JP4635819B2 - Rotary compressor - Google Patents

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本発明は、回転式圧縮機に関し、特に、シリンダが有する環状のシリンダ室の内部に該シリンダ室を外側シリンダ室と内側シリンダ室とに区画する環状ピストンが配置されるとともに、外側シリンダ室と内側シリンダ室を高圧室と低圧室とに区画するブレードを備え、シリンダと環状ピストンとが相対的に偏心回転運動をするように構成された圧縮機構を有する回転式圧縮機に関するものである。   The present invention relates to a rotary compressor, and in particular, an annular piston that divides the cylinder chamber into an outer cylinder chamber and an inner cylinder chamber is disposed inside an annular cylinder chamber of a cylinder, and the outer cylinder chamber and the inner cylinder chamber are arranged inside. The present invention relates to a rotary compressor having a compression mechanism that includes a blade that divides a cylinder chamber into a high-pressure chamber and a low-pressure chamber, and is configured so that the cylinder and the annular piston relatively rotate eccentrically.

従来より、この種の回転式圧縮機として、環状のシリンダ室の内部で環状ピストンが偏心回転運動をする際のシリンダ室の容積変化によって冷媒を圧縮するように構成されたものがある(例えば、特許文献1参照)。図16及び図17(図15のXVII−XVII断面図:ハッチング省略)に示すように、この圧縮機(100)では、密閉型のケーシング(110)内に、圧縮機構(120)と、該圧縮機構(120)を駆動する電動機(図示せず)とが収納されている。   Conventionally, as this type of rotary compressor, there is a compressor configured to compress a refrigerant by a change in volume of the cylinder chamber when the annular piston performs an eccentric rotational motion inside the annular cylinder chamber (for example, Patent Document 1). As shown in FIGS. 16 and 17 (XVII-XVII cross-sectional view of FIG. 15: hatching omitted), in this compressor (100), a compression mechanism (120) and a compression mechanism (120) are placed in a hermetic casing (110). An electric motor (not shown) for driving the mechanism (120) is accommodated.

上記圧縮機構(120)は、環状のシリンダ室(C1,C2)を有するシリンダ(121)と、このシリンダ室(C1,C2)に配置された環状ピストン(122)とを有している。上記シリンダ(121)は、互いに同心上に配置された外側シリンダ部(124)と内側シリンダ部(125)とを備え、外側シリンダ部(124)と内側シリンダ部(125)の間に上記シリンダ室(C1,C2)が形成されている。   The compression mechanism (120) includes a cylinder (121) having an annular cylinder chamber (C1, C2) and an annular piston (122) disposed in the cylinder chamber (C1, C2). The cylinder (121) includes an outer cylinder part (124) and an inner cylinder part (125) arranged concentrically with each other, and the cylinder chamber is interposed between the outer cylinder part (124) and the inner cylinder part (125). (C1, C2) is formed.

上記シリンダ(121)はケーシング(110)に固定されている。また、環状ピストン(122)は電動機に連結されている駆動軸(133)の偏心部(133a)に円形のピストンベース(160)を介して連結され、該駆動軸(133)の中心に対して偏心回転運動をするように構成されている。   The cylinder (121) is fixed to the casing (110). The annular piston (122) is connected to the eccentric part (133a) of the drive shaft (133) connected to the electric motor via a circular piston base (160), and is connected to the center of the drive shaft (133). It is configured to perform an eccentric rotational motion.

上記環状ピストン(122)は、外周面の1点が外側シリンダ部(124)の内周面に実質的に接する(「実質的に接する」とは、厳密に言うと油膜ができる程度の微細な隙間があるが、その隙間での冷媒の漏れが問題にならない状態をいう)と同時に、それと位相が180°異なる位置において内周面の一点が内側シリンダ部(125)の外周面に実質的に接する状態を保ちながら、偏心回転運動をするように構成されている。この結果、環状ピストン(122)の外側には外側シリンダ室(C1)が形成され、内側には内側シリンダ室(C2)が形成されている。   In the annular piston (122), one point on the outer peripheral surface is substantially in contact with the inner peripheral surface of the outer cylinder part (124). At the same time, one point on the inner peripheral surface is substantially on the outer peripheral surface of the inner cylinder part (125) at a position that is 180 ° out of phase with that. It is configured to perform an eccentric rotational movement while maintaining a contact state. As a result, an outer cylinder chamber (C1) is formed outside the annular piston (122), and an inner cylinder chamber (C2) is formed inside.

上記環状ピストン(122)の外側には外側ブレード(123A)が配置され、内側には外側ブレード(123A)の延長線上に内側ブレード(123B)が配置されている。外側ブレード(123A)は環状ピストン(122)の径方向内側に向かって付勢され、内周端が該環状ピストン(122)の外周面に圧接している。また、内側ブレード(123B)は環状ピストン(122)の径方向外側に向かって付勢され、外周端が該環状ピストン(122)の内周面に圧接している。   An outer blade (123A) is disposed outside the annular piston (122), and an inner blade (123B) is disposed on an extension line of the outer blade (123A) on the inner side. The outer blade (123A) is urged toward the radially inner side of the annular piston (122), and the inner peripheral end is in pressure contact with the outer peripheral surface of the annular piston (122). The inner blade (123B) is biased toward the radially outer side of the annular piston (122), and the outer peripheral end is in pressure contact with the inner peripheral surface of the annular piston (122).

外側ブレード(123A)は外側シリンダ室(C1)を2つに区画し、内側ブレード(123B)は内側シリンダ室(C2)を2つに区画している。具体的に、上記外側ブレード(123A)は外側シリンダ室(C1)を高圧室(C1-Hp)と低圧室(C1-Lp)とに区画し、内側ブレード(123B)は内側シリンダ室(C2)を高圧室(C2-Hp)と低圧室(C2-Lp)とに区画している。外側シリンダ部(124)には、上記ケーシング(110)に設けられる吸入管(114)から外側シリンダ室(C1)に連通する吸入口(141)が外側ブレード(123A)の近傍に形成されている。また、環状ピストン(122)には、該吸入口(141)の近傍に貫通孔(143)が形成され、該貫通孔(143)によって外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)の低圧室(C1-Lp,C2-Lp)同士が連通している。さらに、上記圧縮機構(120)には、上記両シリンダ室(C1,C2)の高圧室(C1-Hp,C2-Hp)をケーシング(110)内の高圧空間(S)に連通させる吐出口(図示せず)が設けられている。   The outer blade (123A) divides the outer cylinder chamber (C1) into two, and the inner blade (123B) divides the inner cylinder chamber (C2) into two. Specifically, the outer blade (123A) partitions the outer cylinder chamber (C1) into a high pressure chamber (C1-Hp) and a low pressure chamber (C1-Lp), and the inner blade (123B) is the inner cylinder chamber (C2). Is divided into a high pressure chamber (C2-Hp) and a low pressure chamber (C2-Lp). The outer cylinder portion (124) has a suction port (141) communicating with the outer cylinder chamber (C1) from the suction pipe (114) provided in the casing (110) in the vicinity of the outer blade (123A). . The annular piston (122) is formed with a through hole (143) in the vicinity of the suction port (141), and the through hole (143) allows low pressures in the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2). The chambers (C1-Lp, C2-Lp) communicate with each other. Further, the compression mechanism (120) has a discharge port (C1 and C2) for communicating the high pressure chambers (C1-Hp, C2-Hp) of the cylinder chambers (C1, C2) with the high pressure space (S) in the casing (110) ( (Not shown) is provided.

なお、この例では、環状ピストン(122)の自転を阻止しながら偏心回転運動(公転)のみを許容するため、自転阻止機構としてオルダム機構(161)が設けられている。   In this example, the Oldham mechanism (161) is provided as the rotation prevention mechanism in order to allow only the eccentric rotational movement (revolution) while preventing the rotation of the annular piston (122).

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

上記圧縮機は、ブレード(123A,123B)と環状ピストン(122)とが線接触をしているため、運転時に環状ピストン(122)が偏心回転運動をする際に接触部の受ける荷重が大きく、該接触部が摩耗したり、焼き付いたりするおそれがあった。また、このように部材同士が線接触をしているため、接触部のシール性が低い欠点もあった。このため、上記構成では、外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)のそれぞれで、高圧室(C1-Hp,C2-Hp)から低圧室(C1-Lp,C2-Lp)へ冷媒が漏れることで、圧縮効率が低下するおそれがあった。   In the compressor, since the blades (123A, 123B) and the annular piston (122) are in line contact with each other, the load received by the contact portion when the annular piston (122) performs eccentric rotational movement during operation is large. There was a risk that the contact portion would be worn or seized. Further, since the members are in line contact with each other in this way, there is also a drawback that the sealability of the contact portion is low. Therefore, in the above configuration, the refrigerant flows from the high pressure chamber (C1-Hp, C2-Hp) to the low pressure chamber (C1-Lp, C2-Lp) in each of the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2). Leakage may reduce the compression efficiency.

そこで、本願出願人は、図18及び図19に示すような構造の圧縮機(200)を提案し、これを既に出願している(特願2004−152688号)。図18は圧縮機(200)の縦断面構造を示し、図19(A)〜図19(D)は圧縮機構(220)の横断面構造を示している。この圧縮機構(220)では、環状ピストン(221)を円環の一部分が分断されたC型形状に形成するとともに、ブレード(223)を、シリンダ(221)が有する環状のシリンダ室(C1,C2)の内周側の壁面から外周側の壁面まで環状ピストン(222)の分断箇所を挿通して延在するように形成し、環状ピストン(222)とブレード(223)とを揺動ブッシュ(227)により揺動自在に連結している。   Therefore, the applicant of the present application has proposed a compressor (200) having a structure as shown in FIGS. 18 and 19 and has already filed an application (Japanese Patent Application No. 2004-152688). FIG. 18 shows a vertical cross-sectional structure of the compressor (200), and FIGS. 19 (A) to 19 (D) show cross-sectional structures of the compression mechanism (220). In this compression mechanism (220), the annular piston (221) is formed in a C-shape with a part of the ring cut off, and the blade (223) is provided in the annular cylinder chamber (C1, C2) of the cylinder (221). ) Extending from the inner wall surface to the outer wall surface of the annular piston (222) through the parting portion of the annular piston (222). The annular piston (222) and the blade (223) are connected to the swing bush (227). ) So that it can swing freely.

環状ピストン(222)の外側には外側シリンダ室(C1)が形成され、内側には内側シリンダ室(C2)が形成されていて、外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)は、それぞれ、ブレード(223)により高圧室(C1-Hp,C2-Hp)と低圧室(C1-Lp,C2-Lp)に区画されている。シリンダ(221)には、外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)の高圧室(C1-Hp,C2-Hp)にそれぞれ連通する吐出口(245,246)と、外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)の低圧室(C1-Lp,C2-Lp)に連通する吸入口(241)が設けられている。   An outer cylinder chamber (C1) is formed outside the annular piston (222), and an inner cylinder chamber (C2) is formed inside. The outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2) The blade (223) is divided into a high pressure chamber (C1-Hp, C2-Hp) and a low pressure chamber (C1-Lp, C2-Lp). The cylinder (221) has discharge ports (245, 246) communicating with the high pressure chambers (C1-Hp, C2-Hp) of the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2), respectively, and the outer cylinder chamber (C1 ) And a low-pressure chamber (C1-Lp, C2-Lp) in the inner cylinder chamber (C2).

図示の例では、外側シリンダ部(224)と内側シリンダ部(225)とからなるシリンダ(221)を駆動軸(233)の偏心部(233a)に連結して可動側(揺動側)とし、ケーシング(210)に固定されたハウジング(216)に環状ピストン(222)を一体的に形成して固定側としている。シリンダ(221)は、固定された環状ピストン(222)に対して、図19(A)〜(D)の順に揺動する。   In the illustrated example, a cylinder (221) composed of an outer cylinder part (224) and an inner cylinder part (225) is connected to the eccentric part (233a) of the drive shaft (233) to be a movable side (swing side), An annular piston (222) is formed integrally with a housing (216) fixed to the casing (210) to form a fixed side. The cylinder (221) swings in the order of FIGS. 19A to 19D with respect to the fixed annular piston (222).

この構成によれば、ブレード(223)と揺動ブッシュ(227)が面接触をするとともに環状ピストン(222)と揺動ブッシュ(227)も面接触をすることになって、線接触による接触部のシール不良が改善され、冷媒の漏れによる圧縮効率の低下を防止できる。
特開平6−288358号公報
According to this configuration, the blade (223) and the swing bush (227) are in surface contact, and the annular piston (222) and the swing bush (227) are also in surface contact. The sealing failure is improved, and a reduction in compression efficiency due to refrigerant leakage can be prevented.
JP-A-6-288358

ところで、図18及び図19に示す圧縮機では、特に低速回転時において、外側シリンダ室(C1)の圧縮トルクは図19(A)に示す上死点付近でピークとなり、内側シリンダ室(C2)の圧縮トルクは図19(C)に示す下死点付近でピークとなる。   By the way, in the compressor shown in FIGS. 18 and 19, the compression torque of the outer cylinder chamber (C1) peaks near the top dead center shown in FIG. The compression torque reaches a peak near the bottom dead center shown in FIG.

ここで、外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)には容積差があるため、圧縮トルクのピーク値にも差がある。そのため、圧縮機構全体での圧縮トルクの推移としては、駆動軸が180°回転するごとに、外側シリンダ室(C1)のピーク値と内側シリンダ室(C2)のピーク値が現れることになる。その結果、圧縮トルクの脈動が生じ、圧縮機の振動や騒音の原因となる。   Here, since there is a volume difference between the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2), there is also a difference in the peak value of the compression torque. Therefore, as the transition of the compression torque in the entire compression mechanism, the peak value of the outer cylinder chamber (C1) and the peak value of the inner cylinder chamber (C2) appear every time the drive shaft rotates 180 °. As a result, the pulsation of the compression torque occurs, which causes the compressor vibration and noise.

