JP5018008B2

JP5018008B2 - Rotary fluid machine

Info

Publication number: JP5018008B2
Application number: JP2006280228A
Authority: JP
Inventors: 健一佐多; 祥孝芝本; 正典増田; 孝志清水; 隆造外島; 和宏古庄
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2006-10-13
Filing date: 2006-10-13
Publication date: 2012-09-05
Anticipated expiration: 2026-10-13
Also published as: JP2008095633A

Description

本発明は、シリンダ内に形成された環状の空間内に環状ピストン部を配置し、該シリンダと環状ピストン部とが相対的に偏心回転運動をするように構成された回転式流体機械に関する。 The present invention relates to a rotary fluid machine in which an annular piston portion is disposed in an annular space formed in a cylinder, and the cylinder and the annular piston portion are relatively eccentrically rotated.

従来より、環状の空間の内部で環状ピストン部が偏心回転運動をする回転式流体機械としては、例えば特許文献１に開示されるように、該環状ピストン部の偏心回転運動に伴うシリンダ室の容積変化によって冷媒を圧縮する圧縮機などが知られている。 2. Description of the Related Art Conventionally, as a rotary fluid machine in which an annular piston portion performs an eccentric rotational motion inside an annular space, for example, as disclosed in Patent Document 1, the volume of a cylinder chamber associated with the eccentric rotational motion of the annular piston portion is disclosed. A compressor that compresses a refrigerant by a change is known.

このような圧縮機の一例を図８〜１０に示す。この図８に示す圧縮機（100）は、円柱状のケーシング（110）内に、上から順に駆動機構（120）と圧縮機構（130）とが収納されたもので、該駆動機構（120）を構成する電動機のロータ（122）から延びる駆動軸（125）が上記圧縮機構（130）のピストン（140）を回転駆動するように構成されている。 An example of such a compressor is shown in FIGS. The compressor (100) shown in FIG. 8 includes a cylindrical casing (110) in which a drive mechanism (120) and a compression mechanism (130) are housed in order from the top. The drive mechanism (120) The drive shaft (125) extending from the rotor (122) of the electric motor that constitutes is configured to rotationally drive the piston (140) of the compression mechanism (130).

詳しくは、上記圧縮機構（130）は、環状のシリンダ室（160,165）を内部に有するシリンダ（135）と、該シリンダ室（160,165）内に収納されて外側シリンダ室（160）及び内側シリンダ室（165）を形成する環状ピストン部（143）を備えたピストン（140）と、該環状ピストン部（143）を径方向に貫通して該外側シリンダ室（160）及び内側シリンダ室（165）をそれぞれ第１室（161,166）及び第２室（162,167）に区画するブレード（145）（図９参照）と、を備えている。 Specifically, the compression mechanism (130) includes a cylinder (135) having an annular cylinder chamber (160, 165) therein, and an outer cylinder chamber (160) and an inner cylinder chamber (160) accommodated in the cylinder chamber (160, 165). 165), a piston (140) having an annular piston portion (143), and the outer cylinder chamber (160) and the inner cylinder chamber (165) passing through the annular piston portion (143) in the radial direction. A blade (145) (see FIG. 9) that divides the first chamber (161,166) and the second chamber (162,167).

上記シリンダ（135）は、外シリンダ部（138）と内シリンダ部（152）とが同心に配置されたもので、その状態で軸線方向一端側をシリンダ鏡板（136）によって接続されている。上記ピストン（140）は、駆動軸（125）に嵌合する軸受部（142）と、円盤状のピストン鏡板（141）と、をさらに備えていて、該ピストン鏡板（141）によって上記環状ピストン部（143）と軸受部（142）とが軸方向一端側で一体になっている。 In the cylinder (135), the outer cylinder part (138) and the inner cylinder part (152) are arranged concentrically, and in this state, one end in the axial direction is connected by the cylinder end plate (136). The piston (140) further includes a bearing portion (142) fitted to the drive shaft (125) and a disk-shaped piston end plate (141), and the annular piston portion is formed by the piston end plate (141). (143) and the bearing portion (142) are integrated on one end side in the axial direction.

また、上記環状ピストン部（143）のシリンダ（135）に対する揺動を許容するように、該環状ピストン部（143）とブレード（145）との間には揺動ブッシュ（156）が設けられている（図９及び図１０参照）。すなわち、上記揺動ブッシュ（156）は、上記図９に示すように、吐出側ブッシュ（156A）と吸入側ブッシュ（156B）とからなり、両ブッシュ（156A,156B）の間にブレード（145）が摺動可能に配設され、該両ブッシュ（156A,156B）も上記環状ピストン部（143）に対して揺動可能に配設される。このような構成にすることで、上記駆動機構（120）による該環状ピストン部（143）の回転にともなって上記揺動ブッシュ（156）がブレード（145）に沿って往復運動を行い、かつ、上記環状ピストン部（143）及び揺動ブッシュ（156）が一体的になって上記ブレード（145）に対して揺動動作を行う。これにより、上記環状ピストン部（143）は、上記シリンダ（135）に対して揺動しながら公転する。なお、上記吐出側ブッシュ（156A）は、上記ブレード（145）によって区画される高圧の第１室（161,166）のシールとしても機能している。 In addition, a swing bush (156) is provided between the annular piston portion (143) and the blade (145) so as to allow the annular piston portion (143) to swing relative to the cylinder (135). (See FIGS. 9 and 10). That is, as shown in FIG. 9, the swing bush (156) is composed of a discharge side bush (156A) and a suction side bush (156B), and a blade (145) between the bushes (156A, 156B). The bushes (156A, 156B) are also slidably disposed with respect to the annular piston portion (143). With this configuration, the rocking bush (156) reciprocates along the blade (145) with the rotation of the annular piston portion (143) by the drive mechanism (120), and The annular piston part (143) and the rocking bush (156) are integrated to perform a rocking motion on the blade (145). Thereby, the said annular piston part (143) revolves, rock | fluctuating with respect to the said cylinder (135). The discharge-side bush (156A) also functions as a seal for the high-pressure first chamber (161, 166) partitioned by the blade (145).

そして、上述のように上記環状ピストン部（143）をシリンダ（135）に対して偏心回転させることで、該環状ピストン部（143）と外シリンダ部（138）との間、該環状ピストン部（143）と内シリンダ部（152）との間にそれぞれ形成された外側及び内側シリンダ室（160,165）の容積を変化させて、冷媒を圧縮することができる。ここで、上記図８において、符号154,155は吐出ポート、139は吸入ポート、153は内側シリンダ室（165）への冷媒吸入のための貫通孔である。 Then, as described above, the annular piston portion (143) is eccentrically rotated with respect to the cylinder (135), so that the annular piston portion (143) is interposed between the annular piston portion (143) and the outer cylinder portion (138). 143) and the inner cylinder part (152), the refrigerant can be compressed by changing the volumes of the outer and inner cylinder chambers (160, 165) respectively formed between them. Here, in FIG. 8, reference numerals 154 and 155 denote discharge ports, 139 denotes a suction port, and 153 denotes a through hole for sucking the refrigerant into the inner cylinder chamber (165).

また、上記ケーシング（110）には、吐出管（114）及び吸入管（115）が一体に設けられていて、該吐出管（114）は一端が該ケーシング（110）内に開口している一方、吸入管（15）の一端は上記吸入ポート（139）に接続されている。すなわち、上記圧縮機（100）は、ケーシング（110）内が高圧になる高圧ドーム型に構成されている。 The casing (110) is integrally provided with a discharge pipe (114) and a suction pipe (115), and one end of the discharge pipe (114) opens into the casing (110). One end of the suction pipe (15) is connected to the suction port (139). That is, the compressor (100) is configured in a high-pressure dome shape in which the inside of the casing (110) has a high pressure.

さらに、上記圧縮機（100）では、上記ケーシング（110）の底部に冷凍機油が溜まるようになっていて、駆動軸（125）の下端部から該駆動軸（125）内部の給油通路（125a）を通って、上記ピストン（140）の軸受部（142）や、該ピストン（140）の背面側等に供給されるように構成されている。ここで、上記ピストン（140）の背面側には、シールリング（170）が設けられていて、該シールリング（170）の内側はピストン背面側に供給された冷凍機油によって満たされている。上述のとおり、ケーシング（110）内は高圧になっているため、該ケーシング（110）内部から供給される冷凍機油は高圧であり、これにより、上記ピストン（140）の背面側で且つ上記シールリング（170）の内側は高圧になっている。
特開２００５−３３０９６２号公報 Further, in the compressor (100), refrigeration oil is accumulated at the bottom of the casing (110), and an oil supply passage (125a) inside the drive shaft (125) extends from the lower end of the drive shaft (125). And is supplied to the bearing (142) of the piston (140), the back side of the piston (140), and the like. Here, a seal ring (170) is provided on the back side of the piston (140), and the inside of the seal ring (170) is filled with refrigerating machine oil supplied to the piston back side. As described above, since the inside of the casing (110) is at a high pressure, the refrigerating machine oil supplied from the inside of the casing (110) is at a high pressure, so that the back side of the piston (140) and the seal ring are provided. The inside of (170) is at high pressure.
JP-A-2005-330962

ところで、上記図８に示すような構成の圧縮機（100）では、上記外側及び内側シリンダ室（160,165）の容積を変化させて圧縮するため、定常運転時には圧縮機構（130）内に高圧の部分と低圧の部分とが存在し、該圧縮機構（130）全体で平均すると、高圧状態になっている圧縮機構（130）周囲よりも圧力は低くなる。すなわち、上述のとおり、ケーシング（110）内が高圧状態になる高圧ドーム型の圧縮機などの場合には、圧縮機構（130）の周囲の圧力が高圧であるため、該圧縮機構（130）内部の圧力との間に圧力差が生じ、この圧力差によってシリンダ鏡板（136）やピストン鏡板（141）が互いに近づく方向に変形を生じる。 By the way, in the compressor (100) configured as shown in FIG. 8 above, since the compression is performed by changing the volumes of the outer and inner cylinder chambers (160, 165), a high pressure portion is placed in the compression mechanism (130) during steady operation. And a low-pressure portion, and on average, the pressure is lower than that around the compression mechanism (130) in a high-pressure state. That is, as described above, in the case of a high-pressure dome type compressor or the like in which the inside of the casing (110) is in a high pressure state, the pressure around the compression mechanism (130) is high, so the inside of the compression mechanism (130) A pressure difference occurs between the cylinder end plate and the cylinder end plate (136) and the piston end plate (141).

特に、回転体であるピストン（140）の鏡板（141）は、固定部材であるシリンダ（135）に比べて肉厚が薄く且つ中央部分を駆動軸（125）によって支持されているだけなので、全体的に剛性が低く、上述のような圧力差によって変形を生じやすい。そのため、上述のように、上記ピストン（140）の背面側に、圧縮機構（130）内部よりも大きな圧力が作用すると、その圧力差によって該ピストン（140）は上記シリンダ（135）側に変形し、該ピストン（140）とシリンダ（135）との間隔が静止時よりも小さくなる。 In particular, the end plate (141) of the piston (140), which is a rotating body, is thinner than the cylinder (135), which is a fixed member, and the central part is only supported by the drive shaft (125). In particular, the rigidity is low, and deformation is easily caused by the pressure difference as described above. Therefore, as described above, when a pressure larger than the inside of the compression mechanism (130) acts on the back side of the piston (140), the piston (140) is deformed to the cylinder (135) side due to the pressure difference. The distance between the piston (140) and the cylinder (135) is smaller than that at rest.

