WO2006006297A1 - 回転式流体機械 - Google Patents

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WO2006006297A1
WO2006006297A1 PCT/JP2005/008637 JP2005008637W WO2006006297A1 WO 2006006297 A1 WO2006006297 A1 WO 2006006297A1 JP 2005008637 W JP2005008637 W JP 2005008637W WO 2006006297 A1 WO2006006297 A1 WO 2006006297A1
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cylinder
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blade
cylinder chamber
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Masanori Masuda
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Daikin Industries, Ltd.
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    • F04C2240/00—Components
    • F04C2240/20—Rotors

Definitions

  • the present invention relates to a rotary fluid machine, and particularly relates to measures against a gap between a cylinder and a piston.
  • a fluid machine has an eccentric cylinder having a cylinder having an annular cylinder chamber and an annular piston housed in the cylinder chamber and performing eccentric rotational movement.
  • a compressor having a rotary piston mechanism.
  • the fluid machine compresses the refrigerant by changing the volume of the cylinder chamber accompanying the eccentric rotational movement of the piston.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Laid-Open No. 6-288358
  • the conventional fluid machine has a force that does not take into account a gap generated between the wall surface of the cylinder and the wall surface of the piston. As a result, there was a problem that the refrigerant leaked from the high pressure chamber to the low pressure chamber, resulting in poor efficiency.
  • the present invention has been made in view of such a point, and an object of the present invention is to improve the efficiency by reducing a gap generated between the wall surface of the cylinder and the wall surface of the piston. .
  • the first invention includes a cylinder (21) having an annular cylinder chamber (50), and a cylinder chamber (50) eccentric to the cylinder (21). ) And an annular piston (22) dividing the cylinder chamber (50) into an outer working chamber (51) and an inner working chamber (52), Rotation in which the cylinder (21) and the piston (22) rotate relatively with a blade (23) arranged in the cylinder chamber (50) and dividing each working chamber into a high pressure side and a low pressure side It has a mechanism (20).
  • the cylinder chamber (50) has a width T1 of the cylinder chamber (50) such that the clearance between the wall surface of the cylinder (21) and the wall surface of the piston (22) during rotation is a predetermined value. Change in the first lap of the room (50)! /!
  • the second invention is a cylinder (21) having an annular cylinder chamber (50), and is stored in the cylinder chamber (50) eccentrically with respect to the cylinder (21).
  • An annular piston (22) that divides the working chamber (51) and the inner working chamber (52) and the cylinder chamber (50), and each working chamber is divided into a high pressure side and a low pressure side.
  • a rotating mechanism (20) that rotates relative to the cylinder (21) and the piston (22) without rotating the cylinder (21) and the piston (22). ing.
  • the piston (22) has a piston T (22) having a width T2 of the piston (22) such that a clearance between the wall of the cylinder (21) and the wall of the piston (22) during rotation is a predetermined value.
  • the cylinder chamber (50) has a predetermined gap between the wall surface of the cylinder (21) and the wall surface of the piston (22) during rotation. As described above, the width T1 of the cylinder chamber (50) is changed in one cycle of the cylinder chamber (50)!
  • the width T1 of the cylinder chamber (50) changes over the circumference of the cylinder chamber (50) V, and the width T2 of the piston (22) 22), the gap generated between the wall surface of the cylinder (21) and the wall surface of the piston (22) is minimized.
  • the width of the cylinder chamber (50) is as follows.
  • T1 is formed from the starting point of one turn of the cylinder chamber (50) to the center line of the blade (23), and is wide from the starting point to 180 degrees, narrower than 180 degrees and less than 360 degrees.
  • the gap generated between the wall surface of the cylinder (21) and the wall surface of the piston (22) is more reliably minimized.
  • the center of the inner wall circle in plan view and the center of the outer wall circle in the cylinder chamber (50) are different.
  • the cylinder chamber (50) includes:
  • the cylinder (21) and the piston (22) are reliably positioned between the wall surface of the cylinder (21) and the wall surface of the piston (22) in the entire region of relative rotation between the cylinder (21) and the piston (22). The resulting gap is minimized.
  • the piston (22) and the blade (23) are relatively swung at a predetermined rocking center.
  • the width T2 of the piston (22) is such that the starting point of one revolution of the piston (22) is the center of oscillation between the piston (22) and the blade (23), and narrows to 180 degrees from the starting point. The degree is widely formed.
  • the gap generated between the wall surface of the cylinder (21) and the wall surface of the piston (22) is more reliably minimized.
  • the center of the inner wall circle in plan view of the piston (22) is different from the center of the outer wall circle.
  • the piston (22) is easily created because the center of the inner wall and the outer wall of the piston (22) are different.
  • the piston (22) and the blade (23) are relatively oscillated at a predetermined oscillation center, and
  • the piston (22) is divided into four regions in the circumferential direction, narrow and narrow regions (Wl, W3) and wide and wide regions (W2, W4). Are formed to be alternately continuous.
  • the cylinder (21) and the piston (22) are securely disposed between the wall surface of the cylinder (21) and the wall surface of the piston (22) in the entire region of relative rotation between the cylinder (21) and the piston (22). The resulting gap is minimized.
  • the piston (22) of the rotating mechanism (20) is formed in a C-shape having a dividing portion in which a part of the annular ring is divided.
  • the blade (23) of the rotating mechanism (20) extends from the inner peripheral wall surface of the cylinder chamber (50) to the outer peripheral wall surface, and is provided through the dividing portion of the piston (22). .
  • the swinging bush that is in surface contact with the piston (22) and the blade (23) allows the blade (23) to move forward and backward, and the piston of the blade (23) ( Relative oscillation with 22) is provided freely.
  • the blade (23) moves forward and backward between the swing bush (27) !, and the blade (23) and the swing bush (27) become a single body.
  • the piston (22) is oscillated.
  • the cylinder (21) and the piston (22) rotate while swinging relatively, and the rotating mechanism (20) performs a predetermined operation such as compression.
  • the cylinder (21) and the piston ( 22) can be kept constant during one rotation.