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、シリンダが有する環状のシリンダ室の内部に該シリンダ室を外側シリンダ室と内側シリンダ室とに区画する環状ピストンが配置されるとともに、外側シリンダ室と内側シリンダ室を高圧室と低圧室とに区画するブレードが設けられて、シリンダと環状ピストンとが相対的に偏心回転運動をするように構成された圧縮機構を有する回転式圧縮機において、圧縮トルクの脈動を低減できるようにすることである。   The present invention has been made in view of such a point, and an object thereof is to arrange an annular piston that divides the cylinder chamber into an outer cylinder chamber and an inner cylinder chamber inside an annular cylinder chamber of the cylinder. And a rotary type having a compression mechanism configured to relatively eccentrically rotate the cylinder and the annular piston provided with a blade that divides the outer cylinder chamber and the inner cylinder chamber into a high pressure chamber and a low pressure chamber. In the compressor, the pulsation of the compression torque can be reduced.

本発明は、環状のシリンダ室(C1,C2)を有するシリンダ(21)と、該シリンダ(21)に対して偏心してシリンダ室(C1,C2)に収納され、シリンダ室(C1,C2)を外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)とに区画する環状ピストン(22)と、上記シリンダ室(C1,C2)に配置され、各シリンダ室(C1,C2)を高圧室(C1-Hp,C2-Hp)と低圧室(C1-Lp,C2-Lp)とに区画するブレード(23)とを有し、シリンダ(21)と環状ピストン(22)とが相対的に偏心回転運動をする圧縮機構(20)と、該圧縮機構(20)を駆動する駆動機構(30)と、該圧縮機構(20)を収納するケーシング(10)とを備え、該圧縮機構(20)が、外側シリンダ室(C1)からガスを吐出する外側吐出口(45)と、内側シリンダ室(C2)からガスを吐出する内側吐出口(46)とを備えた回転式圧縮機を前提としている。 The present invention includes a cylinder (21) having an annular cylinder chamber (C1, C2) and a cylinder chamber (C1, C2) that is eccentric with respect to the cylinder (21) and stored in the cylinder chamber (C1, C2). An annular piston (22) that is divided into an outer cylinder chamber (C1) and an inner cylinder chamber (C2), and the cylinder chambers (C1, C2) are arranged in the cylinder chambers (C1, C2). Hp, C2-Hp) and a blade (23) partitioned into a low pressure chamber (C1-Lp, C2-Lp). The cylinder (21) and the annular piston (22) are relatively eccentrically rotating. A compression mechanism (20), a drive mechanism (30) for driving the compression mechanism (20), and a casing (10) for housing the compression mechanism (20), and the compression mechanism (20) A rotary type equipped with an outer discharge port (45) that discharges gas from the cylinder chamber (C1) and an inner discharge port (46) that discharges gas from the inner cylinder chamber (C2) A compressor is assumed.

そして、この回転式圧縮機は、ケーシング(10)にシリンダ(21)が固定される一方、駆動機構(30)に環状ピストン(22)が連結され、環状ピストン(22)が、円環の一部分が分断されたC型形状に形成され、ブレード(23)が、環状のシリンダ室(C1,C2)の内周側の壁面から外周側の壁面まで、環状ピストン(22)の分断箇所を挿通して延在するようにシリンダ(21)に設けられ、上記ブレード(23)に対して環状ピストン(22)を該環状ピストン(22)の分断箇所において揺動可能に連結する揺動ブッシュ(27)を備えている。 In this rotary compressor, the cylinder (21) is fixed to the casing (10), while the annular piston (22) is connected to the drive mechanism (30), and the annular piston (22) is a part of the ring. The blade (23) is inserted through the part of the annular piston (22) from the inner peripheral wall surface to the outer peripheral wall surface of the annular cylinder chamber (C1, C2). An oscillating bush (27) provided on the cylinder (21) so as to extend and movably couples the annular piston (22) to the blade (23) at a portion where the annular piston (22) is divided. It has.

この発明では、シリンダ(21)を固定側とし、環状ピストン(22)を可動側とする方式が採用されていて、図18及び図19に構造を示した特願2004−152688号の圧縮機が環状ピストン(22)を固定側とし、シリンダ(21)を可動側とする方式であるのとは逆になっている。ここで、前者(本願発明の構成)を可動ブッシュ方式と称し、後者(図18及び図19の構成)を固定ブッシュ方式と称して、これら可動ブッシュ方式と固定ブッシュ方式における圧縮トルクの脈動の発生原理について説明する。 In the present invention , a method is adopted in which the cylinder (21) is a fixed side and the annular piston (22) is a movable side, and the compressor of Japanese Patent Application No. 2004-152688 whose structure is shown in FIGS. This is the opposite of the system in which the annular piston (22) is the fixed side and the cylinder (21) is the movable side. Here, the former (configuration of the present invention) is referred to as a movable bush method, and the latter (configuration of FIGS. 18 and 19) is referred to as a fixed bush method. Occurrence of pulsation of compression torque in these movable bush method and fixed bush method. The principle will be described.

図6は固定ブッシュ方式の圧縮機構(20)の動作状態を表す図であり、図6(A)から図6(H)まで45°間隔でシリンダ(21)が図の時計回り方向に変位している様子を表している。また、図3は可動ブッシュ方式の圧縮機構(20)の動作状態を表す図であり、図3(A)から図3(H)まで45°間隔で環状ピストン(22)が図の時計回り方向に変位している様子を表している。   FIG. 6 is a view showing the operating state of the fixed bush type compression mechanism (20). The cylinder (21) is displaced in the clockwise direction in the figure at intervals of 45 ° from FIG. 6 (A) to FIG. 6 (H). It shows how it is. FIG. 3 is a view showing an operating state of the movable bush type compression mechanism (20), and the annular piston (22) is rotated clockwise at 45 ° intervals from FIG. 3 (A) to FIG. 3 (H). It shows a state of displacement.

まず、トルク脈動が特に問題になる低速運転時は、圧縮比も小さいので吐出弁(47,48)が早く開き、そのときに吐出圧が最大になっている。固定ブッシュ方式では、外側シリンダ室(C1)の吐出弁(47)はほぼ図6(A)の0°のタイミングで開き、内側シリンダ室(C2)の吐出弁(48)はほぼ図6(E)の180°のタイミングで開く。また、可動ブッシュ方式では、外側シリンダ室(C1)の吐出弁(47)はほぼ図3(E)の180°のタイミングで開き、内側シリンダ室(C2)の吐出弁(48)はほぼ図3(A)の0°のタイミングで開く。   First, during low-speed operation where torque pulsation is particularly problematic, the discharge valve (47, 48) opens quickly because the compression ratio is small, and the discharge pressure is maximized at that time. In the fixed bushing system, the discharge valve (47) in the outer cylinder chamber (C1) opens at the timing of 0 ° in FIG. 6 (A), and the discharge valve (48) in the inner cylinder chamber (C2) approximately in FIG. ) At 180 ° timing. In the movable bush system, the discharge valve (47) in the outer cylinder chamber (C1) opens at about 180 ° in FIG. 3 (E), and the discharge valve (48) in the inner cylinder chamber (C2) is substantially in FIG. Open at 0 ° timing of (A).

固定ブッシュ方式の外側シリンダ室(C1)について、吐出弁(47)の開くタイミングがちょうど図6(A)の時点であると仮定して、その前後で駆動軸(33)がΔt時間に微小角度θだけ回転したときの容積変化について図7を参照して検討する。図7に示すように、回転角が(A)0°−θ、(B)0°、(C)0°+θに順に変化するときに、外壁(外側シリンダ部(21a))側のシールポイントを点A1、点A2、点A3とし、内壁(環状ピストン本体部(22b))側のシールポイントを点B1、点B2、点B3とする。このとき、外壁の移動距離(点A1から点A2までの円弧長及び点A2から点A3までの円弧長)を角度で表すと、θに対してシリンダ(21)の揺動角度分だけ大きくなるため、θ+αとなる。これに対して、内壁の移動距離(点B1から点B2までの円弧長及び点B2から点B3までの円弧長)を角度で表すと、シリンダ(21)の揺動角度は影響しないため、θとなる。   Assuming that the opening timing of the discharge valve (47) in the fixed bush type outer cylinder chamber (C1) is exactly as shown in FIG. 6 (A), the drive shaft (33) is at a minute angle Δt before and after that. A change in volume when rotated by θ will be discussed with reference to FIG. As shown in FIG. 7, when the rotation angle changes in order of (A) 0 ° −θ, (B) 0 °, and (C) 0 ° + θ, the seal point on the outer wall (outer cylinder part (21a)) side Are point A1, point A2, and point A3, and seal points on the inner wall (annular piston body (22b)) side are point B1, point B2, and point B3. At this time, when the movement distance of the outer wall (the arc length from the point A1 to the point A2 and the arc length from the point A2 to the point A3) is expressed in angle, it increases by θ corresponding to the swing angle of the cylinder (21). Therefore, θ + α. On the other hand, if the movement distance of the inner wall (the arc length from the point B1 to the point B2 and the arc length from the point B2 to the point B3) is expressed in angle, the swing angle of the cylinder (21) has no effect, It becomes.

一方、可動ブッシュ方式の外側シリンダ室(C1)について、吐出弁(47)の開くタイミングがちょうど図3(E)の時点であると仮定して、その前後で駆動軸(33)がΔt時間に微小角度θだけ回転したときの容積変化について図8を参照して検討する。図8に示すように、回転角が(A)180°−θ、(B)180°、(C)180°+θに順に変化するときに、外壁(外側シリンダ部(21a))側のシールポイントを点A1、点A2、点A3とし、内壁(環状ピストン本体部(22b))側のシールポイントを点B1、点B2、点B3とする。このとき、外壁の移動距離(点A1から点A2までの円弧長及び点A2から点A3までの円弧長)を角度で表すと、シリンダ(21)の揺動角度は影響しないため、θとなる。これに対して、内壁の移動距離(点B1から点B2までの円弧長及び点B2から点B3までの円弧長)を角度で表すと、シリンダ(21)の揺動角度分だけ小さくなるため、θ−αとなる。   On the other hand, assuming that the opening timing of the discharge valve (47) is exactly the time of FIG. 3 (E) for the movable bush type outer cylinder chamber (C1), the drive shaft (33) is at Δt time before and after that. A change in volume when rotated by a minute angle θ will be discussed with reference to FIG. As shown in FIG. 8, when the rotation angle changes in order of (A) 180 ° −θ, (B) 180 °, and (C) 180 ° + θ, the seal point on the outer wall (outer cylinder part (21a)) side. Are point A1, point A2, and point A3, and seal points on the inner wall (annular piston body (22b)) side are point B1, point B2, and point B3. At this time, if the moving distance of the outer wall (the arc length from the point A1 to the point A2 and the arc length from the point A2 to the point A3) is expressed by an angle, the swing angle of the cylinder (21) does not affect and is θ. . On the other hand, the movement distance of the inner wall (the arc length from the point B1 to the point B2 and the arc length from the point B2 to the point B3) is expressed by an angle, which is reduced by the swing angle of the cylinder (21). θ−α.

以上のことから、固定ブッシュ方式では、図6(A)に示す状態の前後において、外壁側のシールポイントが揺動角度α分だけ早く動くため、圧縮室(高圧室)の容積が変化する(小さくなる)のが早くなって圧縮トルクが大きくなるのに対して、可動ブッシュ方式では、図3(E)に示す状態の前後において、内壁側のシールポイントが揺動角度α分だけ遅く動くため、圧縮室の容積が変化する(小さくなる)のが遅くなって圧縮トルクが小さくなることが分かる。   From the above, in the fixed bush system, the seal point on the outer wall side moves faster by the swing angle α before and after the state shown in FIG. 6A, so that the volume of the compression chamber (high pressure chamber) changes ( In contrast, in the movable bush system, the seal point on the inner wall side moves slower by the swing angle α before and after the state shown in FIG. 3E. It can be seen that the compression torque decreases as the volume of the compression chamber changes (becomes smaller).

次に、固定ブッシュ方式の内側シリンダ室(C2)について、吐出弁(48)の開くタイミングがちょうど図6(E)の時点であると仮定して、その前後で駆動軸(33)がΔt時間に微小角度θだけ回転したときの容積変化について図9を参照して検討する。図9に示すように、回転角が(A)180°−θ、(B)180°、(C)180°+θに順に変化するときに、外壁(環状ピストン本体部(22b))側のシールポイントを点A1、点A2、点A3とし、内壁(内側シリンダ部(21b))側のシールポイントを点B1、点B2、点B3とする。このとき、外壁の移動距離(点A1から点A2までの円弧長及び点A2から点A3までの円弧長)を角度で表すと、シリンダ(21)の揺動角度は影響しないため、θとなる。これに対して、内壁の移動距離(点B1から点B2までの円弧長及び点B2から点B3までの円弧長)を角度で表すと、θに対してシリンダ(21)の揺動角度分だけ小さくなるため、θ−αとなる。   Next, with respect to the inner cylinder chamber (C2) of the fixed bush system, it is assumed that the opening timing of the discharge valve (48) is just at the time of FIG. Next, a change in volume when rotated by a minute angle θ will be discussed with reference to FIG. As shown in FIG. 9, the seal on the outer wall (annular piston body (22b)) side when the rotation angle changes in order of (A) 180 ° −θ, (B) 180 °, and (C) 180 ° + θ. The points are point A1, point A2, and point A3, and the seal points on the inner wall (inner cylinder part (21b)) side are point B1, point B2, and point B3. At this time, if the moving distance of the outer wall (the arc length from the point A1 to the point A2 and the arc length from the point A2 to the point A3) is expressed by an angle, the swing angle of the cylinder (21) does not affect and is θ. . On the other hand, when the movement distance of the inner wall (the arc length from the point B1 to the point B2 and the arc length from the point B2 to the point B3) is expressed as an angle, it corresponds to the swing angle of the cylinder (21) with respect to θ. Since it becomes smaller, θ−α.