そうすると、上記ピストン（140）の環状ピストン部（143）に設けられた揺動ブッシュ（156）は、該ピストン（140）とシリンダ（135）との間に挟み込まれた状態になり、該ピストン（140）やシリンダ（135）と接触して摩耗や焼き付きが発生したり摩擦損失が増大したりして圧縮機の信頼性や効率を大きく低下させることになる。 Then, the swing bush (156) provided on the annular piston portion (143) of the piston (140) is sandwiched between the piston (140) and the cylinder (135), and the piston (140 140) and the cylinder (135) may cause wear and seizure or increase friction loss, greatly reducing the reliability and efficiency of the compressor.

本発明は、斯かる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、環状のシリンダ室内に環状ピストン部が配置され、シリンダとピストンとが相対的に偏心回転可能に構成された回転式流体機械において、該シリンダやピストンが圧力変形を生じた場合でも、該揺動ブッシュの摩耗や焼き付きの発生及び摩擦損失の増大を防止して、信頼性向上及び効率向上を図ることにある。 The present invention has been made in view of such a point, and an object of the present invention is that an annular piston portion is disposed in an annular cylinder chamber, and the cylinder and the piston are relatively eccentrically rotatable. In a rotary fluid machine, even when the cylinder or piston undergoes pressure deformation, it is intended to improve reliability and efficiency by preventing wear and seizure of the swinging bush and increase in friction loss. .

上記目的を達成するために、本発明に係る回転式流体機械（1）では、シリンダ（35）及びピストン（40）の少なくとも一方の鏡板背面側に環状空間（60,65）よりも高い圧力が作用する構成において、環状ピストン部（43）に形成された収納空間（44）に対し、軸線方向に所定の隙間（δ1,δ2,δ1',δ2'）が形成されるように揺動部材（76,96）を配設した。 In order to achieve the above object, in the rotary fluid machine (1) according to the present invention, a pressure higher than that of the annular space (60, 65) is applied to at least one end face of the cylinder (35) and the piston (40). In the working configuration, the swing member ( δ1, δ2, δ1 ′, δ2 ′) is formed in the axial direction with respect to the storage space (44) formed in the annular piston portion (43). 76, 96) .

具体的に、第１の発明は、同心に配置されて環状の空間（60,65）を形成する外シリンダ部（38）及び内シリンダ部（52）と、該外シリンダ部（38）及び内シリンダ部（52）の軸線方向一端側に設けられたシリンダ鏡板（36）と、を有するシリンダ（35）と、上記シリンダ（35）に対して偏心した状態で上記環状空間（60,65）内に収納され、該環状空間（60,65）を外側室（60）と内側室（65）とに区画する環状ピストン部（43）と、該環状ピストン部（43）の軸線方向他端側に設けられたピストン鏡板（41）と、を有するピストン（40）と、上記環状ピストン部（43）に対して径方向に延びて該環状ピストン部（43）を貫通し、上記外側室（60）及び内側室（65）をそれぞれ第２室（62,67）と該第２室（62,67）よりも高圧の第１室（61,66）とに区画するブレード（45）と、上記環状ピストン部（43）のブレード貫通部分に形成された収容空間（44,84）内に配設され、上記ブレード（45）に対して摺接しつつ該ブレード（45）と上記環状ピストン部（43）とを相対的に揺動可能にする揺動部材（76,96）と、を備え、上記シリンダ（35）と上記ピストン（40）とが相対的に偏心回転するように構成された回転式流体機械を対象とする。 Specifically, the first invention includes an outer cylinder part (38) and an inner cylinder part (52) which are arranged concentrically to form an annular space (60, 65), and the outer cylinder part (38) and the inner cylinder part (52). A cylinder end plate (36) provided on one end side in the axial direction of the cylinder part (52), and the annular space (60, 65) in an eccentric state with respect to the cylinder (35). And an annular piston portion (43) that divides the annular space (60, 65) into an outer chamber (60) and an inner chamber (65), and on the other axial end side of the annular piston portion (43). A piston end plate (41) provided; and a piston (40) extending in a radial direction with respect to the annular piston portion (43) and penetrating the annular piston portion (43); and the outer chamber (60) And the inner chamber (65) are respectively divided into a second chamber (62,67) and a first chamber (61,66) having a higher pressure than the second chamber (62,67). (45) and the blade (45) while being slidably in contact with the blade (45), disposed in the accommodating space (44, 84) formed in the blade penetrating portion of the annular piston portion (43). A swinging member (76, 96) that can swing relative to the annular piston portion (43) so that the cylinder (35) and the piston (40) rotate relatively eccentrically. The target is a rotary fluid machine constructed as described above.

そして、上記シリンダ（35）及びピストン（40）のうち少なくとも一方の鏡板（36,41）背面側には、定常運転時に上記環状空間（60,65）よりも高い圧力が作用するように構成されていて、上記揺動部材（76,96）は、上記ブレード（45）に対して第１室（61,66）側に配設される第１室側部材（76A,96A）と、該ブレード（45）に対して第２室（62,67）側に配設される第２室側部材（76B,96B）と、からなり、上記定常運転時でも上記シリンダ（35）とピストン（40）との間に挟持されないように、運転停止時に上記収容空間（44,84）内の上記軸線方向に所定の隙間（δ1,δ2,δ1',δ2'）を形成するように配設され、上記第２室側部材（76B,96B）は、上記第１室側部材（76A,96A）に対応する上記隙間（δ2,δ2'）よりも大きな隙間（δ1,δ1'）を上記収容空間（44,84）内の上記軸線方向に形成するように配設されるものとする。 The cylinder (35) and the piston (40) are configured such that a pressure higher than that of the annular space (60, 65) acts on the back side of at least one end plate (36, 41) during steady operation. have been, the swing member (76, 96), the first chamber facing member (76A, 96A) disposed in the first chamber (61, 66) side with respect to the blade (45) and, said blade And a second chamber side member (76B, 96B) disposed on the second chamber (62, 67) side with respect to (45), and the cylinder (35) and piston (40) even during the steady operation. So as to form predetermined gaps (δ1, δ2, δ1 ', δ2') in the axial direction in the accommodation space (44, 84) when the operation is stopped , The second chamber side member (76B, 96B) has a gap (δ1, δ1 ') larger than the gap (δ2, δ2') corresponding to the first chamber side member (76A, 96A). , 84) above It shall be arranged so as to form a line direction.

この構成により、定常運転時の圧力差によってシリンダ（35）とピストン（40）との間隔が小さくなっても、ブレード（45）に対して摺接しつつ環状ピストン部（43）とブレード（45）とを相対的に揺動可能にする揺動部材（76,96）が上記シリンダ（35）とピストン（40）との間に挟み込まれるのを防止することができる。すなわち、上記シリンダ（35）及びピストン（40）のうち少なくとも一方の部材の鏡板（36,41）背面側に環状空間（60,65）よりも高い圧力が作用している場合、その圧力差によって該部材が変形し、シリンダ（35）とピストン（40）との間隔が静止時に比べて小さくなるが、上述のように、環状ピストン部（43）に形成された収容空間（44,84）に対して軸線方向に所定の隙間（δ1,δ2,δ1',δ2'）が形成されるように揺動部材（76,96）を配設することで、該揺動部材（76,96）がシリンダ（35）とピストン（40）との間に挟み込まれるのを防止できる。 With this configuration, even if the gap between the cylinder (35) and the piston (40) is reduced due to the pressure difference during steady operation, the annular piston portion (43) and the blade (45) are in sliding contact with the blade (45). preparative swing member to allow relative swing (76, 96) can be prevented from being sandwiched between the piston (40) the cylinder (35). That is, when a pressure higher than the annular space (60, 65) is acting on the back side of the end plate (36, 41) of at least one of the cylinder (35) and the piston (40), the pressure difference The member is deformed, and the distance between the cylinder (35) and the piston (40) is smaller than that at rest. However, as described above, in the accommodation space (44, 84) formed in the annular piston portion (43). On the other hand, by arranging the swing member (76, 96) so as to form a predetermined gap (δ1, δ2, δ1 ', δ2') in the axial direction, the swing member (76 , 96) It can prevent being pinched between the cylinder (35) and the piston (40).

したがって、圧力変形によって上記シリンダ（35）とピストン（40）との間に上記揺動部材（76,96）が挟持されることによる該揺動部材（56）の摩耗や焼き付きの発生、摩擦損失の増大などを防止することができる。 Therefore, when the rocking member (76, 96) is sandwiched between the cylinder (35) and the piston (40) due to pressure deformation, the rocking member (56) is worn or seized , and the friction loss. Can be prevented.

さらに、圧力が作用しない揺動部材（76,96）の第２室側部材（76B,96B）の隙間（δ1,δ1'）を、高圧が作用する第１室側部材（76A,96A）の隙間（δ2,δ2'）よりも大きくすることで、定常運転時の圧力変形によって該第２室側部材（76B,96B）がシリンダ（35）及びピストン（40）に押し付けられるのをより確実に防止することができる。すなわち、比較的大きな圧力の作用する上記第１室側部材（76A,96A）は、その耐圧性も考慮して隙間（δ2,δ2'）を決める必要があるが、あまり大きな圧力の作用しない上記第２室側部材（76B,96B）は、隙間（δ1,δ1'）を大きくすることで、摺動部材（76,96）全体として、摩耗や焼き付きの発生、摩擦損失の増大を極力抑えることができる。Further, the gaps (δ1, δ1 ′) of the second chamber side members (76B, 96B) of the swinging members (76, 96) to which no pressure acts are set to the first chamber side members (76A, 96A) to which the high pressure acts. By making it larger than the gaps (δ2, δ2 ′), it is more reliable that the second chamber side member (76B, 96B) is pressed against the cylinder (35) and the piston (40) by pressure deformation during steady operation. Can be prevented. That is, the first chamber side member (76A, 96A) to which a relatively large pressure acts needs to determine the gaps (δ2, δ2 ′) in consideration of its pressure resistance, but the above-mentioned member where a very large pressure does not act. The second chamber side member (76B, 96B) increases the clearance (δ1, δ1 ') to minimize the occurrence of wear and seizure and increase in friction loss as a whole of the sliding member (76, 96). Can do.

上述の構成において、上記収容空間（44）は、上記軸線方向の高さが上記環状ピストン部（43）の軸線方向高さと同等になるように形成されていて、上記揺動部材（76）は、上記軸線方向の高さが上記外シリンダ部（38）、内シリンダ部（52）及び環状ピストン部（43）よりも低くなるように形成されているものとする（第２の発明）。 In the above-described configuration, the housing space (44) is formed such that the axial height is equal to the axial height of the annular piston portion (43), and the swing member (76) The height in the axial direction is assumed to be lower than that of the outer cylinder part (38), the inner cylinder part (52) and the annular piston part (43) (second invention).

このように上記揺動部材（76）の軸線方向の高さを低くすることで、上記所定の隙間（δ1,δ2）を容易に形成することができ、上記第１の発明の作用を得ることができる。 Thus, by reducing the axial height of the swing member (76) , the predetermined gaps (δ1, δ2) can be easily formed, and the effects of the first invention can be obtained. Can do.