  • leakage of the refrigerant from the high pressure side to the low pressure side can be suppressed in the outer working chamber (51) and the inner working chamber (52).
  • the efficiency can be improved.
  • the width T1 of the cylinder chamber (50) is increased from 180 degrees from the starting point of one turn of the cylinder chamber (50) to more than 180 degrees and less than 360 degrees.
  • the width T2 of the piston (22) is narrowed from the starting point of one turn of the piston (22) to 180 degrees and is widened from 180 degrees to 360 degrees. Therefore, it is possible to reliably suppress the leakage of the refrigerant throughout the entire rotation. For this reason, it is possible to reliably improve efficiency.
  • the cylinder chamber (50) has an inner wall circle in plan view. While the center and the center of the outer wall circle are made different, according to the eighth invention, the center of the inner wall circle and the center of the outer wall circle in the plan view of the piston (22) are made different. The change of the width T1 of the cylinder chamber (50) and the change of the width T2 of the piston (22) can be easily performed.
  • the cylinder chamber (50) has a wide and wide region portion (Zl, Z3) and a narrow narrow region portion (Z2, Z4) alternately continuous.
  • the piston (22) has a narrow width !, a narrow area portion (Wl, W3) and a wide, wide area portion (W2, W4). Since the four regions are alternately formed, the cylinder (21) and the piston (22) are securely connected to the piston (22) during the entire region of relative rotation between the cylinder (21) and the piston (22). The gap generated between the wall surfaces can be minimized.
  • the swing bush (27) is provided as a connecting member for connecting the piston (22) and the blade (23), and the swing bush (27) is provided with the piston (22 ) And the blade (23) are configured to be substantially in surface contact with each other, so that the piston (22) and the blade (23) can be prevented from being worn or burned-in during operation. .
  • the swing bush (27) is provided so that the swing bush (27) and the piston (22) and the blade (23) are in surface contact with each other, the sealing performance of the contact portion is improved. Is also excellent. For this reason, it is possible to reliably prevent refrigerant leakage in the compression chamber (51) and the expansion chamber (52), and it is possible to prevent the compression efficiency and the expansion efficiency from being lowered.
  • the blade (23) is provided integrally with the cylinder (21), and the cylinder is provided at both ends thereof.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a compressor according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a compressor.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view showing the operation of the compressor.
  • FIG. 4 (A) is a cross-sectional view of the cylinder
  • FIG. [FIG. 5] FIG. 5 (A) is a cross-sectional view of the piston
  • FIG. 5 (B) is a change characteristic diagram showing changes in the width of the piston.
  • Fig. 6 is a cross-sectional view showing the action direction of the gas load for each operation of the compressor.
  • FIG. 7 is a cross-sectional view showing the cylinder of the second embodiment.
  • FIG. 8 is a cross-sectional view showing the piston of the second embodiment.
  • Fig. 9 is a change characteristic diagram showing a change in the geometric gap between the cylinder and the piston. Explanation of symbols
  • the present invention is applied to a compressor (1).
  • the compressor (1) is provided, for example, in a refrigerant circuit.
  • the refrigerant circuit is configured to perform at least one of cooling and heating, for example. That is, the refrigerant circuit is, for example, a compressor (1) with a heat source side heat exchanger. An outdoor heat exchanger ⁇ , an expansion valve that is an expansion mechanism, and an indoor heat exchanger that is a user side heat exchanger are connected in order.
  • the refrigerant compressed by the compressor (1) dissipates heat in the outdoor heat exchanger and then expands in the expansion valve.
  • the expanded refrigerant absorbs heat in the indoor heat exchanger and returns to the compressor (1). This circulation is repeated and the indoor air is cooled by the indoor heat exchanger.
  • the compressor (1) is a rotary fluid machine in which a compression mechanism (20) and an electric motor (30) are housed in a casing (10) and configured in a hermetically sealed type.
  • the casing (10) includes a cylindrical body (11), an upper end plate (12) fixed to the upper end of the body (11), and a lower end of the body (11). It consists of a fixed lower end plate (13).
  • the upper end plate (12) is provided with a suction pipe (14) passing through the end plate (12).
  • the suction pipe (14) is connected to the indoor heat exchanger.
  • the body (11) is provided with a discharge pipe (15) penetrating the body (11).
  • the discharge pipe (15) is connected to outdoor heat exchange.
  • the electric motor (30) includes a stator (31) and a rotor (32), and constitutes a drive mechanism.
  • the stator (31) is disposed below 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) 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).
  • the oil supply passage supplies the lubricating oil stored in the bottom of the casing (10) to the sliding portion of the compression mechanism (20) by the oil supply pump (34).
  • the drive shaft (33) has an eccentric portion (35) formed on the upper portion thereof.
  • the eccentric part (35) is formed with a larger diameter than the upper and lower parts of the eccentric part (35), and is eccentric from the axis of the drive shaft (33) by a predetermined amount.
  • the compression mechanism (20) constitutes a rotation mechanism, and is configured between an upper housing (16) fixed to the casing (10) and a lower housing (17).
  • the compression mechanism (20) includes a cylinder (21) having an annular cylinder chamber (50), and the cylinder An annular piston (22) disposed in the chamber (50) and dividing the cylinder chamber (50) into an outer compression chamber (51) and an inner compression chamber (52), and an outer compression as shown in FIG. And a blade (23) that divides the chamber (51) and the inner compression chamber (52) into a high pressure side and a low pressure side.
  • the piston (22) is configured to perform an eccentric rotational motion relative to the cylinder (21) in the cylinder chamber (50). That is, the piston (22) and the cylinder (21) rotate relatively eccentrically.
  • the cylinder (21) having the cylinder chamber (50) constitutes a movable side cooperating member
  • the piston (22) disposed in the cylinder chamber (50) serves as a fixed side cooperating member. It is composed.
  • the cylinder (21) includes an outer cylinder (24) and an inner cylinder (25).
  • the outer cylinder (24) and the inner cylinder (25) are integrated by connecting the lower end portions thereof with the end plate (26).
  • the inner cylinder (25) is slidably fitted into the eccentric part (35) of the drive shaft (33). That is, the drive shaft (33) penetrates the cylinder chamber (50) upward and downward.