一方、可動ブッシュ方式の内側シリンダ室(C2)について、吐出弁(48)の開くタイミングがちょうど図3(A)の時点であると仮定して、その前後で駆動軸(33)がΔt時間に微小角度θだけ回転したときの容積変化について図10を参照して検討する。図10に示すように、回転角が(A)0°−θ、(B)0°、(C)0°+θに順に変化するときに、外壁(環状ピストン本体部(22b))側のシールポイントを点A1、点A2、点A3とし、内壁(内側シリンダ部(21b))側のシールポイントを点B1、点B2、点B3とする。このとき、外壁の移動距離(点A1から点A2までの円弧長及び点A2から点A3までの円弧長)を角度で表すと、θに対してシリンダ(21)の揺動角度分だけ大きくなるため、θ+αとなる。これに対して、内壁の移動距離(点B1から点B2までの円弧長及び点B2から点B3までの円弧長)を角度で表すと、シリンダ(21)の揺動角度は影響しないため、θとなる。   On the other hand, for the movable bush type inner cylinder chamber (C2), assuming that the opening timing of the discharge valve (48) is exactly the time of FIG. A change in volume when rotated by a minute angle θ will be discussed with reference to FIG. As shown in FIG. 10, when the rotation angle changes in order of (A) 0 ° −θ, (B) 0 °, and (C) 0 ° + θ, the seal on the outer wall (annular piston body (22b)) side is sealed. The points are point A1, point A2, and point A3, and the seal points on the inner wall (inner cylinder part (21b)) side are point B1, point B2, and point B3. At this time, when the movement distance of the outer wall (the arc length from the point A1 to the point A2 and the arc length from the point A2 to the point A3) is expressed in angle, it increases by θ corresponding to the swing angle of the cylinder (21). Therefore, θ + α. On the other hand, if the movement distance of the inner wall (the arc length from the point B1 to the point B2 and the arc length from the point B2 to the point B3) is expressed in angle, the swing angle of the cylinder (21) has no effect, It becomes.

以上のことから、固定ブッシュ方式では、図6(E)に示す状態の前後において、内壁側のシールポイントが揺動角度α分だけ遅く動くため、圧縮室の容積が変化する(小さくなる)のが遅くなって圧縮トルクが小さくなるのに対して、可動ブッシュ方式では、図3(A)に示す状態の前後において、外壁側のシールポイントが揺動角度α分だけ速く動くため、圧縮室の容積が変化する(小さくなる)のが速くなって圧縮トルクが大きくなる。   From the above, in the fixed bushing system, the volume of the compression chamber changes (becomes smaller) before and after the state shown in FIG. 6E, because the seal point on the inner wall side moves slower by the swing angle α. In contrast, in the movable bush method, the seal point on the outer wall side moves faster by the swing angle α before and after the state shown in FIG. The volume changes (becomes smaller) faster and the compression torque increases.

固定ブッシュ方式での容積変化の様子を表しているのが図11及び図12のグラフである。実際には外側シリンダ室(C1)(外圧縮室)と内側シリンダ室(C2)(内圧縮室)の容積変化率を表す線図は180°位相がずれることになるが、これらの図では、外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)の容積変化率を比較しやすくするため、線図の位相を合わせた状態で表している。図11及び図12に示すように、外側シリンダ室(C1)は内側シリンダ室(C2)に比べて容積変化率の傾きが180°近辺で大きくなっており、容積変化が早いことが分かる。   The graphs of FIGS. 11 and 12 show the volume change in the fixed bush system. Actually, the diagram showing the volume change rate of the outer cylinder chamber (C1) (outer compression chamber) and the inner cylinder chamber (C2) (inner compression chamber) is 180 degrees out of phase. In order to make it easier to compare the volume change rates of the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2), the diagrams are shown in a phased state. As shown in FIGS. 11 and 12, the outer cylinder chamber (C1) has a larger volume change rate gradient around 180 ° than the inner cylinder chamber (C2), indicating that the volume change is fast.

したがって、固定ブッシュ方式では、シリンダ容積の大きな外側シリンダ室(C1)の圧縮トルクが大きくなるのに対して、シリンダ容積の小さな内側シリンダ室(C2)の圧縮トルクが小さくなるため、トルク脈動(最大トルクと最小トルクの差)が大きくなる。   Therefore, in the fixed bush method, the compression torque of the outer cylinder chamber (C1) with a large cylinder volume increases, whereas the compression torque of the inner cylinder chamber (C2) with a small cylinder volume decreases, so torque pulsation (maximum The difference between the torque and the minimum torque is increased.

一方、可動ブッシュ方式での容積変化の様子を表しているのが図13及び図14のグラフである。この場合も実際には外側シリンダ室(C1)(外圧縮室)と内側シリンダ室(C2)(内圧縮室)の容積変化率を表す線図は180°だけ位相がずれることになるが、これらの図では、外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)の容積変化率を比較しやすくするため、線図の位相を合わせた状態で表している。図13及び図14に示すように、外側シリンダ室(C1)は内側シリンダ室(C2)に比べて容積変化率の傾きが180°近辺で小さくなっており、容積変化が遅いことが分かる。   On the other hand, the graphs of FIGS. 13 and 14 show the volume change in the movable bush system. In this case as well, the diagram showing the volume change rate of the outer cylinder chamber (C1) (outer compression chamber) and the inner cylinder chamber (C2) (inner compression chamber) is actually out of phase by 180 °. In this figure, in order to make it easier to compare the volume change rates of the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2), they are shown in a state where the phases of the diagrams are matched. As shown in FIGS. 13 and 14, the outer cylinder chamber (C1) has a smaller volume change rate gradient around 180 ° than the inner cylinder chamber (C2), indicating that the volume change is slow.

したがって、可動ブッシュ方式では、シリンダ容積の大きな外側シリンダ室(C1)の圧縮トルクが小さくなるのに対して、シリンダ容積の小さな内側シリンダ室(C2)の圧縮トルクが大きくなるため、トルク脈動が小さくなる。   Therefore, in the movable bush method, the compression torque of the outer cylinder chamber (C1) with a large cylinder volume is reduced, while the compression torque of the inner cylinder chamber (C2) with a small cylinder volume is increased, so that the torque pulsation is small. Become.

固定ブッシュ方式と可動ブッシュ方式のトルク脈動を比較した例を図15のグラフに表している。トルク脈動の小さな可動ブッシュ方式では、固定ブッシュ方式に比べて、最大トルクが小さくなる一方で最低トルクが大きくなっている。図の例では、固定ブッシュ方式の圧縮トルクの変動幅(トルク脈動の大きさ)がBで表されている値であるのに対して、可動ブッシュ方式の圧縮トルクの変動幅はBよりも小さな値Aとなっている。   An example in which the torque pulsations of the fixed bush type and the movable bush type are compared is shown in the graph of FIG. In the movable bush system with small torque pulsation, the maximum torque is reduced while the minimum torque is increased compared to the fixed bush system. In the example shown in the figure, the fluctuation range (the magnitude of torque pulsation) of the compression torque of the fixed bush type is a value represented by B, whereas the fluctuation range of the compression torque of the movable bush type is smaller than B. The value is A.

また、本発明は、駆動機構(30)が、電動機(30)と該電動機(30)に連結された駆動軸(33)とを備えるとともに、ケーシング(10)内に収納され、上記駆動軸(33)が、回転中心から偏心した偏心部(33a)を備え、該偏心部(33a)に環状ピストン(22)が連結されている。 In the present invention, the drive mechanism (30) includes an electric motor (30) and a drive shaft (33) connected to the electric motor (30), and is housed in a casing (10), and the drive shaft ( 33) includes an eccentric portion (33a) eccentric from the center of rotation, and the annular piston (22) is coupled to the eccentric portion (33a) .

この発明では、駆動機構(30)が内蔵された構成の回転式圧縮機において、駆動軸(33)の偏心部(33a)に連結された環状ピストン(22)がシリンダ室(C1,C2)内で偏心回転運動をする。この構成においても、シリンダ(21)が固定側で環状ピストン(22)が可動側の可動ブッシュ方式が採用されているので、固定ブッシュ方式に比べて圧縮トルクの脈動を小さくできる。 According to the present invention , in the rotary compressor configured to include the drive mechanism (30), the annular piston (22) connected to the eccentric portion (33a) of the drive shaft (33) is disposed in the cylinder chamber (C1, C2). Eccentric rotation motion. Also in this configuration, the pulsation of the compression torque can be reduced as compared with the fixed bush method because the movable bush method in which the cylinder (21) is fixed and the annular piston (22) is movable is employed.

本発明は、環状ピストン(22)が、駆動軸(33)の偏心部(33a)に嵌合する軸受部(22a)と、軸受部(22a)の外周側で該軸受部(22a)と同心上に位置する環状ピストン本体部(22b)と、軸受部(22a)と環状ピストン本体部(22b)とを圧縮機構(20)における軸方向の一端側で連接するピストン側鏡板(22c)とを備え、シリンダ(21)が、軸受部(22a)と環状ピストン本体部(22b)との間で駆動軸(33)と同心上に位置する内側シリンダ部(21b)と、環状ピストン本体部(22b)の外周側で内側シリンダ部(21b)と同心上に位置する内側シリンダ部(21b)と、内側シリンダ部(21b)と外側シリンダ部(21a)とを圧縮機構(20)における軸方向の他端側で連接するシリンダ側鏡板(21c)とを備え、シリンダ側鏡板(21c)とピストン側鏡板(22c)と内側シリンダ部(21b)と環状ピストン本体部(22b)との間に外側シリンダ室(C1)が形成され、シリンダ側鏡板(21c)とピストン側鏡板(22c)と内側シリンダ部(21b)と環状ピストン本体部(22b)との間に内側シリンダ室(C2)が形成されている。 In the present invention, the annular piston (22) is fitted to the eccentric part (33a) of the drive shaft (33), and the bearing part (22a) is concentric with the bearing part (22a) on the outer peripheral side of the bearing part (22a). An annular piston main body (22b) positioned above, a piston side end plate (22c) that connects the bearing (22a) and the annular piston main body (22b) at one end in the axial direction of the compression mechanism (20). The cylinder (21) includes an inner cylinder part (21b) concentric with the drive shaft (33) between the bearing part (22a) and the annular piston body part (22b), and an annular piston body part (22b ) On the outer peripheral side of the inner cylinder part (21b) concentrically with the inner cylinder part (21b), the inner cylinder part (21b) and the outer cylinder part (21a) in the axial direction of the compression mechanism (20). Cylinder end plate (21c) connected at the end side, cylinder side end plate (21c), piston side end plate (22c) and inner side An outer cylinder chamber (C1) is formed between the cylinder part (21b) and the annular piston body part (22b). The cylinder side end plate (21c), the piston side end plate (22c), the inner cylinder part (21b), and the annular piston An inner cylinder chamber (C2) is formed between the main body (22b) .

この発明では、駆動軸(33)の偏心部(33a)に嵌合する軸受部(22a)の外周に環状ピストン本体部(22b)が位置し、この環状ピストン本体部(22b)がシリンダ(21)の外側シリンダ部(21a)と内側シリンダ部(21b)の間で偏心回転運動をする。そして、外側シリンダ室(C1)の容積と内側シリンダ室(C2)の容積とが変化することにより、圧縮機構(20)におけるガスの吸入、圧縮、吐出が行われる。ガスを圧縮すると、シリンダ室(C1,C2)内ではガスの反力による横方向荷重が生じる。その際、例えば軸受部(22a)と環状ピストン本体部(22b)の軸方向の位置がずれている場合には、シリンダ室(C1,C2)におけるガスの圧縮に伴う横方向荷重により環状ピストン(22)を傾けようとする力(転覆モーメント)が生じるが、本発明では軸受部(22a)の周囲に環状ピストン本体部(22b)が位置しているため、転覆モーメントの発生を抑えられる。 In the present invention , the annular piston main body (22b) is positioned on the outer periphery of the bearing portion (22a) fitted to the eccentric portion (33a) of the drive shaft (33), and the annular piston main body (22b) is connected to the cylinder (21 ) Between the outer cylinder part (21a) and the inner cylinder part (21b). Then, when the volume of the outer cylinder chamber (C1) and the volume of the inner cylinder chamber (C2) are changed, gas is sucked, compressed, and discharged in the compression mechanism (20). When the gas is compressed, a lateral load is generated in the cylinder chamber (C1, C2) due to the reaction force of the gas. At that time, for example, when the axial position of the bearing portion (22a) and the annular piston body portion (22b) is shifted, the annular piston (by the lateral load accompanying the compression of gas in the cylinder chamber (C1, C2)) Although force (overturning moment) is generated to incline 22), in the present invention, since the annular piston main body portion (22b) is positioned around the bearing portion (22a), occurrence of the overturning moment can be suppressed.

また、本発明は、ケーシング(10)には、圧縮機構(20)の吸入側に連通する吸入管(14)と、圧縮機構(20)からケーシング(10)内に吐出された高圧ガスを流出させる吐出管(15)とが設けられ、シリンダ側鏡板(21c)とピストン側鏡板(22c)と環状ピストン(22)の軸受部(22a)と内側シリンダ部(21b)との間に形成される空間が高圧空間であることを特徴としている。 Further, according to the present invention, the casing (10) flows out of the suction pipe (14) communicating with the suction side of the compression mechanism (20) and the high-pressure gas discharged from the compression mechanism (20) into the casing (10). The discharge pipe (15) is provided, and is formed between the cylinder end plate (21c), the piston end plate (22c), the bearing portion (22a) of the annular piston (22), and the inner cylinder portion (21b). The space is a high-pressure space.

