ等しくなっている。この平板部（36）は、溶接等によってケーシング（11）の円筒部（12）に固定されている。また、クランク軸（25）の主軸部（26）は、平板部（36）の中央部を貫通している。周縁部（38）は、平板部（36）の周縁付近に連続する短い円筒状に形成されており、平板部（36）の前面（図１における下面）から下方へ突設されている。周縁部（38）には該周縁部（38）を径方向へ貫通する吸入ポート（39）が形成されており、この吸入ポート（39）に吸入管（15）が挿入されている。軸受部（37）は、主軸部（26）に沿って延びる円筒状に形成され、平板部（36）の背面（図１における上面）から上方へ突設されている。この軸受部（37）は、主軸部（26）を支持する滑り軸受を構成している。 The first housing (35) includes a flat plate portion (36), a peripheral edge portion (38), and a bearing portion (37), and constitutes a support member. The flat plate portion (36) is formed in a thick disk shape, and its outer diameter is substantially equal to the inner diameter of the casing (11). The flat plate portion (36) is fixed to the cylindrical portion (12) of the casing (11) by welding or the like. Further, the main shaft portion (26) of the crankshaft (25) passes through the central portion of the flat plate portion (36). The peripheral edge portion (38) is formed in a short cylindrical shape that is continuous in the vicinity of the peripheral edge of the flat plate portion (36), and projects downward from the front surface (lower surface in FIG. 1) of the flat plate portion (36). A suction port (39) that penetrates the peripheral portion (38) in the radial direction is formed in the peripheral portion (38), and a suction pipe (15) is inserted into the suction port (39). The bearing portion (37) is formed in a cylindrical shape extending along the main shaft portion (26), and protrudes upward from the back surface (upper surface in FIG. 1) of the flat plate portion (36). The bearing portion (37) constitutes a sliding bearing that supports the main shaft portion (26).

第２ハウジング（50）は、鏡板部（51）とピストン本体（52）とを備えてピストンを構成している。鏡板部（51）は、厚肉の円板状に形成されており、外径がケーシング（11）の内径よりもやや小さくなっている。この鏡板部（51）は、第１ハウジング（35）にボルト等で連結されており、その前面（図１における上面）に第１ハウジング（35）の周縁部（38）が当接している。また、クランク軸（25）の主軸部（26）が鏡板部（51）の中央部を貫通しており、この鏡板部（51）は、主軸部（26）を支持する滑り軸受を構成している。ピストン本体（52）は、鏡板部（51）と一体に形成されており、鏡板部（51）の前面から突出している。このピストン本体（52）は、比較的短い円筒の一部分を切除したような形状となっており、平面視でＣの字形状となっている。ピストン本体（52）の詳細については後述する。 The second housing (50) includes a head plate portion (51) and a piston body (52) to form a piston. The end plate portion (51) is formed in a thick disk shape, and its outer diameter is slightly smaller than the inner diameter of the casing (11). The end plate portion (51) is connected to the first housing (35) with a bolt or the like, and the peripheral portion (38) of the first housing (35) is in contact with the front surface (upper surface in FIG. 1). Further, the main shaft portion (26) of the crankshaft (25) passes through the central portion of the end plate portion (51), and this end plate portion (51) constitutes a sliding bearing that supports the main shaft portion (26). Yes. The piston body (52) is formed integrally with the end plate portion (51) and protrudes from the front surface of the end plate portion (51). The piston main body (52) has a shape obtained by cutting a part of a relatively short cylinder, and has a C shape in plan view. Details of the piston body (52) will be described later.

シリンダ（40）は、鏡板部（41）と外側シリンダ部（42）と内側シリンダ部（43）とを備え、第１ハウジング（35）の周縁部（38）の内側に形成された空間に配置されている。この周縁部（38）の内周面とシリンダ（40）の外周面との間には空間が形成されている。この空間は、吸入ポート（39）と連通しており、吸入空間（57）を構成している。鏡板部（41）は、径方向の幅がやや広いドーナツ型で厚肉の平板状に形成されている。鏡板部（41）は、図１において、下面が前面となり、上面が背面となっている。 The cylinder (40) includes an end plate part (41), an outer cylinder part (42), and an inner cylinder part (43), and is arranged in a space formed inside the peripheral part (38) of the first housing (35). Has been. A space is formed between the inner peripheral surface of the peripheral edge portion (38) and the outer peripheral surface of the cylinder (40). This space communicates with the suction port (39) and constitutes a suction space (57). The end plate portion (41) is a donut shape having a slightly larger radial width and is formed in a thick flat plate shape. In the end plate part (41), the lower surface is the front surface and the upper surface is the back surface in FIG.

図２に示すように、外側シリンダ部（42）と内側シリンダ部（43）は、それぞれがやや厚肉で比較的短い円筒状に形成されている。外側シリンダ部（42）は、鏡板部（41）の前面の外周部分に突設されており、その外周面が鏡板部（41）の外周面に連続している。内側シリンダ部（43）は、鏡板部（41）の前面の内周部分に突設されており、その内周面が鏡板部（41）の内周面に連続している。外側シリンダ部（42）の内径は内側シリンダ部（43）の外径よりも大きくなっており、外側シリンダ部（42）と内側シリンダ部（43）の間にシリンダ室（60,65）が形成されている。このシリンダ室（60,65）は、横断面（即ち、シリンダ（40）の軸方向と直交する断面、あるいはシリンダ（40）の鏡板部（41）と平行な断面）の形状が環状となっている。鏡板部（41）の前面は、このシリンダ室（60,65）に面している。また、外側シリンダ部（42）と内側シリンダ部（43）の先端面（図１における下端面）は、共に第２ハウジング（50）の鏡板部（51）と摺接している。 As shown in FIG. 2, the outer cylinder part (42) and the inner cylinder part (43) are each formed in a slightly thick and relatively short cylindrical shape. The outer cylinder part (42) protrudes from the outer peripheral part of the front surface of the end plate part (41), and the outer peripheral surface thereof is continuous with the outer peripheral surface of the end plate part (41). The inner cylinder part (43) protrudes from the inner peripheral part of the front surface of the end plate part (41), and the inner peripheral surface thereof is continuous with the inner peripheral surface of the end plate part (41). The inner diameter of the outer cylinder part (42) is larger than the outer diameter of the inner cylinder part (43), and a cylinder chamber (60, 65) is formed between the outer cylinder part (42) and the inner cylinder part (43). Has been. The cylinder chamber (60, 65) has a circular cross section (that is, a cross section perpendicular to the axial direction of the cylinder (40) or a cross section parallel to the end plate portion (41) of the cylinder (40)). Yes. The front surface of the end plate portion (41) faces the cylinder chamber (60, 65). Further, the front end surfaces (lower end surfaces in FIG. 1) of the outer cylinder portion (42) and the inner cylinder portion (43) are both in sliding contact with the end plate portion (51) of the second housing (50).

クランク軸（25）の偏心部（27）は、シリンダ（40）を貫通して嵌合している。偏心部（27）の外周面は、鏡板部（41）および内側シリンダ部（43）の内周面と摺接している。偏心部（27）に係合するシリンダ（40）は、クランク軸（25）の回転に伴って第２ハウジング（50）に対して偏心回転運動を行う。 The eccentric part (27) of the crankshaft (25) is fitted through the cylinder (40). The outer peripheral surface of the eccentric portion (27) is in sliding contact with the inner peripheral surfaces of the end plate portion (41) and the inner cylinder portion (43). The cylinder (40) engaged with the eccentric portion (27) performs an eccentric rotational movement with respect to the second housing (50) as the crankshaft (25) rotates.

ブレード（45）は、シリンダ（40）と一体に形成され、シリンダ室（60,65）をその径方向へ横断するように配置されている。具体的に、ブレード（45）は、外側シリンダ部（42）の内周面から内側シリンダ部（43）の外周面に亘ってシリンダ（40）の径方向へ延びる平板状に形成され、外側シリンダ部（42）および内側シリンダ部（43）と一体になっている。また、ブレード（45）は、鏡板部（41）の前面から突出した状態となっており、鏡板部（41）とも一体になっている。 The blade (45) is formed integrally with the cylinder (40) and is disposed so as to cross the cylinder chamber (60, 65) in the radial direction. Specifically, the blade (45) is formed in a flat plate shape extending in the radial direction of the cylinder (40) from the inner peripheral surface of the outer cylinder portion (42) to the outer peripheral surface of the inner cylinder portion (43). The unit (42) and the inner cylinder unit (43) are integrated. The blade (45) protrudes from the front surface of the end plate portion (41) and is also integrated with the end plate portion (41).

上述したように、ピストン本体（52）は、平面視でＣの字形状となっている（図２を参照）。ピストン本体（52）は、外径が外側シリンダ部（42）の内径よりも小さく、内径が内側シリンダ部（43）の外径よりも大きくなっている。このピストン本体（52）は、外側シリンダ部（42）と内側シリンダ部（43）の間に形成されたシリンダ室（60,65）へ図１の下方から挿入された状態となっている。シリンダ室（60,65）は、ピストン本体（52）の外側と内側に区画されており、ピストン本体（52）の外側が外側シリンダ室（60）となり、ピストン本体（52）の内側が内側シリンダ室（65）となっている。 As described above, the piston body (52) has a C-shape in plan view (see FIG. 2). The piston body (52) has an outer diameter smaller than the inner diameter of the outer cylinder part (42) and an inner diameter larger than the outer diameter of the inner cylinder part (43). The piston main body (52) is inserted into the cylinder chamber (60, 65) formed between the outer cylinder portion (42) and the inner cylinder portion (43) from below in FIG. The cylinder chamber (60, 65) is divided into the outside and inside of the piston body (52), the outside of the piston body (52) becomes the outside cylinder chamber (60), and the inside of the piston body (52) is the inside cylinder. It is a room (65).

ピストン本体（52）は、軸心がクランク軸（25）の主軸部（26）の軸心と一致するように配置されている。このピストン本体（52）は、外周面が外側シリンダ部（42）の内周面と１箇所で摺接すると共に、内周面が内側シリンダ部（43）の外周面と１箇所で摺接している。ピストン本体（52）と外側シリンダ部（42）の摺接箇所は、ピストン本体（52）と内側シリンダ部（43）の摺接箇所に対し、ピストン本体（52）の軸心を挟んだ反対側、即ち位相が１８０°ずれた箇所に位置している。 The piston main body (52) is disposed such that its axis coincides with the axis of the main shaft portion (26) of the crankshaft (25). The piston body (52) has an outer peripheral surface that is in sliding contact with the inner peripheral surface of the outer cylinder portion (42) at one location, and an inner peripheral surface that is in sliding contact with the outer peripheral surface of the inner cylinder portion (43) at one location. . The sliding contact part between the piston body (52) and the outer cylinder part (42) is opposite to the sliding contact part between the piston body (52) and the inner cylinder part (43) with the axis of the piston body (52) sandwiched between them. That is, it is located at a position where the phase is shifted by 180 °.

また、ピストン本体（52）は、その分断された箇所をブレード（45）が貫通するように配置されている（図２を参照）。外側シリンダ室（60）と内側シリンダ室（65）は、ブレード（45）によってそれぞれが高圧室（61,66）と低圧室（62,67）とに区画されている。 Further, the piston main body (52) is arranged so that the blade (45) passes through the divided portion (see FIG. 2). The outer cylinder chamber (60) and the inner cylinder chamber (65) are each divided into a high pressure chamber (61, 66) and a low pressure chamber (62, 67) by a blade (45).

ピストン本体（52）の分断箇所と、ブレード（45）の側面（図２における左右の側面）との隙間には、一対の揺動ブッシュ（56）が挿入されている。つまり、揺動ブッシュ（56）は、図２におけるブレード（45）の左右に１つずつ配置されている。各揺動ブッシュ（56）は、外側面が円弧面に形成され、内側面が平面に形成された小片である。ピストン本体（52）の分断箇所の端面は、円弧面となっていて揺動ブッシュ（56）の外側面と摺動する。また、揺動ブッシュ（56）の内側面は、ブレード（45）の側面と摺動する。この揺動ブッシュ（56）によって、ブレード（45）は、ピストン本体（52）に対して回動自在に且つ進退自在に支持される。 A pair of oscillating bushes (56) is inserted into a gap between the parting portion of the piston body (52) and the side surface (left and right side surfaces in FIG. 2) of the blade (45). That is, one swing bush (56) is arranged on each side of the blade (45) in FIG. Each rocking bush (56) is a small piece having an outer surface formed as an arc surface and an inner surface formed as a flat surface. The end face of the dividing portion of the piston body (52) is an arc surface and slides with the outer surface of the swing bush (56). Further, the inner surface of the swing bush (56) slides with the side surface of the blade (45). The blade (45) is supported by the swinging bush (56) so as to be rotatable and advanceable / retractable with respect to the piston body (52).

外側シリンダ部（42）には、貫通孔（44）が形成されている。貫通孔（44）は、図２におけるブレード（45）の右側近傍に形成され、外側シリンダ部（42）を径方向へ貫通している。この貫通孔（44）は、外側シリンダ室（60）の低圧室（62）を吸入空間（57）と連通させている。また、ピストン本体（52）には、貫通孔（53）が形成されている。貫通孔（53）は、図２におけるブレード（45）の右側近傍に形成され、ピストン本体（52）を径方向へ貫通している。この貫通孔（53）は、内側シリンダ室（65）の低圧室（67）を外側シリンダ室（60）の低圧室（62）と連通させている。 A through hole (44) is formed in the outer cylinder part (42). The through hole (44) is formed near the right side of the blade (45) in FIG. 2, and penetrates the outer cylinder part (42) in the radial direction. The through hole (44) communicates the low pressure chamber (62) of the outer cylinder chamber (60) with the suction space (57). The piston body (52) has a through hole (53). The through hole (53) is formed in the vicinity of the right side of the blade (45) in FIG. 2, and penetrates the piston body (52) in the radial direction. The through hole (53) communicates the low pressure chamber (67) of the inner cylinder chamber (65) with the low pressure chamber (62) of the outer cylinder chamber (60).

第２ハウジング（50）の鏡板部（51）には、外側吐出ポート（54）および内側吐出ポート（55）が形成されている。外側吐出ポート（54）と内側吐出ポート（55）は、それぞれが鏡板部（51）を厚み方向へ貫通している。鏡板部（51）の前面において、外側吐出ポート（54）は、ピストン本体（52）の外周寄りの位置で且つ図２におけるブレード（45）の左側に隣接する位置に開口している。また、内側吐出ポート（55）は、ピストン本体（52）の内周寄りの位置で且つ図２におけるブレード（45）の左側に隣接する位置に開口している。そして、外側吐出ポート（54）は外側シリンダ室（60）の高圧室（61）に連通し、内側吐出ポート（55）は内側シリンダ室（65）の高圧室（66）に連通している。また、外側吐出ポート（54）および内側吐出ポート（55）は、吐出弁（図示せず）によって開閉される。 An outer discharge port (54) and an inner discharge port (55) are formed in the end plate portion (51) of the second housing (50). The outer discharge port (54) and the inner discharge port (55) each penetrate the end plate portion (51) in the thickness direction. On the front surface of the end plate portion (51), the outer discharge port (54) opens at a position near the outer periphery of the piston body (52) and adjacent to the left side of the blade (45) in FIG. Further, the inner discharge port (55) opens at a position near the inner periphery of the piston body (52) and adjacent to the left side of the blade (45) in FIG. The outer discharge port (54) communicates with the high pressure chamber (61) of the outer cylinder chamber (60), and the inner discharge port (55) communicates with the high pressure chamber (66) of the inner cylinder chamber (65). The outer discharge port (54) and the inner discharge port (55) are opened and closed by a discharge valve (not shown).

第２ハウジング（50）の下側には、マフラー（31）が取り付けられている。このマフラー（31）は、第２ハウジング（50）を下側から覆うように設けられ、第２ハウジング（50）との間に吐出空間（32）を形成している。また、第１ハウジング（35）と第２ハウジング（50）との外縁部には、吐出空間（32）を第１ハウジング（35）よりも上側の空間に接続する接続通路（33）が形成されている。 A muffler (31) is attached to the lower side of the second housing (50). The muffler (31) is provided so as to cover the second housing (50) from below, and forms a discharge space (32) between the muffler (31) and the second housing (50). A connection passage (33) that connects the discharge space (32) to a space above the first housing (35) is formed at the outer edge of the first housing (35) and the second housing (50). ing.

図３にも示すように、圧縮機構（30）では、第１ハウジング（35）の平板部（36）に大径シールリング（71）と小径シールリング（72）とが取り付けられている。大径シールリング（71）と小径シールリング（72）は、それぞれが平板部（36）の前面（図３における下面）に開口した凹溝に嵌め込まれている。大径シールリング（71）は、小径シールリング（72）の外側を囲むように設けられている。また、大径シールリング（71）と小径シールリング（72）は、それぞれがシリンダ（40）の鏡板部（41）の背面に当接している。 As shown in FIG. 3, in the compression mechanism (30), a large-diameter seal ring (71) and a small-diameter seal ring (72) are attached to the flat plate portion (36) of the first housing (35). Each of the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) is fitted into a concave groove opened on the front surface (lower surface in FIG. 3) of the flat plate portion (36). The large-diameter seal ring (71) is provided so as to surround the outside of the small-diameter seal ring (72). The large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) are in contact with the back surface of the end plate portion (41) of the cylinder (40).

第１ハウジング（35）の平板部（36）の前面とシリンダ（40）の鏡板部（41）の背面との間には僅かな隙間が形成されており、この隙間が背面側隙間（75）となっている（図３を参照）。この背面側隙間（75）は、小径シールリング（72）よりも内側の内側隙間（76）と、小径シールリング（72）と大径シールリング（71）の間の中間隙間（77）と、大径シールリング（71）よりも外側の外側隙間（78）とに区画されている。 A slight gap is formed between the front surface of the flat plate portion (36) of the first housing (35) and the back surface of the end plate portion (41) of the cylinder (40), and this gap is the back side gap (75). (See FIG. 3). This back side gap (75) consists of an inner gap (76) inside the small diameter seal ring (72), an intermediate gap (77) between the small diameter seal ring (72) and the large diameter seal ring (71), It is divided into an outer gap (78) outside the large-diameter seal ring (71).