一方、上述のように上記揺動部材（76）の軸線方向の高さを低くするのではなく、上記収容空間（84）を、上記軸線方向の高さが上記揺動部材（96）よりも高くなるように形成してもよい（第３の発明）。これにより、上記揺動部材（96）の寸法を変えなくても該揺動部材（96）がシリンダとピストンとの間に挟み込まれるのを防止できるため、該揺動部材（96）の剛性やシール性の低下を防止できる。 On the other hand, the height of the swinging member (76) in the axial direction is not lowered as described above, but the height of the housing space (84) is higher than that of the swinging member (96) in the axial direction. You may form so that it may become high (3rd invention). Accordingly, since the rocking member without changing the size of the swing member (96) (96) can be prevented from being sandwiched between the cylinder and the piston, Ya rigidity of the swing member (96) Decrease in sealing performance can be prevented.

上記第１室側部材（76A,96A）は、上記定常運転時に該第１室側部材（76A,96A）に対応する上記所定の隙間（δ2,δ2'）が無くなって上記第１室（61,66）が気密状態になるように、上記収容空間（44,84）内に配設されるのが好ましい（第４の発明）。 In the first chamber side member (76A, 96A) , the predetermined gap (δ2, δ2 ′) corresponding to the first chamber side member (76A, 96A ) is eliminated during the steady operation, and the first chamber (61 , 66) is preferably disposed in the housing space (44, 84) so as to be airtight (fourth invention).

ここで、上記第２室（62,67）は吸入ポート（39）の近傍に位置するため、常時、吸入圧力であり、第２室側部材（76B,96B）は圧力差を受けない。一方、上記第１室（61,66）は、１回転中に圧力が大きく変動し、外側室（60）の第１室（61）と内側室（65）の第１室（66）では圧力の上昇するタイミングが異なるため、第１室側部材（76A,96A）は大きな圧力差を受ける。よって、上述のように、上記第１室側部材（76A,96A）は、定常運転時に該第１室側部材（76A,96A）に対応する上記所定の隙間（δ2,δ2'）が無くなって上記第１室（61,66）が気密状態になるように、上記収容空間（44,84）内に配設されるのが好ましい。 Here, since the second chamber (62, 67) is located in the vicinity of the suction port (39), it is always at the suction pressure, and the second chamber side member (76B, 96B) does not receive a pressure difference. On the other hand, the pressure in the first chamber (61, 66) fluctuates greatly during one rotation, and the pressure in the first chamber (61) of the outer chamber (60) and the first chamber (66) of the inner chamber (65). Since the rising timing of the first chamber side is different, the first chamber side member (76A, 96A) receives a large pressure difference. Therefore, as described above, the first chamber-side member (76A, 96A), said predetermined gap (δ2, δ2 ') corresponding to the first chamber-side member (76A, 96A) at the time of steady state operation is lost It is preferable that the first chamber (61, 66) is disposed in the accommodating space (44, 84) so as to be in an airtight state.

これにより、定常運転時の圧力変形によって揺動部材（76,96）がシリンダ（35）とピストン（40）との間に挟み込まれるのを防止できるとともに、高圧の第１室（61,66）の気密性を確保することができ、該第１室（61,66）間のガス冷媒の行き来を確実に防止することができる。したがって、機械の信頼性向上と運転効率向上との両立を図れる。 As a result, the rocking member (76, 96) can be prevented from being sandwiched between the cylinder (35) and the piston (40) due to pressure deformation during steady operation, and the high pressure first chamber (61, 66). The gas refrigerant between the first chambers (61, 66) can be reliably prevented. Therefore, it is possible to achieve both improvement in machine reliability and improvement in operating efficiency.

さらに、上述のような各構成は、上記シリンダ（35）及びピストン（40）のうち偏心回転する部材の鏡板（36,41）背面側に上記環状空間（60,65）よりも高い圧力が作用するように構成された回転式流体機械に適用するのが好ましい（第５の発明）。回転する部材は、固定されている部材に比べて、軽量で且つ中央部分で軸支されているだけなので剛性が低く、圧力差によって変形を生じやすい。そのため、上述のような各発明の構成にすることで、該シリンダ（35）とピストン（40）との間に揺動部材（76,96）が挟み込まれるのを防止することができ、該揺動部材（76,96）の摩耗や焼き付きの発生及び摩耗損失の増大を防止することができる。 Further, in each of the above-described configurations, a higher pressure than the annular space (60, 65) acts on the back side of the end plate (36, 41) of the eccentric rotating member of the cylinder (35) and the piston (40). The present invention is preferably applied to a rotary fluid machine configured as described above ( fifth invention). The rotating member is lighter than the fixed member and is only pivotally supported at the central portion, so that it has low rigidity and is likely to be deformed by a pressure difference. Therefore, by adopting the configuration of each invention as described above, it is possible to prevent the swing member (76, 96) from being sandwiched between the cylinder (35) and the piston (40). Generation of wear and seizure of the moving member (76, 96) and increase in wear loss can be prevented.

以上より、本発明に係る回転式流体機械（1）によれば、シリンダ（35）及びピストン（40）の少なくとも一方の鏡板（36,41）背面側に環状空間（60,65）よりも高い圧力が作用する構成において、環状ピストン部（43）に形成された収納空間（44,84）に対し、軸線方向に所定の隙間（δ1,δ2,δ1',δ2'）が形成されるように揺動部材（76,96）を配設したため、圧力差によって上記シリンダ（35）やピストン（40）が変形して両者の間隔が小さくなっても、上記揺動部材（76,96）が該シリンダ（35）とピストン（40）との間に挟み込まれて摩耗や焼き付きが発生したり、摩擦損失が増大したりするのを防止することができる。したがって、機械の信頼性向上と運転効率の向上との両立を図れる。 As described above, according to the rotary fluid machine (1) according to the present invention, the rear surface side of at least one of the cylinder (35) and the piston (40) is higher than the annular space (60, 65). In a configuration in which pressure acts, predetermined gaps (δ1, δ2, δ1 ', δ2') are formed in the axial direction with respect to the storage spaces (44, 84) formed in the annular piston portion (43). Since the oscillating member (76, 96) is disposed, even if the cylinder (35) and the piston (40) are deformed due to a pressure difference and the distance between them is reduced, the oscillating member (76, 96) It is possible to prevent wear and seizure from occurring between the cylinder (35) and the piston (40) and increase in friction loss. Therefore, it is possible to achieve both improvement in machine reliability and improvement in operating efficiency.

また、本発明によれば、上記第２室側部材（76B,96B）に対応する収容空間（44,84）の隙間（δ1,δ1'）は、上記第１室側部材（76A,96A）に対応する隙間（δ2,δ2'）よりも大きいため、高圧側でのガス漏れの発生を防止しつつ、揺動部材（76,96）がシリンダ（35）とピストン（40）との間に挟み込まれて摩耗や焼き付きが発生したり摩擦損失が増大したりするのを極力防止することができる。Further, according to the present invention, the gaps (δ1, δ1 ′) of the accommodation spaces (44, 84) corresponding to the second chamber side members (76B, 96B) are the first chamber side members (76A, 96A). Is larger than the gap (δ2, δ2 ') corresponding to, and the rocking member (76,96) is placed between the cylinder (35) and the piston (40) while preventing gas leakage on the high pressure side. It is possible to prevent as much as possible the occurrence of wear and seizure and the increase in friction loss due to being caught.

また、第２の発明によれば、上記揺動部材（76）の軸線方向の高さを外シリンダ部（38）、内シリンダ部（52）及び環状ピストン部（43）よりも低くすることで、簡単な構成により上記第１の発明の効果を得ることができる。 Further, according to the second invention, the height of the swing member (76) in the axial direction is made lower than that of the outer cylinder part (38), the inner cylinder part (52) and the annular piston part (43). The effect of the first invention can be obtained with a simple configuration.

また、第３の発明によれば、上記揺動部材（96）の収容される収容空間（44）は、該揺動部材（96）の軸線方向高さよりも高いため、該揺動部材（96）の構成や特性を変えることなく、上記第１の発明の効果が得られる。 Further, according to the third invention, the housing space which is accommodated in the swing member (96) (44) is higher than the axial height of the swing member (96), the swing member (96 without altering the structure and characteristics of) the effect of the first invention is obtained.

また、第４の発明によれば、上記揺動部材（76,96）は第１室側部材（76A,96A）と第２室側部材（76B,96B）とからなり、高圧側の第１室側部材（76A,96A）に対応する収容空間（44,84）との隙間（δ2,δ2'）は、定常運転時に無くなって第１室（61,66）を気密状態にするように設定されるため、該第１室（61,66）間のガスの行き来を防止することができ、運転効率をより確実に向上することができる。 According to the fourth invention, the swing member ( 76, 96) includes the first chamber side member (76A, 96A) and the second chamber side member (76B, 96B) . The clearances (δ2, δ2 ') from the accommodation spaces (44, 84) corresponding to the chamber side members (76A, 96A) are set so that the first chamber (61, 66) is in an airtight state during normal operation. Therefore, the gas flow between the first chambers (61, 66) can be prevented, and the operation efficiency can be improved more reliably.

さらに、第５の発明によれば、上記シリンダ（35）及びピストン（40）のうち偏心回転する部材の背面側に環状空間（60,65）よりも高い圧力が作用するように構成された回転式流体機械（1）では、定常運転時の圧力変形によってシリンダ（35）とピストン（40）との間隔がより小さくなり、揺動部材（76,96）は該シリンダ（35）とピストン（40）との間に挟み込まれやすくなるが、このような構成に対して上述の各発明の構成を適用すれば、該揺動部材（76,96）の摩耗や焼き付きの発生及び摩擦損失の増大を防止できる。 Further, according to the fifth aspect of the present invention, the rotation configured such that a higher pressure than the annular space (60, 65) acts on the back side of the eccentric rotating member of the cylinder (35) and the piston (40). In the hydraulic fluid machine (1), the distance between the cylinder (35) and the piston (40) becomes smaller due to pressure deformation during steady operation, and the swing member (76, 96) is connected to the cylinder (35) and the piston (40 However, if the configurations of the above-described inventions are applied to such a configuration, wear and seizure of the rocking member (76, 96) and an increase in friction loss can be prevented. Can be prevented.

以下、本発明の実施形態及び参考形態を図面に基づいて説明する。なお、以下の好ましい実施形態の説明は、本質的に例示に過ぎず、本発明、その適用物或いはその用途を制限することを意図するものではない。
〈発明の参考形態〉
−構成−
図１に示すように、参考形態に係る回転式流体機械としての圧縮機（1）は、ケーシング（10）内に、駆動機構（20）と圧縮機構（30）とが収納され、全密閉型に構成されている。この圧縮機（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。 Hereinafter, embodiments and reference embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. It should be noted that the following description of the preferred embodiment is merely illustrative in nature and is not intended to limit the present invention, its application, or its use.
<Reference form of invention>
−Configuration−
As shown in FIG. 1, a compressor (1) as a rotary fluid machine according to a reference embodiment has a drive mechanism (20) and a compression mechanism (30) housed in a casing (10), and is a fully enclosed type. It is configured. This compressor (1) is used, for example, in a refrigerant circuit of an air conditioner to compress refrigerant sucked from an evaporator and discharge it to a condenser.

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

ここで、上記図１に示すように、上記吐出管（14）は、ケーシング（10）内部に連通している一方、上記吸入管（15）は、該ケーシング（10）内の圧縮機構（30）に繋がっている。すなわち、上記圧縮機（1）は、圧縮機構（30）で圧縮された冷媒がケーシング（10）の内部空間へ吐出されて、その後、上記吐出管（14）を通ってケーシング（10）外へ送出されるように構成されており、該ケーシング（10）内が高圧の状態になる、いわゆる高圧ドーム型の圧縮機である。すなわち、上記ケーシング（10）内の空間が高圧空間（S2）となる。 Here, as shown in FIG. 1, the discharge pipe (14) communicates with the inside of the casing (10), while the suction pipe (15) is connected to the compression mechanism (30 in the casing (10)). ). That is, in the compressor (1), the refrigerant compressed by the compression mechanism (30) is discharged into the internal space of the casing (10), and then passes through the discharge pipe (14) to the outside of the casing (10). It is a so-called high pressure dome type compressor that is configured to be delivered and in which the inside of the casing (10) is in a high pressure state. That is, the space in the casing (10) becomes the high-pressure space (S2).