この発明では、ケーシング(10)内が高圧空間であり、圧縮機構(20)や軸受部(22a)の摺動箇所を潤滑する潤滑油も高圧となる。高圧の潤滑油を環状ピストン(22)の軸受部(22a)に給油すると、シリンダ側鏡板(21c)とピストン側鏡板(22c)と環状ピストン(22)の軸受部(22a)と内側シリンダ部(21b)との間に形成される空間が低圧空間である場合には、潤滑油がその低圧空間にどんどん流れ込んでしまうが、本発明では上記空間が高圧空間であるため、潤滑油がその空間にどんどん流れ込んでしまうのを抑制できる。 In this invention , the inside of the casing (10) is a high-pressure space, and the lubricating oil that lubricates the sliding portions of the compression mechanism (20) and the bearing portion (22a) also has a high pressure. When high-pressure lubricating oil is supplied to the bearing (22a) of the annular piston (22), the cylinder end plate (21c), the piston end plate (22c), the bearing portion (22a) of the annular piston (22) and the inner cylinder portion ( 21b), the lubricating oil flows more and more into the low pressure space. However, in the present invention, since the space is a high pressure space, the lubricating oil enters the space. It is possible to suppress the inflow.

本発明によれば、シリンダ(21)が有する環状のシリンダ室(C1,C2)の内部に該シリンダ室(C1,C2)を外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)とに区画する環状ピストン(22)が配置されるとともに、外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)を高圧室(C1-Hp,C2-Hp)と低圧室(C1-Lp,C2-Lp)とに区画するブレード(23)を備え、シリンダ(21)と環状ピストン(22)とが相対的に偏心回転運動をするように構成された圧縮機構(20)を有し、圧縮機構(20)に、外側シリンダ室(C1)からガスを吐出する外側吐出口(45)と、内側シリンダ室(C2)からガスを吐出する内側吐出口(46)とが設けられた回転式圧縮機において、ブレード(23)に対して環状ピストン(22)を該環状ピストン(22)の分断箇所において揺動可能に連結する揺動ブッシュ(27)を設けるとともに、シリンダ(21)を固定側に、環状ピストン(22)を可動側にした可動ブッシュ方式を採用している。   According to the present invention, the cylinder chamber (C1, C2) is partitioned into an outer cylinder chamber (C1) and an inner cylinder chamber (C2) inside an annular cylinder chamber (C1, C2) of the cylinder (21). An annular piston (22) is arranged, and the outer cylinder chamber (C1) and inner cylinder chamber (C2) are divided into a high pressure chamber (C1-Hp, C2-Hp) and a low pressure chamber (C1-Lp, C2-Lp). The compression mechanism (20) includes a blade (23) for partitioning, and is configured so that the cylinder (21) and the annular piston (22) are relatively eccentrically rotated. In a rotary compressor provided with an outer discharge port (45) for discharging gas from the outer cylinder chamber (C1) and an inner discharge port (46) for discharging gas from the inner cylinder chamber (C2), a blade (23 ) To connect the annular piston (22) so as to be able to swing at the split portion of the annular piston (22). A movable bushing system is employed in which a cylinder (21) is provided on the fixed side and an annular piston (22) is provided on the movable side.

そして、固定ブッシュ方式では、シリンダ(21)容積の大きな外側シリンダ室(C1)の圧縮トルクが大きくなるのに対して、シリンダ(21)容積の小さな内側シリンダ室(C2)の圧縮トルクが小さくなるため、トルク脈動が大きくなるが、本発明の可動ブッシュ方式では、シリンダ(21)容積の大きな外側シリンダ室(C1)の圧縮トルクが小さくなるのに対して、シリンダ(21)容積の小さな内側シリンダ室(C2)の圧縮トルクが大きくなるため、トルク脈動を小さくすることができる。   In the fixed bush method, the compression torque of the outer cylinder chamber (C1) having a large cylinder (21) volume is increased, whereas the compression torque of the inner cylinder chamber (C2) having a small cylinder (21) volume is decreased. Therefore, the torque pulsation increases, but in the movable bush system of the present invention, the compression torque of the outer cylinder chamber (C1) having a large cylinder (21) volume is reduced, whereas the inner cylinder having a small cylinder (21) volume is used. Since the compression torque of the chamber (C2) increases, torque pulsation can be reduced.

また、例えば環状ピストン(22)とブレード(23)との間に揺動ブッシュ(27)を用いない方式を考えると、この方式では環状ピストン(22)を薄くできるため、外側シリンダ室と内側シリンダ室の容積差を小さくして、シリンダ(21)が固定の方式でもトルク脈動を抑える設計が可能になるが、揺動ブッシュ(27)を用いる場合は環状ピストン(22)が厚くなって外側シリンダ室と内側シリンダ室の容積差が大きくなるため、本発明の可動ブッシュ方式を採用することがトルク脈動を抑えることに関して極めて有効である。   Also, for example, when considering a method that does not use the swing bush (27) between the annular piston (22) and the blade (23), the annular piston (22) can be made thinner in this method, so the outer cylinder chamber and the inner cylinder Even if the cylinder (21) is fixed, it can be designed to suppress torque pulsation by reducing the volume difference between the chambers. However, when the swing bush (27) is used, the annular piston (22) becomes thicker and the outer cylinder Since the volume difference between the chamber and the inner cylinder chamber becomes large, it is extremely effective to use the movable bush system of the present invention for suppressing torque pulsation.

また、本発明によれば、駆動機構(30)が内蔵された構成の回転式圧縮機において、駆動軸(33)の偏心部(33a)に連結された環状ピストン(22)がシリンダ室(C1,C2)内で偏心回転運動をする。つまり、この発明においても、シリンダ(21)が固定側で環状ピストン(22)が可動側の可動ブッシュ方式が採用されているので、固定ブッシュ方式に比べて圧縮トルクの脈動を小さくできる。 Further , according to the present invention , in the rotary compressor configured to incorporate the drive mechanism (30), the annular piston (22) connected to the eccentric portion (33a) of the drive shaft (33) is provided in the cylinder chamber (C1 , C2) within the eccentric rotational movement. That is, also in this invention, the pulsation of the compression torque can be reduced as compared with the fixed bush method because the movable bush method in which the cylinder (21) is fixed and the annular piston (22) is movable is adopted.

また、本発明によれば、軸受部(22a)と環状ピストン本体部(22b)の軸方向の位置がずれている場合には、シリンダ室(C1,C2)におけるガスの圧縮に伴う横方向荷重により環状ピストン(22)を傾けようとする力(転覆モーメント)が生じるのに対して、軸受部(22a)の周囲に環状ピストン本体部(22b)が位置するようにしているため、シリンダ室(C1,C2)内でのガスの圧縮の反力(横方向荷重)に起因する転覆モーメントの発生を防止できる。 Further , according to the present invention, when the axial positions of the bearing portion (22a) and the annular piston body portion (22b) are shifted, the lateral load accompanying the compression of the gas in the cylinder chamber (C1, C2). This causes a force (overturning moment) to tilt the annular piston (22), while the annular piston body (22b) is positioned around the bearing (22a). It is possible to prevent the occurrence of a rollover moment due to the gas compression reaction force (lateral load) in C1, C2).

また、ケーシング(10)内の高圧の潤滑油を環状ピストン(22)の軸受部(22a)に給油すると、シリンダ側鏡板(21c)とピストン側鏡板(22c)と環状ピストン(22)の軸受部(22a)と内側シリンダ部(21b)との間に形成される空間が低圧空間である場合には、潤滑油がその低圧空間にどんどん流れ込んでしまい、他の摺動箇所での潤滑不良が生じるおそれがあるが、本発明によれば、上記空間を高圧空間にしているので、潤滑油がその空間にどんどん流れ込んでしまうのを抑制できる。したがって、他の摺動箇所での潤滑不良を防止できる。 In addition, when the high-pressure lubricating oil in the casing (10) is supplied to the bearing portion (22a) of the annular piston (22), the cylinder end plate (21c), the piston end plate (22c), and the bearing portion of the annular piston (22) When the space formed between (22a) and the inner cylinder part (21b) is a low-pressure space, the lubricating oil flows more and more into the low-pressure space, resulting in poor lubrication at other sliding locations. Although there is a possibility, according to this invention , since the said space is made into the high voltage | pressure space, it can suppress that lubricating oil flows in into the space rapidly. Therefore, poor lubrication at other sliding locations can be prevented.

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.

−実施形態(可動ブッシュ方式)−
図1は、この実施形態に係る回転式圧縮機(1)の縦断面図、図2は圧縮機構(20)の横断面図、図3は圧縮機構(30)の動作状態図である。図1に示すように、この圧縮機(1)は、ケーシング(10)内に、圧縮機構(偏心回転形ピストン機構)(20)と電動機(駆動機構)(30)とが収納され、全密閉型に構成されている。上記圧縮機(1)は、例えば、空気調和装置の冷媒回路において、蒸発器から吸入した冷媒を圧縮して、凝縮器へ吐出するために用いられる。
-Embodiment (movable bush system)-
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a rotary compressor (1) according to this embodiment, FIG. 2 is a transverse sectional view of a compression mechanism (20), and FIG. 3 is an operation state diagram of the compression mechanism (30). As shown in FIG. 1, this compressor (1) is housed in a casing (10) in which a compression mechanism (eccentric rotary piston mechanism) (20) and an electric motor (drive mechanism) (30) are housed. It is structured into a mold. The compressor (1) is used, for example, in the refrigerant circuit of the air conditioner to compress the refrigerant sucked from the evaporator and discharge it to the condenser.

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

上記圧縮機構(20)は、ケーシング(10)に固定されたフロントヘッド(16)とリヤヘッド(17)との間に構成されている。この圧縮機構(20)は、環状のシリンダ室(C1,C2)を有するシリンダ(21)と、該シリンダ室(C1,C2)内に配置された環状ピストン(22)と、図2及び図3に示すようにシリンダ室(C1,C2)を第1室である高圧室(圧縮室)(C1-Hp,C2-Hp)と第2室である低圧室(吸入室)(C1-Lp,C2-Lp)とに区画するブレード(23)とを有している。この実施形態では、フロントヘッド(16)がシリンダ(21)を構成している。また、本実施形態では、シリンダ室(C1,C2)を有するシリンダ(21)が固定側で、環状ピストン(22)が可動側であり、環状ピストン(22)がシリンダ(21)に対して偏心回転運動をするように構成されている。以下の説明において、本実施形態のように環状ピストン(22)が可動側になる方式を可動ブッシュ方式と称し、逆に図18、図19(特願2004−152688号)のように環状ピストンが固定側になる方式を固定ブッシュ方式と称する。   The compression mechanism (20) is configured between a front head (16) and a rear head (17) fixed to the casing (10). The compression mechanism (20) includes a cylinder (21) having an annular cylinder chamber (C1, C2), an annular piston (22) disposed in the cylinder chamber (C1, C2), and FIGS. As shown in Fig. 2, the cylinder chambers (C1, C2) are divided into a high pressure chamber (compression chamber) (C1-Hp, C2-Hp) as the first chamber and a low pressure chamber (suction chamber) (C1-Lp, C2) as the second chamber. -Lp) and a blade (23) partitioned into two. In this embodiment, the front head (16) constitutes a cylinder (21). In this embodiment, the cylinder (21) having the cylinder chambers (C1, C2) is the fixed side, the annular piston (22) is the movable side, and the annular piston (22) is eccentric with respect to the cylinder (21). It is configured to rotate. In the following description, a method in which the annular piston (22) is movable as in this embodiment is referred to as a movable bush method, and conversely, as shown in FIGS. 18 and 19 (Japanese Patent Application No. 2004-152688). The method that becomes the fixed side is called a fixed bush method.

電動機(30)は、ステータ(31)とロータ(32)とを備えている。ステータ(31)は、圧縮機構(20)の上方に配置され、ケーシング(10)の胴部(11)に固定されている。ロータ(32)には駆動軸(33)が連結されていて、該駆動軸(33)がロータ(32)とともに回転するように構成されている。駆動軸(33)は、上記シリンダ室(C1,C2)を上下方向に貫通している。   The electric motor (30) includes a stator (31) and a rotor (32). The stator (31) is disposed above the compression mechanism (20) and is fixed to the body (11) of the casing (10). A drive shaft (33) is connected to the rotor (32), and the drive shaft (33) is configured to rotate together with the rotor (32). The drive shaft (33) penetrates the cylinder chamber (C1, C2) in the vertical direction.

上記駆動軸(33)には、該駆動軸(33)の内部を軸方向にのびる給油路(図示省略)が設けられている。また、駆動軸(33)の下端部には、給油ポンプ(34)が設けられている。そして、上記給油路は、該給油ポンプ(34)から上方へのびている。この構成により、ケーシング(10)内の底部に貯まる潤滑油を、この給油ポンプ(34)で上記給油路を通じて圧縮機構(20)の摺動部に供給するようにしている。   The drive shaft (33) is provided with an oil supply passage (not shown) extending in the axial direction inside the drive shaft (33). An oil supply pump (34) is provided at the lower end of the drive shaft (33). The oil supply passage extends upward from the oil supply pump (34). With this configuration, the lubricating oil stored at the bottom of the casing (10) is supplied to the sliding portion of the compression mechanism (20) through the oil supply passage by the oil supply pump (34).

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

上記環状ピストン(22)は、振動低減のために軽量のアルミ素材で一体的に形成した部材であって、駆動軸(33)の偏心部(33a)に摺動自在に嵌合する軸受部(22a)と、軸受部(22a)の外周側で該軸受部(22a)と同心上に位置する環状ピストン本体部(22b)と、軸受部(22a)と環状ピストン本体部(22b)とを図の下端側(圧縮機構(20)における軸方向の一端側)で連接するピストン側鏡板(22c)とを備え、環状ピストン本体部(22b)は、円環の一部分が分断されたC型形状に形成されている。   The annular piston (22) is a member integrally formed of a lightweight aluminum material for vibration reduction, and a bearing portion (slidably fitted to the eccentric portion (33a) of the drive shaft (33)). 22a), the annular piston main body (22b) positioned concentrically with the bearing (22a) on the outer peripheral side of the bearing (22a), the bearing (22a) and the annular piston main body (22b). And a piston side end plate (22c) connected on the lower end side (one end side in the axial direction of the compression mechanism (20)), and the annular piston body (22b) has a C-shaped shape in which a part of the ring is divided. Is formed.