外側隙間（78）は吸入空間（57）と連通しているため、外側隙間（78）の内圧は圧縮機構（30）へ吸入される冷媒の圧力（吸入圧力）とほぼ同じになる。また、内側隙間（76）はクランク軸（25）の給油通路を通じて供給された潤滑油で満たされているため、内側隙間（76）の内圧は圧縮機構（30）から吐出された冷媒の圧力（吐出圧力）とほぼ同じになる。一方、中間隙間（77）は、大径シールリング（71）および小径シールリング（72）が完全に流体の漏れを阻止できるわけではないため、その内圧が吐出圧力と吸入圧力の中間の圧力とほぼ同じになる。シリンダ（40）は、内側隙間（76）、中間隙間（77）および外側隙間（78）の内圧を受けて図３における下方へ押し付けられる。 Since the outer gap (78) communicates with the suction space (57), the inner pressure of the outer gap (78) is substantially the same as the pressure of the refrigerant (suction pressure) sucked into the compression mechanism (30). Further, since the inner gap (76) is filled with the lubricating oil supplied through the oil supply passage of the crankshaft (25), the internal pressure of the inner gap (76) is the pressure of the refrigerant discharged from the compression mechanism (30) ( (Discharge pressure) is almost the same. On the other hand, since the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) cannot completely prevent fluid leakage, the intermediate gap (77) has an internal pressure between the discharge pressure and the suction pressure. It will be almost the same. The cylinder (40) is pressed downward in FIG. 3 under the internal pressure of the inner gap (76), the intermediate gap (77), and the outer gap (78).

大径シールリング（71）と小径シールリング（72）は、シリンダ（40）に押し付け力を作用させる押し付け機構（70）を構成している。また、本実施形態では、シリンダ（40）が押し側部材となり、ピストンとしての第２ハウジング（50）が受け側部材となる。 The large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) constitute a pressing mechanism (70) that applies a pressing force to the cylinder (40). In the present embodiment, the cylinder (40) is a push-side member, and the second housing (50) as a piston is a receiving-side member.

図５にも示すように、圧縮機構（30）には、調節機構（80）が設けられている。この調節機構（80）は、２つの連通溝（81,82）により構成されている。 As shown also in FIG. 5, the compression mechanism (30) is provided with an adjustment mechanism (80). The adjustment mechanism (80) is constituted by two communication grooves (81, 82).

第１連通溝（81）および第２連通溝（82）は、シリンダ（40）の鏡板部（41）の背面に開口している。各連通溝（81,82）は、シリンダ（40）の軸心を中心とする同一円上に位置すると共に、互いにシリンダ（40）の軸心を挟んで位相が１８０°ずれた箇所に設けられている。各連通溝（81,82）は、それぞれがシリンダ（40）の径方向に沿って延びる細長い楕円状に形成されている。第１連通溝（81）は、図５における外側吐出ポート（54）のほぼ左側であって、外側シリンダ部（42）と内側シリンダ部（43）の間に対応する位置に設けられ、第２連通溝（82）は、第１連通溝（81）に対してシリンダ（40）の軸心を挟んだ反対側に設けられている。 The first communication groove (81) and the second communication groove (82) are opened on the back surface of the end plate portion (41) of the cylinder (40). Each communication groove (81, 82) is located on the same circle centered on the axis of the cylinder (40), and is provided at a location where the phase is shifted by 180 ° across the axis of the cylinder (40). ing. Each communication groove (81, 82) is formed in an elongated elliptical shape extending along the radial direction of the cylinder (40). The first communication groove (81) is provided at a position substantially on the left side of the outer discharge port (54) in FIG. 5 and between the outer cylinder part (42) and the inner cylinder part (43). The communication groove (82) is provided on the opposite side of the first communication groove (81) across the axis of the cylinder (40).

そして、調節機構（80）は、シリンダ（40）が１偏心回転する間において、それぞれの連通溝（81,82）が１回ずつ別々のタイミングで大径シールリング（71）を跨ぐように構成されている。具体的に、第１連通溝（81）はシリンダ（40）の回転角１３５°付近で大径シールリング（71）を跨ぎ（図５(Ｂ１)参照）、第２連通溝（82）はシリンダ（40）の回転角３１５°付近で大径シールリング（71）を跨ぐ（図５(Ｄ１)参照）。つまり、第１連通溝（81）は、回転角１３５°付近以外では大径シールリング（71）の内周面より外側に位置し、第２連通溝（82）は、回転角３１５°付近以外では大径シールリング（71）の内周面より外側に位置する。 The adjusting mechanism (80) is configured such that each communicating groove (81, 82) straddles the large-diameter seal ring (71) at different timing once during the eccentric rotation of the cylinder (40). Has been. Specifically, the first communication groove (81) straddles the large-diameter seal ring (71) near the rotation angle of 135 ° of the cylinder (40) (see FIG. 5B1), and the second communication groove (82) is the cylinder. It straddles the large-diameter seal ring (71) in the vicinity of the rotation angle (315) of (40) (see FIG. 5D1). That is, the first communication groove (81) is located outside the inner peripheral surface of the large-diameter seal ring (71) except for a rotation angle of around 135 °, and the second communication groove (82) is other than a rotation angle of about 315 °. Then, it is located outside the inner peripheral surface of the large-diameter seal ring (71).

各連通溝（81,82）が大径シールリング（71）を跨ぐと、背面側隙間（75）のうち中間隙間（77）と外側隙間（78）とが連通溝（81,82）を介して連通し、中間隙間（77）および外側隙間（78）の内圧が吸入流体の圧力とほぼ同一となる。すなわち、調節機構（80）は、シリンダ（40）の回転角１３５°および３１５°付近において、シリンダ（40）の鏡板部（41）の背面に作用する押し付け力が減少するように調節する。この回転角１３５°および３１５°は、１回転中にシリンダ室（60,65）の内圧による離反力が低くなるピーク時である。このように、本実施形態では、シリンダ（40）に対する押し付け力がシリンダ室（60,65）の内圧による離反力の最大値に基づいて設定され、その押し付け力が調節機構（80）によってシリンダ室（60,65）の内圧による離反力が低くなるピーク時に合わせて低減される。 When each communication groove (81,82) straddles the large-diameter seal ring (71), the intermediate gap (77) and the outer gap (78) of the back side gap (75) pass through the communication groove (81,82). Thus, the internal pressures of the intermediate gap (77) and the outer gap (78) are almost the same as the pressure of the suction fluid. That is, the adjusting mechanism (80) adjusts the pressing force acting on the back surface of the end plate portion (41) of the cylinder (40) to decrease near the rotation angles of 135 ° and 315 ° of the cylinder (40). The rotation angles of 135 ° and 315 ° are peak times when the separating force due to the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65) becomes low during one rotation. Thus, in this embodiment, the pressing force against the cylinder (40) is set based on the maximum value of the separation force due to the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65), and the pressing force is set by the adjusting mechanism (80). The separation force due to the internal pressure of (60,65) is reduced at the peak time.

なお、本実施形態では、調節機構（80）として２つの連通溝（81,82）で構成するようにしたが、第１連通溝（81）および第２連通溝（82）の何れか一方で構成するようにしてもよい。例えば、第１連通溝（81）のみを設けた場合、１回転中にシリンダ（40）の回転角１３５°付近のピーク時に押し付け力が低減される。 In this embodiment, the adjustment mechanism (80) is configured by two communication grooves (81, 82). However, either one of the first communication groove (81) and the second communication groove (82) is used. You may make it comprise. For example, when only the first communication groove (81) is provided, the pressing force is reduced at the peak of the rotation angle of the cylinder (40) near 135 ° during one rotation.

−運転動作−
上述したように、上記回転式圧縮機（10）は、冷凍機の冷媒回路に設けられている。そして、この回転式圧縮機（10）は、蒸発器で蒸発した冷媒を吸入して圧縮し、圧縮されて高圧となったガス冷媒を凝縮器へ向けて吐出する。 -Driving action-
As described above, the rotary compressor (10) is provided in the refrigerant circuit of the refrigerator. The rotary compressor (10) sucks and compresses the refrigerant evaporated in the evaporator, and discharges the compressed and high-pressure gas refrigerant toward the condenser.

ここでは、回転式圧縮機（10）が冷媒を圧縮する動作について、図４を参照しながら説明する。電動機（20）へ通電すると、クランク軸（25）によってシリンダ（40）が駆動される。シリンダ（40）は、図４における右回りへ公転する。 Here, the operation of the rotary compressor (10) compressing the refrigerant will be described with reference to FIG. When the electric motor (20) is energized, the cylinder (40) is driven by the crankshaft (25). The cylinder (40) revolves clockwise in FIG.

先ず、内側シリンダ室（65）へ冷媒を吸入して圧縮する工程について説明する。 First, the process of sucking and compressing the refrigerant into the inner cylinder chamber (65) will be described.

図４(Ａ)の状態からシリンダ（40）が僅かに移動すると、内側シリンダ室（65）の低圧室（67）へ冷媒が吸入され始める。吸入ポート（39）へ流入した冷媒は、吸入空間（57）、外側シリンダ部（42）の貫通孔（44）、外側シリンダ室（60）、ピストン本体（52）の貫通孔（53）を順に通過して低圧室（67）へ流入する。そして、シリンダ（40）が公転するにつれて低圧室（67）の容積が拡大してゆき（同図の(Ｂ)(Ｃ)(Ｄ)を参照）、同図(Ａ)の状態に戻ると内側シリンダ室（65）への冷媒の吸入が終了する。 When the cylinder (40) slightly moves from the state of FIG. 4 (A), the refrigerant starts to be sucked into the low pressure chamber (67) of the inner cylinder chamber (65). The refrigerant flowing into the suction port (39) passes through the suction space (57), the through hole (44) of the outer cylinder part (42), the outer cylinder chamber (60), and the through hole (53) of the piston body (52) in this order. Passes through and flows into the low pressure chamber (67). As the cylinder (40) revolves, the volume of the low-pressure chamber (67) increases (see (B), (C), and (D) in the figure), and when returning to the state in the figure (A), the inside The suction of the refrigerant into the cylinder chamber (65) is completed.

シリンダ（40）が更に公転し、内側シリンダ部（43）とピストン本体（52）の摺接箇所がピストン本体（52）の貫通孔（53）を過ぎると、内側シリンダ室（65）の高圧室（66）内で冷媒が圧縮され始める。そして、シリンダ（40）が公転するにつれて高圧室（66）の容積が縮小してゆき（同図の(Ｂ)(Ｃ)(Ｄ)を参照）、高圧室（66）内の冷媒が圧縮されてゆく。その過程で高圧室（66）の内圧がある程度高くなると、吐出弁が開いて内側吐出ポート（55）が開口状態となり、高圧室（66）の冷媒が内側吐出ポート（55）を通って吐出空間（32）へ吐出されてゆく。同図(Ａ)の状態に戻ると、高圧室（66）からの冷媒の吐出が終了する。 When the cylinder (40) revolves further and the sliding contact point between the inner cylinder part (43) and the piston body (52) passes through the through hole (53) of the piston body (52), the high pressure chamber of the inner cylinder chamber (65) The refrigerant begins to be compressed within (66). As the cylinder (40) revolves, the volume of the high pressure chamber (66) decreases (see (B), (C) and (D) in the figure), and the refrigerant in the high pressure chamber (66) is compressed. Go. If the internal pressure of the high pressure chamber (66) increases to some extent during this process, the discharge valve opens and the inner discharge port (55) opens, and the refrigerant in the high pressure chamber (66) passes through the inner discharge port (55) to the discharge space. It is discharged to (32). When returning to the state of FIG. 5A, the discharge of the refrigerant from the high pressure chamber (66) ends.

次に、外側シリンダ室（60）へ冷媒を吸入して圧縮する工程について説明する。 Next, a process of sucking and compressing refrigerant into the outer cylinder chamber (60) will be described.

図４(Ｃ)の状態からシリンダ（40）が僅かに移動すると、外側シリンダ室（60）の低圧室（62）へ冷媒が吸入され始める。吸入ポート（39）へ流入した冷媒は、吸入空間（57）、外側シリンダ部（42）の貫通孔（44）を順に通過して低圧室（62）へ流入する。そして、シリンダ（40）が公転するにつれて低圧室（62）の容積が拡大してゆき（同図の(Ｄ)(Ａ)(Ｂ)を参照）、同図(Ｃ)の状態に戻ると外側シリンダ室（60）への冷媒の吸入が終了する。 When the cylinder (40) slightly moves from the state of FIG. 4 (C), the refrigerant starts to be sucked into the low pressure chamber (62) of the outer cylinder chamber (60). The refrigerant flowing into the suction port (39) sequentially passes through the suction space (57) and the through hole (44) of the outer cylinder part (42) and flows into the low pressure chamber (62). As the cylinder (40) revolves, the volume of the low pressure chamber (62) increases (see (D), (A), and (B) in the same figure), and when returning to the state in the same figure (C), the outer side The suction of the refrigerant into the cylinder chamber (60) ends.

シリンダ（40）が更に公転し、外側シリンダ部（42）とピストン本体（52）の摺接箇所がピストン本体（52）の貫通孔（53）を過ぎると、外側シリンダ室（60）の高圧室（61）内で冷媒が圧縮され始める。そして、シリンダ（40）が公転するにつれて高圧室（61）の容積が縮小してゆき（同図の(Ｄ)(Ａ)(Ｂ)を参照）、高圧室（61）内の冷媒が圧縮されてゆく。その過程で高圧室（61）の内圧がある程度高くなると、吐出弁が開いて外側吐出ポート（54）が開口状態となり、高圧室（61）の冷媒が外側吐出ポート（54）を通って吐出空間（32）へ吐出されてゆく。同図(Ｃ)の状態に戻ると、高圧室（66）からの冷媒の吐出が終了する。 When the cylinder (40) revolves further and the sliding contact point between the outer cylinder (42) and the piston body (52) passes through the through hole (53) of the piston body (52), the high pressure chamber of the outer cylinder chamber (60) The refrigerant starts to be compressed in (61). As the cylinder (40) revolves, the volume of the high pressure chamber (61) decreases (see (D), (A), and (B) in the figure), and the refrigerant in the high pressure chamber (61) is compressed. Go. If the internal pressure of the high pressure chamber (61) increases to some extent during this process, the discharge valve opens and the outer discharge port (54) opens, and the refrigerant in the high pressure chamber (61) passes through the outer discharge port (54) to the discharge space. It is discharged to (32). When returning to the state of FIG. 5C, the discharge of the refrigerant from the high pressure chamber (66) is completed.

次に、１回転中のシリンダ室（60,65）の内圧、すなわちピストン本体（52）からシリンダ（40）の鏡板部（41）を離そうとするガス力（離反力）について説明する。 Next, the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65) during one rotation, that is, the gas force (separation force) for separating the end plate portion (41) of the cylinder (40) from the piston body (52) will be described.

この回転式圧縮機（10）において、１回転中のシリンダ室（60,65）内で発生するガス力（離反力）は、図６に示すように、シリンダ（40）の回転角に応じて変動する。具体的に、ガス力は、シリンダ（40）の回転角約４５°と約２２５°のときにプラス側ピークとなり、回転角約１３５°と約３１５°のときにマイナス側ピークとなる。ここで、従来では、押し付け機構（70）の押し付け力がガス力の最大値に基づいて設定され、シリンダ（40）の回転角に関係なく常に一定となる（図６(Ａ)参照）。したがって、何も対策を講じなければ、特に２回のマイナス側ピーク時で押し付け力が過大となり、シリンダ（40）に対して過剰なスラスト力（クランク軸（25）の軸心方向荷重）が生じてシリンダ（40）とピストン本体（52）との摩擦が増大する。なお、本実施形態では、図４(Ａ)および図５(Ａ)の状態をシリンダ（40）の回転角０°とする。 In this rotary compressor (10), the gas force (separation force) generated in the cylinder chamber (60, 65) during one rotation depends on the rotation angle of the cylinder (40) as shown in FIG. fluctuate. Specifically, the gas force has a positive peak when the rotation angle of the cylinder (40) is approximately 45 ° and approximately 225 °, and a negative peak when the rotation angle is approximately 135 ° and approximately 315 °. Here, conventionally, the pressing force of the pressing mechanism (70) is set based on the maximum value of the gas force, and is always constant regardless of the rotation angle of the cylinder (40) (see FIG. 6A). Therefore, if no measures are taken, the pressing force will be excessive, especially at the two negative peaks, and an excessive thrust force will be generated on the cylinder (40) (axial load on the crankshaft (25)). As a result, friction between the cylinder (40) and the piston body (52) increases. In the present embodiment, the state shown in FIGS. 4A and 5A is set to a rotation angle 0 ° of the cylinder (40).

ところが、本実施形態では、調節機構（80）によって１回転中における押し付け力が調節される。図５に示すように、シリンダ（40）は、同図(Ａ)、(Ａ１)、(Ｂ)の順に回転する間は何れの連通溝（81,82）も大径シールリング（71）を跨がないが、同図(Ｂ１)即ち回転角１３５°付近で第１連通溝（81）が大径シールリング（71）を跨ぐ。その後、シリンダ（40）は、図５(Ｃ)、(Ｃ１)、(Ｄ)の順に回転する間は何れの連通溝（81,82）も大径シールリング（71）を跨がないが、同図(Ｄ１)即ち回転角３１５°付近で第２連通溝（82）が大径シールリング（71）を跨ぐ。 However, in this embodiment, the pressing force during one rotation is adjusted by the adjusting mechanism (80). As shown in FIG. 5, while the cylinder (40) rotates in the order of FIGS. (A), (A1), (B), any communication groove (81, 82) has a large-diameter seal ring (71). Although there is no straddle, the first communication groove (81) straddles the large-diameter seal ring (71) in the same figure (B1), that is, around a rotation angle of 135 °. After that, while the cylinder (40) rotates in the order of FIGS. 5 (C), (C1), (D), none of the communication grooves (81, 82) straddles the large-diameter seal ring (71). In the same figure (D1), that is, around the rotation angle of 315 °, the second communication groove (82) straddles the large-diameter seal ring (71).

このように、連通溝（81,82）が大径シールリング（71）を跨ぐと、中間隙間（77）と外側隙間（78）が連通するので、内側隙間（76）が吐出冷媒の圧力で固定されたまま、中間隙間（77）が吐出冷媒の圧力と吸入冷媒の圧力の中間圧力から吸入冷媒の圧力に変化する。つまり、図６(Ｂ)において「押し付け力１」から「押し付け力２」に変化するように、シリンダ（40）に作用する押し付け力がガス力のマイナス側ピークに合わせて減少するため、その押し付け力とガス力との差が小さくなり、シリンダ（40）の鏡板部（41）とピストン本体（52）との摩擦が減少する。すなわち、本実施形態では、ガス力の変動に応じてシリンダ（40）の押し付け力を適切に変化させることができる。 As described above, when the communication groove (81, 82) straddles the large-diameter seal ring (71), the intermediate gap (77) and the outer gap (78) communicate with each other. While being fixed, the intermediate gap (77) changes from the intermediate pressure between the discharge refrigerant pressure and the suction refrigerant pressure to the suction refrigerant pressure. That is, the pressing force acting on the cylinder (40) decreases in accordance with the negative peak of the gas force so as to change from “pressing force 1” to “pressing force 2” in FIG. 6B. The difference between the force and the gas force is reduced, and the friction between the end plate portion (41) of the cylinder (40) and the piston body (52) is reduced. That is, in this embodiment, the pressing force of the cylinder (40) can be appropriately changed according to the fluctuation of the gas force.