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

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

また、上記駆動軸（25）の内部には、該駆動軸（25）の下端から上方へ延びる給油通路（25a）が形成されている。これにより、上記ケーシング（10）内の底部に位置する上記貯留部（59）の潤滑油は、該ケーシング（10）内の高い圧力によって上記給油通路（25a）内を上昇し、圧縮機構（30）の各摺動部等へ供給される。 An oil supply passageway (25a) extending upward from the lower end of the drive shaft (25) is formed in the drive shaft (25). As a result, the lubricating oil in the reservoir (59) located at the bottom in the casing (10) rises in the oil supply passage (25a) by the high pressure in the casing (10), and the compression mechanism (30 ) To each sliding part.

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

上記圧縮機構（30）は、シリンダ（35）と、リアエンド（50）と、ピストン（40）とを備えている。このシリンダ（35）は、概略有底円筒状に形成されていて、上記リアエンド（50）の上側に、底部が上方に位置付けられるように配設される。これにより、両者間には上記ピストン（40）を収容するための空間が形成される。 The compression mechanism (30) includes a cylinder (35), a rear end (50), and a piston (40). The cylinder (35) is formed in a substantially bottomed cylindrical shape, and is disposed above the rear end (50) so that the bottom is positioned upward. Thereby, the space for accommodating the said piston (40) is formed between both.

上記ピストン（40）は、駆動軸（25）の偏心部（27）に嵌合する円筒状の軸受部（42）と、該軸受部（42）の外周側で該軸受部（42）に対して同心状に位置する環状ピストン部（43）と、該軸受部（42）及び環状ピストン部（43）を下端側（圧縮機構（30）における軸方向の一端側）で一体化するように設けられた円板状のピストン側鏡板（41）とを備えている。上記環状ピストン部（43）は、図２に示すように、円環の一部分が分断された略Ｃ字型形状に形成されていて、この分断部（44）に後述するブレード溝（58）が形成される。 The piston (40) has a cylindrical bearing portion (42) fitted to the eccentric portion (27) of the drive shaft (25), and the outer peripheral side of the bearing portion (42) with respect to the bearing portion (42). The concentric annular piston part (43), the bearing part (42) and the annular piston part (43) are provided so as to be integrated on the lower end side (one axial end side of the compression mechanism (30)). And a disc-shaped piston side end plate (41). As shown in FIG. 2, the annular piston portion (43) is formed in a substantially C-shaped shape in which a part of the ring is divided, and a blade groove (58) described later is formed in the divided portion (44). It is formed.

上記リアエンド（50）は、厚肉の円板状の部材で、その外周縁部で上記ケーシング（10）の内周面に固定されているとともに、外周部分が上記シリンダ（35）に対して密着するように固定されている。また、上記リアエンド（50）の中央部分には、上記駆動軸（25）の主軸部（26）が貫通しており、その貫通孔の内周面には該主軸部（26）を回転可能に支持する滑り軸受（50a）が設けられている。 The rear end (50) is a thick disk-like member that is fixed to the inner peripheral surface of the casing (10) at the outer peripheral edge thereof, and the outer peripheral portion is in close contact with the cylinder (35). To be fixed. In addition, the main shaft portion (26) of the drive shaft (25) passes through the central portion of the rear end (50), and the main shaft portion (26) can be rotated on the inner peripheral surface of the through hole. A supporting sliding bearing (50a) is provided.

上記シリンダ（35）は、円板上のシリンダ側鏡板（36）と外シリンダ部としての周縁部（38）と軸受部（37）とを備えており、該周縁部（38）でケーシング（10）の内面に固定されている一方、該軸受部（37）で上記駆動軸（25）を回転可能に支持している。 The cylinder (35) includes a cylinder-side end plate (36) on a circular plate, a peripheral portion (38) as an outer cylinder portion, and a bearing portion (37), and the peripheral portion (38) has a casing (10 The drive shaft (25) is rotatably supported by the bearing portion (37).

具体的には、上記シリンダ鏡板（36）は、厚肉の円板状に形成されていて、該シリンダ鏡板（36）の外周側に位置する上記周縁部（38）が、溶接等によって上記ケーシング（10）の円筒部（12）の内面に固定されている。また、上記シリンダ鏡板（36）の中央部分には、上方に向かって膨出する円筒状の軸受部（37）が形成されていて、該軸受部（37）には、該軸受部（37）を上下方向に貫通した状態で上記駆動軸（25）の主軸部（26）を回転可能に支持する滑り軸受（37a）が設けられている。 Specifically, the cylinder end plate (36) is formed in a thick disc shape, and the peripheral edge portion (38) located on the outer peripheral side of the cylinder end plate (36) is welded to the casing. It is fixed to the inner surface of the cylindrical part (12) of (10). Further, a cylindrical bearing portion (37) that bulges upward is formed at the center portion of the cylinder end plate (36), and the bearing portion (37) A sliding bearing (37a) is provided for rotatably supporting the main shaft portion (26) of the drive shaft (25) in a state where the shaft is vertically penetrated.

上記周縁部（38）は、シリンダ鏡板（36）の下面から下方に向かって膨出する略円筒状に形成されていて、該周縁部（38）を径方向に貫通する吸入ポート（39）が形成されている。この吸入ポート（39）は、一端側が上記シリンダ（35）及びリアエンド（50）によって形成される空間に開口している一方、他端側は上記吸入管（15）に接続されていて、これにより、上記空間内に冷媒を吸入するための吸入通路の一部を構成している。すなわち、上記吸入ポート（39）は低圧空間（S1）の一部をなしている。 The peripheral edge (38) is formed in a substantially cylindrical shape that bulges downward from the lower surface of the cylinder end plate (36), and a suction port (39) penetrating the peripheral edge (38) in the radial direction is provided. Is formed. The suction port (39) has one end opened to a space formed by the cylinder (35) and the rear end (50), while the other end is connected to the suction pipe (15). A part of a suction passage for sucking the refrigerant into the space is configured. That is, the suction port (39) forms part of the low pressure space (S1).

また、上記シリンダ鏡板（36）の下面には、上記周縁部（38）と同心円状に配置された略円筒状の内シリンダ部（52）が突設されていて、これにより、該内シリンダ部（52）と上記周縁部（38）（以下、外シリンダ部ともいう）との間に、圧縮室としてのシリンダ室（60,65）が形成されている。そして、上記ピストン（40）の環状ピストン部（43）は、図２に示すように、環状の上記シリンダ室（60,65）内に位置付けられている。 Further, a substantially cylindrical inner cylinder portion (52) arranged concentrically with the peripheral edge portion (38) is projected on the lower surface of the cylinder end plate (36), whereby the inner cylinder portion A cylinder chamber (60, 65) as a compression chamber is formed between (52) and the peripheral edge portion (38) (hereinafter also referred to as an outer cylinder portion). The annular piston portion (43) of the piston (40) is positioned in the annular cylinder chamber (60, 65) as shown in FIG.

より詳しくは、上記外シリンダ部（38）の内周面と内シリンダ部（52）の外周面とは、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（60,65）が形成されている。上記ピストン（40）の環状ピストン部（43）は、外周面が外シリンダ部（38）の内周面よりも小径で、内周面が内シリンダ部（52）の外周面よりも大径に形成されている。このことにより、上記環状ピストン部（43）の外周面と外シリンダ部（38）の内周面との間に外側シリンダ室（60）が形成され、該環状ピストン部（43）の内周面と内シリンダ部（52）の外周面との間に内側シリンダ室（65）が形成されている。 More specifically, the inner peripheral surface of the outer cylinder portion (38) and the outer peripheral surface of the inner cylinder portion (52) are cylindrical surfaces arranged on the same center, and the cylinder chambers (60, 65) are interposed therebetween. ) Is formed. The annular piston portion (43) of the piston (40) has an outer peripheral surface having a smaller diameter than the inner peripheral surface of the outer cylinder portion (38) and an inner peripheral surface having a larger diameter than the outer peripheral surface of the inner cylinder portion (52). Is formed. As a result, an outer cylinder chamber (60) is formed between the outer peripheral surface of the annular piston portion (43) and the inner peripheral surface of the outer cylinder portion (38), and the inner peripheral surface of the annular piston portion (43). An inner cylinder chamber (65) is formed between the inner cylinder part (52) and the outer peripheral surface of the inner cylinder part (52).

すなわち、上記シリンダ鏡板（36）とピストン側鏡板（41）と外シリンダ部（38）と環状ピストン部（43）とによって外側シリンダ室（60）が形成され、上記シリンダ側鏡板（36）とピストン側鏡板（41）と内シリンダ部（52）と環状ピストン部（43）とによって内側シリンダ室（65）が形成されている。また、上記シリンダ鏡板（36）とピストン側鏡板（41）とピストン（40）の軸受部（42）と内シリンダ部（52）との間には、内シリンダ部（52）の内周側で軸受部（42）の偏心回転動作を許容するための動作空間（68）が形成されている。 That is, the cylinder end plate (36), the piston side end plate (41), the outer cylinder portion (38), and the annular piston portion (43) form an outer cylinder chamber (60). An inner cylinder chamber (65) is formed by the side end plate (41), the inner cylinder part (52) and the annular piston part (43). The cylinder end plate (36), the piston end plate (41), the bearing (42) of the piston (40), and the inner cylinder (52) are located on the inner peripheral side of the inner cylinder (52). An operation space (68) for allowing an eccentric rotation operation of the bearing portion (42) is formed.

また、上記ピストン（40）とシリンダ（35）とは、環状ピストン部（43）の外周面と外シリンダ部（38）の内周面とが１点で実質的に接する状態（厳密にはミクロンオーダーの隙間があるが、その隙間での冷媒の漏れが問題にならない状態）において、その接点と位相が１８０°異なる位置で、環状ピストン部（43）の内周面と内シリンダ部（52）の外周面とが１点で実質的に接するようになっている。 The piston (40) and the cylinder (35) are in a state in which the outer peripheral surface of the annular piston portion (43) and the inner peripheral surface of the outer cylinder portion (38) are substantially in contact at one point (strictly speaking, micron In the state where there is an order gap, but leakage of refrigerant in the gap does not become a problem), the inner peripheral surface of the annular piston part (43) and the inner cylinder part (52) Are substantially in contact with each other at one point.