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

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

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

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

具体的には、シリンダ側鏡板(21c)とピストン側鏡板(22c)と外側シリンダ部(21a)と環状ピストン本体部(22b)との間に外側シリンダ室(C1)が形成され、シリンダ側鏡板(21c)とピストン側鏡板(22c)と内側シリンダ部(21b)と環状ピストン本体部(22b)との間に内側シリンダ室(C2)が形成されている。また、シリンダ側鏡板(21c)とピストン側鏡板(22c)と環状ピストン(22)の軸受部(22a)と内側シリンダ部(21b)との間には、内側シリンダ部(21b)の内周側で軸受部(22a)の偏心回転動作を許容するための動作空間(25)が形成されている。この動作空間(25)は、本実施形態においては、高圧空間となるように構成されている。   Specifically, an outer cylinder chamber (C1) is formed between the cylinder side end plate (21c), the piston side end plate (22c), the outer cylinder portion (21a), and the annular piston main body portion (22b). An inner cylinder chamber (C2) is formed between (21c), the piston side end plate (22c), the inner cylinder part (21b), and the annular piston main body part (22b). In addition, between the cylinder side end plate (21c), piston side end plate (22c), bearing part (22a) of the annular piston (22) and inner cylinder part (21b), the inner peripheral side of the inner cylinder part (21b) Thus, an operation space (25) for allowing the eccentric rotation operation of the bearing portion (22a) is formed. This operation space (25) is configured to be a high-pressure space in the present embodiment.

また、環状ピストン(22)とシリンダ(21)は、環状ピストン(22)の外周面と外側シリンダ部(21a)の内周面とが1点で実質的に接する状態(厳密にはミクロンオーダーの隙間があるが、その隙間での冷媒の漏れが問題にならない状態)において、その接点と位相が180°異なる位置で、環状ピストン(22)の内周面と内側シリンダ部(21b)の外周面とが1点で実質的に接するようになっている。   In addition, the annular piston (22) and the cylinder (21) are in a state where the outer peripheral surface of the annular piston (22) and the inner peripheral surface of the outer cylinder part (21a) are substantially in contact with each other (strictly in the order of microns). In a state where there is a gap but leakage of the refrigerant in the gap does not become a problem), the inner peripheral surface of the annular piston (22) and the outer peripheral surface of the inner cylinder part (21b) at a position that is 180 ° out of phase with the contact point Are substantially touching at one point.

上記揺動ブッシュ(27)は、ブレード(23)に対して高圧室(C1-Hp,C2-Hp)側に位置する吐出側ブッシュ(27A)と、ブレード(23)に対して低圧室(C1-Lp,C2-Lp)側に位置する吸入側ブッシュ(27B)とから構成されている。吐出側ブッシュ(27A)と吸入側ブッシュ(27B)は、いずれも断面形状が略半円形で同一形状に形成され、フラット面同士が対向するように配置されている。そして、両ブッシュ(27A,27B)の対向面の間のスペースがブレード溝(28)を構成している。   The swing bush (27) includes a discharge side bush (27A) located on the high pressure chamber (C1-Hp, C2-Hp) side with respect to the blade (23), and a low pressure chamber (C1 -Lp, C2-Lp) and suction side bush (27B). The discharge-side bush (27A) and the suction-side bush (27B) are both substantially semicircular in cross section and formed in the same shape, and are arranged so that the flat surfaces face each other. And the space between the opposing surfaces of both bushes (27A, 27B) constitutes a blade groove (28).

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

なお、この実施形態では両ブッシュ(27A,27B)を別体とした例について説明したが、両ブッシュ(27A,27B)は、一部で連結することにより一体構造としてもよい。   In this embodiment, an example in which both bushes (27A, 27B) are separated from each other has been described. However, both bushes (27A, 27B) may be integrated with each other.

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

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

フロントヘッド(16)には外側吐出口(45)と内側吐出口(46)が形成されている。これらの吐出口(45,46)は、それぞれ、フロントヘッド(16)のシリンダ側鏡板(21c)をその軸方向に貫通している。外側吐出口(45)の下端は外側シリンダ室(C1)の高圧室(C1-Hp)に臨むように開口し、内側吐出口(46)の下端は内側シリンダ室(C2)の高圧室(C2-Hp)に臨むように開口している。一方、これらの吐出口(45,46)の上端は、該吐出口(45,46)を開閉する吐出弁(リード弁)(47,48)を介して吐出空間(49)に連通している。   The front head (16) has an outer discharge port (45) and an inner discharge port (46). Each of these discharge ports (45, 46) penetrates the cylinder side end plate (21c) of the front head (16) in the axial direction thereof. The lower end of the outer discharge port (45) is opened to face the high pressure chamber (C1-Hp) of the outer cylinder chamber (C1), and the lower end of the inner discharge port (46) is the high pressure chamber (C2) of the inner cylinder chamber (C2). -Hp). On the other hand, the upper ends of these discharge ports (45, 46) communicate with the discharge space (49) via discharge valves (reed valves) (47, 48) that open and close the discharge ports (45, 46). .

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

一方、上記ピストン側鏡板(22c)には、シールリング(29)が設けられている。このシールリング(29)は、ピストン側鏡板(22c)の環状溝(22d)に装填され、リヤヘッド(17)に圧接している。そして、環状ピストン本体部(22b)の上端面とシリンダ側鏡板(21c)の下面との間の軸方向隙間、及び外側シリンダ部(21a)及び内側シリンダ部(21b)の下端面とピストン側鏡板(22c)の上面との間の軸方向隙間を縮小するコンプライアンス機構を構成している。   On the other hand, the piston side end plate (22c) is provided with a seal ring (29). The seal ring (29) is loaded in the annular groove (22d) of the piston side end plate (22c) and is in pressure contact with the rear head (17). The axial clearance between the upper end surface of the annular piston main body (22b) and the lower surface of the cylinder side end plate (21c), and the lower end surfaces of the outer cylinder portion (21a) and the inner cylinder portion (21b) and the piston side end plate The compliance mechanism which reduces the axial clearance between the upper surface of (22c) is configured.

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

電動機(30)を起動すると、ロータ(32)の回転が駆動軸(33)を介して圧縮機構(20)の環状ピストン(22)に伝達される。そうすると、揺動ブッシュ(27A,27B)がブレード(23)に沿って往復運動(進退動作)を行い、かつ、環状ピストン(22)と揺動ブッシュ(27A,27B)が一体的になってブレード(23)に対して揺動動作を行う。その際、揺動ブッシュ(27A,27B)は、環状ピストン(22)及びブレード(23)に対して実質的に面接触をする。そして、環状ピストン(22)が外側シリンダ部(21a)及び内側シリンダ部(21b)に対して揺動しながら公転し、圧縮機構(20)が所定の圧縮動作を行う。   When the electric motor (30) is started, the rotation of the rotor (32) is transmitted to the annular piston (22) of the compression mechanism (20) via the drive shaft (33). Then, the swing bush (27A, 27B) reciprocates (advances and retracts) along the blade (23), and the annular piston (22) and the swing bush (27A, 27B) are integrated into the blade. Oscillate with respect to (23). At that time, the swing bushes (27A, 27B) substantially make surface contact with the annular piston (22) and the blade (23). Then, the annular piston (22) revolves while swinging with respect to the outer cylinder part (21a) and the inner cylinder part (21b), and the compression mechanism (20) performs a predetermined compression operation.

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

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

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

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

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

−比較例(固定ブッシュ方式)−
図4〜図6に示す比較例の圧縮機について簡単に説明する。
-Comparative example (fixed bush method)-
The compressor of the comparative example shown in FIGS. 4 to 6 will be briefly described.

この比較例の圧縮機の圧縮機構は、図1〜図3の例が環状ピストン(22)を可動側にした可動ブッシュ方式であるのに対して、環状ピストン(22)を固定側にした固定ブッシュ方式である。以下、主に図1〜図3の例と構成が相違する点を説明する。   The compression mechanism of the compressor of this comparative example is a fixed type with the annular piston (22) on the fixed side, whereas the example of FIGS. Bush method. In the following, differences from the example of FIGS. 1 to 3 will be mainly described.

圧縮機構(20)は、図1〜図3の例と同様に、ケーシング(10)に固定されたフロントヘッド(16)とリヤヘッド(17)との間に構成され、環状のシリンダ室(C1,C2)を有するシリンダ(21)と、該シリンダ室(C1,C2)内に配置された環状ピストン(22)と、シリンダ室(C1,C2)を第1室である高圧室(圧縮室)(C1-Hp,C2-Hp)と第2室である低圧室(吸入室)(C1-Lp,C2-Lp)とに区画するブレード(23)とを有している。シリンダ(21)は、環状ピストン(22)に対して偏心回転運動をするように構成されている。つまり、この例では、シリンダ室(C1,C2)を有するシリンダ(21)が可動側で、シリンダ室(C1,C2)内に配置される環状ピストン(22)が固定側になっている。   The compression mechanism (20) is configured between a front head (16) and a rear head (17) fixed to the casing (10), as in the example of FIGS. 1 to 3, and includes an annular cylinder chamber (C1, A cylinder (21) having C2), an annular piston (22) disposed in the cylinder chamber (C1, C2), and a high pressure chamber (compression chamber) (the compression chamber) which is the first chamber as the cylinder chamber (C1, C2) ( C1-Hp, C2-Hp) and a low pressure chamber (suction chamber) (C1-Lp, C2-Lp), which is the second chamber, has a blade (23). The cylinder (21) is configured to perform an eccentric rotational motion with respect to the annular piston (22). That is, in this example, the cylinder (21) having the cylinder chambers (C1, C2) is the movable side, and the annular piston (22) disposed in the cylinder chambers (C1, C2) is the fixed side.

上記シリンダ(21)は、外側シリンダ部(21a)及び内側シリンダ部(21b)を備えている。外側シリンダ部(21a)と内側シリンダ部(21b)は、下端部がシリンダ側鏡板(21c)で連結されることにより一体化されている。そして、駆動軸(33)の偏心部(33a)に、上記内側シリンダ部(21b)が摺動自在に嵌め込まれている。これに対して、上記環状ピストン(22)はフロントヘッド(16)により構成され、環状ピストン本体部(22b)が上端部でピストン側鏡板(22c)と一体的に形成された構造になっている。   The cylinder (21) includes an outer cylinder part (21a) and an inner cylinder part (21b). The outer cylinder part (21a) and the inner cylinder part (21b) are integrated by connecting the lower end part with a cylinder side end plate (21c). The inner cylinder part (21b) is slidably fitted into the eccentric part (33a) of the drive shaft (33). On the other hand, the said annular piston (22) is comprised by the front head (16), and it has the structure where the annular piston main-body part (22b) was integrally formed with the piston side end plate (22c) by the upper end part. .

シリンダ側鏡板(21c)とピストン側鏡板(22c)と外側シリンダ部(21a)と環状ピストン本体部(22b)との間に外側シリンダ室(C1)が形成され、シリンダ側鏡板(21c)とピストン側鏡板(22c)と内側シリンダ部(21b)と環状ピストン本体部(22b)との間に内側シリンダ室(C2)が形成されている点は図1〜図3の例と同様である。一方、この例では、リヤヘッド(17)に、外側シリンダ部(21a)の偏心回転動作を許容するための動作空間(26)が形成されている。この動作空間(26)は、吸入管(14)に連通した低圧空間であり、外側シリンダ部(21a)と内側シリンダ部(21b)にはこの低圧の動作空間(26)から低圧ガスを吸入するための貫通孔(44a,44b)が形成されている。   An outer cylinder chamber (C1) is formed between the cylinder side end plate (21c), piston side end plate (22c), outer cylinder part (21a), and annular piston body part (22b). The inner cylinder chamber (C2) is formed between the side end plate (22c), the inner cylinder part (21b), and the annular piston main body part (22b), which is the same as the example of FIGS. On the other hand, in this example, the rear head (17) is provided with an operation space (26) for allowing the eccentric rotation operation of the outer cylinder portion (21a). This working space (26) is a low pressure space communicating with the suction pipe (14), and the outer cylinder portion (21a) and the inner cylinder portion (21b) suck low pressure gas from the low pressure working space (26). For this purpose, through holes (44a, 44b) are formed.

この比較例では、揺動ブッシュ(27A,27B)は、ブレード溝(28)にブレード(23)を挟んだ状態で、ブレード(23)がその面方向にブレード溝(28)内を進退するように構成されている。また、揺動ブッシュ(27A,27B)は、環状ピストン(22)に対してブレード(23)が揺動するように構成されている。したがって、上記揺動ブッシュ(27)は、該揺動ブッシュ(27)の中心点を揺動中心として上記ブレード(23)が環状ピストン(22)に対して揺動可能となり、かつ上記ブレード(23)が環状ピストン(22)に対して該ブレード(23)の面方向へ進退可能となるように構成されている。   In this comparative example, the swing bushes (27A, 27B) are configured so that the blade (23) advances and retreats in the blade groove (28) in the surface direction with the blade (23) sandwiched between the blade grooves (28). It is configured. The swing bushes (27A, 27B) are configured such that the blade (23) swings with respect to the annular piston (22). Therefore, the swing bush (27) can swing the blade (23) with respect to the annular piston (22) with the center point of the swing bush (27) as the swing center, and the blade (23 ) Is configured to be movable back and forth in the surface direction of the blade (23) with respect to the annular piston (22).

以上の構成において、駆動軸(33)が回転すると、外側シリンダ部(21a)及び内側シリンダ部(21b)は、ブレード(23)がブレード溝(28)内を進退しながら、揺動ブッシュ(27)の中心点を揺動中心として揺動する。この揺動動作により、環状ピストン(22)とシリンダ(21)との接触点が図6において(A)図から(H)図へ順に移動する。なお、図6は固定ブッシュ方式の圧縮機構(20)の動作状態を表す図であり、図6(A)から図6(H)まで45°間隔でシリンダ(21)が図の時計回り方向に移動している様子を表している。このとき、上記外側シリンダ部(21a)及び内側シリンダ部(21b)は駆動軸(33)の周りを揺動しながら公転するが、自転はしない。   In the above configuration, when the drive shaft (33) is rotated, the outer cylinder portion (21a) and the inner cylinder portion (21b) are arranged such that the blade (23) advances and retracts in the blade groove (28) while the swing bush (27 ) Swing around the center point of). By this swinging operation, the contact point between the annular piston (22) and the cylinder (21) moves in order from FIG. 6 (A) to FIG. FIG. 6 is a diagram showing the operating state of the fixed bush type compression mechanism (20), and the cylinder (21) is rotated clockwise at 45 ° intervals from FIG. 6 (A) to FIG. 6 (H). It shows how it is moving. At this time, the outer cylinder portion (21a) and the inner cylinder portion (21b) revolve while swinging around the drive shaft (33), but do not rotate.