−実施形態１の効果−
本実施形態では、シリンダ（40）に対して下向きの押し付け力を作用させ、シリンダ室（60,65）内の内圧（冷媒圧）を受けて浮き上がろうとするシリンダ（40）を押し付け力によって押し下げている。このため、回転式圧縮機（10）の運転中も、シリンダ（40）と第２ハウジング（50）の軸方向のクリアランスが拡大することはなく、高圧室（61,66）からの流体の漏れを抑制して圧縮効率を向上させることができる。 -Effect of Embodiment 1-
In the present embodiment, a downward pressing force is applied to the cylinder (40), and the cylinder (40) that is going to float by receiving the internal pressure (refrigerant pressure) in the cylinder chamber (60, 65) is pressed by the pressing force. Press down. For this reason, the axial clearance between the cylinder (40) and the second housing (50) does not increase during operation of the rotary compressor (10), and fluid leakage from the high pressure chamber (61, 66) occurs. And the compression efficiency can be improved.

また、押し側部材としてのシリンダ（40）に作用する軸方向（上下方向）、すなわち受け側部材としての第２ハウジング（50）の鏡板部（51）へ向かう方向の荷重の大きさを、１偏心回転中におけるシリンダ室（60,65）の内圧の変動に応じて調節するようにしたので、シリンダ室（60,65）の内圧の大小に応じてシリンダ（40）に作用する軸方向荷重の大きさを適切に設定することができる。したがって、シリンダ（40）と第２ハウジング（50）の間での摩擦による機械損失を低減することができる。 Further, the magnitude of the load acting in the axial direction (vertical direction) acting on the cylinder (40) as the push side member, that is, the direction toward the end plate portion (51) of the second housing (50) as the receiving side member is 1 Since it is adjusted according to the fluctuation of the internal pressure of the cylinder chamber (60,65) during eccentric rotation, the axial load acting on the cylinder (40) according to the magnitude of the internal pressure of the cylinder chamber (60,65) The size can be set appropriately. Therefore, mechanical loss due to friction between the cylinder (40) and the second housing (50) can be reduced.

このように、本実施形態によれば、回転式圧縮機（10）の圧縮効率を高めると共に、その運転中における機械的な損失を低減することができ、回転式圧縮機（10）の性能向上を図ることができる。 Thus, according to this embodiment, while improving the compression efficiency of a rotary compressor (10), the mechanical loss during the operation can be reduced, and the performance of the rotary compressor (10) is improved. Can be achieved.

さらに、本実施形態によれば、シリンダ（40）に作用する押し付け力を調節することによってシリンダ（40）に作用する軸方向荷重の大きさを調節するようにしたため、この軸方向荷重の大きさを確実に適切な値とすることができる。 Furthermore, according to this embodiment, since the magnitude of the axial load acting on the cylinder (40) is adjusted by adjusting the pressing force acting on the cylinder (40), the magnitude of this axial load. Can be reliably set to an appropriate value.

また、押し付け力の調節方法として、シリンダ（40）の背面側に２重のシールリング（71,72）を設けて大中小の３種類の圧力がそれぞれ作用する３つの隙間を形成するようにし、その各作用面積を変化させることによって行うようにしたため、確実に押し付け力を調節することができる。 In addition, as a method of adjusting the pressing force, a double seal ring (71, 72) is provided on the back side of the cylinder (40) so as to form three gaps where large, medium, and small pressures act respectively. Since the operation is performed by changing each of the action areas, the pressing force can be adjusted with certainty.

また、１回転中におけるシリンダ室（60,65）の内圧が低下するピーク時に合わせて押し付け力を減少させるようにしたので、確実に且つ効果的に押し付け力が過大となるのを抑制することができ、機械的な損失を低減することができる。しかも、本実施形態の場合、位相が１８０°ずれた２つのシリンダ室（60,65）で冷媒の吸入および圧縮を行う形式であるため、シリンダ室（60,65）の内圧が低下するピークが１回転中に２回生じるが、その２回のピーク時に合わせて押し付け力を減少させるようにした。したがって、この種の回転式圧縮機（10）においても、機械損失を増大させることなく、高い圧縮効率を確保することができる。 In addition, since the pressing force is reduced at the peak time when the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65) during one rotation decreases, it is possible to reliably and effectively prevent the pressing force from becoming excessive. And mechanical loss can be reduced. Moreover, in the present embodiment, since the refrigerant is sucked and compressed in the two cylinder chambers (60, 65) whose phases are shifted by 180 °, there is a peak in which the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65) decreases. Although it occurs twice during one rotation, the pressing force is reduced at the peak of the two times. Therefore, even in this type of rotary compressor (10), high compression efficiency can be ensured without increasing mechanical loss.

また、シリンダ（40）の鏡板部（41）の背面に設けた連通溝（81,82）が大径シールリング（71）を跨いで該大径シールリング（71）の内外部分を連通させることにより、押し付け力を低減するようにしたので、圧力自体を調節する必要がなく、簡易な構成でシリンダ（40）と第２ハウジング（50）との摩擦を抑制することができる。 In addition, the communication groove (81, 82) provided on the back surface of the end plate part (41) of the cylinder (40) straddles the large-diameter seal ring (71) so that the inner and outer parts of the large-diameter seal ring (71) communicate with each other. Thus, the pressing force is reduced, so that it is not necessary to adjust the pressure itself, and the friction between the cylinder (40) and the second housing (50) can be suppressed with a simple configuration.

さらに、連通溝（81,82）がシリンダ室（60,65）の内圧が低下する２回のピーク時に合わせて大径シールリング（71）を跨ぐように、その連通溝（81,82）の配置設定を行うようにしたので、煩雑な制御を行うことなく押し付け力を調節することができる。 Furthermore, the communication groove (81, 82) of the communication groove (81, 82) extends over the large-diameter seal ring (71) at the two peak times when the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65) decreases. Since the arrangement setting is performed, the pressing force can be adjusted without performing complicated control.

−実施形態１の変形例−
本変形例は、図７に示すように、上記実施形態１における調節機構（80）の連通溝（81,82）の配置を変更し、該連通溝（81,82）が１回転中に小径シールリング（72）を跨ぐようにしたものである。なお、本図では、同図(Ａ)の状態がシリンダ（40）の回転角０°を示し、(Ａ１)(Ｂ)(Ｂ１)・・・(Ｄ１)の順に回転角４５°毎の状態を示している。 -Modification of Embodiment 1-
As shown in FIG. 7, the present modification changes the arrangement of the communication grooves (81, 82) of the adjustment mechanism (80) in the first embodiment, so that the communication grooves (81, 82) have a small diameter during one rotation. It is intended to straddle the seal ring (72). In this figure, the state of (A) in the same figure shows the rotation angle 0 ° of the cylinder (40), and the state at every rotation angle of 45 ° in the order of (A1) (B) (B1)... (D1). Is shown.

具体的に、調節機構（80）は、実施形態１と同様に、第１連通溝（81）および第２連通溝（82）を備えている。各連通溝（81,82）は、シリンダ（40）の軸心を中心とする同一円上に位置すると共に、互いにシリンダ（40）の軸心を挟んで位相が１８０°ずれた箇所に設けられている。各連通溝（81,82）は、それぞれがシリンダ（40）の径方向に沿って延びる細長い楕円状に形成されている。第１連通溝（81）は、図７におけるピストン本体（52）の貫通孔（53）のほぼ下側であって、内側シリンダ部（43）に対応する位置に設けられ、第２連通溝（82）は、第１連通溝（81）に対してシリンダ（40）の軸心を挟んだ反対側に設けられている。 Specifically, the adjustment mechanism (80) includes the first communication groove (81) and the second communication groove (82), as in the first embodiment. Each communication groove (81, 82) is located on the same circle centered on the axis of the cylinder (40), and is provided at a location where the phase is shifted by 180 ° across the axis of the cylinder (40). ing. Each communication groove (81, 82) is formed in an elongated elliptical shape extending along the radial direction of the cylinder (40). The first communication groove (81) is provided at a position substantially below the through hole (53) of the piston body (52) in FIG. 7 and corresponding to the inner cylinder part (43). 82) is provided on the opposite side of the first communication groove (81) across the axis of the cylinder (40).

調節機構（80）は、シリンダ（40）が１偏心回転する間において、それぞれの連通溝（81,82）が１回ずつ別々のタイミングで小径シールリング（72）を跨ぐように構成されている。具体的に、第１連通溝（81）はシリンダ（40）の回転角４５°付近で小径シールリング（72）を跨ぎ、第２連通溝（82）はシリンダ（40）の回転角２２５°付近で小径シールリング（72）を跨ぐ。つまり、第１連通溝（81）は、回転角４５°付近以外では小径シールリング（72）の外周面より内側に位置し、第２連通溝（82）は、回転角２２５°付近以外では小径シールリング（72）の外周面より内側に位置する。 The adjusting mechanism (80) is configured such that each communication groove (81, 82) straddles the small-diameter seal ring (72) at different timing once during the eccentric rotation of the cylinder (40). . Specifically, the first communication groove (81) straddles the small-diameter seal ring (72) at a rotation angle of 45 ° of the cylinder (40), and the second communication groove (82) is a rotation angle of 225 ° of the cylinder (40). Step over the small diameter seal ring (72). That is, the first communication groove (81) is located on the inner side of the outer peripheral surface of the small-diameter seal ring (72) except for a rotation angle near 45 °, and the second communication groove (82) has a small diameter except for a rotation angle near 225 °. Located inside the outer peripheral surface of the seal ring (72).

各連通溝（81,82）が小径シールリング（72）を跨ぐと、背面側隙間（75）のうち内側隙間（76）と中間隙間（77）とが連通溝（81,82）を介して連通し、内側隙間（76）および中間隙間（77）の内圧が吐出流体の圧力とほぼ同一となる。すなわち、外側隙間（78）が吸入冷媒の圧力で固定されたまま、中間隙間（77）が吐出冷媒の圧力と吸入冷媒の圧力の中間圧力から吐出冷媒の圧力に変化するので、シリンダ（40）の鏡板部（41）の背面全体に作用する押し付け力が増大する。この回転角４５°および２２５°は、１回転中にシリンダ室（60,65）の内圧が高くなるピーク時である。このように、本変形例では、シリンダ（40）に対する押し付け力がシリンダ室（60,65）の内圧のほぼ最低値に基づいて設定され、その押し付け力が調節機構（80）によってシリンダ室（60,65）の内圧が高くなるピーク時に合わせて増大する。 When each communication groove (81,82) straddles the small-diameter seal ring (72), the inner gap (76) and the intermediate gap (77) of the rear gap (75) are connected via the communication groove (81,82). The internal pressures of the inner gap (76) and the intermediate gap (77) are almost the same as the pressure of the discharged fluid. That is, the intermediate gap (77) changes from the intermediate pressure between the discharge refrigerant pressure and the suction refrigerant pressure to the discharge refrigerant pressure while the outer gap (78) is fixed at the suction refrigerant pressure. The pressing force acting on the entire back surface of the end plate portion (41) increases. The rotation angles 45 ° and 225 ° are peak times when the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65) increases during one rotation. Thus, in this modification, the pressing force against the cylinder (40) is set based on the almost minimum value of the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65), and the pressing force is set by the adjusting mechanism (80). , 65) increases at the peak time when the internal pressure increases.

上述した構成では、調節機構（80）がシリンダ室（60,65）の内圧の変動に応じてシリンダ（40）に対する押し付け力を調節する。したがって、シリンダ（40）に作用する軸方向荷重の大きさを適切に設定することができる。また、シリンダ室（60,65）の内圧の増大と共にシリンダ（40）に対する押し付け力が増大するので、ガス力（離反力）によってシリンダ（40）が第２ハウジング（50）から離反するのを確実に防止することができる。その他の構成、作用および効果は実施形態１と同様である。 In the configuration described above, the adjustment mechanism (80) adjusts the pressing force against the cylinder (40) in accordance with the fluctuation of the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65). Therefore, the magnitude of the axial load acting on the cylinder (40) can be set appropriately. Also, as the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65) increases, the pressing force against the cylinder (40) increases, so that it is ensured that the cylinder (40) is separated from the second housing (50) by the gas force (separation force). Can be prevented. Other configurations, operations, and effects are the same as those of the first embodiment.

《発明の参考形態》
図８に示すように、本参考形態の回転式圧縮機（10）は、上記実施形態１における調節機構（80）の構成を変更したものである。つまり、本参考形態の調節機構（80）は、連通溝（81,82）の代わりに連通孔（87）を備えている。 << Reference Form of Invention >>
As shown in FIG. 8, the rotary compressor (10) of the present reference embodiment is obtained by changing the configuration of the adjustment mechanism (80) in the first embodiment. That is, the adjustment mechanism (80) of the present embodiment includes a communication hole (87) instead of the communication groove (81, 82).

具体的に、調節機構（80）の連通孔（87）は、シリンダ（40）の鏡板部（41）をその軸心方向に直線的に貫通している。連通孔（87）の一端（図８における上端）は、背面側隙間（75）のうち大径シールリング（71）および小径シールリング（72）の間の部分に連通するようにシリンダ（40）の鏡板部（41）の背面に開口している。連通孔（87）の他端（図８における下端）は、シリンダ（40）の鏡板部（41）の前面におけるピストン本体（52）の先端面が摺接する部分に開口している。 Specifically, the communication hole (87) of the adjustment mechanism (80) linearly penetrates the end plate portion (41) of the cylinder (40) in the axial direction. One end (the upper end in FIG. 8) of the communication hole (87) is connected to the cylinder (40) so as to communicate with the portion between the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) in the back side gap (75). It opens to the back of the end plate part (41). The other end (the lower end in FIG. 8) of the communication hole (87) is open to a portion where the front end surface of the piston body (52) is in sliding contact with the front surface of the end plate portion (41) of the cylinder (40).

また、連通孔（87）は、図示しないが、シリンダ（40）の鏡板部（41）における高圧室（61,66）寄りの部分（例えば、図２における左上部分）に形成されている。このように、シリンダ（40）が１偏心回転する間、常に、背面側隙間（75）の中間隙間（77）が、連通孔（87）を通じてシリンダ（40）の鏡板部（41）の前面とピストン本体（52）の先端面との間の微小隙間に連通している。 Further, although not shown, the communication hole (87) is formed in a portion (for example, the upper left portion in FIG. 2) near the high pressure chamber (61, 66) in the end plate portion (41) of the cylinder (40). Thus, while the cylinder (40) rotates by one eccentric, the intermediate gap (77) of the back side gap (75) is always connected to the front surface of the end plate (41) of the cylinder (40) through the communication hole (87). It communicates with a minute gap between the front end surface of the piston body (52).

シリンダ（40）の鏡板部（41）の前面とピストン本体（52）の先端面との間の微小隙間は、冷媒の漏れが完全に阻止される訳ではないため、外側シリンダ室（60）の内圧と内側シリンダ室（65）の内圧の中間の値となる。このことから、背面側隙間（75）の中間隙間（77）は、連通孔（87）により、常に外側シリンダ室（60）の内圧と内側シリンダ室（65）の内圧の中間値で維持される。 The minute gap between the front surface of the end plate (41) of the cylinder (40) and the front end surface of the piston body (52) is not completely prevented from leaking refrigerant, so the outer cylinder chamber (60) It is an intermediate value between the internal pressure and the internal pressure of the inner cylinder chamber (65). Therefore, the intermediate gap (77) of the back side gap (75) is always maintained at an intermediate value between the internal pressure of the outer cylinder chamber (60) and the internal pressure of the inner cylinder chamber (65) by the communication hole (87). .

これにより、背面側隙間（75）のうち内側隙間（76）および外側隙間（78）は１偏心回転に亘ってそれぞれ吐出冷媒の圧力および吸入冷媒の圧力で固定されたままであるが、中間隙間（77）は１偏心回転における各シリンダ室（60,65）の内圧の変動に伴って変動する。具体的に、両シリンダ室（60,65）の内圧の中間値、すなわちガス力（離反力）が低くなると、中間隙間（77）の圧力も同様に低下するため、シリンダ（40）に対する押し付け力が小さくなる。また、両シリンダ室（60,65）の内圧の中間値、すなわちガス力（離反力）が高くなると、中間隙間（77）の圧力も同様に増大するため、シリンダ（40）に対する押し付け力が大きくなる。 As a result, the inner gap (76) and the outer gap (78) of the rear gap (75) remain fixed at the pressure of the discharged refrigerant and the pressure of the sucked refrigerant over one eccentric rotation. 77) fluctuates with fluctuations in the internal pressure of each cylinder chamber (60, 65) in one eccentric rotation. Specifically, if the intermediate value of the internal pressure of both cylinder chambers (60, 65), that is, the gas force (separation force) decreases, the pressure in the intermediate gap (77) also decreases, so the pressing force against the cylinder (40) Becomes smaller. Also, if the intermediate value of the internal pressure of both cylinder chambers (60, 65), that is, the gas force (separation force) increases, the pressure in the intermediate gap (77) increases in the same way, so the pressing force against the cylinder (40) increases. Become.

上述した構成によれば、調節機構（80）がシリンダ室（60,65）の内圧の変動に応じてシリンダ（40）に対する押し付け力を調節する。したがって、シリンダ（40）に作用する軸方向荷重の大きさを適切に設定することができる。この結果、シリンダ（40）の鏡板部（41）とピストン本体（52）との摩擦を過大にすることなく、シリンダ（40）が第２ハウジング（50）から離反するのを確実に防止することができる。その他の構成、作用および効果は実施形態１と同様である。 According to the configuration described above, the adjustment mechanism (80) adjusts the pressing force against the cylinder (40) in accordance with the fluctuation of the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65). Therefore, the magnitude of the axial load acting on the cylinder (40) can be set appropriately. As a result, the cylinder (40) can be reliably prevented from separating from the second housing (50) without excessive friction between the end plate (41) of the cylinder (40) and the piston body (52). Can do. Other configurations, operations, and effects are the same as those of the first embodiment.

《発明の実施形態２》
図９および図１０に示すように、本実施形態２の回転式圧縮機（10）は、上記実施形態１における押し付け機構（70）および調節機構（80）の構成を変更したものである。なお、図９では、同図(Ａ)の状態がシリンダ（40）の回転角０°を示し、(Ａ１)(Ｂ)(Ｂ１)・・・(Ｄ１)の順に回転角４５°毎の状態を示している。 << Embodiment 2 of the Invention >>
As shown in FIGS. 9 and 10, the present embodiment 2 rotary compressor (10) is obtained by changing the configuration of the mechanism (70) and adjustment mechanism (80) pressing in the first embodiment. In FIG. 9, the state of FIG. 9A shows the rotation angle 0 ° of the cylinder (40), and the state at every rotation angle of 45 ° in the order of (A1) (B) (B1)... (D1). Is shown.