さらに、図２に示すように、上記圧縮機構（30）は、上記シリンダ室（60,65）を第１室としての高圧室（61,66）と第２室としての低圧室（62,67）とに区画するブレード（45）と、該ブレード（45）に対して環状ピストン部（43）を該環状ピストン部（43）の分断箇所において揺動可能に連結する揺動部材としての揺動ブッシュ（56）と、を備えている。上記ブレード（45）は、シリンダ室（60,65）の径方向線上で、該シリンダ室（60,65）の内周側の壁面（内側シリンダ部（52）の外周面）から外周側の壁面（外側シリンダ部としての周縁部（38）の内周面）まで、環状ピストン部（43）の分断箇所を挿通して延在するように構成され、外シリンダ部（38）及び内シリンダ部（52）に両端部を固定されている。なお、上記ブレード（45）は、外シリンダ部（38）及び内シリンダ部（52）と一体的に形成してもよいし、別部材を両シリンダ部（38，52）に取り付けてもよい。ここでは、別部材を両シリンダ部（38,52）に固定してブレード（45）としている。 Further, as shown in FIG. 2, the compression mechanism (30) includes a high pressure chamber (61, 66) having the cylinder chamber (60, 65) as a first chamber and a low pressure chamber (62, 67) as a second chamber. And a swing as a swinging member for connecting the annular piston portion (43) to the blade (45) so as to be swingable at a parting position of the annular piston portion (43). And a bush (56). The blade (45) is arranged on the radial line of the cylinder chamber (60, 65), from the inner peripheral wall surface (the outer peripheral surface of the inner cylinder portion (52)) to the outer peripheral wall surface of the cylinder chamber (60, 65). Up to (inner peripheral surface of the peripheral edge portion (38) as the outer cylinder portion), the annular piston portion (43) is configured to be inserted and extended through the dividing portion, and the outer cylinder portion (38) and the inner cylinder portion ( 52) are fixed at both ends. The blade (45) may be formed integrally with the outer cylinder part (38) and the inner cylinder part (52), or separate members may be attached to both cylinder parts (38, 52). Here, a separate member is fixed to both cylinder portions (38, 52) to form a blade (45).

上記揺動ブッシュ（56）は、ブレード（45）に対して高圧室（61,66）側に位置する第１室側部材としての吐出側ブッシュ（56A）と、ブレード（45）に対して低圧室（62,67）側に位置する第２室側部材としての吸入側ブッシュ（56B）とから構成されている。該吐出側ブッシュ（56A）及び吸入側ブッシュ（56B）は、いずれも断面形状が略半円形の同一形状に形成され、フラット面同士が対向するように環状ピストン部（43）の分断部（44）内に配置されている。そして、両ブッシュ（56A,56B）の対向面の間のスペースがブレード溝（58）を構成している。なお、上記分断部（44）によって上記揺動ブッシュ（56）を収納するための収納空間が構成される。 The swing bush (56) has a discharge side bush (56A) as a first chamber side member located on the high pressure chamber (61, 66) side with respect to the blade (45) and a low pressure with respect to the blade (45). It is comprised from the suction side bush (56B) as a 2nd chamber side member located in the chamber (62,67) side. The discharge-side bush (56A) and the suction-side bush (56B) are both formed in the same shape with a substantially semicircular cross-section, and the dividing portion (44) of the annular piston portion (43) so that the flat surfaces face each other. ). And the space between the opposing surfaces of both bushes (56A, 56B) constitutes a blade groove (58). The dividing portion (44) constitutes a storage space for storing the swing bush (56).

上記ブレード溝（58）内に上記ブレード（45）が挿入され、揺動ブッシュ（56A,56B）のフラット面が該ブレード（45）と実質的に面接触し、揺動ブッシュ（56A,56B）の円弧状の外周面が環状ピストン部（43）と実質的に面接触している。揺動ブッシュ（56A,56B）は、ブレード溝（58）にブレード（45）を挟んだ状態で、該ブレード（45）の面方向（伸長方向）に進退するように構成されている。また、上記揺動ブッシュ（56A,56B）は、環状ピストン部（43）がブレード（45）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（56）は、該揺動ブッシュ（56）の中心点を揺動中心として上記環状ピストン部（43）がブレード（45）に対して揺動可能となり、かつ上記環状ピストン部（43）がブレード（45）に対して該ブレード（45）の面方向へ進退可能となるように構成されている。 The blade (45) is inserted into the blade groove (58), and the flat surface of the swing bush (56A, 56B) is substantially in surface contact with the blade (45), so that the swing bush (56A, 56B) Are substantially in surface contact with the annular piston portion (43). The swing bushes (56A, 56B) are configured to advance and retreat in the surface direction (extension direction) of the blade (45) with the blade (45) sandwiched between the blade grooves (58). The swing bush (56A, 56B) is configured such that the annular piston portion (43) swings with respect to the blade (45). Accordingly, the swinging bush (56) is configured such that the annular piston portion (43) can swing with respect to the blade (45) with the center point of the swinging bush (56) as the swing center, and the annular piston. The part (43) is configured to be able to advance and retract in the surface direction of the blade (45) with respect to the blade (45).

なお、この参考形態では両ブッシュ（56A,56B）を別体とした例について説明したが、両ブッシュ（56A,56B）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 reference embodiment , an example in which both bushes (56A, 56B) are separated from each other has been described. However, both bushes (56A, 56B) may be integrated with each other by being partially connected.

以上の構成において、駆動軸（25）が回転すると、環状ピストン部（43）は、揺動ブッシュ（56）がブレード（45）に沿って進退しながら、揺動ブッシュ（56）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、環状ピストン部（43）とシリンダ（35）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はいわゆる可動ブッシュ方式の圧縮機構（30）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部（43）が図の時計回り方向に移動している様子を表している。このとき、上記環状ピストン部（43）は駆動軸（25）の周りを公転するが、自転はしない。 In the above configuration, when the drive shaft (25) rotates, the annular piston portion (43) moves the center point of the swing bush (56) while the swing bush (56) advances and retreats along the blade (45). It swings as the swing center. By this swinging operation, the contact point between the annular piston portion (43) and the cylinder (35) moves in order from FIG. 3 (A) to FIG. 3 (H). FIG. 3 is a view showing an operation state of a so-called movable bush type compression mechanism (30), and the annular piston portion (43) is shown in the figure at intervals of 45 ° from FIG. 3 (A) to FIG. 3 (H). It shows a state of moving in the turning direction. At this time, the annular piston portion (43) revolves around the drive shaft (25) but does not rotate.

上述のとおり、上記シリンダ（35）には吸入管（15）に連通する吸入ポート（39）が設けられていて、この吸入ポート（39）の一端側は、上記外側シリンダ室（60）の低圧室（62）に開口している（図１参照）。また、上記環状ピストン部（43）には、上記外側シリンダ室（60）の低圧室（62）と内側シリンダ室（65）の低圧室（67）とを連通する貫通孔（53）が形成されている。 As described above, the cylinder (35) is provided with the suction port (39) communicating with the suction pipe (15), and one end side of the suction port (39) is a low pressure of the outer cylinder chamber (60). It opens to the chamber (62) (see FIG. 1). The annular piston portion (43) has a through hole (53) that communicates the low pressure chamber (62) of the outer cylinder chamber (60) and the low pressure chamber (67) of the inner cylinder chamber (65). ing.

一方、上記図２及び図３に示すように、上記シリンダ（35）には外側吐出ポート（54）及び内側吐出ポート（55）が形成されている。これらの吐出ポート（54,55）は、それぞれ、上記シリンダ（35）のシリンダ側鏡板（36）をその厚み方向に貫通している。上記外側吐出ポート（54）の下端は外側シリンダ室（60）の高圧室（61）に臨むように開口し、上記内側吐出ポート（55）の下端は内側シリンダ室（65）の高圧室（66）に臨むように開口している。なお、これらの吐出ポート（54,55）には、該吐出ポート（54,55）を開閉するための吐出弁（図示省略）が設けられている。 On the other hand, as shown in FIGS. 2 and 3, the cylinder (35) is formed with an outer discharge port (54) and an inner discharge port (55). These discharge ports (54, 55) respectively penetrate the cylinder side end plate (36) of the cylinder (35) in the thickness direction. The lower end of the outer discharge port (54) opens to face the high pressure chamber (61) of the outer cylinder chamber (60), and the lower end of the inner discharge port (55) is the high pressure chamber (66) of the inner cylinder chamber (65). ). The discharge ports (54, 55) are provided with discharge valves (not shown) for opening and closing the discharge ports (54, 55).

また、上記ピストン（40）における環状ピストン部（43）及び軸受部（42）の先端面（図１における上端面）は、共に上記シリンダ（35）のシリンダ側鏡板（36）に摺接している一方、上記シリンダ（35）の内シリンダ部（52）の先端面（図１における下端面）も上記ピストン（40）のピストン側鏡板（41）と摺接している。これにより、上記シリンダ（35）と上記ピストン（40）とによって形成される上記シリンダ室（60,65）は気密状態になっている。 Further, the annular piston portion (43) of the piston (40) and the tip end surface (upper end surface in FIG. 1) of the bearing portion (42) are both in sliding contact with the cylinder side end plate (36) of the cylinder (35). On the other hand, the front end surface (lower end surface in FIG. 1) of the inner cylinder portion (52) of the cylinder (35) is also in sliding contact with the piston side end plate (41) of the piston (40). Thereby, the cylinder chamber (60, 65) formed by the cylinder (35) and the piston (40) is in an airtight state.

さらに、上記図１に示すように、上記リアエンド（50）の上面には、上記ピストン（40）のピストン側鏡板（41）の中央部に対応してシールリング（70）が設けられている。このシールリング（70）は、上記リアエンド（50）とピストン（40）との間の空間を径方向に分割するように設けられている。 Further, as shown in FIG. 1, a seal ring (70) is provided on the upper surface of the rear end (50) corresponding to the central portion of the piston side end plate (41) of the piston (40). The seal ring (70) is provided so as to divide the space between the rear end (50) and the piston (40) in the radial direction.

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

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

これにより、上記ピストン（40）には、定常運転時に背面側から高圧若しくは中間圧が作用することになり、低圧のガス冷媒を吸入して圧縮することで高圧にする上記シリンダ室（60,65）内部の圧力に比べて、上記ピストン背面側の圧力の方が大きくなる。そうすると、その圧力差によって上記ピストン（40）はシリンダ（35）側へ変形を生じる。 As a result, high pressure or intermediate pressure is applied to the piston (40) from the back side during steady operation, and the cylinder chamber (60, 65) is made high by sucking and compressing low pressure gas refrigerant. ) The pressure on the back side of the piston is larger than the internal pressure. Then, the piston (40) is deformed toward the cylinder (35) by the pressure difference.

また、上述のように、上記ケーシング（10）内は高圧空間（S1）であるため、上記シリンダ（35）の鏡板（36）の背面側にも高い圧力が作用することになり、該シリンダ鏡板（36）もピストン（40）側に変形することになる。 Further, as described above, since the inside of the casing (10) is a high-pressure space (S1), a high pressure acts on the back side of the end plate (36) of the cylinder (35). (36) is also deformed to the piston (40) side.

そのため、上記揺動ブッシュ（56）は、上記ピストン（40）のピストン側鏡板（41）とシリンダ（35）のシリンダ側鏡板（36）との間に挟み込まれることになり、摩耗や焼き付きが発生したり、摩擦損失が増大したりするなど、圧縮機（1）の信頼性や運転効率を低下させるような問題が生じる。 Therefore, the rocking bush (56) is sandwiched between the piston end plate (41) of the piston (40) and the cylinder end plate (36) of the cylinder (35), and wear and seizure occur. Problems such as reducing the reliability and operating efficiency of the compressor (1).

これに対して、本発明の特等部分として、図４に示すように、上記揺動ブッシュ（56）の高さ寸法を外シリンダ部（38）、内シリンダ部（52）及び環状ピストン部（43）の軸線方向高さよりも小さくした。すなわち、上記揺動ブッシュ（56）は、環状ピストン部（43）の軸線方向高さと同等の高さを有するように該環状ピストン部（43）に形成された分断部（44）に対し、所定の隙間δが形成されるように高さ寸法が設定されている。 On the other hand, as a special part of the present invention, as shown in FIG. 4, the height of the swing bush (56) is set to the outer cylinder part (38), the inner cylinder part (52) and the annular piston part (43). ) In the axial direction. That is, the rocking bush (56) has a predetermined height with respect to the dividing portion (44) formed in the annular piston portion (43) so as to have a height equivalent to the axial height of the annular piston portion (43). The height dimension is set so that a gap δ is formed.