上記シリンダ側鏡板(21c)には、シールリング(29)が設けられている。このシールリング(29)は、シリンダ側鏡板(21c)の環状溝(21d)に装填され、リヤヘッド(17)に圧接している。そして、外側シリンダ部(21a)及び内側シリンダ部(21b)の上端面とピストン側鏡板(22c)の下面との間の軸方向隙間、及び環状ピストン(22b)の下端面とシリンダ側鏡板(21c)の上面との間の軸方向隙間を縮小するコンプライアンス機構を構成している。   A seal ring (29) is provided on the cylinder side end plate (21c). The seal ring (29) is loaded in the annular groove (21d) of the cylinder side end plate (21c) and is in pressure contact with the rear head (17). And the axial clearance between the upper end surface of the outer cylinder part (21a) and the inner cylinder part (21b) and the lower surface of the piston side end plate (22c), and the lower end surface of the annular piston (22b) and the cylinder side end plate (21c) ) To reduce the axial clearance between the upper surface and the upper surface.

その他の構成は、図1〜図3の例と同様であるため、説明を省略する。   Other configurations are the same as those in the example of FIGS.

圧縮機構(20)が動作をする際、外側シリンダ室(C1)では、図6(F)の状態で低圧室(C1-Lp)の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸(33)が図の右回りに回転して図6(G)〜図6(E)の状態へ変化するのに伴って該低圧室(C1-Lp)の容積が増大するときに、冷媒が、吸入管(14)、動作空間(26)、及び貫通孔(44a)を通って該低圧室(C1-Lp)に吸入される。   When the compression mechanism (20) operates, in the outer cylinder chamber (C1), the volume of the low pressure chamber (C1-Lp) is almost minimum in the state of FIG. When the volume of the low pressure chamber (C1-Lp) increases as it rotates clockwise in the figure and changes to the state shown in FIGS. 6 (G) to 6 (E), the refrigerant flows into the suction pipe ( 14), is sucked into the low pressure chamber (C1-Lp) through the operation space (26) and the through hole (44a).

駆動軸(33)が一回転して再び図6(F)の状態になると、上記低圧室(C1-Lp)への冷媒の吸入が完了する。そして、この低圧室(C1-Lp)は今度は冷媒が圧縮される高圧室(C1-Hp)となり、ブレード(23)を隔てて新たな低圧室(C1-Lp)が形成される。駆動軸(33)がさらに回転すると、上記低圧室(C1-Lp)において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室(C1-Hp)の容積が減少し、該高圧室(C1-Hp)で冷媒が圧縮される。高圧室(C1-Hp)の圧力が所定値となって吐出空間(49)との差圧が設定値に達すると、該高圧室(C1-Hp)の高圧冷媒によって吐出弁(47)が開き、高圧冷媒が吐出空間(49)から吐出開口(18a)を通ってケーシング(10)内の高圧空間(19)へ流出する。   When the drive shaft (33) makes one revolution and enters the state of FIG. 6 (F) again, the suction of the refrigerant into the low pressure chamber (C1-Lp) is completed. The low-pressure chamber (C1-Lp) is now a high-pressure chamber (C1-Hp) in which the refrigerant is compressed, and a new low-pressure chamber (C1-Lp) is formed across the blade (23). When the drive shaft (33) further rotates, the suction of the refrigerant is repeated in the low pressure chamber (C1-Lp), while the volume of the high pressure chamber (C1-Hp) is reduced, and the refrigerant in the high pressure chamber (C1-Hp) Is compressed. When the pressure in the high-pressure chamber (C1-Hp) reaches a set value and the differential pressure from the discharge space (49) reaches the set value, the high-pressure refrigerant in the high-pressure chamber (C1-Hp) opens the discharge valve (47). The high-pressure refrigerant flows out from the discharge space (49) through the discharge opening (18a) to the high-pressure space (19) in the casing (10).

内側シリンダ室(C2)では、図6(B)の状態で低圧室(C2-Lp)の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸(33)が図の右回りに回転して図6(C)〜図6(A)の状態へ変化するのに伴って該低圧室(C2-Lp)の容積が増大するときに、冷媒が、吸入管(14)、動作空間(26)、貫通孔(44a)、外側シリンダ室(C1)の低圧室(C1-Lp)、及び貫通孔(44b)を通って該低圧室(C2-Lp)に吸入される。   In the inner cylinder chamber (C2), the volume of the low-pressure chamber (C2-Lp) is almost the minimum in the state of FIG. 6 (B), and from here the drive shaft (33) rotates clockwise in FIG. When the volume of the low pressure chamber (C2-Lp) increases with the change to the state of (C) to FIG. 6 (A), the refrigerant becomes the suction pipe (14), the operation space (26), the through hole. (44a), the low pressure chamber (C1-Lp) of the outer cylinder chamber (C1) and the through hole (44b) are sucked into the low pressure chamber (C2-Lp).

駆動軸(33)が一回転して再び図6(B)の状態になると、上記低圧室(C2-Lp)への冷媒の吸入が完了する。そして、この低圧室(C2-Lp)は今度は冷媒が圧縮される高圧室(C2-Hp)となり、ブレード(23)を隔てて新たな低圧室(C2-Lp)が形成される。駆動軸(33)がさらに回転すると、上記低圧室(C2-Lp)において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室(C2-Hp)の容積が減少し、該高圧室(C2-Hp)で冷媒が圧縮される。高圧室(C2-Hp)の圧力が所定値となって吐出空間(49)との差圧が設定値に達すると、該高圧室(C2-Hp)の高圧冷媒によって吐出弁(48)が開き、高圧冷媒が吐出空間(49)から吐出開口(18a)を通ってケーシング(10)内の高圧空間(19)へ流出する。   When the drive shaft (33) makes one revolution and enters the state of FIG. 6 (B) again, the suction of the refrigerant into the low pressure chamber (C2-Lp) is completed. The low-pressure chamber (C2-Lp) is now a high-pressure chamber (C2-Hp) in which the refrigerant is compressed, and a new low-pressure chamber (C2-Lp) is formed across the blade (23). When the drive shaft (33) further rotates, the suction of the refrigerant is repeated in the low pressure chamber (C2-Lp), while the volume of the high pressure chamber (C2-Hp) decreases, and the refrigerant in the high pressure chamber (C2-Hp) Is compressed. When the pressure in the high pressure chamber (C2-Hp) reaches a preset value and the differential pressure from the discharge space (49) reaches the set value, the high pressure refrigerant in the high pressure chamber (C2-Hp) opens the discharge valve (48). The high-pressure refrigerant flows out from the discharge space (49) through the discharge opening (18a) to the high-pressure space (19) in the casing (10).

外側シリンダ室(C1)ではほぼ図6(A)のタイミングで冷媒の吐出が開始され、内側シリンダ室(C2)ではほぼ図6(E)のタイミングで吐出が開始される。つまり、外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)とでは、吐出のタイミングがほぼ180°異なっている。外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)で圧縮されてケーシング(10)内の高圧空間(19)へ流出した高圧の冷媒は吐出管(15)から吐出され、冷媒回路で凝縮行程、膨張行程、及び蒸発行程を経た後、再度圧縮機(1)に吸入される。   In the outer cylinder chamber (C1), refrigerant discharge is started approximately at the timing shown in FIG. 6A, and in the inner cylinder chamber (C2), discharge is started approximately at the timing shown in FIG. 6E. That is, the discharge timing differs by approximately 180 ° between the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2). The high-pressure refrigerant compressed in the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2) and flowing into the high-pressure space (19) in the casing (10) is discharged from the discharge pipe (15) and is condensed in the refrigerant circuit. After passing through the expansion stroke and the evaporation stroke, it is sucked into the compressor (1) again.

−圧縮トルク脈動の説明−
まず、トルク脈動が特に問題になる低速運転時は、圧縮比も小さいので吐出弁(47,48)が早く開き、そのときに吐出圧が最大になっている。固定ブッシュ方式では、外側シリンダ室(C1)の吐出弁(47)はほぼ図6(A)の0°のタイミングで開き、内側シリンダ室(C2)の吐出弁(48)はほぼ図6(E)の180°のタイミングで開く。また、可動ブッシュ方式では、外側シリンダ室(C1)の吐出弁(47)はほぼ図3(E)の180°のタイミングで開き、内側シリンダ室(C2)の吐出弁(48)はほぼ図3(A)の0°のタイミングで開く。
-Explanation of compression torque pulsation-
First, during low-speed operation where torque pulsation is particularly problematic, the discharge valve (47, 48) opens quickly because the compression ratio is small, and the discharge pressure is maximized at that time. In the fixed bushing system, the discharge valve (47) in the outer cylinder chamber (C1) opens at the timing of 0 ° in FIG. 6 (A), and the discharge valve (48) in the inner cylinder chamber (C2) approximately in FIG. ) At 180 ° timing. In the movable bush system, the discharge valve (47) in the outer cylinder chamber (C1) opens at about 180 ° in FIG. 3 (E), and the discharge valve (48) in the inner cylinder chamber (C2) is substantially in FIG. Open at 0 ° timing of (A).

固定ブッシュ方式の外側シリンダ室(C1)について、吐出弁(47)の開くタイミングがちょうど図6(A)の時点であると仮定して、その前後で駆動軸(33)がΔt時間に微小角度θだけ回転したときの容積変化について図7を参照して検討する。図7に示すように、回転角が(A)0°−θ、(B)0°、(C)0°+θに順に変化するときに、外壁(外側シリンダ部(21a))側のシールポイントを点A1、点A2、点A3とし、内壁(環状ピストン本体部(22b))側のシールポイントを点B1、点B2、点B3とする。このとき、外壁の移動距離(点A1から点A2までの円弧長及び点A2から点A3までの円弧長)を角度で表すと、θに対してシリンダ(21)の揺動角度分だけ大きくなるため、θ+αとなる。これに対して、内壁の移動距離(点B1から点B2までの円弧長及び点B2から点B3までの円弧長)を角度で表すと、シリンダ(21)の揺動角度は影響しないためθとなる。   Assuming that the opening timing of the discharge valve (47) in the fixed bush type outer cylinder chamber (C1) is exactly as shown in FIG. 6 (A), the drive shaft (33) is at a minute angle Δt before and after that. A change in volume when rotated by θ will be discussed with reference to FIG. As shown in FIG. 7, when the rotation angle changes in order of (A) 0 ° −θ, (B) 0 °, and (C) 0 ° + θ, the seal point on the outer wall (outer cylinder part (21a)) side Are point A1, point A2, and point A3, and seal points on the inner wall (annular piston body (22b)) side are point B1, point B2, and point B3. At this time, when the movement distance of the outer wall (the arc length from the point A1 to the point A2 and the arc length from the point A2 to the point A3) is expressed in angle, it increases by θ corresponding to the swing angle of the cylinder (21). Therefore, θ + α. On the other hand, if the movement distance of the inner wall (the arc length from the point B1 to the point B2 and the arc length from the point B2 to the point B3) is expressed as an angle, the swing angle of the cylinder (21) does not affect θ and Become.

一方、可動ブッシュ方式の外側シリンダ室(C1)について、吐出弁(47)の開くタイミングがちょうど図3(E)の時点であると仮定して、その前後で駆動軸(33)がΔt時間に微小角度θだけ回転したときの容積変化について図8を参照して検討する。図8に示すように、回転角が(A)180°−θ、(B)180°、(C)180°+θに順に変化するときに、外壁(外側シリンダ部(21a))側のシールポイントを点A1、点A2、点A3とし、内壁(環状ピストン本体部(22b))側のシールポイントを点B1、点B2、点B3とする。このとき、外壁の移動距離(点A1から点A2までの円弧長及び点A2から点A3までの円弧長)を角度で表すと、シリンダ(21)の揺動角度は影響しないため、θとなる。これに対して、内壁の移動距離(点B1から点B2までの円弧長及び点B2から点B3までの円弧長)を角度で表すと、θに対してシリンダ(21)の揺動角度分だけ小さくなるため、θ−αとなる。   On the other hand, assuming that the opening timing of the discharge valve (47) is exactly the time of FIG. 3 (E) for the movable bush type outer cylinder chamber (C1), the drive shaft (33) is at Δt time before and after that. A change in volume when rotated by a minute angle θ will be discussed with reference to FIG. As shown in FIG. 8, when the rotation angle changes in order of (A) 180 ° −θ, (B) 180 °, and (C) 180 ° + θ, the seal point on the outer wall (outer cylinder part (21a)) side. Are point A1, point A2, and point A3, and seal points on the inner wall (annular piston body (22b)) side are point B1, point B2, and point B3. At this time, if the moving distance of the outer wall (the arc length from the point A1 to the point A2 and the arc length from the point A2 to the point A3) is expressed by an angle, the swing angle of the cylinder (21) does not affect and is θ. . On the other hand, when the movement distance of the inner wall (the arc length from the point B1 to the point B2 and the arc length from the point B2 to the point B3) is expressed as an angle, it corresponds to the swing angle of the cylinder (21) with respect to θ. Since it becomes smaller, θ−α.