本実施形態の押し付け機構（70）は、実施形態１が２つのシールリング（71,72）により構成したのに代えて、１つのシールリング（73）で構成するようにしたものである。シールリング（73）は、第１ハウジング（35）の平板部（36）の前面（図９における下面）に開口した凹溝に嵌め込まれ、シリンダ（40）の鏡板部（41）の背面に当接している。背面側隙間（75）は、シールリング（73）の内側の内側隙間（76）と、外側の外側隙間（78）とに区画されている。そして、外側隙間（78）の内圧は低圧室（62,67）へ吸入される冷媒の圧力（吸入圧力）とほぼ同じであり、内側隙間（76）の圧力は高圧室（61,66）から吐出された冷媒の圧力（吐出圧力）とほぼ同じである。したがって、シリンダ（40）は、内側隙間（76）および外側隙間（78）の内圧を受けて図９における下方へ押し付けられる。なお、本実施形態においても、シリンダ（40）が押し側部材となり、ピストンとしての第２ハウジング（50）が受け側部材となる。 The pressing mechanism (70) of the present embodiment is configured by one seal ring (73) instead of the first embodiment by the two seal rings (71, 72). The seal ring (73) is fitted into a concave groove opened on the front surface (the lower surface in FIG. 9) of the flat plate portion (36) of the first housing (35), and contacts the rear surface of the end plate portion (41) of the cylinder (40). It touches. The back side gap (75) is partitioned into an inner gap (76) inside the seal ring (73) and an outer gap (78) outside. The internal pressure of the outer gap (78) is almost the same as the pressure of the refrigerant sucked into the low pressure chamber (62, 67) (suction pressure), and the pressure of the inner gap (76) is from the high pressure chamber (61, 66). It is almost the same as the pressure of the discharged refrigerant (discharge pressure). Accordingly, the cylinder (40) is pressed downward in FIG. 9 under the internal pressure of the inner gap (76) and the outer gap (78). Also in this embodiment, the cylinder (40) serves as a push-side member, and the second housing (50) as a piston serves as a receiving-side member.

本実施形態の調節機構（80）は、凹溝（83）、連通路（84）および２つの切欠き溝（85,86）を備えている。凹溝（83）および連通路（84）は、シリンダ（40）に形成されている。具体的に、凹溝（83）は、シリンダ（40）の外側シリンダ部（42）の先端面（図９における下端面）に開口する細長い溝であって、その先端面の形状に沿って環状に形成されている。つまり、凹溝（83）は、外側シリンダ部（42）のうち第２ハウジング（50）の鏡板部（51）と摺動する面に開口している。 The adjustment mechanism (80) of the present embodiment includes a concave groove (83), a communication path (84), and two notched grooves (85, 86). The concave groove (83) and the communication path (84) are formed in the cylinder (40). Specifically, the concave groove (83) is an elongated groove that opens on the front end surface (the lower end surface in FIG. 9) of the outer cylinder portion (42) of the cylinder (40), and has an annular shape along the shape of the front end surface. Is formed. That is, the concave groove (83) opens in a surface of the outer cylinder portion (42) that slides with the end plate portion (51) of the second housing (50).

連通路（84）は、一端が凹溝（83）に接続され、他端がクランク軸（25）の偏心部（27）が嵌合する面に開口している。具体的に、連通路（84）は、凹溝（83）の一部から鏡板部（41）まで上下方向（シリンダ（40）の軸心方向）に延び、その後鏡板部（41）内を水平方向（シリンダ（40）の軸心方向に対して直角方向）に延びて偏心部（27）の外周面に向かって開口している。 One end of the communication path (84) is connected to the concave groove (83), and the other end is open to the surface where the eccentric part (27) of the crankshaft (25) is fitted. Specifically, the communication path (84) extends in the vertical direction (in the axial direction of the cylinder (40)) from a part of the groove (83) to the end plate part (41), and then horizontally in the end plate part (41). It extends in the direction (perpendicular to the axial direction of the cylinder (40)) and opens toward the outer peripheral surface of the eccentric part (27).

２つの切欠き溝（85,86）は、クランク軸（25）の偏心部（27）に形成されいている。この第１切欠き溝（85）および第２切欠き溝（86）は、偏心部（27）の背面側隙間（75）側の外縁部の一部が切り欠かれて、常に背面側隙間（75）の内側隙間（76）と連通している。図１０に示すように、第１切欠き溝（85）および第２切欠き溝（86）は、偏心部（27）の軸心を挟んで位相が１８０°ずれた箇所に位置している。各切欠き溝（85,86）は、それぞれが偏心部（27）の周方向に沿って細長く延びている。 The two notch grooves (85, 86) are formed in the eccentric part (27) of the crankshaft (25). In the first notch groove (85) and the second notch groove (86), a part of the outer edge of the eccentric part (27) on the back side gap (75) side is notched, and the back side gap ( It communicates with the inner clearance (76) of 75). As shown in FIG. 10, the first notch groove (85) and the second notch groove (86) are located at locations where the phase is shifted by 180 ° across the axis of the eccentric portion (27). Each notch groove (85, 86) extends elongated along the circumferential direction of the eccentric portion (27).

調節機構（80）は、シリンダ（40）が１偏心回転する間において、それぞれの切欠き溝（85,86）が１回ずつ別々のタイミングで連通路（84）の他端と連通するように構成されている。具体的に、第２切欠き溝（86）はシリンダ（40）の回転角１３５°付近で連通路（84）と連通し（図１０(Ｂ１)参照）、第１切欠き溝（85）はシリンダ（40）の回転角３１５°付近で連通路（84）と連通する（図１０(Ｄ１)参照）。 The adjusting mechanism (80) is configured so that each notch groove (85, 86) communicates with the other end of the communication path (84) at different timing once during the eccentric rotation of the cylinder (40). It is configured. Specifically, the second notch groove (86) communicates with the communication path (84) at a rotation angle of 135 ° of the cylinder (40) (see FIG. 10B1), and the first notch groove (85) The cylinder (40) communicates with the communication path (84) in the vicinity of a rotation angle of 315 ° (see FIG. 10 (D1)).

各切欠き溝（85,86）が連通路（84）と連通すると、背面側隙間（75）の内側隙間（76）が各切欠き溝（85）および連通路（84）を介して凹溝（83）に連通し、凹溝（83）の内圧が吐出流体の圧力とほぼ同一となる。そして、この凹溝（83）の内圧が第２ハウジング（50）の鏡板部（51）の前面（図９における上面）に作用することで、シリンダ（40）に対して該シリンダ（40）がピストン本体（52）から離れる方向に圧力が作用することになる。つまり、調節機構（80）は、シリンダ（40）の回転角が１３５°および３１５°付近で、シリンダ（40）が第２ハウジング（50）の鏡板部（51）から離れる方向の押し返し力を生じさせる。 When each notch groove (85, 86) communicates with the communication path (84), the inner gap (76) of the back side gap (75) is recessed through each notch groove (85) and the communication path (84). Communicating with (83), the internal pressure of the recessed groove (83) is substantially the same as the pressure of the discharged fluid. The internal pressure of the concave groove (83) acts on the front surface (upper surface in FIG. 9) of the end plate portion (51) of the second housing (50), so that the cylinder (40) Pressure acts in the direction away from the piston body (52). That is, the adjusting mechanism (80) generates a pushing force in a direction in which the cylinder (40) is separated from the end plate part (51) of the second housing (50) when the rotation angle of the cylinder (40) is around 135 ° and 315 °. Let

以上のことから、図１１において「ガス力１（離反力１）」から「ガス力２（離反力２）」へ変化するように、調節機構（80）により、シリンダ室（60,65）のガス力が、見かけ上、回転角１３５°および３１５°付近で増大することになる。したがって、シリンダ（40）に対する押し付け力と押し返し力との差が小さくなり、シリンダ（40）と第２ハウジング（50）との摩擦力が減少する。すなわち、本実施形態では、ガス力（離反力）の変動に応じてシリンダ（40）に対する押し返し力を適切に変化させることができる。なお、本実施形態において、調節機構（80）の第１切欠き溝（85）および第２切欠き溝（86）は、何れか一方のみを設けるようにしてもよい。その他の構成、作用および効果は実施形態１と同様である。 From the above, the adjustment mechanism (80) causes the cylinder chambers (60, 65) to change from “gas force 1 (separation force 1)” to “gas force 2 (separation force 2)” in FIG. The gas force will apparently increase around rotation angles 135 ° and 315 °. Therefore, the difference between the pressing force against the cylinder (40) and the pushing back force is reduced, and the frictional force between the cylinder (40) and the second housing (50) is reduced. That is, in this embodiment, the pushing back force with respect to the cylinder (40) can be appropriately changed according to the variation of the gas force (separation force). In the present embodiment, only one of the first notch groove (85) and the second notch groove (86) of the adjustment mechanism (80) may be provided. Other configurations, operations, and effects are the same as those of the first embodiment.

−実施形態２の変形例１−
本変形例１は、図１２および図１３に示すように、上記実施形態２における調節機構（80）の凹溝（83）、連通路（84）および切欠き溝（85,86）の配置を変更したものである。具体的に、本変形例の凹溝（83）および連通路（84）は、第２ハウジング（50）に形成されている。凹溝（83）は、第２ハウジング（50）のピストン本体（52）の先端面（図１２における上端面）に開口する細長い溝であって、揺動ブッシュ（56）部で分断されたＣの字状に形成されている。つまり、凹溝（83）は、ピストン本体（52）のうちシリンダ（40）の鏡板部（41）と摺動する面に開口している。 -Modification 1 of Embodiment 2
As shown in FIGS. 12 and 13, in the first modification, the arrangement of the concave groove (83), the communication path (84), and the notch grooves (85, 86) of the adjustment mechanism (80) in the second embodiment is used. It has been changed. Specifically, the concave groove (83) and the communication path (84) of the present modification are formed in the second housing (50). The concave groove (83) is a long and narrow groove opened on the tip surface (upper end surface in FIG. 12) of the piston body (52) of the second housing (50), and is divided by the swing bush (56) portion. It is formed in a letter shape. That is, the concave groove (83) opens in the surface of the piston body (52) that slides with the end plate portion (41) of the cylinder (40).

連通路（84）は、一端が凹溝（83）に接続され、他端がクランク軸（25）の主軸部（26）が貫通する面に開口している。つまり、連通路（84）は、凹溝（83）の一部から鏡板部（51）まで上下方向（シリンダ（40）の軸心方向）に延び、その後鏡板部（51）の前面付近を水平方向（シリンダ（40）の軸心方向に対して直角方向）に延びて主軸部（26）の外周面に向かって開口している。 One end of the communication path (84) is connected to the concave groove (83), and the other end is open to a surface through which the main shaft portion (26) of the crankshaft (25) passes. That is, the communication path (84) extends in the vertical direction (in the axial direction of the cylinder (40)) from a part of the groove (83) to the end plate part (51), and then horizontally near the front surface of the end plate part (51). It extends in the direction (perpendicular to the axial direction of the cylinder (40)) and opens toward the outer peripheral surface of the main shaft portion (26).

２つの切欠き溝（85,86）は、クランク軸（25）の主軸部（26）における偏心部（27）との接続部に形成されいている。この第１切欠き溝（85）および第２切欠き溝（86）は、主軸部（26）の外周部の一部が切り欠かれて、常に偏心部（27）の下端面と第２ハウジング（50）の鏡板部（51）との隙間に連通している。この隙間の内圧は、クランク軸（25）の給油通路を通じて供給された潤滑油で満たされているため、圧縮機構（30）から吐出された冷媒の圧力（吐出圧力）とほぼ同じになる。 The two notched grooves (85, 86) are formed in the connecting portion with the eccentric portion (27) in the main shaft portion (26) of the crankshaft (25). The first notch groove (85) and the second notch groove (86) have a part of the outer peripheral portion of the main shaft portion (26) cut away so that the lower end surface of the eccentric portion (27) is always in contact with the second housing. It communicates with the gap between the end plate part (51) of (50). Since the internal pressure of this gap is filled with the lubricating oil supplied through the oil supply passage of the crankshaft (25), it becomes substantially the same as the pressure (discharge pressure) of the refrigerant discharged from the compression mechanism (30).

図１３に示すように、第１切欠き溝（85）および第２切欠き溝（86）は、主軸部（26）の軸心を挟んで位相が１８０°ずれた箇所に位置している。各切欠き溝（85,86）は、それぞれが主軸部（26）の周方向に沿って細長く延びている。そして、調節機構（80）は、実施形態２と同様に、シリンダ（40）の回転角１３５°付近で第２切欠き溝（86）が連通路（84）と連通し、シリンダ（40）の回転角３１５°付近で第１切欠き溝（85）が連通路（84）と連通するように構成されている。 As shown in FIG. 13, the first notch groove (85) and the second notch groove (86) are located at a location where the phase is shifted by 180 ° across the axis of the main shaft portion (26). Each notch groove (85, 86) extends elongated along the circumferential direction of the main shaft portion (26). As in the second embodiment, the adjusting mechanism (80) is configured such that the second notch groove (86) communicates with the communication path (84) around the rotation angle of 135 ° of the cylinder (40), and the cylinder (40) The first notch groove (85) is configured to communicate with the communication path (84) near a rotation angle of 315 °.

各切欠き溝（85,86）が連通路（84）と連通すると、凹溝（83）の内圧が吐出圧力とほぼ同一となる。そして、この凹溝（83）の内圧がシリンダ（40）の鏡板部（41）の前面（図１３における下面）に作用することで、シリンダ（40）がピストン本体（52）から離れる方向の押し返し力が生じる。したがって、実施形態２と同様に、ガス力（離反力）の変動に応じてシリンダ（40）に対する押し返し力を適切に変化させることができ、シリンダ（40）と第２ハウジング（50）との摩擦力を減少させることができる。その他の構成、作用および効果は実施形態１と同様である。 When each notch groove (85, 86) communicates with the communication path (84), the internal pressure of the concave groove (83) becomes substantially the same as the discharge pressure. The internal pressure of the concave groove (83) acts on the front surface (lower surface in FIG. 13) of the end plate portion (41) of the cylinder (40), so that the cylinder (40) is pushed back in the direction away from the piston body (52). Power is generated. Therefore, as in the second embodiment, the pushing force against the cylinder (40) can be appropriately changed according to the fluctuation of the gas force (separation force), and the friction between the cylinder (40) and the second housing (50). The power can be reduced. Other configurations, operations, and effects are the same as those of the first embodiment.

−実施形態２の変形例２−
本変形例２は、図１４に示すように、上記実施形態２における調節機構（80）の構成を変更したものである。具体的に、調節機構（80）は、シリンダ（40）に形成された凹溝（83）および連通路（84）を備えている。 -Modification 2 of Embodiment 2
In the second modification, as shown in FIG. 14, the configuration of the adjusting mechanism (80) in the second embodiment is changed. Specifically, the adjustment mechanism (80) includes a concave groove (83) and a communication path (84) formed in the cylinder (40).

凹溝（83）は、実施形態２と同様に、シリンダ（40）の外側シリンダ部（42）の先端面（図１４における下端）に沿って環状に形成されている。連通路（84）は、２つ設けられ、それぞれの一端が凹溝（83）に接続され、他端がシリンダ（40）の鏡板部（41）の背面（図１４における上端）に開口している。そして、一方の連通路（84）の他端は、シリンダ（40）の回転角１３５°付近で背面側隙間（75）の内側隙間（76）に連通し（図１４(Ｂ)参照）、回転角１３５°付近以外では外側隙間（78）に連通する（図１４(Ａ)参照）。また、他方の連通路（84）の他端は、シリンダ（40）の回転角３１５°付近で背面側隙間（75）の内側隙間（76）に連通し、回転角３１５°付近以外では外側隙間（78）に連通する。なお、連通路（84）は１つだけ設けるようにしてもよい。 Similarly to the second embodiment, the concave groove (83) is formed in an annular shape along the distal end surface (the lower end in FIG. 14) of the outer cylinder portion (42) of the cylinder (40). Two communication paths (84) are provided, one end of which is connected to the groove (83), and the other end is open to the back surface (upper end in FIG. 14) of the end plate part (41) of the cylinder (40). Yes. The other end of the one communication path (84) communicates with the inner gap (76) of the back side gap (75) around the rotation angle of 135 ° of the cylinder (40) (see FIG. 14B), and rotates. It communicates with the outer clearance (78) except for the vicinity of an angle of 135 ° (see FIG. 14A). The other end of the other communication path (84) communicates with the inner gap (76) of the back side gap (75) at a rotation angle of 315 ° of the cylinder (40), and the outer gap at a position other than the rotation angle of 315 °. Communicate with (78). Only one communication path (84) may be provided.

各連通路（84）が内側隙間（76）に連通すると、凹溝（83）の内圧が吐出流体の圧力とほぼ同一となる。これにより、実施形態２と同様に、ガス力（離反力）の変動に応じてシリンダ（40）に対する押し返し力を適切に変化させることができるので、シリンダ（40）と第２ハウジング（50）との摩擦力を減少させることができる。その他の構成、作用および効果は実施形態１と同様である。 When each communication passage (84) communicates with the inner clearance (76), the internal pressure of the concave groove (83) becomes substantially the same as the pressure of the discharged fluid. Accordingly, as in the second embodiment, the pushing force against the cylinder (40) can be appropriately changed according to the variation of the gas force (separation force), so that the cylinder (40) and the second housing (50) The frictional force can be reduced. Other configurations, operations, and effects are the same as those of the first embodiment.

《発明の実施形態３》
図１５および図１６に示すように、本実施形態３の回転式圧縮機（10）は、上記実施形態１の圧縮機構（30）に補助調節機構（90）を追加で設けるようにしたものである。補助調節機構（90）は、連通路（91）と開閉弁である差圧弁（92）と凹溝（98）とによって構成されている。なお、ここでは、実施形態１と異なる点、主として補助調節機構（90）の構成および動作について説明する。 << Embodiment 3 of the Invention >>
As shown in FIGS. 15 and 16, the rotary compressor (10) of the third embodiment is configured such that an auxiliary adjustment mechanism (90) is additionally provided to the compression mechanism (30) of the first embodiment. is there. The auxiliary adjustment mechanism (90) includes a communication path (91), a differential pressure valve (92) that is an on-off valve, and a concave groove (98). Here, differences from the first embodiment, mainly the configuration and operation of the auxiliary adjustment mechanism (90) will be described.