  • the piston (22) is formed integrally with the upper housing (16).
  • the upper housing (16) and the lower housing (17) are respectively formed with bearing portions (18, 19) for supporting the drive shaft (33).
  • the drive shaft (33) penetrates the cylinder chamber (50) in the vertical direction, and the axially opposite side portions of the eccentric portion (35) are bearing portions ( It has a through-shaft structure that is held by the casing (10) through 18, 19).
  • the compression mechanism (20) includes a swing bush (27) for movably connecting the piston (22) and the blade (23) to each other.
  • the piston (22) is formed in a C shape in which a part of the ring is divided.
  • the blade (23) extends on the radial line of the cylinder chamber (50) from the inner peripheral wall surface to the outer peripheral wall surface of the cylinder chamber (50) through the dividing portion of the piston (22). And is fixed to the outer cylinder (24) and the inner cylinder (25).
  • the swing bush (27) constitutes a connecting member for connecting the piston (22) and the blade (23) at the dividing portion of the piston (22).
  • the inner peripheral surface of the outer cylinder (24) and the outer peripheral surface of the inner cylinder (25) are cylindrical surfaces arranged on the same center, and one cylinder chamber (50) is formed therebetween.
  • the piston (22) has an outer peripheral surface with a smaller diameter than the inner peripheral surface of the outer cylinder (24), and the inner peripheral surface is the inner surface. It is formed larger in diameter than the outer peripheral surface of the side cylinder (25).
  • an outer compression chamber (51) which is a working chamber, is formed between the outer peripheral surface of the piston (22) and the inner peripheral surface of the outer cylinder (24), and the inner peripheral surface and inner side of the piston (22) are formed.
  • An inner compression chamber (52), which is a working chamber, is formed between the outer peripheral surface of the cylinder (25).
  • the outer peripheral surface of the piston (22) and the inner peripheral surface of the outer cylinder (24) are substantially in contact at one point (strictly speaking, a gap in the micron order)
  • the inner surface of the piston (22) and the outer surface of the inner cylinder (25) are 1 They are actually touching at a point.
  • the swing bush (27) includes a discharge side bush (2a) located on the discharge side with respect to the blade (23) and a suction side bush (2b located on the suction side with respect to the blade (23). ).
  • the discharge-side bush (2a) and the suction-side bush (2b) are V, the cross-sections are substantially semicircular and are formed in the same shape, and are arranged so that the flat surfaces face each other.
  • the space between the opposing surfaces of the discharge side bush (2a) and the suction side bush (2b) constitutes a blade groove (28).
  • the blade (23) is inserted into the blade groove (28), the flat surface of the oscillating bush (27) is substantially in surface contact with the blade (23), and the arcuate outer peripheral surface is the piston (22 Is substantially in surface contact.
  • the swing bush (27) is configured so that the blade (23) advances and retreats in the blade groove (28) in the surface direction in a state where the blade (23) is sandwiched between the blade grooves (28). At the same time, the swing bush (27) is configured to swing integrally with the blade (23) with respect to the piston (22).
  • the swing bush (27) is configured such that the blade (23) and the piston (22) can swing relatively with the center point of the peristaltic 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 piston (22).
  • the bushes (2a, 2b) are partially connected to each other. It may be a monolithic structure.
  • the volume of the outer compression chamber (51) decreases outside the piston (22) in the order of FIGS. 3 (C), (D), (A), and (B).
  • the volume of the inner compression chamber (52) decreases in the order of FIGS. 3 (A), (B), (C), and (D) inside the piston (22).
  • the upper housing (16) is provided with an upper cover plate (40).
  • the upper part of the upper housing (16) and the upper cover plate (40) is formed in the suction space (4a), and the lower part of the lower housing (17) is in the discharge space (4b). Is formed.
  • One end of a suction pipe (14) is opened in the suction space (4a), and one end of a discharge pipe (15) is opened in the discharge space (4b).
  • a chamber (4c) is formed between the upper housing (16) and the upper cover plate (40).
  • the upper housing (16) is formed with a vertical hole (42) that opens into the suction space (4a) and is long in the radial direction and penetrates in the axial direction.
  • the upper housing (16) and the lower housing (17) have pockets (4f) formed on the outer periphery of the outer cylinder (24).
  • the pocket (4f) communicates with the suction space (4a) through the vertical hole (42) of the upper housing (16), and is configured in a low pressure atmosphere of suction pressure.
  • the vertical hole (42) of the upper housing (16) is formed on the right side of the blade (23) in FIG.
  • the vertical hole (42) opens to the outer compression chamber (51) and the inner compression chamber (52), and communicates the outer compression chamber (51) and the inner compression chamber (52) with the suction space (4a).
  • the outer cylinder (24) and the piston (22) are formed with a lateral hole (43) penetrating in the radial direction, and the lateral hole (43) is formed on the right side of the blade (23) in FIG. Is formed.
  • the lateral hole (43) of the outer cylinder (24) communicates the outer compression chamber (51) and the pocket (4f), and communicates the outer compression chamber (51) to the suction space (4a).
  • the lateral hole (43) of the piston (22) communicates the inner compression chamber (52) and the outer compression chamber (51), and communicates the inner compression chamber (52) to the suction space (4a).
  • the vertical holes (42) and the horizontal holes (43) respectively serve as refrigerant inlets. It is composed.
  • the refrigerant inlet may be formed with only one of the vertical hole (42) and the horizontal hole (43).
  • Two discharge ports (44) are formed in the upper housing (16).
  • the discharge port (44) passes through the upper housing (16) in the axial direction.
  • One end of the one discharge port (44) faces the high pressure side of the outer compression chamber (51), and one end of the other discharge port (44) opens so as to face the high pressure side of the inner compression chamber (52). .
  • the discharge port (44) is formed in the vicinity of the blade (23), and is located on the opposite side of the vertical hole (42) with respect to the blade (23).
  • the other end of the outlet (44) communicates with the chamber (4c).
  • the outer end of the discharge port (44) is provided with a discharge valve (45) which is a reed valve that opens and closes the discharge port (44).