以上のことから、固定ブッシュ方式では、図6(A)に示す状態の前後において、外壁側のシールポイントが揺動角度α分だけ早く動くため、圧縮室の容積が変化する(小さくなる)のが早くなって圧縮トルクが大きくなるのに対して、可動ブッシュ方式では、図3(E)に示す状態の前後において、内壁側のシールポイントが揺動角度α分だけ遅く動くため、圧縮室の容積が変化する(小さくなる)のが遅くなって圧縮トルクが小さくなることが分かる。   From the above, in the fixed bush method, the volume of the compression chamber changes (becomes smaller) before and after the state shown in FIG. In contrast, in the movable bush method, the seal point on the inner wall side moves slower by the swing angle α before and after the state shown in FIG. It can be seen that the compression torque decreases as the volume changes (becomes smaller).

次に、固定ブッシュ方式の内側シリンダ室(C2)について、吐出弁(48)の開くタイミングがちょうど図6(E)の時点であると仮定して、その前後で駆動軸(33)がΔt時間に微小角度θだけ回転したときの容積変化について図9を参照して検討する。図9に示すように、回転角が(A)180°−θ、(B)180°、(C)180°+θに順に変化するときに、外壁(環状ピストン本体部(22b))側のシールポイントを点A1、点A2、点A3とし、内壁(内側シリンダ部(21b))側のシールポイントを点B1、点B2、点B3とする。このとき、外壁の移動距離(点A1から点A2までの円弧長及び点A2から点A3までの円弧長)を角度で表すと、シリンダ(21)の揺動角度は影響しないため、θとなる。これに対して、内壁の移動距離(点B1から点B2までの円弧長及び点B2から点B3までの円弧長)を角度で表すと、θに対してシリンダ(21)の揺動角度分だけ小さくなるため、θ−αとなる。   Next, with respect to the inner cylinder chamber (C2) of the fixed bush system, it is assumed that the opening timing of the discharge valve (48) is just at the time of FIG. Next, a change in volume when rotated by a minute angle θ will be discussed with reference to FIG. As shown in FIG. 9, the seal on the outer wall (annular piston body (22b)) side when the rotation angle changes in order of (A) 180 ° −θ, (B) 180 °, and (C) 180 ° + θ. The points are point A1, point A2, and point A3, and the seal points on the inner wall (inner cylinder part (21b)) side are point B1, point B2, and point B3. At this time, if the moving distance of the outer wall (the arc length from the point A1 to the point A2 and the arc length from the point A2 to the point A3) is expressed by an angle, the swing angle of the cylinder (21) does not affect and is θ. . On the other hand, when the movement distance of the inner wall (the arc length from the point B1 to the point B2 and the arc length from the point B2 to the point B3) is expressed as an angle, it corresponds to the swing angle of the cylinder (21) with respect to θ. Since it becomes smaller, θ−α.

一方、可動ブッシュ方式の内側シリンダ室(C2)について、吐出弁(48)の開くタイミングがちょうど図3(A)の時点であると仮定して、その前後で駆動軸(33)がΔt時間に微小角度θだけ回転したときの容積変化について図10を参照して検討する。図10に示すように、回転角が(A)0°−θ、(B)0°、(C)0°+θに順に変化するときに、外壁(環状ピストン本体部(22b))側のシールポイントを点A1、点A2、点A3とし、内壁(内側シリンダ部(21b))側のシールポイントを点B1、点B2、点B3とする。このとき、外壁の移動距離(点A1から点A2までの円弧長及び点A2から点A3までの円弧長)を角度で表すと、θに対してシリンダ(21)の揺動角度分だけ大きくなるため、θ+αとなる。これに対して、内壁の移動距離(点B1から点B2までの円弧長及び点B2から点B3までの円弧長)を角度で表すと、シリンダ(21)の揺動角度は影響しないため、θとなる。   On the other hand, for the movable bush type inner cylinder chamber (C2), assuming that the opening timing of the discharge valve (48) is exactly the time of FIG. A change in volume when rotated by a minute angle θ will be discussed with reference to FIG. As shown in FIG. 10, when the rotation angle changes in order of (A) 0 ° −θ, (B) 0 °, and (C) 0 ° + θ, the seal on the outer wall (annular piston body (22b)) side is sealed. The points are point A1, point A2, and point A3, and the seal points on the inner wall (inner cylinder part (21b)) side are point B1, point B2, and point B3. At this time, when the movement distance of the outer wall (the arc length from the point A1 to the point A2 and the arc length from the point A2 to the point A3) is expressed in angle, it increases by θ corresponding to the swing angle of the cylinder (21). Therefore, θ + α. On the other hand, if the movement distance of the inner wall (the arc length from the point B1 to the point B2 and the arc length from the point B2 to the point B3) is expressed in angle, the swing angle of the cylinder (21) has no effect, It becomes.

以上のことから、固定ブッシュ方式では、図6(E)に示す状態の前後において、内壁側のシールポイントが揺動角度α分だけ遅く動くため、圧縮室の容積が変化する(小さくなる)のが遅くなって圧縮トルクが小さくなるのに対して、可動ブッシュ方式では、図3(A)に示す状態の前後において、外壁側のシールポイントが揺動角度α分だけ速く動くため、圧縮室の容積が変化する(小さくなる)のが速くなって圧縮トルクが大きくなる。   From the above, in the fixed bushing system, the volume of the compression chamber changes (becomes smaller) before and after the state shown in FIG. 6E, because the seal point on the inner wall side moves slower by the swing angle α. In contrast, in the movable bush method, the seal point on the outer wall side moves faster by the swing angle α before and after the state shown in FIG. The volume changes (becomes smaller) faster and the compression torque increases.

固定ブッシュ方式での容積変化の様子を表しているのが図11及び図12のグラフである。実際には外側シリンダ室(C1)(外圧縮室)と内側シリンダ室(C2)(内圧縮室)の容積変化率を表す線図は180°位相がずれることになるが、これらの図では、外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)の容積変化率を比較しやすくするため、線図の位相を合わせた状態で表している。図11及び図12に示すように、外側シリンダ室(C1)は内側シリンダ室(C2)に比べて容積変化率の傾きが180°近辺で大きくなっており、容積変化が早いことが分かる。   The graphs of FIGS. 11 and 12 show the volume change in the fixed bush system. Actually, the diagram showing the volume change rate of the outer cylinder chamber (C1) (outer compression chamber) and the inner cylinder chamber (C2) (inner compression chamber) is 180 degrees out of phase. In order to make it easier to compare the volume change rates of the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2), the diagrams are shown in a phased state. As shown in FIGS. 11 and 12, the outer cylinder chamber (C1) has a larger volume change rate gradient around 180 ° than the inner cylinder chamber (C2), indicating that the volume change is fast.

したがって、固定ブッシュ方式では、シリンダ容積の大きな外側シリンダ室(C1)の圧縮トルクが大きくなるのに対して、シリンダ容積の小さな内側シリンダ室(C2)の圧縮トルクが小さくなるため、トルク脈動が大きくなる。   Therefore, in the fixed bush system, the compression torque of the outer cylinder chamber (C1) with a large cylinder volume increases, whereas the compression torque of the inner cylinder chamber (C2) with a small cylinder volume decreases, resulting in a large torque pulsation. Become.

一方、可動ブッシュ方式での容積変化の様子を表しているのが図13及び図14のグラフである。この場合も実際には外側シリンダ室(C1)(外圧縮室)と内側シリンダ室(C2)(内圧縮室)の容積変化率を表す線図は180°だけ位相がずれることになるが、これらの図では、外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)の容積変化率を比較しやすくするため、線図の位相を合わせた状態で表している。図13及び図14に示すように、外側シリンダ室(C1)は内側シリンダ室(C2)に比べて容積変化率の傾きが180°近辺で小さくなっており、容積変化が遅いことが分かる。   On the other hand, the graphs of FIGS. 13 and 14 show the volume change in the movable bush system. In this case as well, the diagram showing the volume change rate of the outer cylinder chamber (C1) (outer compression chamber) and the inner cylinder chamber (C2) (inner compression chamber) is actually out of phase by 180 °. In this figure, in order to make it easier to compare the volume change rates of the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2), they are shown in a state where the phases of the diagrams are matched. As shown in FIGS. 13 and 14, the outer cylinder chamber (C1) has a smaller volume change rate gradient around 180 ° than the inner cylinder chamber (C2), indicating that the volume change is slow.

したがって、可動ブッシュ方式では、シリンダ容積の大きな外側シリンダ室(C1)の圧縮トルクが小さくなるのに対して、シリンダ容積の小さな内側シリンダ室(C2)の圧縮トルクが大きくなるため、トルク脈動が小さくなる。   Therefore, in the movable bush method, the compression torque of the outer cylinder chamber (C1) with a large cylinder volume is reduced, while the compression torque of the inner cylinder chamber (C2) with a small cylinder volume is increased, so that the torque pulsation is small. Become.

固定ブッシュ方式と可動ブッシュ方式のトルク脈動を比較した例を図15のグラフに表している。トルク脈動の小さな可動ブッシュ方式では、固定ブッシュ方式に比べて、最大トルクが小さくなる一方で最低トルクが大きくなっている。図の例では、固定ブッシュ方式の圧縮トルクの変動幅(トルク脈動の大きさ)がBで表されている値であるのに対して、可動ブッシュ方式の圧縮トルクの変動幅はBよりも小さな値Aとなっている。   An example in which the torque pulsations of the fixed bush type and the movable bush type are compared is shown in the graph of FIG. In the movable bush system with small torque pulsation, the maximum torque is reduced while the minimum torque is increased compared to the fixed bush system. In the example shown in the figure, the fluctuation range (the magnitude of torque pulsation) of the compression torque of the fixed bush type is a value represented by B, whereas the fluctuation range of the compression torque of the movable bush type is smaller than B. The value is A.

−実施形態1の効果−
以上説明したように、固定ブッシュ方式では、シリンダ容積の大きな外側シリンダ室(C1)の圧縮トルクが大きくなるのに対して、シリンダ容積の小さな内側シリンダ室(C2)の圧縮トルクが小さくなるため、トルク脈動が大きくなるが、本発明の可動ブッシュ方式では、シリンダ容積の大きな外側シリンダ室(C1)の圧縮トルクが小さくなるのに対して、シリンダ容積の小さな内側シリンダ室(C2)の圧縮トルクが大きくなるため、トルク脈動を小さくすることができる。
-Effect of Embodiment 1-
As described above, in the fixed bushing method, the compression torque of the outer cylinder chamber (C1) with a large cylinder volume increases, whereas the compression torque of the inner cylinder chamber (C2) with a small cylinder volume decreases. Although the torque pulsation increases, in the movable bush system of the present invention, the compression torque of the outer cylinder chamber (C1) having a large cylinder volume is reduced, whereas the compression torque of the inner cylinder chamber (C2) having a small cylinder volume is reduced. Since it increases, torque pulsation can be reduced.

また、例えば環状ピストンとブレードとの間に揺動ブッシュを用いない方式の圧縮機構を考えると、この方式では環状ピストンを薄くできるため、外側シリンダ室と内側シリンダ室の容積差を小さくして、シリンダが固定の方式(固定ブッシュ方式)でもトルク脈動を抑える設計が可能になるが、揺動ブッシュ(27)を用いる場合は環状ピストン(22)が厚くなって外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)の容積差が大きくなるため、本発明の可動ブッシュ方式を採用することがトルク脈動を抑えることに関して極めて有効である。   Also, for example, when considering a compression mechanism that does not use a swing bush between the annular piston and the blade, the annular piston can be made thinner in this method, so the volume difference between the outer cylinder chamber and the inner cylinder chamber is reduced, Even if the cylinder is fixed (fixed bushing), it is possible to design to suppress torque pulsation. However, when the swinging bush (27) is used, the annular piston (22) becomes thicker and the outer cylinder chamber (C1) and inner cylinder Since the volume difference of the chamber (C2) becomes large, it is extremely effective to suppress the torque pulsation by adopting the movable bush system of the present invention.

また、軸受部(22a)と環状ピストン本体部(22b)の軸方向の位置がずれている場合には、環状ピストンを傾けようとする力(転覆モーメント)が生じるのに対して、上記実施形態によれば、軸受部(22a)の周囲に環状ピストン本体部(22b)が位置するようにしているため、シリンダ室(C1,C2)内でのガスの圧縮の反力(横方向荷重)に起因する転覆モーメントの発生を防止できる効果もある。   Further, when the axial positions of the bearing portion (22a) and the annular piston main body portion (22b) are shifted, a force (overturning moment) for tilting the annular piston is generated. According to the above, since the annular piston body (22b) is positioned around the bearing (22a), the reaction force of the gas compression (lateral load) in the cylinder chamber (C1, C2) There is also an effect that it is possible to prevent the occurrence of the rollover moment.

さらに、ケーシング(10)内の高圧の潤滑油を環状ピストンの軸受部(22a)に給油する構成において、シリンダ側鏡板(21c)とピストン側鏡板(22c)と環状ピストン(22)の軸受部(22a)と内側シリンダ部(21b)との間に形成される動作空間(25)が低圧空間である場合には、潤滑油がその低圧空間にどんどん流れ込んでしまい、他の摺動箇所へ油が供給されずに潤滑不良の生じるおそれがあるが、本実施形態によれば、上記可動空間(25)を高圧空間にしているので、潤滑油がその可動空間(25)にどんどん流れ込んでしまうのを抑制できる。したがって、他の摺動箇所での潤滑不良を防止できる。   Further, in the configuration in which the high-pressure lubricating oil in the casing (10) is supplied to the bearing portion (22a) of the annular piston, the bearing portion of the cylinder-side end plate (21c), the piston-side end plate (22c), and the annular piston (22) ( If the operating space (25) formed between 22a) and the inner cylinder (21b) is a low pressure space, the lubricating oil will flow into the low pressure space and the oil will flow to other sliding locations. Although there is a risk of poor lubrication without being supplied, according to the present embodiment, since the movable space (25) is a high-pressure space, the lubricating oil flows into the movable space (25) more and more. Can be suppressed. Therefore, poor lubrication at other sliding locations can be prevented.