ここで、上記所定の隙間δは、上述のように定常運転時に上記ピストン（40）が変形した場合でも、上記揺動ブッシュ（56）がピストン（40）とシリンダ（35）との間に挟み込まれず、且つほとんど零になって高圧室（61,66）を気密状態にするような寸法に設定される。 Here, the predetermined gap δ is sandwiched between the piston (40) and the cylinder (35) even when the piston (40) is deformed during steady operation as described above. The dimension is set so that the pressure chamber is almost zero and the high pressure chamber (61, 66) is airtight.

これにより、上記シリンダ室（60,65）内とピストン（40）及びシリンダ（35）の背面側との間でそれぞれ生じる圧力差によって、該ピストン（40）がシリンダ（35）側に、該シリンダ（35）がピストン（40）側に、それぞれ変形した場合でも、上記揺動ブッシュ（56）が該ピストン（40）とシリンダ（35）との間に挟持されるのを防止することができる。 Thereby, the piston (40) is moved to the cylinder (35) side by the pressure difference generated between the inside of the cylinder chamber (60, 65) and the back side of the piston (40) and the cylinder (35). Even when (35) is deformed to the piston (40) side, the swing bush (56) can be prevented from being sandwiched between the piston (40) and the cylinder (35).

しかも、定常運転時の上記ピストン（40）の変形によって上記所定の隙間δはほとんど零になって高圧室（61,66）の気密性が保たれるため、ガス漏れによる効率低下を防止することができる。 In addition, the predetermined gap δ becomes almost zero due to deformation of the piston (40) during steady operation and the airtightness of the high pressure chamber (61, 66) is maintained, thereby preventing a reduction in efficiency due to gas leakage. Can do.

したがって、上述のような構成にすることで、定常運転時の圧力差によるピストン（40）やシリンダ（35）の変形によって上記揺動ブッシュ（56）の摩耗や焼き付きが発生したり、摩擦損失が増大したりするのを防止することができるとともに、上記高圧室（61,66）のガス漏れを防止することができ、圧縮機（1）の信頼性向上と効率向上との両立を図れる。 Therefore, with the above-described configuration, the swing bush (56) is worn or seized due to deformation of the piston (40) or the cylinder (35) due to a pressure difference during steady operation, and friction loss is reduced. It is possible to prevent the gas from leaking from the high pressure chamber (61, 66), and to improve both the reliability and the efficiency of the compressor (1).

−運転動作−
次に、上記圧縮機（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.

まず、電動機（20）を起動すると、ロータ（22）の回転が駆動軸（25）を介して圧縮機構（30）のピストン（40）に伝達される。そうすると、揺動ブッシュ（56A,56B）がブレード（45）に沿って往復運動（進退動作）を行い、かつ、環状ピストン部（43）及び揺動ブッシュ（56A,56B）が一体的になってブレード（45）に対して揺動動作を行う。その際、揺動ブッシュ（56A,56B）は、環状ピストン部（43）及びブレード（45）に対して実質的に面接触をする。そして、環状ピストン部（43）が外側シリンダ部（38）及び内側シリンダ部（52）に対して揺動しながら公転し、圧縮機構（30）が所定の圧縮動作を行う。 First, when the electric motor (20) is started, the rotation of the rotor (22) is transmitted to the piston (40) of the compression mechanism (30) via the drive shaft (25). Then, the swinging bush (56A, 56B) reciprocates (advances and retracts) along the blade (45), and the annular piston part (43) and the swinging bush (56A, 56B) are integrated. Swing the blade (45). At this time, the swing bushes (56A, 56B) substantially make surface contact with the annular piston portion (43) and the blade (45). The annular piston portion (43) revolves while swinging with respect to the outer cylinder portion (38) and the inner cylinder portion (52), and the compression mechanism (30) performs a predetermined compression operation.

具体的に、外側シリンダ室（60）では、図３（Ｂ）の状態で低圧室（62）の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸（25）が図の右回りに回転して図３（Ｃ）〜図３（Ａ）の状態へ変化するのに伴って該低圧室（62）の容積が増大するときに、冷媒が、吸入管（15）及び吸入ポート（39）を通って該低圧室（62）に吸入される。 Specifically, in the outer cylinder chamber (60), the volume of the low-pressure chamber (62) is almost the minimum in the state of FIG. 3 (B), and from here the drive shaft (25) rotates clockwise in the figure. When the volume of the low-pressure chamber (62) increases as the state changes from 3 (C) to FIG. 3 (A), the refrigerant passes through the suction pipe (15) and the suction port (39). Inhaled into the low pressure chamber (62).

上記駆動軸（25）が一回転して再び図３（Ｂ）の状態になると、上記低圧室（62）への冷媒の吸入が完了する。そして、この低圧室（62）は今度は冷媒が圧縮される高圧室（61）となり、ブレード（45）を隔てて新たな低圧室（62）が形成される。駆動軸（25）がさらに回転すると、上記低圧室（62）において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（61）の容積が減少し、該高圧室（61）で冷媒が圧縮される。高圧室（61）の圧力が所定値となって吐出空間との差圧が設定値に達すると、該高圧室（61）の高圧冷媒によって弁が開き、高圧冷媒が吐出空間からケーシング（10）内の高圧空間（S2）へ流出する。 When the drive shaft (25) makes one revolution and again enters the state of FIG. 3 (B), the suction of the refrigerant into the low pressure chamber (62) is completed. The low-pressure chamber (62) is now a high-pressure chamber (61) in which the refrigerant is compressed, and a new low-pressure chamber (62) is formed across the blade (45). When the drive shaft (25) further rotates, the suction of the refrigerant is repeated in the low pressure chamber (62), while the volume of the high pressure chamber (61) decreases, and the refrigerant is compressed in the high pressure chamber (61). When the pressure in the high-pressure chamber (61) reaches a set value when the pressure in the high-pressure chamber (61) reaches a set value, the valve is opened by the high-pressure refrigerant in the high-pressure chamber (61), and the high-pressure refrigerant passes from the discharge space to the casing (10). Flows into the high-pressure space (S2).

内側シリンダ室（65）では、図３（Ｆ）の状態で低圧室（67）の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸（25）が図の右回りに回転して図３（Ｇ）〜図３（Ｅ）の状態へ変化するのに伴って該低圧室（67）の容積が増大するときに、冷媒が、吸入管（15）、吸入ポート（39）、及び貫通孔（53）を通って内側シリンダ室（65）の低圧室（67）へ吸入される。 In the inner cylinder chamber (65), the volume of the low pressure chamber (67) is almost the minimum in the state of FIG. 3 (F), and from here the drive shaft (25) rotates clockwise in FIG. 3 (G). When the volume of the low-pressure chamber (67) increases with the change to the state of FIG. 3 (E), the refrigerant flows into the suction pipe (15), the suction port (39), and the through hole (53). And is sucked into the low pressure chamber (67) of the inner cylinder chamber (65).

駆動軸（25）が一回転して再び図３（Ｆ）の状態になると、上記低圧室（67）への冷媒の吸入が完了する。そして、この低圧室（67）は今度は冷媒が圧縮される高圧室（66）となり、ブレード（45）を隔てて新たな低圧室（67）が形成される。駆動軸（25）がさらに回転すると、上記低圧室（67）において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（66）の容積が減少し、該高圧室（66）で冷媒が圧縮される。高圧室（66）の圧力が所定値となって吐出空間との差圧が設定値に達すると、該高圧室（66）の高圧冷媒によって弁が開き、高圧冷媒が吐出空間からケーシング（10）内の高圧空間（S2）へ流出する。 When the drive shaft (25) makes one revolution and again enters the state of FIG. 3 (F), the suction of the refrigerant into the low pressure chamber (67) is completed. The low pressure chamber (67) is now a high pressure chamber (66) in which the refrigerant is compressed, and a new low pressure chamber (67) is formed across the blade (45). When the drive shaft (25) further rotates, suction of the refrigerant is repeated in the low pressure chamber (67), while the volume of the high pressure chamber (66) is reduced, and the refrigerant is compressed in the high pressure chamber (66). When the pressure in the high pressure chamber (66) reaches a set value when the pressure in the high pressure chamber (66) reaches a set value, the valve is opened by the high pressure refrigerant in the high pressure chamber (66), and the high pressure refrigerant flows from the discharge space to the casing (10). Flows into the high-pressure space (S2).

外側シリンダ室（60）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（65）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（60）と内側シリンダ室（65）とでは、吐出のタイミングがほぼ１８０°異なっている。外側シリンダ室（60）及び内側シリンダ室（65）で圧縮されてケーシング（10）内の高圧空間（S2）へ流出した高圧の冷媒は吐出管（14）から吐出され、冷媒回路で凝縮行程、膨張行程、及び蒸発行程を経た後、再度圧縮機（1）に吸入される。 In the outer cylinder chamber (60), the refrigerant starts to be discharged almost at the timing shown in FIG. 3E, and in the inner cylinder chamber (65), the discharge starts almost at the timing shown in FIG. That is, the discharge timing differs by approximately 180 ° between the outer cylinder chamber (60) and the inner cylinder chamber (65). The high-pressure refrigerant compressed in the outer cylinder chamber (60) and the inner cylinder chamber (65) and flowing into the high-pressure space (S2) in the casing (10) is discharged from the discharge pipe (14) and is condensed in the refrigerant circuit. After passing through the expansion stroke and the evaporation stroke, it is sucked into the compressor (1) again.

ここで、上記貯留部（59）の潤滑油は、駆動軸（25）下端の遠心ポンプ作用により、該駆動軸（25）の給油通路（25a）内を上方へ押し上げられて、圧縮機構（30）の各滑り軸受（37a，50a）や、上記ピストン（40）とリアエンド（50）との間で上記シールリング（70）よりも内周側の空間に供給される。 Here, the lubricating oil in the storage part (59) is pushed upward in the oil supply passage (25a) of the drive shaft (25) by the centrifugal pump action at the lower end of the drive shaft (25), so that the compression mechanism (30 ) And the space between the piston (40) and the rear end (50) on the inner peripheral side of the seal ring (70).

そのため、上記シールリング（70）によって区画された内側の空間内は、高圧状態であり、該ピストン（40）の背面側には高い圧力が作用する。すなわち、低圧空間と高圧空間とが混在する上記シリンダ室（60,65）の圧力に比べてピストン背面側の圧力が高いため、該ピストン（40）はシリンダ側へ変形を生じる。これに対して、上記揺動ブッシュ（56）は、外シリンダ部（38）、内シリンダ部（52）及び環状ピストン部（43）の軸線方向高さよりも低く、該環状ピストン部（43）の分断部（44）内に所定の隙間δを形成するように配設されているため、上述のように上記ピストン（40）が変形しても、該ピストン（40）とシリンダ（35）との間に挟み込まれるのを防止でき、摩耗や焼き付きの発生、摩擦損失の増大等を防止できる。 Therefore, the inside space defined by the seal ring (70) is in a high pressure state, and a high pressure acts on the back side of the piston (40). That is, since the pressure on the back side of the piston is higher than the pressure in the cylinder chamber (60, 65) in which the low pressure space and the high pressure space are mixed, the piston (40) is deformed to the cylinder side. On the other hand, the swing bush (56) is lower than the axial height of the outer cylinder part (38), the inner cylinder part (52) and the annular piston part (43). Since the predetermined gap δ is formed in the dividing portion (44), even if the piston (40) is deformed as described above, the piston (40) and the cylinder (35) It can be prevented from being sandwiched between them, and it is possible to prevent the occurrence of wear and seizure, increase in friction loss, and the like.