凹溝（98）は、第２ハウジング（50）のピストン本体（52）に形成されている。具体的に、凹溝（98）は、ピストン本体（52）における高圧室（61,66）寄りの部分（図１６における概ね左半分）に形成されている。この凹溝（98）は、ピストン本体（52）の先端面（図１６における上端）に開口する細長い溝であって、ピストン本体（52）の伸長方向に沿って円弧状に延びている。つまり、凹溝（98）は、ピストン本体（52）のうちシリンダ（40）の鏡板部（41）と摺動する面に開口している。 The concave groove (98) is formed in the piston body (52) of the second housing (50). Specifically, the concave groove (98) is formed in a portion (generally the left half in FIG. 16) near the high-pressure chamber (61, 66) in the piston main body (52). The concave groove (98) is an elongated groove that opens at the tip end surface (the upper end in FIG. 16) of the piston body (52), and extends in an arc shape along the extending direction of the piston body (52). That is, the concave groove (98) opens in the surface of the piston body (52) that slides with the end plate portion (41) of the cylinder (40).

連通路（91）は、第１ハウジング（35）の周縁部（38）と第２ハウジング（50）の両方に亘って形成された細径の通路である。この連通路（91）は、一端が周縁部（38）の内周面に開口して吸入空間（57）と連通し、他端がピストン本体（52）に形成された凹溝（98）の底面に開口している。つまり、連通路（91）は、凹溝（98）を吸入空間（57）に接続している。 The communication passage (91) is a small-diameter passage formed over both the peripheral edge portion (38) of the first housing (35) and the second housing (50). One end of the communication path (91) opens to the inner peripheral surface of the peripheral edge (38) to communicate with the suction space (57), and the other end of the concave groove (98) formed in the piston body (52). Open to the bottom. That is, the communication path (91) connects the concave groove (98) to the suction space (57).

差圧弁（92）は、弁体（93）とバネ（95）と蓋部材（96）とを備え、第２ハウジング（50）に埋設されている。具体的に、第２ハウジング（50）の鏡板部（51）では、その背面から上方へ延びる有底の埋設穴（97）が連通路（91）を横断するように形成されており、この埋設穴（97）に弁体（93）とバネ（95）と蓋部材（96）とが収容されている。弁体（93）は、概ね円柱状に形成されており、埋設穴（97）の軸方向へ進退自在となっている。また、弁体（93）の上端寄りには、その外周面に開口する外周溝（94）が形成されている。バネ（95）は、埋設穴（97）の底と弁体（93）の間に配置されており、弁体（93）を下方へ付勢している。埋設穴（97）における弁体（93）よりも上の空間は、吸入空間（57）と連通している。蓋部材（96）は、埋設穴（97）の下端を塞ぐように設けられる。また、蓋部材（96）には、小径の孔が形成されている。埋設穴（97）における弁体（93）よりも下の空間は、蓋部材（96）の孔を介して吐出ガスで満たされた吐出空間（32）と連通している。 The differential pressure valve (92) includes a valve body (93), a spring (95), and a lid member (96), and is embedded in the second housing (50). Specifically, in the end plate part (51) of the second housing (50), a bottomed buried hole (97) extending upward from the back surface thereof is formed so as to cross the communication path (91). The valve element (93), the spring (95), and the lid member (96) are accommodated in the hole (97). The valve body (93) is generally formed in a columnar shape, and is movable back and forth in the axial direction of the embedded hole (97). Further, an outer peripheral groove (94) opening in the outer peripheral surface is formed near the upper end of the valve body (93). The spring (95) is disposed between the bottom of the embedding hole (97) and the valve body (93), and urges the valve body (93) downward. The space above the valve body (93) in the embedded hole (97) communicates with the suction space (57). The lid member (96) is provided so as to close the lower end of the embedded hole (97). The lid member (96) has a small-diameter hole. The space below the valve element (93) in the embedded hole (97) communicates with the discharge space (32) filled with the discharge gas through the hole of the lid member (96).

差圧弁（92）の弁体（93）では、その下面に吐出圧力が作用し、その上面に吸入圧力とバネ（95）の付勢力が作用する。弁体（93）は、吐出圧力と吸入圧力の差に応じて上下に移動する。そして、弁体（93）の外周溝（94）の高さが連通路（91）の位置まで下がると、連通路（91）が開いた状態となる（図１５(Ａ)参照）。また、弁体（93）の外周溝（94）の高さが連通路（91）の位置からずれると、連通路（91）が閉じた状態となる（図１５(Ｂ)参照）。 In the valve body (93) of the differential pressure valve (92), the discharge pressure acts on the lower surface, and the suction pressure and the biasing force of the spring (95) act on the upper surface. The valve body (93) moves up and down according to the difference between the discharge pressure and the suction pressure. When the height of the outer peripheral groove (94) of the valve body (93) is lowered to the position of the communication path (91), the communication path (91) is opened (see FIG. 15A). Further, when the height of the outer peripheral groove (94) of the valve body (93) deviates from the position of the communication path (91), the communication path (91) is closed (see FIG. 15B).

−運転動作−
本実施形態の補助調節機構（90）は、シリンダ（40）に作用する下向きの荷重の大きさを、吐出圧力と吸入圧力の差に応じて調節する。その際、この補助調節機構（90）は、シリンダ（40）に対して上向きに作用する押し返し力の大きさを変更することによって、シリンダ（40）に作用する下向きの荷重の大きさ変化させる。 -Driving action-
The auxiliary adjustment mechanism (90) of the present embodiment adjusts the downward load acting on the cylinder (40) according to the difference between the discharge pressure and the suction pressure. At this time, the auxiliary adjusting mechanism (90) changes the magnitude of the downward load acting on the cylinder (40) by changing the magnitude of the pushing back force acting on the cylinder (40) upward.

先ず、図１５(Ａ)に示すように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的小さい運転状態では、差圧弁（92）の弁体（93）がバネ（95）の付勢力によって下方へ押し下げられ、連通路（91）が開いた状態となる。この状態では、連通路（91）を介して凹溝（98）と吸入空間（57）が連通し、凹溝（98）の圧力が吸入圧力となる。つまり、この状態において、シリンダ（40）の鏡板部（41）の前面のうち凹溝（98）に面する部分には、高圧室（61,66）内の流体圧ではなく、吸入圧力が作用する。このため、シリンダ（40）を上方へ押し上げようとする押し返し力の大きさが小さくなり、シリンダ（40）に作用する下向きの荷重が大きくなる。 First, as shown in FIG. 15A, in an operating state where the difference between the discharge pressure and the suction pressure is relatively small, the valve body (93) of the differential pressure valve (92) is pushed downward by the biasing force of the spring (95). The communication path (91) is opened. In this state, the groove (98) and the suction space (57) communicate with each other via the communication path (91), and the pressure in the groove (98) becomes the suction pressure. In other words, in this state, the suction pressure acts not on the fluid pressure in the high pressure chamber (61, 66) but on the portion of the front surface of the end plate portion (41) of the cylinder (40) facing the concave groove (98). To do. For this reason, the magnitude of the pushing back force that pushes the cylinder (40) upward is reduced, and the downward load acting on the cylinder (40) is increased.

このように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的小さくてシリンダ（40）に作用する押し付け力が不足しがちな運転状態では、凹溝（98）へ吸入圧力を導入することでシリンダ（40）に作用する上向きの押し返し力を削減し、シリンダ（40）に作用する下向きの荷重を確保している。 Thus, in an operating state where the difference between the discharge pressure and the suction pressure is relatively small and the pressing force acting on the cylinder (40) tends to be insufficient, by introducing the suction pressure into the concave groove (98), the cylinder (40 ), The upward pushing force acting on the cylinder (40) is reduced, and the downward load acting on the cylinder (40) is secured.

一方、図１５(Ｂ)に示すように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的大きい運転状態では、差圧弁（92）の弁体（93）がバネ（95）の付勢力に打ち勝って上方へ押し上げられ、連通路（91）が閉じた状態となる。この状態では、凹溝が吸入空間（57）から遮断され、凹溝（98）へは高圧室（61,66）内の流体が徐々に漏れ込んでくる。そして、凹溝（98）の圧力は、連通路（91）が開いている状態に比べて高くなる。このため、シリンダ（40）を上方へ押し上げようとする押し返し力の大きさが大きくなり、シリンダ（40）に作用する下向きの荷重が小さくなる。 On the other hand, as shown in FIG. 15B, in an operating state where the difference between the discharge pressure and the suction pressure is relatively large, the valve body (93) of the differential pressure valve (92) overcomes the biasing force of the spring (95) and moves upward. The communication path (91) is closed. In this state, the concave groove is blocked from the suction space (57), and the fluid in the high pressure chamber (61, 66) gradually leaks into the concave groove (98). And the pressure of a ditch | groove (98) becomes high compared with the state where the communicating path (91) is open. For this reason, the magnitude of the pushing back force to push up the cylinder (40) increases, and the downward load acting on the cylinder (40) decreases.

このように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的大きくてシリンダ（40）に作用する押し付け力が過剰になりがちな運転状態では、凹溝（98）の圧力を吸入圧力よりも高くすることでシリンダ（40）に作用する上向きの押し返し力を増大させ、シリンダ（40）に作用する下向きの荷重を削減している。 In this way, in an operating state where the difference between the discharge pressure and the suction pressure is relatively large and the pressing force acting on the cylinder (40) tends to be excessive, the pressure in the groove (98) should be made higher than the suction pressure. Thus, the upward pushing force acting on the cylinder (40) is increased, and the downward load acting on the cylinder (40) is reduced.

本実施形態の圧縮機構（30）において、シリンダ（40）の鏡板部（41）の前面に作用するガス圧は、低圧室（62,67）側よりも高圧室（61,66）側の方が大きくなる。これに対し、本実施形態では、このモーメントを低減するための対策が講じられている。ピストン本体（52）の先端面のうち高圧室（61,66）寄りの部分に凹溝（98）を開口させている。そして、この凹溝（98）へ連通路（91）を通じて吸入圧力が導入されると、シリンダ（40）の鏡板部（41）のうち高圧室（61,66）側の部分に作用する押し返し力が比較的小さくなり、シリンダ（40）を傾けようとするモーメントが小さくなる。 In the compression mechanism (30) of the present embodiment, the gas pressure acting on the front surface of the end plate portion (41) of the cylinder (40) is higher on the high pressure chamber (61, 66) side than on the low pressure chamber (62, 67) side. Becomes larger. On the other hand, in the present embodiment, measures are taken to reduce this moment. A concave groove (98) is opened in a portion near the high-pressure chamber (61, 66) on the front end surface of the piston body (52). When suction pressure is introduced into the concave groove (98) through the communication passage (91), the pushing force acting on the high pressure chamber (61, 66) side portion of the end plate portion (41) of the cylinder (40). Becomes relatively small, and the moment to tilt the cylinder (40) becomes small.

−実施形態３の効果−
以上のように、本実施形態では、押し側部材としてのシリンダ（40）に作用する軸方向（上下方向）の荷重の大きさは、補助調節機構（90）が吐出圧力と吸入圧力との差に応じて調節している。このため、回転式圧縮機（10）の運転条件が変化した場合でも、シリンダ（40）に作用する軸方向の荷重の大きさを適切に設定することができる。したがって、シリンダ（40）と第２ハウジング（50）の間での摩擦による動力損失を一層低減することができる。この結果、圧縮効率をより高めると共に、運転中における機械的な損失を低減でき、機器の性能向上を図ることができる。 -Effect of Embodiment 3-
As described above, in this embodiment, the load in the axial direction (vertical direction) acting on the cylinder (40) as the push side member is determined by the difference between the discharge pressure and the suction pressure by the auxiliary adjustment mechanism (90). It is adjusted according to. For this reason, even when the operating condition of the rotary compressor (10) changes, the magnitude of the axial load acting on the cylinder (40) can be set appropriately. Accordingly, power loss due to friction between the cylinder (40) and the second housing (50) can be further reduced. As a result, the compression efficiency can be further increased, the mechanical loss during operation can be reduced, and the performance of the device can be improved.

また、ピストン本体（52）の先端面のうち高圧室（61,66）寄りの部分に凹溝（98）を開口させているため、シリンダ（40）を傾けようとするモーメントを低減することができる。したがって、シリンダ（40）の傾きに起因する圧縮効率の低下や偏摩耗などの問題を回避することができる。その他の作用および効果は実施形態１と同様である。 In addition, since the concave groove (98) is opened in the tip of the piston body (52) near the high pressure chamber (61, 66), the moment for tilting the cylinder (40) can be reduced. it can. Therefore, problems such as a decrease in compression efficiency and uneven wear due to the inclination of the cylinder (40) can be avoided. Other operations and effects are the same as those of the first embodiment.

−実施形態３の変形例−
本変形例は、図１７および図１８に示すように、上記実施形態３の補助調節機構（90）の構成を変更したものである。 -Modification of Embodiment 3-
In this modification, as shown in FIGS. 17 and 18, the configuration of the auxiliary adjustment mechanism (90) of the third embodiment is changed.

本変形例の補助調節機構（90）は、凹溝（98）がピストン本体（52）における低圧室（62,67）寄りの部分（図１８における概ね右半分）に形成されている。この凹溝（98）は、ピストン本体（52）の先端面（図１７における上端）に開口する細長い溝であって、ピストン本体（52）の伸長方向に沿って円弧状に延びている。 In the auxiliary adjustment mechanism (90) of this modification, the concave groove (98) is formed in a portion (generally right half in FIG. 18) of the piston main body (52) close to the low pressure chamber (62, 67). The concave groove (98) is an elongated groove that opens at the tip end surface (the upper end in FIG. 17) of the piston body (52), and extends in an arc shape along the extending direction of the piston body (52).

補助調節機構（90）の連通路（91）は、第２ハウジング（50）に形成され、一端が鏡板部（51）の背面（図１７における下面）に開口して吐出空間（32）と連通し、他端がピストン本体（52）の凹溝（98）の底面に開口している。つまり、この連通路（91）は、凹溝（98）を吐出空間（32）に接続している。 The communication path (91) of the auxiliary adjustment mechanism (90) is formed in the second housing (50), and one end opens to the back surface (lower surface in FIG. 17) of the end plate portion (51) and communicates with the discharge space (32). The other end opens at the bottom of the concave groove (98) of the piston body (52). That is, this communicating path (91) connects the concave groove (98) to the discharge space (32).

補助調節機構（90）の差圧弁（92）は、第２ハウジング（50）に埋設されている。第２ハウジング（50）の鏡板部（51）には、その背面から上方へ延びる有底の埋設穴（97）が連通路（91）を横断して形成され、この埋設穴（97）に弁体（93）とバネ（95）と蓋部材（96）とが収容されている。弁体（93）は、実施形態４と同様に、埋設穴（97）の軸方向へ進退自在となっており、バネ（95）が埋設穴（97）の底と弁体（93）の間に配置されて弁体（93）を下方へ付勢している。埋設穴（97）における弁体（93）の上の空間は、吸入ポート（39）と連通している。蓋部材（96）は、小径の孔が形成され、埋設穴（97）の下端を塞ぐように設けられる。埋設穴（97）における弁体（93）の下の空間は、蓋部材（96）の孔を通じて吐出ガスで満たされた吐出空間（32）と連通している。 The differential pressure valve (92) of the auxiliary adjustment mechanism (90) is embedded in the second housing (50). In the end plate part (51) of the second housing (50), a bottomed buried hole (97) extending upward from the back surface is formed across the communication passage (91), and a valve is formed in the buried hole (97). A body (93), a spring (95), and a lid member (96) are accommodated. As in the fourth embodiment, the valve body (93) is movable back and forth in the axial direction of the embedded hole (97), and the spring (95) is located between the bottom of the embedded hole (97) and the valve body (93). The valve body (93) is urged downward. The space above the valve body (93) in the embedded hole (97) communicates with the suction port (39). The lid member (96) is provided with a small-diameter hole so as to close the lower end of the embedded hole (97). The space below the valve element (93) in the embedded hole (97) communicates with the discharge space (32) filled with the discharge gas through the hole of the lid member (96).

差圧弁（92）の弁体（93）では、下面に吐出圧力が作用し、上面に吸入圧力とバネ（95）の付勢力が作用する。弁体（93）は、吐出圧力と吸入圧力の差に応じて上下に移動する。そして、弁体（93）の外周溝（94）の高さが連通路（91）の位置まで下がると、連通路（91）が開いた状態となる。また、弁体（93）の外周溝（94）の高さが連通路（91）の位置からずれると、連通路（91）が閉じた状態となる。なお、図１７では、弁体（93）が連通路（91）を開いた状態となっている。 In the valve body (93) of the differential pressure valve (92), the discharge pressure acts on the lower surface, and the suction pressure and the biasing force of the spring (95) act on the upper surface. The valve body (93) moves up and down according to the difference between the discharge pressure and the suction pressure. When the height of the outer peripheral groove (94) of the valve body (93) is lowered to the position of the communication path (91), the communication path (91) is opened. Further, when the height of the outer peripheral groove (94) of the valve body (93) deviates from the position of the communication path (91), the communication path (91) is closed. In FIG. 17, the valve body (93) is in a state where the communication passage (91) is opened.

補助調節機構（90）は、上記実施形態３と同様に、シリンダ（40）に対して上向きに作用する押し返し力の大きさを変更することによって、シリンダ（40）に作用する下向きの荷重の大きさ変化させる。 Similarly to the third embodiment, the auxiliary adjustment mechanism (90) changes the magnitude of the downward force acting on the cylinder (40) by changing the magnitude of the pushing force acting on the cylinder (40) upward. Change.

先ず、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的大きい運転状態では、差圧弁（92）の弁体（93）がバネ（95）の付勢力に打ち勝って上方へ押し上げられ、連通路（91）が開いた状態となる。この状態では、凹溝（98）と吐出空間（32）が連通され、凹溝（98）の圧力が吐出圧力となる。つまり、この状態において、シリンダ（40）の鏡板部（41）の前面のうち凹溝（98）に面する部分には、低圧室（62,67）内の流体圧ではなく、吐出圧力が作用する。このため、シリンダ（40）を上方へ押し上げようとする押し返し力の大きさが大きくなり、シリンダ（40）に作用する下向きの荷重が小さくなる。 First, in an operating state where the difference between the discharge pressure and the suction pressure is relatively large, the valve body (93) of the differential pressure valve (92) overcomes the urging force of the spring (95) and is pushed upward, and the communication path (91) is Opened. In this state, the groove (98) communicates with the discharge space (32), and the pressure in the groove (98) becomes the discharge pressure. That is, in this state, not the fluid pressure in the low-pressure chamber (62, 67) but the discharge pressure acts on the portion of the front surface of the end plate portion (41) of the cylinder (40) facing the concave groove (98). To do. For this reason, the magnitude of the pushing back force to push up the cylinder (40) increases, and the downward load acting on the cylinder (40) decreases.