  • the chamber (4c) and the discharge space (4b) communicate with each other through a discharge passage (4g) formed in the upper housing (16) and the lower housing (17).
  • the lower housing (17) is provided with a seal ring (6a).
  • the seal ring (6a) is loaded into the annular groove of the lower housing (17) and is pressed against the lower surface of the end plate (26) of the cylinder (21). Furthermore, high pressure lubricating oil is introduced into the contact surface between the cylinder (21) and the lower housing (17) in the radially inner portion of the seal ring (6a).
  • the seal ring (6a) constitutes a compliance mechanism (60) for adjusting the axial position of the cylinder (21), and the piston (22), the cylinder (21), and the upper housing (16). The axial gap between them is reduced.
  • the cylinder chamber (50) has a cylinder chamber (50) such that the gap between the wall surface of the cylinder (21) and the wall surface of the piston (22) during rotation is a predetermined value.
  • the width T1 of 50) will change! / To one round of the cylinder chamber (50)!
  • the piston (22) has a predetermined value so that the gap between the wall surface of the cylinder (21) and the wall surface of the piston (22) during rotation is a predetermined value.
  • the width T2 of the piston (22) will change!
  • the width T1 of the cylinder chamber (50) is set to the center line of the blade (23) at the start point of one turn of the cylinder chamber (50), and extends from the start point to 180 degrees. It is narrow and formed. Specifically, the center of the inner wall circle in plan view in the cylinder chamber (50) is different from the center of the outer wall circle. In other words, the center of the inner wall circle of the cylinder chamber (50) is the center of the outer wall circle. The angle of rotation is 270 degrees. As a result, the width T1 of the cylinder chamber (50) increases from the rotation angle of 0 degree and becomes the widest at the rotation angle of 90 degrees.
  • the width T1 of the cylinder chamber (50) is narrowed to a rotation angle of 270 degrees, and becomes the narrowest at the rotation angle of 270 degrees. Furthermore, the width T1 of the cylinder chamber (50) increases from a rotation angle of 270 degrees to a rotation angle of 0 degrees.
  • the width T1 of the cylinder chamber (50) may be widened from 70 degrees to 160 degrees and narrowed from 250 degrees to 340 degrees.
  • the width T2 of the piston (22) exceeds 180 degrees narrowing from the starting point to 180 degrees with the starting point of one revolution of the piston (22) being the center of oscillation of the piston (22) and the blade (23). Up to 360 degrees is widely formed. Specifically, the center of the inner wall circle in plan view of the piston (22) is different from the center of the outer wall circle. That is, the center of the outer wall circle of the piston (22) is displaced in the direction of a rotation angle of 270 degrees from the center of the inner wall circle. As a result, the width T2 of the piston (22) is narrowed from a rotation angle of 0 degree and is the narrowest at a rotation angle of 90 degrees.
  • the width T2 of the piston (22) is widened up to a rotational angle of 270 degrees, and is widest at the rotational angle of 270 degrees. Further, the width T2 of the piston (22) is narrowed from a rotation angle of 270 degrees to a rotation angle of 0 degrees.
  • width T2 of the piston (22) only needs to be formed broadly between 250 degrees and 340 degrees, narrowing between 70 degrees and 160 degrees.
  • the refrigerant pressure that is, the acting direction of the gas load changes.
  • the line passing through the oscillation center of the piston (22) centered on the axis of the drive shaft (the center of the blade) is defined as the Y axis
  • the line orthogonal to the Y axis is defined as the X axis.
  • the piston (22) is located at the bottom dead center.
  • the outer compression chamber (51) is divided into a suction-side low pressure chamber (5b) and a discharge-side high pressure chamber (5a), while the inner compression chamber (52) It is formed in one chamber and is a low-pressure chamber (5b) with suction pressure. Therefore, only the gas load of the high pressure chamber (5a) of the outer compression chamber (51) acts on the cylinder (21) and the piston (22), and acts on the projection surface of the cylinder chamber (50).
  • the direction of action is the left direction in Fig. 6 in the direction of the X axis.
  • the outer compression chamber (51) When the cylinder (21) rotates 90 degrees to reach the state shown in Fig. 6 (B), the outer compression chamber (51) , The volume of the low pressure chamber (5b) increases and the volume of the high pressure chamber (5a) decreases.
  • the inner compression chamber (52) is divided into a low pressure chamber (5b) on the suction side and a high pressure chamber (5a) on the discharge side, and the compression of the high pressure chamber (5a) and the suction of the low pressure chamber (5b) And done. Therefore, the gas load of the high pressure chamber (5a) of the outer compression chamber (51) and the inner compression chamber (52) acts on the cylinder (21) and the piston (22), and the projection surface of the cylinder chamber (50). Act on.
  • the direction of action is the upper left direction in Fig. 6, 45 degrees ahead of the X axis.
  • the outer cylinder (24) and the piston (22) are close to each other at the left end of the X axis. Since the cylinder (21) is pressed in the direction of the gas load, the gap Ml between the outer cylinder (24) and the piston (22) is increased, and at the right end of the X axis, The gap N1 between the inner cylinder (25) and the piston (22) is increased.
  • the piston (22) is located at the top dead center.
  • the inner compression chamber (52) is divided into a low-pressure chamber (5b) on the suction side and a high-pressure chamber (5a) on the discharge side, while the outer compression chamber (51) is a single chamber.
  • the action direction is the right direction in FIG.
  • the cylinder (21) rotates 90 degrees to reach the state shown in Fig. 6 (D)
  • the volume of the low pressure chamber (5b) increases in the inner compression chamber (52), and the high pressure chamber (5a)
  • the outer compression chamber (51) is divided into a low pressure chamber (5b) on the suction side and a high pressure chamber (5a) on the discharge side, and the compression of the high pressure chamber (5a) and the suction of the low pressure chamber (5b) And done. Therefore, the gas load of the high pressure chamber (5a) of the outer compression chamber (51) and the inner compression chamber (52) acts on the cylinder (21) and the piston (22), and the projection surface of the cylinder chamber (50). Act on.