また、定常運転時には、ケーシング（10）内の空間（S2）が高圧になるため、上記シリンダ（35）にもピストン（40）側への変形が生じる。これに対しても、上述のように揺動ブッシュ（56）を構成することで、該ピストン（40）とシリンダ（35）との間に揺動ブッシュ（56）が挟み込まれるのを防止でき、摩耗や焼き付きの発生、摩擦損失の増大等を防止できる。なお、圧力差による変形量は、回転体であり剛性の低い上記ピストン（40）の方が大きいため、該ピストン（40）の変形のみを考慮するようにしてもよい。 Further, during steady operation, the space (S2) in the casing (10) is at a high pressure, so that the cylinder (35) is also deformed toward the piston (40). Against this, by configuring the swing bush (56) as described above, the swing bush (56) can be prevented from being sandwiched between the piston (40) and the cylinder (35), Generation of wear and seizure, increase in friction loss, etc. can be prevented. Note that the amount of deformation due to the pressure difference is larger in the piston (40) that is a rotating body and has low rigidity, and therefore, only deformation of the piston (40) may be considered.

−参考形態の効果−
以上説明したように、本参考形態によれば、環状ピストン部（43）をブレード（45）に対して揺動可能に且つ摺動可能に支持する揺動ブッシュ（56）を、外シリンダ部（38）、内シリンダ部（52）及び環状ピストン部（43）の軸線方向高さよりも低くして、該揺動ブッシュ（56）の収納空間である環状ピストン部（43）の分断部（44）に軸線方向の隙間δを形成したため、定常運転時のシリンダ室（60,65）とピストン（40）背面との圧力差によって該ピストン（40）にシリンダ（35）側への変形が生じた場合や、該シリンダ室（60,65）とシリンダ（35）背面との圧力差によって該シリンダ（35）にピストン（40）側への変形が生じた場合でも、上記揺動ブッシュ（56）がピストン（40）とシリンダ（35）との間に挟み込まれるのを防止することができる。 -Effect of reference form-
As described above, according to the present embodiment , the swing bush (56) that supports the annular piston portion (43) so as to be swingable and slidable with respect to the blade (45) is provided with the outer cylinder portion ( 38), the dividing part (44) of the annular piston part (43) which is lower than the axial height of the inner cylinder part (52) and the annular piston part (43) and is a storage space for the swing bush (56) When the axial gap δ is formed in the piston (40) due to the pressure difference between the cylinder chamber (60, 65) and the back of the piston (40) during steady operation, the piston (40) is deformed toward the cylinder (35). Even when the cylinder (35) is deformed to the piston (40) side due to a pressure difference between the cylinder chamber (60, 65) and the back surface of the cylinder (35), the swing bush (56) (40) and the cylinder (35) can be prevented from being caught.

これにより、上記揺動ブッシュ（56）がピストン（40）及びシリンダ（35）に押し付けられて、摩耗や焼き付きが発生したり、摩擦損失が増大したりするのを防止することができ、圧縮機（1）の信頼性向上及び効率向上を図れる。 As a result, it is possible to prevent the swinging bush (56) from being pressed against the piston (40) and the cylinder (35) to cause wear or seizure or increase in friction loss. (1) The reliability and efficiency can be improved.

また、上記揺動ブッシュ（56）は、上述のように定常運転時に上記ピストン（40）が変形を生じた場合に、上記隙間δがほぼ零になるような高さに設定されているため、シリンダ室（60,65）の高圧室（61,66）の気密性を確保することができ、ガス漏れによる効率低下を防止することができる。
〈発明の実施形態〉
この実施形態は、図５に示すように、環状ピストン部（43）の分断部（44）に配設される揺動ブッシュ（76A,76B）のうち、吸入側ブッシュ（76B）の高さを吐出側ブッシュ（76A）の高さよりも低くした点が上記参考形態と異なる。 Further, the swing bush (56) is set at such a height that the gap δ becomes substantially zero when the piston (40) is deformed during steady operation as described above. The airtightness of the high-pressure chamber (61, 66) of the cylinder chamber (60, 65) can be ensured, and the efficiency reduction due to gas leakage can be prevented.
<Embodiment of the Invention>
In this embodiment , as shown in FIG. 5, the height of the suction side bush (76B) among the swinging bushes (76A, 76B) disposed in the divided portion (44) of the annular piston portion (43) is set. The point which made it lower than the height of a discharge side bush (76A) differs from the said reference form .

詳しくは、ブレード（45）を挟んで低圧室（62,67）側に位置する吸入側ブッシュ（76B）は、環状ピストン部（43）軸線方向の高さが高圧室（61,66）側に位置する吐出側ブッシュ（76A）よりも低くなるように形成されていて、上記吸入側ブッシュ（76B）に対応する隙間（δ1）が上記吐出側ブッシュ（76B）に対応する隙間（δ2）よりも大きくなっている。 Specifically, the suction-side bush (76B) located on the low-pressure chamber (62, 67) side with the blade (45) in between has an annular piston part (43) axial height on the high-pressure chamber (61, 66) side. It is formed to be lower than the discharge-side bush (76A) located, and the gap (δ1) corresponding to the suction-side bush (76B) is larger than the gap (δ2) corresponding to the discharge-side bush (76B) It is getting bigger.

これは、上記吸入側ブッシュ（76B）が低圧側であり、高圧側ほど厳密に気密性を保つ必要がないため、シリンダ室（60,65）内とピストン（40）背面との圧力差による該ピストン（40）の変形をより確実に吸収できるように分断部（44）での隙間（δ1）をなるべく大きくとることができるからである。 This is because the suction side bush (76B) is on the low pressure side and does not have to be strictly airtight as the high pressure side, so the pressure difference between the inside of the cylinder chamber (60, 65) and the back of the piston (40) This is because the gap (δ1) at the dividing portion (44) can be made as large as possible so that the deformation of the piston (40) can be absorbed more reliably.

一方、上記吐出側ブッシュ（76A）では、高圧のガス冷媒が漏れないように気密性を確保する必要があり、隙間（δ2）は、定常運転時に上記ピストン（40）が変形した場合にほぼ零になるように設定される。 On the other hand, the discharge-side bush (76A) needs to ensure airtightness so that high-pressure gas refrigerant does not leak, and the gap (δ2) is almost zero when the piston (40) is deformed during steady operation. Is set to be

これにより、高圧側では気密性を確保してガス漏れを防止しつつ、低圧側では上記ピストン（40）の変形に起因する揺動ブッシュ（76）の摩耗や焼き付きの発生、摩擦損失の増大を確実に防止することができる。したがって、揺動ブッシュ（76）全体として、ガス漏れ防止によって圧縮機（1）の運転効率を向上しつつ、摩耗や焼き付きの発生、摩擦損失の増大を極力抑えることができ、圧縮機（1）の信頼性向上と運転効率の向上との両立をより確実に図れるようになる。 This ensures gas tightness on the high-pressure side to prevent gas leakage, and on the low-pressure side, wear and seizure of the rocking bush (76) due to deformation of the piston (40), and increase in friction loss. It can be surely prevented. Therefore, as a whole, the swing bush (76) can improve the operating efficiency of the compressor (1) by preventing gas leakage, while suppressing the occurrence of wear and seizure and the increase of friction loss as much as possible. Thus, it is possible to more reliably achieve both improvement in reliability and improvement in driving efficiency.

−参考形態の変形例−
この参考形態の変形例は、図６に示すように、環状ピストン部（43）の分断部（84）を、揺動ブッシュ（86）の高さよりも深くした点が上記参考形態と異なる。 -Modification of reference form-
Varying Katachirei of this reference embodiment, as shown in FIG. 6, the split portion of the annular piston portion (43) to (84), that was deeper than the height of the swing bush (86) is different from the reference form.

詳しくは、上記分断部（84）は、環状ピストン部（43）の軸線方向高さよりも深く形成されていて、その下端はピストン側鏡板（41）の厚み方向内部に位置付けられている。すなわち、上記分断部（84）の下部は、ピストン側鏡板（41）の上面に形成された凹部（41a）によって構成されている。 Specifically, the dividing portion (84) is formed deeper than the axial height of the annular piston portion (43), and its lower end is positioned inside the piston side end plate (41) in the thickness direction. That is, the lower part of the said parting part (84) is comprised by the recessed part (41a) formed in the upper surface of a piston side end plate (41).

そして、上述のように形成された分断部（84）内に揺動ブッシュ（86A,86B）を配設することで、該分断部（84）内で揺動ブッシュ（86A,86B）の軸線方向には隙間（δ'）が形成される。これにより、定常運転時の圧力差によって上記ピストン（40）に変形が生じても、該ピストン（40）とシリンダ（35）との間に上記揺動ブッシュ（86）が挟持されるのを防止することができ、該揺動ブッシュ（86）で摩耗や焼き付きが発生したり、摩擦損失が増大したりするのを防止することができる。 Then, by arranging the swing bush (86A, 86B) in the dividing portion (84) formed as described above, the axial direction of the swing bush (86A, 86B) in the split portion (84) Is formed with a gap (δ ′). This prevents the rocking bush (86) from being clamped between the piston (40) and the cylinder (35) even if the piston (40) is deformed due to a pressure difference during steady operation. Thus, it is possible to prevent the swing bush (86) from being worn or seized or to increase the friction loss.

−実施形態の変形例−
この実施形態の変形例は、図７に示すように、上記参考形態の変形例の分断部（84）内に配設される揺動ブッシュ（96）のうち、吸入側ブッシュ（96B）の高さを吐出側ブッシュ（96A）の高さよりも低くした点が上記参考形態と異なる。 -Modification of the embodiment-
As shown in FIG. 7, the modification of this embodiment is the same as the suction bush (96B) among the swinging bushes (96) disposed in the dividing portion (84) of the modification of the reference embodiment. The difference from the above reference embodiment is that the height is made lower than the height of the discharge side bush (96A).

詳しくは、環状ピストン部（43）の分断部（84）を上記参考形態の変形例の図６のように形成するとともに、ブレード（45）を挟んで低圧室（62,67）側に位置する吸入側ブッシュ（96B）を、高圧室（61,66）側に位置する吐出側ブッシュ（96A）よりも低く形成した。これにより、上記実施形態のように、上記吸入側ブッシュ（96B）に対応する隙間（δ1'）が上記吐出側ブッシュ（96B）に対応する隙間（δ2'）よりも大きくなり、低圧側ではピストン（40）の変形をより確実に吸収することができる。 Specifically, the dividing portion (84) of the annular piston portion (43) is formed as shown in FIG. 6 of the modified example of the reference embodiment, and is positioned on the low pressure chamber (62, 67) side with the blade (45) interposed therebetween. The suction side bush (96B) was formed lower than the discharge side bush (96A) located on the high pressure chamber (61, 66) side. As a result, as in the above embodiment , the gap (δ1 ′) corresponding to the suction side bush (96B) is larger than the gap (δ2 ′) corresponding to the discharge side bush (96B). The deformation of (40) can be absorbed more reliably.