このように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的大きくてシリンダ（40）に作用する押し付け力が過剰になりがちな運転状態では、凹溝（98）の圧力を吐出圧力にすることでシリンダ（40）に作用する上向きの押し返し力を増大させ、シリンダ（40）に作用する下向きの荷重を削減している。 In this way, in the operating state where the difference between the discharge pressure and the suction pressure is relatively large and the pressing force acting on the cylinder (40) tends to be excessive, the pressure in the concave groove (98) can be changed to the discharge pressure. The upward pushing force acting on (40) is increased, and the downward load acting on the cylinder (40) is reduced.

一方、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的小さい運転状態では、差圧弁（92）の弁体（93）がバネ（95）の付勢力によって下方へ押し下げられ、連通路（91）が閉じた状態となる。この状態では、凹溝が吐出空間（32）から遮断され、凹溝（98）内のガス冷媒が低圧室（62,67）へ徐々に漏れ出してゆく。そして、凹溝（98）の圧力は、連通路（91）が開いている状態に比べて低くなる。このため、シリンダ（40）を上方へ押し上げようとする押し返し力の大きさが小さくなり、シリンダ（40）に作用する下向きの荷重が大きくなる。 On the other hand, in an operating state where the difference between the discharge pressure and the suction pressure is relatively small, the valve body (93) of the differential pressure valve (92) is pushed downward by the biasing force of the spring (95), and the communication path (91) is closed. It becomes a state. In this state, the groove is blocked from the discharge space (32), and the gas refrigerant in the groove (98) gradually leaks into the low pressure chamber (62, 67). And the pressure of a ditch | groove (98) becomes low compared with the state where the communicating path (91) is open. For this reason, the magnitude of the pushing back force that pushes the cylinder (40) upward is reduced, and the downward load acting on the cylinder (40) is increased.

このように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的小さくてシリンダ（40）に作用する押し付け力が不足しがちな運転状態では、凹溝（98）の内圧を吐出圧力よりも低くすることでシリンダ（40）に作用する上向きの押し返し力を削減し、シリンダ（40）に作用する下向きの荷重を確保している。 In this way, in an operating state where the difference between the discharge pressure and the suction pressure is relatively small and the pressing force acting on the cylinder (40) tends to be insufficient, the internal pressure of the concave groove (98) can be made lower than the discharge pressure. The upward pushing force acting on the cylinder (40) is reduced, and the downward load acting on the cylinder (40) is secured.

本実施形態の圧縮機構（30）において、シリンダ（40）の鏡板部（41）の前面に作用する流体圧は、高圧室（61,66）側よりも低圧室（62,67）側の方が小さくなる。これに対し、本実施形態では、ピストン本体（52）の先端面のうち低圧室（62,67）寄りの部分に凹溝（98）を開口させている。そして、この凹溝（98）へ連通路（91）を通じて吐出圧力が導入されると、シリンダ（40）の鏡板部（41）のうち低圧室（62,67）側の部分に作用する押し返し力が比較的大きくなり、シリンダ（40）を傾けようとするモーメントが小さくなる。 In the compression mechanism (30) of the present embodiment, the fluid pressure acting on the front surface of the end plate portion (41) of the cylinder (40) is closer to the low pressure chamber (62, 67) side than to the high pressure chamber (61, 66) side. Becomes smaller. On the other hand, in the present embodiment, the concave groove (98) is opened in a portion near the low pressure chamber (62, 67) on the tip surface of the piston body (52). When the discharge pressure is introduced into the concave groove (98) through the communication passage (91), the pushing force acting on the low pressure chamber (62, 67) side portion of the end plate portion (41) of the cylinder (40). Becomes relatively large, and the moment to tilt the cylinder (40) decreases.

《発明の実施形態４》
図１９に示すように、本実施形態４の回転式圧縮機（10）は、上記実施形態２の変形例１において押し付け機構（70）の構成を変更し、さらに補助調節機構（90）を追加で設けるようにしたものである。ここでは、実施形態２の変形例１と異なる点、主として押し付け機構（70）および補助調節機構（90）について説明する。 << Embodiment 4 of the Invention >>
As shown in FIG. 19, in the rotary compressor (10) of the fourth embodiment, the structure of the pressing mechanism (70) is changed in the first modification of the second embodiment, and an auxiliary adjustment mechanism (90) is further added. It is intended to be provided in. Here, differences from the first modification of the second embodiment, mainly the pressing mechanism (70) and the auxiliary adjusting mechanism (90) will be described.

本実施形態の押し付け機構（70）は、実施形態１における押し付け機構と同様に、大径シールリング（71）および小径シールリング（72）によって構成されている。つまり、シリンダ（40）の鏡板部（41）の背面側隙間（75）が、吐出圧力とほぼ同一圧力の内側隙間（76）と、吸入圧力とほぼ同一圧力の外側隙間（78）と、吐出圧力と吸入圧力の中間の圧力とほぼ同一圧力の中間隙間（77）とに区画されている。 Similar to the pressing mechanism in the first embodiment, the pressing mechanism (70) of the present embodiment includes a large-diameter seal ring (71) and a small-diameter seal ring (72). In other words, the back side gap (75) of the end plate part (41) of the cylinder (40) has an inner gap (76) that is almost the same pressure as the discharge pressure, and an outer gap (78) that is almost the same pressure as the suction pressure. It is divided into an intermediate gap (77) having the same pressure as that between the pressure and the suction pressure.

また、図２０に示すように、大径シールリング（71）と小径シールリング（72）は、それぞれの中心がピストン本体（52）の軸心（即ち主軸部（26）の軸心）からずれている。大径シールリング（71）の中心Ｏ_１と小径シールリング（72）の中心Ｏ_２は、共にピストン本体（52）の軸心よりも高圧室（61,66）寄りにオフセットしている。更に、大径シールリング（71）と小径シールリング（72）は、それぞれの中心の位置が互いに相違している。小径シールリング（72）の中心Ｏ_２は、大径シールリング（71）の中心Ｏ_１よりもブレード（45）寄りとなっている。 Further, as shown in FIG. 20, the centers of the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) are displaced from the center of the piston body (52) (that is, the axis of the main shaft (26)). ing. Center O ₁ and the center O ₂ of the small diameter seal ring (72) of the large-diameter sealing ring (71) is offset to the high pressure chamber (61, 66) nearer the axis of both the piston body (52). Furthermore, the center positions of the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) are different from each other. Center O ₂ of the small diameter seal ring (72) has a blade (45) nearer the center O ₁ of the large-diameter sealing ring (71).

本実施形態の補助調節機構（90）は、実施形態３のものとほぼ同様であり、凹溝（98）を除く、連通路（91）および差圧弁（92）によって構成されている。これら連通路（91）および差圧弁（92）は、共に第１ハウジング（35）に設けられている。 The auxiliary adjustment mechanism (90) of the present embodiment is substantially the same as that of the third embodiment, and includes a communication path (91) and a differential pressure valve (92) excluding the concave groove (98). The communication passage (91) and the differential pressure valve (92) are both provided in the first housing (35).

連通路（91）は、一端が背面側隙間（75）の中間隙間（77）に開口し、他端が第１ハウジング（35）の平板部（36）の背面（図１９における上面）に開口している。第１ハウジング（35）の平板部（36）には、その背面から下方へ延びる有底の埋設穴（97）が連通路（91）を横断して形成され、この埋設穴（97）に差圧弁（92）の弁体（93）とバネ（95）と蓋部材（96）とが収容されている。弁体（93）は、実施形態３と同様に、埋設穴（97）の軸方向へ進退自在となっている。バネ（95）は、弁体（93）と埋設穴（97）の底との間に配置されて弁体（93）を上方へ付勢している。埋設穴（97）における弁体（93）の下の空間は、吸入ポート（39）と連通している。蓋部材（96）は、埋設穴（97）の上端を塞ぐように設けられる。また、蓋部材（96）には、小径の孔が形成されている。埋設穴（97）における弁体（93）よりも上の空間は、蓋部材（96）の孔を介して吐出ガスで満たされたケーシング（11）の内部空間と連通している。 One end of the communication path (91) opens to the intermediate gap (77) of the back side gap (75), and the other end opens to the back side (upper surface in FIG. 19) of the flat plate portion (36) of the first housing (35). is doing. In the flat plate portion (36) of the first housing (35), a bottomed buried hole (97) extending downward from the back surface thereof is formed across the communication passage (91). The valve body (93), the spring (95), and the lid member (96) of the pressure valve (92) are accommodated. As in the third embodiment, the valve body (93) is movable back and forth in the axial direction of the embedded hole (97). The spring (95) is disposed between the valve body (93) and the bottom of the embedding hole (97) to urge the valve body (93) upward. The space under the valve element (93) in the burial hole (97) communicates with the suction port (39). The lid member (96) is provided so as to close the upper end of the embedding hole (97). The lid member (96) has a small-diameter hole. The space above the valve body (93) in the embedded hole (97) communicates with the internal space of the casing (11) filled with the discharge gas through the hole of the lid member (96).

差圧弁（92）の弁体（93）では、上面に吐出圧力が作用し、下面に吸入圧力とバネ（95）の付勢力が作用する。弁体（93）は、吐出圧力と吸入圧力の差に応じて上下に移動する。そして、弁体（93）の外周溝（94）の高さが連通路（91）の位置に達すると、連通路（91）が開いた状態となり、弁体（93）の外周溝（94）の高さが連通路（91）の位置からずれると、連通路（91）が閉じた状態となる。なお、図１９では、弁体（93）が連通路（91）を開いた状態となっている。 In the valve body (93) of the differential pressure valve (92), the discharge pressure acts on the upper surface, and the suction pressure and the biasing force of the spring (95) act on the lower surface. The valve body (93) moves up and down according to the difference between the discharge pressure and the suction pressure. When the height of the outer circumferential groove (94) of the valve body (93) reaches the position of the communication path (91), the communication path (91) is opened, and the outer circumferential groove (94) of the valve body (93). When the height of is shifted from the position of the communication path (91), the communication path (91) is closed. In FIG. 19, the valve body (93) is in a state where the communication passage (91) is opened.

本実施形態において、補助調節機構（90）は、シリンダ（40）に作用する下向きの荷重の大きさを、吐出圧力と吸入圧力の差に応じて調節する。吐出圧力と吸入圧力の差が比較的小さい運転状態では、弁体（93）がバネ（95）の付勢力によって上方へ押し上げられ、連通路（91）が開いた状態となる。この状態では、ケーシング（11）の内部空間が連通路（91）を介して中間隙間（77）に連通し、中間隙間（77）の圧力が吐出圧力となる。つまり、この状態では、内側隙間（76）と中間隙間（77）の両方が吐出圧力となり、残りの外側隙間（78）だけが吸入圧力となる。このため、シリンダ（40）の背面のうち吐出圧力の作用する部分の面積が大きくなり、シリンダ（40）に作用する下向きの押し付け力は、内側隙間（76）だけが吐出圧力となる状態に比べて大きくなる。 In the present embodiment, the auxiliary adjustment mechanism (90) adjusts the magnitude of the downward load acting on the cylinder (40) according to the difference between the discharge pressure and the suction pressure. In an operation state in which the difference between the discharge pressure and the suction pressure is relatively small, the valve body (93) is pushed upward by the biasing force of the spring (95), and the communication path (91) is opened. In this state, the internal space of the casing (11) communicates with the intermediate gap (77) via the communication path (91), and the pressure in the intermediate gap (77) becomes the discharge pressure. That is, in this state, both the inner gap (76) and the intermediate gap (77) are the discharge pressure, and only the remaining outer gap (78) is the suction pressure. For this reason, the area of the part where the discharge pressure acts on the back of the cylinder (40) becomes larger, and the downward pressing force acting on the cylinder (40) is smaller than the state where only the inner gap (76) becomes the discharge pressure. Become bigger.

このように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的小さくてシリンダ（40）に作用する押し付け力が不足しがちな運転状態では、中間隙間（77）へ吐出圧力を導入することでシリンダ（40）へ作用する下向きの荷重を確保している。 Thus, in an operating state where the difference between the discharge pressure and the suction pressure is relatively small and the pressing force acting on the cylinder (40) tends to be insufficient, the discharge pressure is introduced into the intermediate gap (77) to introduce the cylinder (40 ) Ensures downward load acting on

一方、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的大きい運転状態では、弁体（93）がバネ（95）の付勢力に打ち勝って下方へ押し下げられ、連通路（91）が閉じた状態となる。この状態では、中間隙間（77）とケーシング（11）の内部空間とが遮断され、中間隙間（77）の圧力が吐出圧力と吸入圧力の中間の値となる。このため、シリンダ（40）の背面のうち吐出圧力の作用する部分の面積が小さくなり、シリンダ（40）に作用する下向きの押し付け力は、内側隙間（76）と中間隙間（77）の両方が吐出圧力となる状態に比べて小さくなる。 On the other hand, in an operation state in which the difference between the discharge pressure and the suction pressure is relatively large, the valve body (93) overcomes the urging force of the spring (95) and is pushed downward to close the communication path (91). In this state, the intermediate gap (77) and the internal space of the casing (11) are blocked, and the pressure in the intermediate gap (77) is an intermediate value between the discharge pressure and the suction pressure. For this reason, the area of the part where the discharge pressure acts on the back of the cylinder (40) is reduced, and the downward pressing force acting on the cylinder (40) is reduced by both the inner gap (76) and the intermediate gap (77). It becomes smaller than the state where the discharge pressure is reached.

このように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的大きくてシリンダ（40）に作用する押し付け力が過剰になりがちな運転状態では、中間隙間（77）の圧力を吐出圧力と吸入圧力の中間圧にすることでシリンダ（40）へ作用する下向きの荷重を削減している。 In this way, in an operating state where the difference between the discharge pressure and the suction pressure is relatively large and the pressing force acting on the cylinder (40) tends to be excessive, the pressure in the intermediate gap (77) is set between the discharge pressure and the suction pressure. By using pressure, the downward load acting on the cylinder (40) is reduced.

ここで、上記回転式圧縮機（10）において、シリンダ（40）の鏡板部（41）に作用するガス圧は、低圧室（62,67）側よりも高圧室（61,66）側の方が大きくなる。このため、シリンダ（40）の鏡板部（41）の背面へ押し付け力を平均的に作用させるだけでは、シリンダ（40）を傾けようとするモーメントが残ってしまう。 Here, in the rotary compressor (10), the gas pressure acting on the end plate part (41) of the cylinder (40) is higher in the high pressure chamber (61, 66) side than in the low pressure chamber (62, 67) side. Becomes larger. For this reason, a moment for tilting the cylinder (40) remains only by applying an average pressing force to the back surface of the end plate portion (41) of the cylinder (40).

本実施形態の回転式圧縮機（10）では、このモーメントを低減するための対策が講じられている。つまり、上述したように、この回転式圧縮機（10）において、大径シールリング（71）と小径シールリング（72）は、それぞれの中心位置が高圧室（61,66）寄りにオフセットされている。大径シールリング（71）や小径シールリング（72）を高圧室（61,66）寄りに配置すると、シリンダ（40）の鏡板部（41）では、高圧室（61,66）寄りの部分に作用する押し付け力が低圧室（62,67）寄りの部分に比べて大きくなる。このため、シリンダ（40）を傾けようとするモーメントを低減することができる。 In the rotary compressor (10) of the present embodiment, measures are taken to reduce this moment. That is, as described above, in the rotary compressor (10), the center positions of the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) are offset toward the high-pressure chamber (61, 66). Yes. When the large-diameter seal ring (71) or small-diameter seal ring (72) is placed closer to the high-pressure chamber (61, 66), the end plate (41) of the cylinder (40) is placed closer to the high-pressure chamber (61, 66). The pressing force that acts is greater than the portion near the low-pressure chamber (62, 67). For this reason, the moment which tries to incline the cylinder (40) can be reduced.

また、上記回転式圧縮機（10）において、大径シールリング（71）と小径シールリング（72）は、それぞれの中心が異なる位置となるように配置されている。このため、小径シールリング（72）の内側だけ（即ち内側隙間（76）だけ）が吐出圧力になった状態でシリンダ（40）に作用する押し付け力の作用中心と、大径シールリング（71）の内側全体（即ち内側隙間（76）と中間隙間（77）の両方）が吐出圧力になった状態でシリンダ（40）に作用する押し付け力の作用中心とは、それぞれの位置が互いに異なることになる。つまり、吐出圧力と吸入圧力の差によって、シリンダ（40）の鏡板部（41）に作用する押し付け力の作用中心の位置が変化することになる。 In the rotary compressor (10), the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) are arranged so that their centers are at different positions. For this reason, only the inner side of the small-diameter seal ring (72) (that is, only the inner gap (76)) is at the discharge pressure, the center of action of the pressing force acting on the cylinder (40), and the large-diameter seal ring (71) The center of the pressing force acting on the cylinder (40) when the entire inner side of the cylinder (that is, both the inner gap (76) and the intermediate gap (77)) is at the discharge pressure is different from each other. Become. That is, the position of the center of action of the pressing force acting on the end plate portion (41) of the cylinder (40) changes depending on the difference between the discharge pressure and the suction pressure.

以上のように、本実施形態でも、補助調節機構（90）が吐出圧力と吸入圧力の差に応じて押し側部材としてのシリンダ（40）に作用する軸方向（上下方向）の荷重を調節している。このため、回転式圧縮機（10）の運転条件が変化した場合でも、シリンダ（40）に作用する軸方向の荷重の大きさを適切に設定することが可能となり、シリンダ（40）と第２ハウジング（50）の間での摩擦による動力損失を低減することができる。 As described above, also in this embodiment, the auxiliary adjustment mechanism (90) adjusts the axial (vertical) load acting on the cylinder (40) as the push side member according to the difference between the discharge pressure and the suction pressure. ing. For this reason, even when the operating condition of the rotary compressor (10) changes, it is possible to appropriately set the magnitude of the axial load acting on the cylinder (40). Power loss due to friction between the housings (50) can be reduced.

また、本実施形態によれば、回転式圧縮機（10）の運転状態が変化して吐出流体と吸入流体の圧力差が変化しても、押し側部材としてのシリンダ（40）を傾けようとするモーメントの大きさを確実に削減することができ、シリンダ（40）が傾くことに起因する圧縮効率の低下や偏摩耗などの問題を回避することができる。その他の構成、作用および効果は実施形態１と同様である。 Further, according to this embodiment, even if the operating state of the rotary compressor (10) changes and the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid changes, the cylinder (40) as the push-side member is inclined. The magnitude of the moment to be reduced can be surely reduced, and problems such as a decrease in compression efficiency and uneven wear due to the tilting of the cylinder (40) can be avoided. Other configurations, operations, and effects are the same as those of the first embodiment.