  • the direction of action is the lower right direction in Fig. 6, 45 degrees ahead of the X axis.
  • the inner cylinder (25) and the piston (22) are close to each other at the left end of the X axis. Since the cylinder (21) is pressed in the direction of the gas load, the gap M2 between the inner cylinder (25) and the piston (22) is increased, and at the right end of the X-axis, The gap N2 between the outer cylinder (24) and the piston (22) is increased.
  • the center of the inner wall circle of the cylinder chamber (50) is displaced in the direction of the rotation angle of 270 degrees from the center of the outer wall circle, and the width T1 of the cylinder chamber (50) is most It is preferable to make it the narrowest at a wide rotation angle of 270 degrees.
  • the center of the outer wall circle of the piston (22) It is preferable to displace the piston (22) in the direction of a rotation angle of 270 degrees from the center of the wall circle so that the width T2 of the piston (22) is the widest at the rotation angle of 270 degrees that is the narrowest at the rotation angle of 90.
  • the gap Ml and the gap M2 are narrowed. Therefore, as shown in FIGS. 4 and 5 as described above, the widths Tl and T2 of the cylinder chamber (50) and the piston (22) are set!
  • the discharge valve (45) is opened by the high-pressure refrigerant in the outer compression chamber (51), and the high pressure The refrigerant flows out from the discharge space (4b) to the discharge pipe (15).
  • the inner compression chamber (52) starts the suction stroke when the drive shaft (33) rotates clockwise in the state force of Fig. 3 (A) where the piston (22) is at bottom dead center. 3 (B), FIG. 3 (C), and FIG. 3 (D), the volume of the inner compression chamber (52) increases, and the refrigerant passes through the vertical hole (42) and the horizontal hole (43). Inhaled.
  • the discharge valve (45) is opened by the high-pressure refrigerant in the inner compression chamber (52), and the high pressure The refrigerant flows out from the discharge space (4b) to the discharge pipe (15).
  • the width T1 of the cylinder chamber (50) is the narrowest at a rotation angle of 270 degrees which is the widest at the rotation angle 90, while the width T2 of the piston (22) is the narrowest at the rotation angle of 90.
  • the rotation angle is 270 degrees. Therefore, during one rotation, the gap Ml and the gap M2 are narrowed, and the gap between the cylinder (21) and the piston (22) is kept narrow.
  • the outer cylinder (24) and the piston can be kept constant during one rotation.
  • leakage of the refrigerant from the high pressure side to the low pressure side can be suppressed in the outer compression chamber (51) and the inner compression chamber (52). This can improve efficiency.
  • the width T1 of the cylinder chamber (50) is wide from the start point of one turn of the cylinder chamber (50) to 180 degrees, narrower than 180 degrees and less than 360 degrees, while the piston ( The width T2 of 22) is narrowed from the starting point of the first round of the piston (22) to 180 degrees, and it is widely formed from 180 degrees to 360 degrees.
  • the width T2 of 22 is narrowed from the starting point of the first round of the piston (22) to 180 degrees, and it is widely formed from 180 degrees to 360 degrees.
  • a swing bush (27) is provided as a connecting member for connecting the piston (22) and the blade (23), and the swing bush (27) is substantially connected to the piston (22) and the blade (23). Since it is configured to make surface contact with the piston, it is possible to prevent the piston (22) and the blade (23) from being worn during operation and the contact portion from being seized.
  • the swing bush (27) is provided so that the swing bush (27) and the piston (22) and the blade (23) are in surface contact with each other, the sealing performance of the contact portion is improved. Is also excellent. For this reason, it is possible to reliably prevent refrigerant leakage in the outer compression chamber (51) and the inner compression chamber (52), and it is possible to prevent a reduction in compression efficiency.
  • the blade (23) is provided integrally with the cylinder (21), and the cylinders are provided at both ends thereof.
  • the first embodiment changes the width T 1 of the cylinder chamber (50) and the width T2 of the piston (22) in two regions. Instead, it is designed to change in four areas.
  • the cylinder chamber (50) is divided into four regions in the circumferential direction, with a wide wide region portion (Zl, Z3) and a narrow narrow region portion (Z2, And Z4) are alternately continuous.
  • the piston (22) is divided into four regions in the circumferential direction so that the narrow narrow region (Wl, W3) and the wide wide region (W2, W4) continue alternately. Is formed.
  • the cylinder chamber (50) is, as shown in FIG. 7, a first region sandwiching the blade (23).
  • the part (Zl) is formed in the range of 90 degrees as the wide area part (Z1).
  • a second region portion (Z2) that is a narrow region portion (Z2)
  • a third region portion (Z3) that is a wide region portion (Z3)
  • the fourth region (Z4) which is the narrow region (Z4), is formed in the range of 90 degrees in order.
  • the first region (W1) sandwiching the divided portion of the swing bush (27) is 90 ° as the narrow region (W1). Formed in a range.
  • the fourth region portion (W4), which is the wide region portion (W4), is formed in the range of 90 degrees in order.
  • the present invention may be configured as follows for the first and second embodiments.
  • the cylinder (21) may be a fixed side
  • the piston (22) may be a movable side
  • the cylinder (21) has an outer cylinder (24) and an inner cylinder (25) at the upper end.
  • the piston (22) may be formed integrally with the lower housing (17) by connecting with a mirror plate (26).
  • the piston (22) may be formed in a complete ring shape having no dividing portion.
  • the blade (23) is divided into an outer blade (23) and an inner blade (23), and the outer blade (23) advances and retreats from the outer cylinder (21) to contact the piston (22), and the inner blade ( 23) move forward and backward from the inner cylinder (21) so that it contacts the piston (22)
  • the rotary fluid machine of the present invention may of course be an expander that expands the refrigerant, a pump, or the like!
  • the present invention is useful for a rotary fluid machine having an outer working chamber and an inner working chamber.