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

例えば、駆動機構(30)はケーシング(10)の内部に必ずしも収納しなくてもよく、ケーシング(10)の外部から圧縮機構(偏心回転形ピストン機構)(20)を駆動するようにしてもよい。   For example, the drive mechanism (30) does not necessarily have to be housed in the casing (10), and the compression mechanism (eccentric rotary piston mechanism) (20) may be driven from the outside of the casing (10). .

さらに、上記実施形態では、低速運転時のトルク脈動についてのみ説明したが、本発明は低速運転時に限定されるものではない。   Furthermore, although only the torque pulsation during low-speed operation has been described in the above embodiment, the present invention is not limited to during low-speed operation.

また、上記実施形態では、ブレード(23)がシリンダ室(C1,C2)の径方向線上に位置するように配置しているが、ブレード(23)は、シリンダ室(C1,C2)の径方向線分に対して傾斜した配置にしてもよい。   In the above embodiment, the blade (23) is arranged so as to be positioned on the radial line of the cylinder chamber (C1, C2). However, the blade (23) is arranged in the radial direction of the cylinder chamber (C1, C2). The arrangement may be inclined with respect to the line segment.

さらに、上記実施形態では、低圧ガスを吸入管(14)から圧縮機構(20)に直接吸入して圧縮し、高圧ガスをケーシング(10)内に充満させてから吐出管(15)から吐出する構造(いわゆる高圧ドーム構造)を採用しているが、本発明は、低圧ガスを吸入管(14)からケーシング(10)内に充満させてから圧縮機構(20)に吸入して圧縮し、高圧ガスを圧縮機構(20)から直接吐出管(15)を介して吐出する構造(いわゆる低圧ドーム構造)の圧縮機であっても適用可能である。   Furthermore, in the above embodiment, the low pressure gas is directly sucked into the compression mechanism (20) from the suction pipe (14) and compressed, and the high pressure gas is filled in the casing (10) and then discharged from the discharge pipe (15). The structure (so-called high-pressure dome structure) is adopted. In the present invention, the low-pressure gas is filled into the casing (10) from the suction pipe (14) and then sucked into the compression mechanism (20) for compression. Even a compressor having a structure (so-called low-pressure dome structure) that discharges gas directly from the compression mechanism (20) through the discharge pipe (15) is applicable.

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(21)が有する環状のシリンダ室(C1,C2)の内部に該シリンダ室(C1,C2)を外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)とに区画する環状ピストン(22)が配置されるとともに、外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)を高圧室と低圧室とに区画するブレード(23)を備え、シリンダ(21)と環状ピストン(22)とが相対的に偏心回転運動をするように構成された圧縮機構(20)を有する回転式圧縮機について有用である。   As described above, according to the present invention, the cylinder chamber (C1, C2) is arranged in the annular cylinder chamber (C1, C2) of the cylinder (21), the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2). An annular piston (22) that is divided into a cylinder (21) and a blade (23) that divides the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2) into a high pressure chamber and a low pressure chamber, The present invention is useful for a rotary compressor having a compression mechanism (20) configured to perform an eccentric rotational motion relative to an annular piston (22).

本発明の実施形態に係る圧縮機の縦断面図である。It is a longitudinal section of a compressor concerning an embodiment of the present invention. 図1の圧縮機の圧縮機構の構造を示す横断面図である。It is a cross-sectional view which shows the structure of the compression mechanism of the compressor of FIG. 図1の圧縮機の圧縮機構の動作状態図である。It is an operation state figure of the compression mechanism of the compressor of Drawing 1. 比較例に係る圧縮機の縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view of the compressor which concerns on a comparative example. 図4の圧縮機の圧縮機構の構造を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the structure of the compression mechanism of the compressor of FIG. 図4の圧縮機の圧縮機構の動作状態図である。It is an operation state figure of the compression mechanism of the compressor of Drawing 4. 実施形態に係る圧縮機構の外側シリンダ室の容積変化を示す図である。It is a figure which shows the volume change of the outer cylinder chamber of the compression mechanism which concerns on embodiment. 比較例に係る圧縮機構の外側シリンダ室の容積変化を示す図である。It is a figure which shows the volume change of the outer side cylinder chamber of the compression mechanism which concerns on a comparative example. 実施形態に係る圧縮機構の内側シリンダ室の容積変化を示す図である。It is a figure which shows the volume change of the inner side cylinder chamber of the compression mechanism which concerns on embodiment. 比較例に係る圧縮機構の内側シリンダ室の容積変化を示す図である。It is a figure which shows the volume change of the inner side cylinder chamber of the compression mechanism which concerns on a comparative example. 実施形態に係る圧縮機構の容積変化率を示すグラフである。It is a graph which shows the volume change rate of the compression mechanism which concerns on embodiment. 実施形態に係る圧縮機構の容積変化率の傾きを示すグラフである。It is a graph which shows the inclination of the volume change rate of the compression mechanism which concerns on embodiment. 比較例に係る圧縮機構の容積変化率を示すグラフである。It is a graph which shows the volume change rate of the compression mechanism which concerns on a comparative example. 比較例に係る圧縮機構の容積変化率の傾きを示すグラフである。It is a graph which shows the inclination of the volume change rate of the compression mechanism which concerns on a comparative example. 実施形態と比較例の圧縮機のトルク脈動を示すグラフである。It is a graph which shows the torque pulsation of the compressor of embodiment and a comparative example. 従来技術に係る圧縮機の縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view of the compressor which concerns on a prior art. 図16の圧縮機の圧縮機構の構造を示す横断面図である。It is a cross-sectional view which shows the structure of the compression mechanism of the compressor of FIG. 他の従来技術に係る圧縮機の縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view of the compressor which concerns on another prior art. 図18の圧縮機の圧縮機構の構造と動作を示す横断面図である。It is a cross-sectional view which shows the structure and operation | movement of a compression mechanism of the compressor of FIG.

10 ケーシング(10)
14 吸入管(14)
15 吐出管(15)
20 圧縮機構(20)
21 シリンダ(21)
21a 外側シリンダ部(21a)
21b 内側シリンダ部(21b)
21c シリンダ側鏡板(21c)
22 環状ピストン(22)
22a 軸受部(22a)
22b 環状ピストン本体部(22b)
22c ピストン側鏡板(22c)
23 ブレード(23)
27 揺動ブッシュ(27)
30 電動機(駆動機構)
33 駆動軸(33)
33a 偏心部(33a)
45 外側吐出口(45)
46 内側吐出口(46)
C1 外側シリンダ室(C1)
C2 内側シリンダ室(C2)
C1-Hp 高圧室
C2-Hp 高圧室
C1-Lp 低圧室
C2-Lp 低圧室
10 Casing (10)
14 Suction pipe (14)
15 Discharge pipe (15)
20 Compression mechanism (20)
21 cylinder (21)
21a Outer cylinder part (21a)
21b Inner cylinder (21b)
21c End plate on cylinder side (21c)
22 Annular piston (22)
22a Bearing (22a)
22b Annular piston body (22b)
22c Piston side end plate (22c)
23 blades (23)
27 Swing bush (27)
30 Electric motor (drive mechanism)
33 Drive shaft (33)
33a Eccentric part (33a)
45 Outer outlet (45)
46 Inner outlet (46)
C1 Outer cylinder chamber (C1)
C2 Inner cylinder chamber (C2)
C1-Hp High pressure chamber
C2-Hp High pressure chamber
C1-Lp Low pressure chamber
C2-Lp Low pressure chamber

Claims (1)

環状のシリンダ室(C1,C2)を有するシリンダ(21)と、該シリンダ(21)に対して偏心してシリンダ室(C1,C2)に収納され、シリンダ室(C1,C2)を外側シリンダ室(C1)と内側シリンダ室(C2)とに区画する環状ピストン(22)と、上記シリンダ室(C1,C2)に配置され、各シリンダ室(C1,C2)を高圧室(C1-Hp,C2-Hp)と低圧室(C1-Lp,C2-Lp)とに区画するブレード(23)とを有し、シリンダ(21)と環状ピストン(22)とが相対的に偏心回転運動をする圧縮機構(20)と、
該圧縮機構(20)を駆動する駆動機構(30)と、
該圧縮機構(20)を収納するケーシング(10)とを備え、
該圧縮機構(20)が、外側シリンダ室(C1)からガスを吐出する外側吐出口(45)と、内側シリンダ室(C2)からガスを吐出する内側吐出口(46)とを備えた回転式圧縮機であって、
ケーシング(10)にシリンダ(21)が固定される一方、駆動機構(30)に環状ピストン(22)が連結され、
環状ピストン(22)は、円環の一部分が分断されたC型形状に形成され、
ブレード(23)は、環状のシリンダ室(C1,C2)の内周側の壁面から外周側の壁面まで、環状ピストン(22)の分断箇所を挿通して延在するようにシリンダ(21)に設けられ、
上記ブレード(23)に対して環状ピストン(22)を該環状ピストン(22)の分断箇所において揺動可能に連結する揺動ブッシュ(27)を備え、
駆動機構(30)は、電動機(30)と該電動機(30)に連結された駆動軸(33)とを備えるとともに、ケーシング(10)内に収納され、
上記駆動軸(33)は、回転中心から偏心した偏心部(33a)を備え、該偏心部(33a)に環状ピストン(22)が連結され、
環状ピストン(22)は、駆動軸(33)の偏心部(33a)に嵌合する軸受部(22a)と、軸受部(22a)の外周側で該軸受部(22a)と同心上に位置する環状ピストン本体部(22b)と、軸受部(22a)と環状ピストン本体部(22b)とを圧縮機構(20)における軸方向の一端側で連接するピストン側鏡板(22c)とを備え、
シリンダ(21)は、軸受部(22a)と環状ピストン本体部(22b)との間で駆動軸(33)と同心上に位置する内側シリンダ部(21b)と、環状ピストン本体部(22b)の外周側で内側シリンダ部(21b)と同心上に位置する外側シリンダ部(21a)と、内側シリンダ部(21b)と外側シリンダ部(21a)とを圧縮機構(20)における軸方向の他端側で連接するシリンダ側鏡板(21c)とを備え、
シリンダ側鏡板(21c)とピストン側鏡板(22c)と外側シリンダ部(21a)と環状ピストン本体部(22b)との間に外側シリンダ室(C1)が形成され、シリンダ側鏡板(21c)とピストン側鏡板(22c)と内側シリンダ部(21b)と環状ピストン本体部(22b)との間に内側シリンダ室(C2)が形成され、
ケーシング(10)には、圧縮機構(20)の吸入側に連通する吸入管(14)と、圧縮機構(20)からケーシング(10)内に吐出された高圧ガスを流出させる吐出管(15)とが設けられ、
シリンダ側鏡板(21c)とピストン側鏡板(22c)と環状ピストン(22)の軸受部(22a)と内側シリンダ部(21b)との間に形成される空間が高圧空間であることを特徴とする回転式圧縮機。
A cylinder (21) having an annular cylinder chamber (C1, C2) and an eccentricity with respect to the cylinder (21) are accommodated in the cylinder chamber (C1, C2). The cylinder chamber (C1, C2) is placed in the outer cylinder chamber ( C1) and the inner piston chamber (C2) are divided into an annular piston (22) and the cylinder chambers (C1, C2). Each cylinder chamber (C1, C2) is placed in a high-pressure chamber (C1-Hp, C2- Hp) and a low pressure chamber (C1-Lp, C2-Lp) with a blade (23) partitioned into a cylinder (21) and an annular piston (22) with a relatively eccentric rotational motion ( 20)
A drive mechanism (30) for driving the compression mechanism (20);
A casing (10) for accommodating the compression mechanism (20),
The compression mechanism (20) is provided with an outer discharge port (45) for discharging gas from the outer cylinder chamber (C1) and an inner discharge port (46) for discharging gas from the inner cylinder chamber (C2). A compressor,
While the cylinder (21) is fixed to the casing (10), the annular piston (22) is connected to the drive mechanism (30),
The annular piston (22) is formed in a C shape in which a part of the annular ring is divided,
The blade (23) is inserted into the cylinder (21) so as to extend from the inner peripheral wall surface to the outer peripheral wall surface of the annular cylinder chamber (C1, C2) through the dividing portion of the annular piston (22). Provided,
A swing bush (27) for connecting the annular piston (22) to the blade (23) so as to be swingable at a portion where the annular piston (22) is split ;
The drive mechanism (30) includes an electric motor (30) and a drive shaft (33) connected to the electric motor (30), and is housed in the casing (10).
The drive shaft (33) includes an eccentric portion (33a) that is eccentric from the center of rotation, and an annular piston (22) is coupled to the eccentric portion (33a),
The annular piston (22) is positioned concentrically with the bearing portion (22a) on the outer peripheral side of the bearing portion (22a), and the bearing portion (22a) fitted to the eccentric portion (33a) of the drive shaft (33). An annular piston main body (22b), a bearing part (22a) and an annular piston main body (22b) are provided with a piston side end plate (22c) connecting the one end side in the axial direction of the compression mechanism (20),
The cylinder (21) includes an inner cylinder portion (21b) positioned concentrically with the drive shaft (33) between the bearing portion (22a) and the annular piston body portion (22b), and an annular piston body portion (22b). The other end side in the axial direction of the compression mechanism (20) includes the outer cylinder portion (21a) positioned concentrically with the inner cylinder portion (21b) on the outer peripheral side, and the inner cylinder portion (21b) and the outer cylinder portion (21a). With cylinder end plate (21c) connected at
An outer cylinder chamber (C1) is formed between the cylinder side end plate (21c), piston side end plate (22c), outer cylinder part (21a), and annular piston body part (22b). An inner cylinder chamber (C2) is formed between the side end plate (22c), the inner cylinder part (21b), and the annular piston body part (22b).
The casing (10) includes a suction pipe (14) communicating with the suction side of the compression mechanism (20), and a discharge pipe (15) through which high-pressure gas discharged from the compression mechanism (20) into the casing (10) flows out. And
The space formed between the cylinder side end plate (21c), the piston side end plate (22c), the bearing portion (22a) of the annular piston (22), and the inner cylinder portion (21b) is a high-pressure space. Rotary compressor.
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