《その他の実施形態および参考形態》
−変形例１−
上記実施形態４の圧縮機構（30）では、大径シールリング（71）の中心と小径シールリング（72）の中心の両方を主軸部（26）の軸心からオフセットさせているが、これに代えて、図２１に示すように、大径シールリング（71）の中心Ｏ_１だけを主軸部（26）の軸心からオフセットさせ、小径シールリング（72）の中心Ｏ_２を主軸部（26）の軸心上に配置するようにしてもよい。 << Other Embodiments and Reference Forms >>
-Modification 1-
In the compression mechanism (30) of the fourth embodiment, both the center of the large-diameter seal ring (71) and the center of the small-diameter seal ring (72) are offset from the axis of the main shaft portion (26). Instead, as shown in FIG. 21, only the center O ₁ of the large-diameter seal ring (71) is offset from the axis of the main shaft portion (26), and the center O ₂ of the small-diameter seal ring (72) is offset from the main shaft portion (26 ) May be arranged on the axis.

このように大径シールリング（71）および小径シールリング（72）を配置すると、大径シールリング（71）と小径シールリング（72）の間に形成される中間隙間（77）は、高圧室（61,66）寄りに位置する部分の面積が大きくなる。そして、シリンダ（40）の鏡板部（41）では、中間隙間（77）の内圧によって受ける力（即ち、押し付け力）の作用点が高圧室（61,66）寄りとなり、その結果、より小さな押し付け力によってシリンダ（40）を傾けようとするモーメントを確実に削減することが可能となる。したがって、シリンダ（40）に作用する押し付け力に起因する摺動損失を低く抑えつつ、シリンダ（40）の傾きを抑制することができる。 When the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) are arranged in this way, the intermediate gap (77) formed between the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) becomes the high-pressure chamber. The area of the part located closer to (61, 66) becomes larger. In the end plate part (41) of the cylinder (40), the point of action of the force (ie, pressing force) received by the internal pressure of the intermediate gap (77) is closer to the high pressure chamber (61, 66), resulting in a smaller pressing force. It is possible to reliably reduce the moment for tilting the cylinder (40) by the force. Therefore, it is possible to suppress the tilt of the cylinder (40) while keeping the sliding loss due to the pressing force acting on the cylinder (40) low.

−変形例２−
上記参考形態の圧縮機構（30）において、背面側隙間（75）のうち大径シールリング（71）よりも外側の部分（即ち、外側隙間（78））の圧力が吐出圧力となるように構成されてもよい。ここでは、本変形例について、上記参考形態と異なる点を説明する。 -Modification 2-
In the compression mechanism (30) of the above reference embodiment , the pressure in the portion outside the large-diameter seal ring (71) (that is, the outer clearance (78)) in the back-side clearance (75) is the discharge pressure. May be. Here, about this modification, a different point from the said reference form is demonstrated.

図２２に示すように、本変形例の圧縮機構（30）では、吸入ポート（39）が第２ハウジング（50）に形成されている。吸入ポート（39）の終端は、第２ハウジング（50）の上面におけるピストン本体（52）の内周側と外周側のそれぞれに開口している。 As shown in FIG. 22, in the compression mechanism (30) of this modification, the suction port (39) is formed in the second housing (50). The terminal ends of the suction port (39) are opened on the inner peripheral side and the outer peripheral side of the piston main body (52) on the upper surface of the second housing (50).

上記圧縮機構（30）では、第２ハウジング（50）に吐出圧導入路（59）が形成されている。この吐出圧導入路（59）は、第１ハウジング（35）の周縁部（38）の内周面とシリンダ（40）の外周面との間に形成された空間を、吐出空間（32）と連通させている。そして、第１ハウジング（35）の周縁部（38）とシリンダ（40）との間の空間は、その内圧が吐出圧力となっており、吐出圧空間（58）を構成している。なお、本変形例において、大径シールリング（71）の中心は、上述した変形例１と同様に、主軸部（26）の軸心からオフセットされている。 In the compression mechanism (30), a discharge pressure introduction path (59) is formed in the second housing (50). The discharge pressure introduction path (59) is formed by forming a space formed between the inner peripheral surface of the peripheral edge (38) of the first housing (35) and the outer peripheral surface of the cylinder (40) with the discharge space (32). Communicate. And the space between the peripheral part (38) of a 1st housing (35) and a cylinder (40) has the internal pressure used as discharge pressure, and comprises the discharge pressure space (58). In the present modification, the center of the large-diameter seal ring (71) is offset from the axis of the main shaft portion (26), as in Modification 1 described above.

本変形例では、背面側隙間（75）のうち内側隙間（76）および外側隙間（78）の内圧は何れも１偏心回転に亘って吐出圧力で固定されたままであるが、中間隙間（77）の内圧は１偏心回転における各シリンダ室（60,65）の内圧の変動に伴って変動する。つまり、両シリンダ室（60,65）の内圧の中間値、すなわちガス力（離反力）が低くなると、中間隙間（77）の圧力も同様に低下するため、シリンダ（40）に対する押し付け力が小さくなる。また、両シリンダ室（60,65）の内圧の中間値、すなわちガス力（離反力）が高くなると、中間隙間（77）の圧力も同様に増大するため、シリンダ（40）に対する押し付け力が大きくなる。 In this modification, the inner pressures of the inner gap (76) and the outer gap (78) of the rear gap (75) remain fixed at the discharge pressure over one eccentric rotation, but the intermediate gap (77) The internal pressure of the cylinder fluctuates with the fluctuation of the internal pressure of each cylinder chamber (60, 65) in one eccentric rotation. In other words, if the intermediate value of the internal pressure of both cylinder chambers (60, 65), that is, the gas force (separation force) decreases, the pressure in the intermediate gap (77) also decreases, so the pressing force against the cylinder (40) is small. Become. Also, if the intermediate value of the internal pressure of both cylinder chambers (60, 65), that is, the gas force (separation force) increases, the pressure in the intermediate gap (77) increases in the same way, so the pressing force against the cylinder (40) increases. Become.

このように、シリンダ室（60,65）の内圧の変動に応じて中間隙間（77）の内圧が調節され、シリンダ（40）に対する押し付け力が調節される。したがって、シリンダ（40）の鏡板部（41）とピストン本体（52）との摩擦を過大にすることなく、シリンダ（40）が第２ハウジング（50）から離反するのを確実に防止することができる。る。 Thus, the internal pressure of the intermediate gap (77) is adjusted according to the fluctuation of the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65), and the pressing force against the cylinder (40) is adjusted. Therefore, it is possible to reliably prevent the cylinder (40) from separating from the second housing (50) without causing excessive friction between the end plate portion (41) of the cylinder (40) and the piston body (52). it can. The

−変形例３−
上記の各実施形態および参考形態の回転式圧縮機（10）では、図２３に示すように、圧縮機構（30）を電動機（20）の上方に配置してもよい。ここでは、上記参考形態に本変形例を適用した場合について説明する。 -Modification 3-
In the rotary compressor (10) of each of the above embodiments and reference embodiments , as shown in FIG. 23, the compression mechanism (30) may be disposed above the electric motor (20). Here, a case where the present modification is applied to the reference embodiment will be described.

本変形例の回転式圧縮機（10）では、ケーシング（11）の内部空間が圧縮機構（30）によって上下に仕切られており、圧縮機構（30）の上方の空間が上側空間（16）を、その下方の空間が下側空間（17）をそれぞれ構成している。上側空間（16）には吐出管（14）が、下側空間（17）には吸入管（15）がそれぞれ接続されている。 In the rotary compressor (10) of the present modification, the internal space of the casing (11) is vertically divided by the compression mechanism (30), and the space above the compression mechanism (30) defines the upper space (16). The lower space constitutes the lower space (17). A discharge pipe (14) is connected to the upper space (16), and a suction pipe (15) is connected to the lower space (17).

本変形例の圧縮機構（30）では、第１ハウジング（35）が下方（即ち電動機（20）寄り）に配置され、第２ハウジング（50）が上方に配置されている。第１ハウジング（35）には、吸入ポート（39）が形成されている。この吸入ポート（39）は、吸入空間（57）を下側空間（17）と連通させている。第２ハウジング（50）には、外側シリンダ室（60）用の外側吐出ポート（54）と、内側シリンダ室（65）用の内側吐出ポート（55）とが形成されている。これら吐出ポート（54,55）は、リード弁で構成された吐出弁（34）によって開閉される。圧縮機構（30）で圧縮された冷媒は、これら吐出ポート（63,68）を通ってマフラー（31）内の吐出空間（32）へ吐出され、その後に上側空間（16）へ流入する。 In the compression mechanism (30) of the present modification, the first housing (35) is disposed below (that is, closer to the electric motor (20)), and the second housing (50) is disposed above. A suction port (39) is formed in the first housing (35). The suction port (39) communicates the suction space (57) with the lower space (17). The second housing (50) is formed with an outer discharge port (54) for the outer cylinder chamber (60) and an inner discharge port (55) for the inner cylinder chamber (65). These discharge ports (54, 55) are opened and closed by a discharge valve (34) constituted by a reed valve. The refrigerant compressed by the compression mechanism (30) is discharged to the discharge space (32) in the muffler (31) through these discharge ports (63, 68), and then flows into the upper space (16).

上記回転式圧縮機（10）では、クランク軸（25）の下端に給油ポンプ（28）が取り付けられている。この給油ポンプ（28）は、容積型のポンプによって構成されており、ケーシング（11）の底部に溜まった冷凍機油を吸い込んで圧縮機構（30）へ供給する。 In the rotary compressor (10), an oil supply pump (28) is attached to the lower end of the crankshaft (25). The oil supply pump (28) is a positive displacement pump, and sucks the refrigeration oil accumulated at the bottom of the casing (11) and supplies it to the compression mechanism (30).

上記圧縮機構（30）において、背面側隙間（75）のうち小径シールリング（72）よりも内側の部分（即ち、内側隙間（76））の内圧は、圧縮機構（30）へ供給された冷凍機油の圧力となっている。つまり、内側隙間（76）の内圧は、下側空間（17）の内圧である吸入圧力と概ね等しくなっている。また、背面側隙間（75）のうち大径シールリング（71）よりも外側の部分（即ち、外側隙間（78））の圧力は、吸入空間（57）の内圧、即ち吸入圧力と等しくなっている。そして、中間隙間（77）の圧力は、上述した変形例２と同様に、１偏心回転における各シリンダ室（60,65）の内圧の変動に伴って変動する。 In the compression mechanism (30), the internal pressure of the portion inside the small-diameter seal ring (72) (that is, the inner clearance (76)) in the back-side clearance (75) is the refrigeration supplied to the compression mechanism (30). It is the pressure of machine oil. That is, the internal pressure of the inner gap (76) is substantially equal to the suction pressure that is the internal pressure of the lower space (17). Further, the pressure in the rear side gap (75) outside the large-diameter seal ring (71) (that is, the outer gap (78)) is equal to the internal pressure of the suction space (57), that is, the suction pressure. Yes. The pressure in the intermediate gap (77) varies with the variation in the internal pressure of each cylinder chamber (60, 65) in one eccentric rotation, as in the second modification described above.

したがって、シリンダ室（60,65）の内圧の変動に応じて中間隙間（77）の内圧が調節されるので、シリンダ（40）に対する押し付け力が適切に調節される。この結果、シリンダ（40）の鏡板部（41）とピストン本体（52）との摩擦を過大にすることなく、シリンダ（40）が第２ハウジング（50）から離反するのを確実に防止することができる。 Therefore, since the internal pressure of the intermediate gap (77) is adjusted according to the fluctuation of the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65), the pressing force against the cylinder (40) is appropriately adjusted. As a result, the cylinder (40) can be reliably prevented from separating from the second housing (50) without excessive friction between the end plate (41) of the cylinder (40) and the piston body (52). Can do.

−変形例４−
参考形態の変形例として、図２４に示す圧縮機構（30）は、シリンダ（40）と、該シリンダ（40）内に配置されたピストン本体（52）とを備え、シリンダ（40）とピストン本体（52）の間が図示しないブレードによって高圧室（61）と低圧室（62）とに区画されている。さらに、上記ピストン本体（52）の下端部には鏡板部（51）が形成され、該鏡板部（51）がシリンダ（40）の鏡板部（41）の内面と対向している。これら鏡板部（41,51）同士の隙間に大径シールリング（71）および小径シールリング（72）を設け、図示しないがピストン（50）側の鏡板部（51）の面に実施形態１と同様の連通溝を設けることにより、シリンダ（40）の内圧の大小に応じてピストン（50）に作用する軸方向荷重の大きさを適切に設定することができる。したがって、シリンダ（40）とピストン本体（52）の間での摩擦によって生じる機械損失を低減することができる。 -Modification 4-
As a modification of the reference embodiment, the compression mechanism (30) shown in FIG. 24 includes a cylinder (40) and a piston body (52) disposed in the cylinder (40), and the cylinder (40) and the piston body. The space (52) is divided into a high pressure chamber (61) and a low pressure chamber (62) by a blade (not shown). Furthermore, the end plate part (51) is formed in the lower end part of the said piston main body (52), and this end plate part (51) is facing the inner surface of the end plate part (41) of a cylinder (40). A large-diameter seal ring (71) and a small-diameter seal ring (72) are provided in the gap between the end plate portions (41, 51). Although not shown, the end plate portion (51) on the piston (50) side has a surface similar to that of the first embodiment. By providing a similar communication groove, the magnitude of the axial load acting on the piston (50) can be appropriately set according to the magnitude of the internal pressure of the cylinder (40). Therefore, the mechanical loss caused by the friction between the cylinder (40) and the piston body (52) can be reduced.

−変形例５−
上述した各実施形態の圧縮機構（30）では、ピストン本体（52）を備えた第２ハウジング（50）を固定してシリンダ（40）を偏心回転させる構成を採っているが、これとは逆に、シリンダ（40）を固定してピストン本体（52）を備えた第２ハウジング（50）を偏心回転させる構成を採ってもよい。この場合、押し付け機構（70）は、ピストン本体（52）を備える第２ハウジング（50）へ押し付け力を作用させることになる。つまり、この場合には、第２ハウジング（50）が押し側部材となり、シリンダ（40）が受け側部材となる。 -Modification 5-
In the compression mechanism (30) of each embodiment described above, the second housing (50) provided with the piston body (52) is fixed and the cylinder (40) is rotated eccentrically. Alternatively, a configuration may be adopted in which the cylinder (40) is fixed and the second housing (50) having the piston body (52) is eccentrically rotated. In this case, the pressing mechanism (70) applies a pressing force to the second housing (50) including the piston body (52). That is, in this case, the second housing (50) serves as a push-side member, and the cylinder (40) serves as a receiving-side member.

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、シリンダとピストンを相対的に偏心回転させることにより流体を圧縮する回転式圧縮機として有用である。 As described above, the present invention is useful as a rotary compressor that compresses fluid by relatively rotating a cylinder and a piston eccentrically.

実施形態１に係る回転式圧縮機を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the rotary compressor which concerns on Embodiment 1. FIG. 実施形態１に係る圧縮機構の要部を示す横断面図である。FIG. 3 is a cross-sectional view illustrating a main part of the compression mechanism according to the first embodiment. 実施形態１に係る圧縮機構の要部を示す縦断面図である。3 is a longitudinal sectional view showing a main part of the compression mechanism according to Embodiment 1. FIG. 圧縮機構の動作を示す横断面図である。It is a cross-sectional view showing the operation of the compression mechanism. 実施形態１に係る圧縮機構の動作をシリンダの背面側から見て示す横断面図である。It is a cross-sectional view which shows operation | movement of the compression mechanism which concerns on Embodiment 1 seeing from the back side of a cylinder. 回転角に対するガス力および押し付け力を示すグラフであって、(Ａ)は調節機構を設けていない場合を示し、(Ｂ)は実施形態１に係る調節機構を設けた場合を示すものである。It is a graph which shows the gas force with respect to a rotation angle, and pushing force, Comprising: (A) shows the case where the adjustment mechanism is not provided, (B) shows the case where the adjustment mechanism which concerns on Embodiment 1 is provided. 実施形態１の変形例に係る圧縮機構の動作をシリンダの背面側から見て示す横断面図である。It is a cross-sectional view which shows operation | movement of the compression mechanism which concerns on the modification of Embodiment 1 seeing from the back side of a cylinder. 参考形態に係る圧縮機構の要部を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the principal part of the compression mechanism which concerns on a reference form . 実施形態２に係る圧縮機構の要部を示す縦断面図である。FIG. 6 is a longitudinal sectional view showing a main part of a compression mechanism according to Embodiment 2 . 実施形態２に係る圧縮機構の動作を示す横断面図である。FIG. 10 is a transverse sectional view showing the operation of the compression mechanism according to the second embodiment. 実施形態２に係る調節機構を設けた場合の回転角に対するガス力および押し付け力を示すグラフでる。It is a graph which shows the gas force with respect to a rotation angle at the time of providing the adjustment mechanism which concerns on Embodiment 2 , and pressing force. 実施形態２の変形例１に係る圧縮機構の要部を示す縦断面図である。FIG. 10 is a longitudinal sectional view showing a main part of a compression mechanism according to Modification 1 of Embodiment 2 . 実施形態２の変形例１に係る圧縮機構の要部を示す横断面図である。FIG. 10 is a transverse cross-sectional view showing a main part of a compression mechanism according to Modification 1 of Embodiment 2 . 実施形態２の変形例２に係る圧縮機構の要部を示す縦断面図であって、(Ａ)は連通路が外側隙間に連通する状態を示す図であり、(Ｂ)は連通路が内側隙間に連通する状態を示す図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the principal part of the compression mechanism which concerns on the modification 2 of Embodiment 2 , Comprising: (A) is a figure which shows the state which a communicating path connects to an outer side clearance gap, (B) is a communicating path inside. It is a figure which shows the state connected to a clearance gap. 実施形態３に係る圧縮機構の要部を示す縦断面図であって、(Ａ)は連通路が開いた状態を示す図であり、(Ｂ)は連通路が閉じた状態を示す図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the principal part of the compression mechanism which concerns on Embodiment 3 , Comprising: (A) is a figure which shows the state which the communication path opened, (B) is a figure which shows the state where the communication path was closed. . 実施形態３に係る圧縮機構の要部を示す横断面図である。FIG. 10 is a transverse cross-sectional view showing a main part of a compression mechanism according to Embodiment 3 . 実施形態３の変形例に係る圧縮機構の要部を示す縦断面図である。FIG. 10 is a longitudinal sectional view showing a main part of a compression mechanism according to a modification example of Embodiment 3 . 実施形態３の変形例に係る圧縮機構の要部を示す横断面図である。FIG. 10 is a transverse cross-sectional view illustrating a main part of a compression mechanism according to a modification of the third embodiment. 実施形態４に係る圧縮機構の要部を示す縦断面図である。FIG. 6 is a longitudinal sectional view showing a main part of a compression mechanism according to a fourth embodiment. 実施形態４に係る圧縮機構の要部を示す横断面図である。FIG. 6 is a transverse cross-sectional view showing a main part of a compression mechanism according to a fourth embodiment. その他の実施形態の変形例に係る圧縮機構の要部を示す横断面図である。Is a cross sectional view showing an essential part of the compression mechanism according to a modified example of the other embodiment. その他の参考形態の変形例に係る回転式圧縮機を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the rotary compressor which concerns on the modification of other reference form . その他の実施形態の変形例に係る回転式圧縮機を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the rotary compressor which concerns on the modification of other embodiment. その他の参考形態の変形例に係る圧縮機構の要部を示す概略縦断面図である。It is a schematic longitudinal cross-sectional view which shows the principal part of the compression mechanism which concerns on the modification of other reference form .