Landscapes

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Abstract

　　環状のシリンダ室（50）を有するシリンダ（21）と、シリンダ（21）に対して偏心してシリンダ室（50）に収納され、シリンダ室（50）を外側の圧縮室（51）と内側の圧縮室（52）とに区画する環状のピストン（22）と、シリンダ室（50）に配置され、各作動室（51，52）を高圧側と低圧側とに区画するブレード（23）とを有し、シリンダ（21）とピストン（22）とが相対的に回転する回転機構（20）を備えている。そして、シリンダ室（50）は、回転時におけるシリンダ（21）の壁面とピストン（22）の壁面との間隙が所定値になるように、シリンダ室（50）の幅Ｔ１が該シリンダ室（50）の１周において変化している。更に、ピストン（22）は、回転時におけるシリンダ（21）の壁面とピストン（22）の壁面との間隙が所定値になるように、ピストン（22）の幅Ｔ２が該ピストン（22）の１周において変化している。

Description

明 細 書
回転式流体機械
技術分野
[0001] 本発明は、回転式流体機械に関し、特に、シリンダとピストンとの間の間隙対策に 係るものである。
背景技術
[0002] 従来より、流体機械には、特許文献 1に開示されているように、環状のシリンダ室 を有するシリンダと、該シリンダ室に収納されて偏心回転運動をする環状のピストンと を有する偏心回転形のピストン機構を備えた圧縮機がある。そして、上記流体機械は 、ピストン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している 特許文献 1：特開平 6 - 288358号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0003] し力しながら、従来の流体機械は、シリンダの壁面とピストンの壁面との間に生ず る間隙について何ら考慮されていな力つた。この結果、冷媒が高圧室から低圧室に 漏れ、効率が悪いという問題があった。
[0004] 特に、上記流体機械の場合、外側圧縮室と内側圧縮室とが形成されるため、外 側圧縮室と内側圧縮室とにおける冷媒圧力による荷重 (ガス荷重)の作用方向が異 なり、シリンダの壁面とピストンの壁面との間に生ずる間隙について何ら考慮されてい なかった。
[0005] 本発明は、斯カる点に鑑みてなされたものであり、シリンダの壁面とピストンの壁面 との間に生ずる間隙を低減して効率の向上を図ることを目的とするものである。 課題を解決するための手段
[0006] 具体的に、図 1に示すように、第 1の発明は、環状のシリンダ室 (50)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 (50)に収納され、シリンダ室 (50)を外側の作動室 (51)と内側の作動室 (52)とに区画する環状のピストン (22)と、 上記シリンダ室 (50)に配置され、各作動室を高圧側と低圧側とに区画するブレード（ 23)とを有し、上記シリンダ (21)とピストン (22)とが相対的に回転する回転機構 (20)を 備えている。そして、上記シリンダ室 (50)は、回転時におけるシリンダ (21)の壁面とピ ストン (22)の壁面との間隙が所定値になるように、シリンダ室 (50)の幅 T1が該シリン ダ室（50)の 1周にお!/、て変化して!/、る。
[0007] 上記第 1の発明では、回転機構 (20)が駆動すると、シリンダ (21)とピストン (22)と が相対的に回転し、作動 (51, 52)の容積が変化し、流体の圧縮又は膨張が行われる 。そして、上記シリンダ室（50)の幅 T1が該シリンダ室（50)の 1周において変化してい るので、シリンダ (21)の壁面とピストン (22)の壁面との間に生ずる間隙が最小となる。
[0008] また、第 2の発明は、環状のシリンダ室 (50)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 (50)に収納され、シリンダ室 (50)を外側の作動室（ 51)と内側の作動室 (52)とに区画する環状のピストン (22)と、上記シリンダ室 (50)に 配置され、各作動室を高圧側と低圧側とに区画するブレード (23)とを有し、上記シリ ンダ (21)及びピストン (22)が自転することなく該シリンダ (21)とピストン (22)とが相対 的に回転する回転機構 (20)を備えている。そして、上記ピストン (22)は、回転時にお けるシリンダ (21)の壁面とピストン (22)の壁面との間隙が所定値になるように、ピスト ン（22)の幅 T2が該ピストン（22)の 1周にお!/、て変化して!/、る。
[0009] 上記第 2の発明では、回転機構 (20)が駆動すると、シリンダ (21)とピストン (22)と が相対的に回転し、作動 (51, 52)の容積が変化し、流体の圧縮又は膨張が行われる 。そして、上記ピストン（22)の幅 T2が該ピストン（22)の 1周において変化しているの で、シリンダ (21)の壁面とピストン (22)の壁面との間に生ずる間隙が最小となる。
[0010] また、第 3の発明は、上記第 2の発明において、上記シリンダ室 (50)は、回転時に おけるシリンダ (21)の壁面とピストン (22)の壁面との間隙が所定値になるように、シリ ンダ室（50)の幅 T1が該シリンダ室（50)の 1周にお!/、て変化して!/、る。
[0011] 上記第 3の発明では、上記シリンダ室（50)の幅 T1が該シリンダ室（50)の 1周にお Vヽて変化する共に、上記ピストン（22)の幅 T2が該ピストン（22)の 1周にお!/、て変化し ているので、シリンダ (21)の壁面とピストン (22)の壁面との間に生ずる間隙が最小と なる。 [0012] また、第 4の発明は、上記第 1又は第 3の発明において、上記シリンダ室 (50)の幅
T1は、シリンダ室（50)の 1周の始点をブレード (23)の中心線とし、始点から 180度ま で広く、 180度を越えて 360度未満で狭く形成されている。
[0013] 上記第 4の発明では、より確実にシリンダ (21)の壁面とピストン（22)の壁面との間 に生ずる間隙が最小となる。
[0014] また、第 5の発明は、上記第 4の発明において、上記シリンダ室 (50)における平面 視上の内壁円の中心と外壁円の中心とが異なっている。
[0015] 上記第 5の発明では、上記シリンダ室 (50)の内壁と外壁とが中心が異なるのみで あるので、シリンダ (21)が容易に作成される。