したがって、上記実施形態と同様、高圧側では高圧室（61,66）の気密性を確保しつつ、低圧側では上記ピストン（40）の変形に起因する揺動ブッシュ（96）の摩耗や焼き付きの発生、摩擦損失の増大をより確実に防止することができる。 Therefore, as in the above embodiment , the high pressure chamber (61, 66) is secured on the high pressure side while the rocking bush (96) is worn or seized due to deformation of the piston (40) on the low pressure side. Generation and increase in friction loss can be prevented more reliably.

《その他の実施形態》
本発明は、上記実施形態について、以下のような構成としてもよい。 << Other Embodiments >>
The present invention may be configured as follows with respect to the above embodiment.

上記実施形態では、ケーシング（10）内が高圧空間（S2）になる高圧ドーム型の圧縮機（1）への適用について説明したが、この限りではなく、部分的に低圧空間になる高低圧ドーム型の圧縮機に適用にするようにしてもよい。この場合には、シリンダ（35）またはピストン（40）のいずれか一方の背面側に高い圧力が作用して、該一方の部材が変形することになる。 In the above embodiment, the application to the high pressure dome type compressor (1) in which the inside of the casing (10) is the high pressure space (S2) has been described. You may make it apply to a compressor of a type. In this case, a high pressure acts on the back side of either the cylinder (35) or the piston (40), and the one member is deformed.

また、上記実施形態では、環状ピストン部（43）の分断部（44）内に収納される揺動ブッシュ（56）によって形成される軸線方向の隙間（δ）を、定常運転時の圧力変形によって該揺動ブッシュ（56）がシリンダ（35）とピストン（40）との間に挟み込まれず、且つ隙間が殆ど零になってシリンダ室（60,65）の高圧室（61,66）及び低圧室（62,67）を気密状態にするような寸法に設定しているが、この限りではなく、単に定常運転時に上記揺動ブッシュ（56）がシリンダ（35）とピストン（40）との間に挟み込まれないような寸法に設定してもよい。 In the above embodiment, the axial gap (δ) formed by the swing bush (56) housed in the dividing portion (44) of the annular piston portion (43) is reduced by pressure deformation during steady operation. The swing bush (56) is not sandwiched between the cylinder (35) and the piston (40), and the clearance is almost zero, so that the high pressure chamber (61, 66) and the low pressure chamber of the cylinder chamber (60, 65) (62, 67) is set to a dimension that makes it airtight, but this is not the only case, and the swinging bush (56) is simply placed between the cylinder (35) and the piston (40) during steady operation. You may set to the dimension which is not pinched.

また、上記実施形態では、ピストン（40）に駆動軸（25）を連結することで、環状ピストン部（43）を回転させるようにしているが、この限りではなく、該環状ピストン部（43）を固定側の上記シリンダ(35）に設けるとともに、外シリンダ部（38）及び内シリンダ部（52）を回転側の上記ピストン（40）に設けて、該外シリンダ部（38）及び内シリンダ部（52）を回転させるようにしてもよい。 In the above embodiment, the annular piston portion (43) is rotated by connecting the drive shaft (25) to the piston (40). However, the present invention is not limited to this, and the annular piston portion (43) Is provided in the cylinder (35) on the fixed side, and the outer cylinder part (38) and the inner cylinder part (52) are provided in the piston (40) on the rotation side, and the outer cylinder part (38) and the inner cylinder part (52) may be rotated.

また、上記実施形態では、定常運転時に生じるシリンダ室（60,65）とピストン背面との圧力差、及び該シリンダ室（60,65）とシリンダ背面との圧力差による該ピストン（40）及びシリンダ（35）の変形に対し、揺動ブッシュ（65）が挟み込まれないようにしているが、この限りではなく、上記ピストン（40）やシリンダ（35）に変形が生じて上記揺動ブッシュ（65）を挟み込むような圧力差が発生する他の運転状態を考慮してもよい。 Further, in the above embodiment, the piston (40) and the cylinder due to the pressure difference between the cylinder chamber (60, 65) and the back of the piston generated during steady operation and the pressure difference between the cylinder chamber (60, 65) and the back of the cylinder. The swing bush (65) is not caught against the deformation of (35), but is not limited to this. The piston (40) and the cylinder (35) are deformed to cause the swing bush (65 ) May be taken into consideration in another operating state in which a pressure difference is generated.

さらに、上記実施形態では、本発明の流体機械として圧縮機（1）について説明したが、本発明は、高圧冷媒などのガスをシリンダ室に導入し、該ガスが膨張することによって回転軸の駆動力を発生させる膨張機にも適用できるし、ポンプにも適用できる。 Further, in the above embodiment, the compressor (1) has been described as the fluid machine of the present invention. However, the present invention introduces a gas such as a high-pressure refrigerant into the cylinder chamber, and the gas expands to drive the rotating shaft. It can be applied to an expander that generates force, and can also be applied to a pump.

以上説明したように、本発明は、収納空間に所定の隙間が形成されるように揺動部材を配設することで、定常運転時の圧力変形によって該揺動部材がピストンとシリンダとの間に挟み込まれるのを防止できるので、例えば環状の空間内に環状のピストンを配置して、その内側若しくは外側にシリンダ室を形成し、該シリンダ室をブレードによって第１室と第２室とに区画する回転式流体機械について特に有用である。 As described above, according to the present invention, the swinging member is disposed so that a predetermined gap is formed in the storage space, so that the swinging member is interposed between the piston and the cylinder by pressure deformation during steady operation. For example, an annular piston is arranged in an annular space, a cylinder chamber is formed inside or outside the annular chamber, and the cylinder chamber is divided into a first chamber and a second chamber by blades. It is particularly useful for a rotary fluid machine.

本発明の参考形態に係る回転式圧縮機の縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view of the rotary compressor which concerns on the reference form of this invention. 圧縮機構を示す横断面図である。It is a cross-sectional view which shows a compression mechanism. 圧縮機構の動作を示す横断面図である。It is a cross-sectional view showing the operation of the compression mechanism. 分断部内の揺動ブッシュの配置を示す図２におけるIV-IV線断面図である。It is the IV-IV sectional view taken on the line in FIG. 2 which shows arrangement | positioning of the rocking | fluctuation bush in a parting part. 本発明の実施形態に係る図４相当図である。FIG. 5 is a view corresponding to FIG. 4 according to the embodiment of the present invention . 参考形態の変形例に係る図４相当図である。FIG. 6 is a view corresponding to FIG. 4 according to a modification of the reference embodiment . 実施形態の変形例に係る図４相当図である。FIG. 6 is a view corresponding to FIG. 4 according to a modification of the embodiment . 従来の回転式圧縮機の一例を示す縦断面である。It is a longitudinal section showing an example of the conventional rotary compressor. 図８の圧縮機構の横断面図である。It is a cross-sectional view of the compression mechanism of FIG. 分断部内の揺動ブッシュの配置を示す図９におけるX-X線断面図である。FIG. 10 is a cross-sectional view taken along the line XX in FIG. 9 showing the arrangement of the oscillating bush in the dividing portion.

1 圧縮機（回転式流体機械）
10 ケーシング
20 電動機
30 圧縮機構
35 シリンダ
36 シリンダ側鏡板（シリンダ鏡板）
38 外シリンダ部
40 ピストン
41 ピストン側鏡板（ピストン鏡板）
43 環状ピストン部
44,84 分断部（収容空間）
45 ブレード
52 内シリンダ部
76,96 揺動ブッシュ（揺動部材）
76A,96A 吐出側ブッシュ（第１室側部材）
76B,96B 吸入側ブッシュ（第２室側部材）
60 外側シリンダ室（外側室、環状空間）
61,66 高圧室（第１室）
62,67 低圧室（第２室）
65 内側シリンダ室（内側室、環状空間）
δ1,δ2,δ1',δ2' 隙間 1 Compressor (rotary fluid machine)
10 Casing
20 Electric motor
30 Compression mechanism
35 cylinders
36 Cylinder side end plate (Cylinder end plate)
38 Outer cylinder
40 pistons
41 Piston side end plate (Piston end plate)
43 Annular piston
44,84 Dividing part (containment space)
45 blade
52 Inner cylinder
76,96 Oscillating bush (Oscillating member)
76A, 96A discharge side bush (first chamber side member)
76B, 96B suction side bush (second chamber side member)
60 Outer cylinder chamber (outer chamber, annular space)
61,66 High pressure chamber (first chamber)
62,67 Low pressure chamber (second chamber)
65 Inner cylinder chamber (inner chamber, annular space)
δ1, δ2, δ1 ', δ2' clearance

Claims

The outer cylinder part (38) and the inner cylinder part (52) which are arranged concentrically to form an annular space (60, 65), and one axial end side of the outer cylinder part (38) and the inner cylinder part (52) A cylinder end plate (36) provided on the cylinder (35),
An annulus that is stored in the annular space (60, 65) in an eccentric state with respect to the cylinder (35), and divides the annular space (60, 65) into an outer chamber (60) and an inner chamber (65). A piston (40) having a piston part (43) and a piston end plate (41) provided on the other axial end side of the annular piston part (43);
It extends in the radial direction with respect to the annular piston portion (43) and penetrates the annular piston portion (43), and the outer chamber (60) and the inner chamber (65) are respectively connected to the second chamber (62, 67) and the A blade (45) partitioned into a first chamber (61,66) having a higher pressure than the second chamber (62,67) ;
The blade (45) and the annular piston portion (45) are disposed in a housing space (44, 84) formed in a blade penetrating portion of the annular piston portion (43), and are in sliding contact with the blade (45). 43), and a rocking member (76, 96) that relatively rocks,
A rotary fluid machine configured such that the cylinder (35) and the piston (40) rotate relatively eccentrically,
On the back side of at least one end plate (36, 41) of the cylinder (35) and the piston (40), a pressure higher than that of the annular space (60, 65) is applied during steady operation. ,
The swing member ( 76, 96) includes a first chamber side member (76A, 96A) disposed on the first chamber (61, 66) side with respect to the blade (45), and the blade (45). And a second chamber side member (76B, 96B) disposed on the second chamber (62, 67) side, between the cylinder (35) and the piston (40) even during the steady operation. So as to form predetermined gaps (δ1, δ2, δ1 ′, δ2 ′) in the axial direction in the accommodation space (44, 84) when the operation is stopped ,
The second chamber side member (76B, 96B) has a gap (δ1, δ1 ') larger than the gap (δ2, δ2') corresponding to the first chamber side member (76A, 96A) in the accommodating space ( 44, 84), the rotary fluid machine being arranged so as to be formed in the axial direction .

In claim 1,
The accommodation space (44) is formed such that the axial height is equal to the axial height of the annular piston portion (43),
The swing member (76) is formed such that the height in the axial direction is lower than the outer cylinder part (38), the inner cylinder part (52) and the annular piston part (43). Rotating fluid machine.

In claim 1 or 2,
The rotary fluid machine is characterized in that the accommodating space (84) is formed such that the height in the axial direction is higher than that of the swing member (96) .

In any one of Claim 1 to 3,
In the first chamber side member (76A, 96A), the predetermined gap (δ2, δ2 ′) corresponding to the first chamber side member (76A, 96A) is eliminated during the steady operation, and the first chamber (61 , 66) is disposed in the accommodating space (44, 84) so as to be in an airtight state.

In any one of Claims 1-4 ,
The cylinder (35) and the piston (40) are configured such that a higher pressure than the annular space (60, 65) acts on the back side of the end plate (36, 41) of the eccentric rotating member. Rotating fluid machine.