10 回転式圧縮機
25 クランク軸
26 主軸部
27 偏心部
35 上部ハウジング（支持部材）
40 シリンダ
45 ブレード
50 下部ハウジング（ピストン）
41,51 鏡板部
52 ピストン本体
60 外側シリンダ室（シリンダ室）
65 内側シリンダ室（シリンダ室）
61,66 高圧室
62,67 低圧室
70 押し付け機構
71 大径シールリング
72 小径シールリング
75 背面側隙間
80 調節機構
81,82 連通溝
83 凹溝
84 連通路
85 切欠き溝
87 連通孔
90 補助調節機構
91 連通路
92 差圧弁（開閉弁）
98 凹溝 10 Rotary compressor
25 Crankshaft
26 Main shaft
27 Eccentric part
35 Upper housing (support member)
40 cylinders
45 blade
50 Lower housing (piston)
41,51 End plate
52 Piston body
60 Outer cylinder chamber (cylinder chamber)
65 Inner cylinder chamber (cylinder chamber)
61,66 High pressure chamber
62,67 Low pressure chamber
70 Pushing mechanism
71 Large diameter seal ring
72 Small diameter seal ring
75 Back clearance
80 Adjustment mechanism
81,82 Communication groove
83 groove
84 Communication path
85 Notch groove
87 Communication hole
90 Auxiliary adjustment mechanism
91 Communication path
92 Differential pressure valve (open / close valve)
98 groove

Claims

A rotary compressor in which the volumes of the high-pressure chamber (61, 66) and the low-pressure chamber (62, 67) are changed by relatively eccentric rotation of the cylinder (40) and the piston (50),
End plates (41, 51) forming cylinder chambers (60, 65) are respectively provided on the base end side of the cylinder (40) and the base end side of the piston (50).
The cylinder (40) is configured such that the cylinder chamber (60, 65) has an annular cross section,
The piston (50) is formed in an annular shape, and the cylinder chamber (60, 65) is divided into an outer cylinder chamber (60) outside the piston (50) and an inner cylinder chamber (65) inside the piston (50). A piston body (52) partitioned into
Each of the outer cylinder chamber (60) and the inner cylinder chamber (65) is divided into a high pressure chamber (61, 66) and a low pressure chamber (62, 67) by a blade (45),
One of the cylinder (40) and the piston (50) constitutes a pushing side member and the other constitutes a receiving side member,
A pressing mechanism (70) for pressing the pressing side member toward the end plate portion of the receiving side member;
By changing the magnitude of the pushing force of the pushing mechanism (70), the magnitude of the load in the direction toward the end plate portion of the receiving side member acting on the pushing side member can be reduced by one eccentric rotating cylinder chamber ( 60,65) and an adjustment mechanism (80) that changes in accordance with fluctuations in internal pressure ,
While a support member (35) is provided along the back surface of the end plate portion of the push side member and forms a back side gap (75) with the entire back surface of the end plate portion,
The pressing mechanism (70) includes a large-diameter seal ring (71) and a small-diameter seal ring (72) that are formed in ring shapes having different diameters and are disposed in the back-side gap (75). (75), the pressure of the discharged fluid discharged from the high-pressure chamber (61, 66) is applied to the inner portion of the small-diameter seal ring (72), and the low-pressure chamber (71) is applied to the outer portion of the large-diameter seal ring (71). 62, 67) always apply the pressure of the suction fluid sucked into
The adjustment mechanism (80) includes a communication groove (81, 82) that opens on the back surface of the end plate portion of the push-side member, and the communication groove (81, 82) has a predetermined rotation angle during one eccentric rotation. The outer diameter part of the large-diameter seal ring (71) and the part between the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) communicate with each other across the large-diameter seal ring (71). A rotary compressor characterized by being made .

A rotary compressor in which the volumes of the high-pressure chamber (61, 66) and the low-pressure chamber (62, 67) are changed by relatively eccentric rotation of the cylinder (40) and the piston (50),
End plates (41, 51) forming cylinder chambers (60, 65) are respectively provided on the base end side of the cylinder (40) and the base end side of the piston (50).
The cylinder (40) is configured such that the cylinder chamber (60, 65) has an annular cross section,
The piston (50) is formed in an annular shape, and the cylinder chamber (60, 65) is divided into an outer cylinder chamber (60) outside the piston (50) and an inner cylinder chamber (65) inside the piston (50). A piston body (52) partitioned into
Each of the outer cylinder chamber (60) and the inner cylinder chamber (65) is divided into a high pressure chamber (61, 66) and a low pressure chamber (62, 67) by a blade (45),
One of the cylinder (40) and the piston (50) constitutes a pushing side member and the other constitutes a receiving side member,
A pressing mechanism (70) for pressing the pressing side member toward the end plate portion of the receiving side member;
By changing the magnitude of the pushing force of the pushing mechanism (70), the magnitude of the load in the direction toward the end plate portion of the receiving side member acting on the pushing side member can be reduced by one eccentric rotating cylinder chamber ( 60,65) and an adjustment mechanism (80) that changes in accordance with fluctuations in internal pressure ,
While a support member (35) is provided along the back surface of the end plate portion of the push side member and forms a back side gap (75) with the entire back surface of the end plate portion,
The pressing mechanism (70) includes a large-diameter seal ring (71) and a small-diameter seal ring (72) that are formed in ring shapes having different diameters and are disposed in the back-side gap (75). (75), the pressure of the discharged fluid discharged from the high-pressure chamber (61, 66) is applied to the inner portion of the small-diameter seal ring (72), and the low-pressure chamber (71) is applied to the outer portion of the large-diameter seal ring (71). 62, 67) always apply the pressure of the suction fluid sucked into
The adjustment mechanism (80) includes a communication groove (81, 82) that opens on the back surface of the end plate portion of the push-side member, and the communication groove (81, 82) has a predetermined rotation angle during one eccentric rotation. Further, the inner part of the small-diameter seal ring (72) and the part between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) are communicated across the small-diameter seal ring (72). rotary compressor according to claim <br/> Being.

A rotary compressor in which the volumes of the high-pressure chamber (61, 66) and the low-pressure chamber (62, 67) are changed by relatively eccentric rotation of the cylinder (40) and the piston (50),
End plates (41, 51) forming cylinder chambers (60, 65) are respectively provided on the base end side of the cylinder (40) and the base end side of the piston (50).
The cylinder (40) is configured such that the cylinder chamber (60, 65) has an annular cross section,
The piston (50) is formed in an annular shape, and the cylinder chamber (60, 65) is divided into an outer cylinder chamber (60) outside the piston (50) and an inner cylinder chamber (65) inside the piston (50). A piston body (52) partitioned into
Each of the outer cylinder chamber (60) and the inner cylinder chamber (65) is divided into a high pressure chamber (61, 66) and a low pressure chamber (62, 67) by a blade (45),
One of the cylinder (40) and the piston (50) constitutes a pushing side member and the other constitutes a receiving side member,
A pressing mechanism (70) for pressing the pressing side member toward the end plate portion of the receiving side member;
An adjustment mechanism (80) for changing the magnitude of the load in the direction toward the end plate portion of the receiving side member acting on the push side member in accordance with the fluctuation of the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65) during one eccentric rotation It equipped with a door,
A support member (35) is provided along the back surface of the end plate portion of the push side member and forms a back side gap (75) with the entire back surface of the end plate portion,
The pressing mechanism (70) is configured to press the pressing side member toward the end plate portion of the receiving side member by the fluid pressure of the back side gap (75),
A large-diameter seal ring (71) and a small-diameter seal ring (72) formed in a ring shape with different diameters are arranged in the back side gap (75), and the center of the large-diameter seal ring (71) Is located closer to the high pressure chamber (61, 66) than the rotation center of the cylinder (40) or the piston (50),
The adjusting mechanism (80) is configured to change the fluid pressure in the portion between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) in the back-side gap (75). ) Changes the magnitude of the pressing force applied to the pressing side member .

A rotary compressor in which the volumes of the high-pressure chamber (61, 66) and the low-pressure chamber (62, 67) are changed by relatively eccentric rotation of the cylinder (40) and the piston (50),
End plates (41, 51) forming cylinder chambers (60, 65) are respectively provided on the base end side of the cylinder (40) and the base end side of the piston (50).
The cylinder (40) is configured such that the cylinder chamber (60, 65) has an annular cross section,
The piston (50) is formed in an annular shape, and the cylinder chamber (60, 65) is divided into an outer cylinder chamber (60) outside the piston (50) and an inner cylinder chamber (65) inside the piston (50). A piston body (52) partitioned into
Each of the outer cylinder chamber (60) and the inner cylinder chamber (65) is divided into a high pressure chamber (61, 66) and a low pressure chamber (62, 67) by a blade (45),
One of the cylinder (40) and the piston (50) constitutes a pushing side member and the other constitutes a receiving side member,
A pressing mechanism (70) for pressing the pressing side member toward the end plate portion of the receiving side member;
To the end plate portion of the receiving side member that acts on the push side member by causing the push side member to generate a return force in a direction away from the end plate portion of the receiving side member and changing the magnitude of the return force . A rotary compressor comprising: an adjustment mechanism (80) that changes a magnitude of a load in a direction in accordance with a change in internal pressure of a cylinder chamber (60, 65) during one eccentric rotation.

In claim 4 ,
The adjusting mechanism (80) includes a concave groove (83) that opens at a distal end surface of the push side member that is in sliding contact with the front surface of the end plate portion of the receiving side member, and changes an internal pressure of the concave groove (83). A rotary compressor characterized by changing the magnitude of the pushing back force.

In claim 5 ,
While a support member (35) is provided along the back surface of the end plate portion of the push side member and forms a back side gap (75) with the entire back surface of the end plate portion,
The pressing mechanism (70) includes a seal ring (73) disposed in the back-side gap (75), and the high-pressure chamber (70) is disposed in an inner portion of the seal ring (73) in the back-side gap (75). 61, 66), the pressure of the discharged fluid discharged from the low pressure chamber (62, 67) is always applied to the outer portion of the seal ring (73),
The adjusting mechanism (80) is connected to the concave groove (83) and opens on the back surface of the end plate portion of the push-side member, and the opening end is an outer portion of the seal ring (73) with eccentric rotation. And a rotary compressor characterized by comprising a communication passage (84) going back and forth between the inner portions.

In claim 5 ,
While a support member (35) is provided along the back surface of the end plate portion of the push side member and forms a back side gap (75) with the entire back surface of the end plate portion,
The pressing mechanism (70) includes a seal ring (73) disposed in the back-side gap (75), and the high-pressure chamber (70) is disposed in an inner portion of the seal ring (73) in the back-side gap (75). 61, 66), the pressure of the discharged fluid discharged from the low pressure chamber (62, 67) is always applied to the outer portion of the seal ring (73),
The crankshaft (25) penetrating the push-side member and the receiving-side member has an eccentric portion (27) that is eccentric with respect to the main shaft portion (26) and has a large diameter and is fitted to the push-side member,
The adjusting mechanism (80) is connected to the concave groove (83) and opens to a communication path (84) opening on a fitting surface with the eccentric portion (27), and an outer edge portion of the eccentric portion (27). A notch groove (85) that is formed and opens in an inner portion of the seal ring (73) in the back side gap (75), and the communication path (84) has a predetermined rotation angle during one eccentric rotation. A rotary compressor characterized in that it is sometimes configured to communicate with the notch groove (85).

In claim 4 ,
The adjusting mechanism (80) includes a concave groove (83) that opens at a distal end surface of the receiving side member that is in sliding contact with the front surface of the end plate portion of the pushing side member, and changes an internal pressure of the concave groove (83). A rotary compressor characterized by changing the magnitude of the pushing back force.

In claim 8 ,
The crankshaft (25) penetrating the push-side member and the receiving-side member has an eccentric portion (27) that is eccentric from the main shaft portion (26) and has a large diameter and is fitted to the push-side member,
Between the end face of the eccentric part (27) and the front face of the end plate part of the receiving side member, an end face side gap where the pressure of the discharged fluid discharged from the high pressure chamber (61, 66) always acts is provided. ,
The adjusting mechanism (80) is connected to the concave groove (83) and opens to a through surface with the main shaft portion (26) of the crankshaft (25), and the main shaft portion (26 ) And a notch groove (85) that opens to the end face side clearance, and the notch groove (85) when the communication path (84) is at a predetermined rotation angle during one eccentric rotation. The rotary compressor is configured to communicate with the compressor.

A rotary compressor in which the volumes of the high-pressure chamber (61, 66) and the low-pressure chamber (62, 67) are changed by relatively eccentric rotation of the cylinder (40) and the piston (50),
End plates (41, 51) forming cylinder chambers (60, 65) are respectively provided on the base end side of the cylinder (40) and the base end side of the piston (50).
The cylinder (40) is configured such that the cylinder chamber (60, 65) has an annular cross section,
The piston (50) is formed in an annular shape, and the cylinder chamber (60, 65) is divided into an outer cylinder chamber (60) outside the piston (50) and an inner cylinder chamber (65) inside the piston (50). A piston body (52) partitioned into
Each of the outer cylinder chamber (60) and the inner cylinder chamber (65) is divided into a high pressure chamber (61, 66) and a low pressure chamber (62, 67) by a blade (45),
One of the cylinder (40) and the piston (50) constitutes a pushing side member and the other constitutes a receiving side member,
A pressing mechanism (70) for pressing the pressing side member toward the end plate portion of the receiving side member;
An adjustment mechanism (80) for changing the magnitude of the load in the direction toward the end plate portion of the receiving side member acting on the push side member in accordance with the fluctuation of the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65) during one eccentric rotation and,
The magnitude of the load in the direction toward the end plate portion of the receiving side member acting on the push side member is discharged from the suction fluid sucked into the low pressure chamber (62, 67) and the high pressure chamber (61, 66). An auxiliary adjustment mechanism (90) that changes according to the pressure difference with the discharged fluid,
The pressing mechanism (70) is configured to apply the pressure of the discharged fluid to a part of the back surface of the end plate part of the pressing side member and the pressure of the suction fluid to the remaining part,
The auxiliary adjustment mechanism (90) changes the area of the back surface of the end plate portion of the push side member where the pressure of the discharged fluid acts, and the push mechanism (70) acts on the push side member. By changing the magnitude of the force, the magnitude of the load in the direction toward the end plate portion of the receiving side member acting on the push side member is changed,
While a support member (35) is provided along the back surface of the end plate portion of the push side member and forms a back side gap (75) with the entire back surface of the end plate portion,
The pressing mechanism (70) includes a large-diameter seal ring (71) and a small-diameter seal ring (72) that are formed in ring shapes having different diameters and are disposed in the back-side gap (75). (75), the discharge fluid pressure is always applied to the inner portion of the small-diameter seal ring (72), and the suction fluid pressure is always applied to the outer portion of the large-diameter seal ring (71).
The auxiliary adjustment mechanism (90)
A communication path (91) for connecting a portion between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) in the back side gap (75) to a space where the discharge fluid exists;
An open / close valve (92) that opens the communication path (91) when the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid falls below a predetermined value and closes the communication path (91) when the pressure difference exceeds a predetermined value; and has <br/> that rotary compressor according to claim.

In claim 10 ,
The center of the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) is located closer to the high-pressure chamber (61, 66) than the center of rotation of the cylinder (40) or the piston (50). The rotary compressor is characterized in that the center of the small-diameter seal ring (72) is positioned closer to the blade (45) than the center of the large-diameter seal ring (71).

A rotary compressor in which the volumes of the high-pressure chamber (61, 66) and the low-pressure chamber (62, 67) are changed by relatively eccentric rotation of the cylinder (40) and the piston (50),
End plates (41, 51) forming cylinder chambers (60, 65) are respectively provided on the base end side of the cylinder (40) and the base end side of the piston (50).
The cylinder (40) is configured such that the cylinder chamber (60, 65) has an annular cross section,
The piston (50) is formed in an annular shape, and the cylinder chamber (60, 65) is divided into an outer cylinder chamber (60) outside the piston (50) and an inner cylinder chamber (65) inside the piston (50). A piston body (52) partitioned into
Each of the outer cylinder chamber (60) and the inner cylinder chamber (65) is divided into a high pressure chamber (61, 66) and a low pressure chamber (62, 67) by a blade (45),
One of the cylinder (40) and the piston (50) constitutes a pushing side member and the other constitutes a receiving side member,
A pressing mechanism (70) for pressing the pressing side member toward the end plate portion of the receiving side member;
An adjustment mechanism (80) for changing the magnitude of the load in the direction toward the end plate portion of the receiving side member acting on the push side member in accordance with the fluctuation of the internal pressure of the cylinder chamber (60, 65) during one eccentric rotation and,
The magnitude of the load in the direction toward the end plate portion of the receiving side member acting on the push side member is discharged from the suction fluid sucked into the low pressure chamber (62, 67) and the high pressure chamber (61, 66). An auxiliary adjustment mechanism (90) that changes according to the pressure difference with the discharged fluid,
The auxiliary adjustment mechanism (90) includes a concave groove (98) that opens in a distal end surface of the receiving side member that is in sliding contact with the front surface of the end plate portion of the pressing side member, while the pressing side member includes the receiving side member. The end plate part of the receiving side member that acts on the push side member by applying a pushing force in a direction away from the end plate part and changing the internal pressure of the concave groove (98) to change the magnitude of the pushing force. A rotary compressor characterized in that the magnitude of the load in the direction toward the head is changed .

In claim 12 ,
The concave groove (98) of the auxiliary adjustment mechanism (90) opens to a portion near the low-pressure chamber (62, 67) on the front end surface of the receiving member,
The auxiliary adjustment mechanism (90)
A communication path (91) connecting the concave groove (98) to a space where the discharge fluid exists;
An open / close valve (92) that opens the communication passage (91) when a pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid exceeds a predetermined value and closes the communication passage (91) when the pressure difference becomes a predetermined value or less; A rotary compressor characterized by that.

In claim 12 ,
The concave groove (98) of the auxiliary adjustment mechanism (90) opens to a portion near the high pressure chamber (61, 66) in the distal end surface of the receiving member,
The auxiliary adjustment mechanism (90)
A communication path (91) connecting the concave groove (98) to a space in which the suction fluid exists;
An open / close valve (92) that opens the communication path (91) when the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid falls below a predetermined value and closes the communication path (91) when the pressure difference exceeds a predetermined value; A rotary compressor characterized by that.