[0016] また、第 6の発明は、上記第 1又は第 3の発明において、上記シリンダ室 (50)は、
1周を周方向に 4つの領域に区分して幅の広 、広領域部 (Zl , Z3)と幅の狭!、狭領域 部 (Z2, Z4)とが交互に連続するように形成されて!、る。
[0017] 上記第 6の発明では、シリンダ (21)とピストン (22)との相対回転の全領域中にお いて、確実にシリンダ (21)の壁面とピストン (22)の壁面との間に生ずる間隙が最小と なる。
[0018] また、第 7の発明は、上記第 2又は第 3の発明において、上記ピストン (22)とブレ ード (23)とは、所定の揺動中心で相対的に揺動し、上記ピストン (22)の幅 T2は、ピ ストン (22)の 1周の始点をピストン (22)とブレード (23)との揺動中心とし、始点から 18 0度まで狭ぐ 180度を越えて 360度までが広く形成されている。
[0019] 上記第 7の発明では、より確実にシリンダ (21)の壁面とピストン（22)の壁面との間 に生ずる間隙が最小となる。
[0020] また、第 8の発明は、上記第 7の発明において、上記ピストン (22)における平面視 上の内壁円の中心と外壁円の中心とが異なっている。
[0021] 上記第 8の発明では、上記ピストン (22)の内壁と外壁とが中心が異なるのみであ るので、ピストン (22)が容易に作成される。
[0022] また、第 9の発明は、上記第 2又は第 3の発明において、上記ピストン (22)とブレ ード (23)とは、所定の揺動中心で相対的に揺動し、上記ピストン (22)は、周方向に 4 つの領域に区分して幅の狭 、狭領域部 (Wl, W3)と幅の広 、広領域部 (W2, W4)と が交互に連続するように形成されて 、る。
[0023] 上記第 9の発明では、シリンダ (21)とピストン (22)との相対回転の全領域中にお いて、確実にシリンダ (21)の壁面とピストン (22)の壁面との間に生ずる間隙が最小と なる。
[0024] また、第 10の発明は、上記第 1の発明において、上記回転機構 (20)のピストン（ 22)は、円環の一部分が分断された分断部を有する C型形状に形成されている。更 に、上記回転機構 (20)のブレード (23)は、シリンダ室 (50)の内周側の壁面から外周 側の壁面まで延び、ピストン (22)の分断部を揷通して設けられている。カロえて、上記 ピストン (22)の分断部には、ピストン (22)とブレード (23)とに面接触する揺動ブッシュ がブレード（23)の進退が自在で、且つブレード（23)のピストン（22)との相対的揺動 が自在に設けられている。
[0025] 上記第 10の発明では、ブレード (23)が揺動ブッシュ（27)の間で進退動作を行!ヽ 、かつ、ブレード (23)と揺動ブッシュ (27)がー体的になって、ピストン (22)に対して摇 動動作を行う。これによつて、シリンダ (21)とピストン (22)とが相対的に揺動しながら 回転し、回転機構 (20)が所定の圧縮等の動作を行う。
発明の効果
[0026] したがって、本発明によれば、シリンダ室（50)の幅 T1及びピストン（22)の幅 T2の 少なくとも何れかを 1周囲上で変化させるようにしたために、シリンダ (21)とピストン（ 22)との間の間隙を 1回転中において、一定にすることができる。この結果、外側の作 動室 (51)及び内側の作動室 (52)において、高圧側から低圧側への冷媒の漏れを抑 制することができる。このことから、効率の向上を図ることができる。
[0027] また、第 4の発明によれば、上記シリンダ室（50)の幅 T1を、シリンダ室（50)の 1周 の始点から 180度まで広ぐ 180度を越えて 360度未満で狭く形成する一方、第 7の 発明によれば、上記ピストン（22)の幅 T2を、ピストン（22)の 1周の始点から 180度ま で狭ぐ 180度を越えて 360度までが広く形成しているので、 1回転中の全体に亘っ て冷媒の漏れを確実に抑制することができる。このことから、効率の向上を確実に図 ることがでさる。
[0028] また、第 5の発明によれば、上記シリンダ室 (50)における平面視上の内壁円の中 心と外壁円の中心とが異ならせる一方、第 8の発明によれば、上記ピストン (22)にお ける平面視上の内壁円の中心と外壁円の中心とが異ならせるようにしているので、シ リンダ室（50)の幅 T1の変化とピストン（22)の幅 T2の変化とを容易に施すことができ る。
[0029] また、第 6の発明によれば、上記シリンダ室 (50)を幅の広 、広領域部 (Zl, Z3)と 幅の狭い狭領域部 (Z2, Z4)とが交互に連続する 4つの領域で形成し、また、第 9の 発明によれば、上記ピストン (22)を幅の狭!、狭領域部 (Wl, W3)と幅の広 、広領域 部 (W2, W4)とが交互に連続する 4つの領域で形成したために、シリンダ (21)とピスト ン (22)との相対回転の全領域中にぉ 、て、確実にシリンダ (21)の壁面とピストン (22) の壁面との間に生ずる間隙を最小とすることができる。
[0030] また、第 10の発明によれば、ピストン (22)とブレード (23)とを連結する連結部材と して揺動ブッシュ (27)を設け、揺動ブッシュ（27)がピストン (22)及びブレード (23)と 実質的に面接触をするように構成して 、るので、運転時にピストン (22)やブレード（ 23)が摩耗したり、その接触部が焼き付いたりするのを防止できる。
[0031] また、上記揺動ブッシュ（27)を設け、揺動ブッシュ（27)とピストン (22)及びブレー ド (23)とが面接触をするようにしているので、接触部のシール性にも優れている。この ため、圧縮室 (51)と膨張室 (52)における冷媒の漏れを確実に防止することが出来、 圧縮効率及び膨張効率の低下を防止することができる。
[0032] また、上記ブレード (23)がシリンダ (21)に一体的に設けられ、その両端でシリンダ
(21)に保持されているので、運転中にブレード (23)に異常な集中荷重が力かったり 、応力集中が起こったりしにくい。このため、摺動部が損傷したりしにくぐその点から も機構の信頼性を高められる。
図面の簡単な説明
[0033] [図 1]図 1は、本発明の実施形態 1に係る圧縮機の縦断面図である。
[図 2]図 2は、圧縮機を示す横断面図である。
[図 3]図 3は、圧縮機の動作を示す横断面図である。
[図 4]図 4 (A)は、シリンダの横断面図であり、図 4 (B)は、シリンダ室の幅変化を示す 変化特性図である。 [図 5]図 5 (A)は、ピストンの横断面図であり、図 5 (B)は、ピストンの幅変化を示す変 化特性図である。
[図 6]図 6は、圧縮機の動作毎のガス荷重の作用方向を示す横断面図である。
[図 7]図 7は、実施形態 2のシリンダを示す横断面図である。
[図 8]図 8は、実施形態 2のピストンを示す横断面図である。
圆 9]図 9は、シリンダとピストンとの幾何学的間隙の変化を示す変化特性図である。 符号の説明
1 圧縮機
10 ケーシング
20 圧縮機構
21 シリンダ
22 ピストン
23 ブレード
24 外側シリンダ
25 内側シリンダ
27 揺動ブッシュ
30 電動機 (駆動機構)
33 駆動軸
50 シリンダ室
51 外側圧縮室
52 内側圧縮室
発明を実施するための最良の形態
[0035] 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。
[0036] 〈実施形態 1〉
本実施形態は、図 1〜図 3に示すように、本発明を圧縮機（1)に適用したものであ る。該圧縮機（1)は、例えば、冷媒回路に設けられている。
[0037] 上記冷媒回路は、例えば、冷房及び暖房の少なくとも何れかの運転を行うように 構成されている。つまり、上記冷媒回路は、例えば、圧縮機（1)に熱源側熱交換器で ある室外熱交^^と膨張機構である膨張弁と利用側熱交 である室内熱交 とが順に接続されて構成されている。そして、上記圧縮機（1)で圧縮された冷媒は室 外熱交換器で放熱した後、膨張弁で膨張する。この膨張した冷媒は室内熱交換器 で吸熱して圧縮機（1)に戻る。この循環を繰り返し、室内熱交換器で室内空気を冷却 する。
[0038] 上記圧縮機（1)は、ケーシング（10)内に、圧縮機構 (20)と電動機 (30)とが収納さ れ、全密閉型に構成された回転式流体機械である。
[0039] 上記ケーシング（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。上記上部鏡板（12)には、該鏡板（12)を貫通する吸入管（14)が設けられて いる。該吸入管（14)は、室内熱交^^に接続されている。また、上記胴部（11)には 、該胴部（11)を貫通する吐出管（15)が設けられている。該吐出管（15)は、室外熱交 翻に接続されている。
[0040] 上記電動機 (30)は、ステータ (31)とロータ (32)とを備え、駆動機構を構成して 、 る。上記ステータ（31)は、圧縮機構 (20)の下方に配置され、ケーシング（10)の胴部（ 11)に固定されている。上記ロータ (32)には駆動軸 (33)が連結され、該駆動軸 (33) がロータ (32)と共に回転するように構成されて 、る。
[0041] 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)から上方へ延びている。上記給油 路は、ケーシング（10)内の底部に貯まる潤滑油を給油ポンプ (34)によって圧縮機構 (20)の摺動部に供給して 、る。
[0042] 上記駆動軸 (33)には、上部に偏心部（35)が形成されて!、る。上記偏心部（35)は 、該偏心部 (35)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。
[0043] 上記圧縮機構 (20)は、回転機構を構成し、ケーシング（10)に固定された上部ハ ウジング（16)と下部ハウジング（17)との間に構成されている。
[0044] 上記圧縮機構 (20)は、環状のシリンダ室 (50)を有するシリンダ (21)と、該シリンダ 室 (50)内に配置されてシリンダ室 (50)を外側圧縮室 (51)と内側圧縮室 (52)とに区 画する環状のピストン (22)と、図 2に示すように、外側圧縮室 (51)及び内側圧縮室（ 52)を高圧側と低圧側とに区画するブレード (23)とを有して 、る。上記ピストン (22)は 、シリンダ室 (50)内でシリンダ (21)に対して相対的に偏心回転運動をするように構成 されている。つまり、上記ピストン (22)とシリンダ (21)とは相対的に偏心回転する。本 実施形態 1では、シリンダ室 (50)を有するシリンダ (21)が可動側の共働部材を構成し 、シリンダ室 (50)内に配置されるピストン (22)が固定側の共働部材を構成している。
[0045] 上記シリンダ (21)は、外側シリンダ (24)及び内側シリンダ (25)を備えて!/ヽる。外側 シリンダ (24)と内側シリンダ (25)は、下端部が鏡板 (26)で連結されることにより一体 化されている。そして、上記内側シリンダ (25)は、駆動軸 (33)の偏心部（35)に摺動 自在に嵌め込まれている。つまり、上記駆動軸 (33)は、上記シリンダ室 (50)を上下方 向に貫通している。
[0046] 上記ピストン (22)は、上部ハウジング（16)と一体的に形成されて!、る。また、上部 ハウジング（16)と下部ハウジング（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（18, 19)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 (50)を上下方向に貫通し、偏心部（35)の軸方 向両側部分が軸受け部（18, 19)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。
[0047] 上記圧縮機構 (20)は、ピストン (22)とブレード (23)とを相互に可動に連結する揺 動ブッシュ (27)を備えている。上記ピストン (22)は、円環の一部分が分断された C型 形状に形成されている。上記ブレード (23)は、シリンダ室 (50)の径方向線上で、シリ ンダ室 (50)の内周側の壁面から外周側の壁面まで、ピストン (22)の分断箇所を揷通 して延びるように構成され、外側シリンダ (24)と内側シリンダ (25)とに固定されている 。上記揺動ブッシュ（27)は、ピストン (22)の分断部において、ピストン（22)とブレード (23)とを連結する連結部材を構成して!/ヽる。
[0048] 上記外側シリンダ (24)の内周面と内側シリンダ（25)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 1つのシリンダ室 (50)が形成されている。 上記ピストン (22)は、外周面が外側シリンダ (24)の内周面よりも小径で、内周面が内 側シリンダ（25)の外周面よりも大径に形成されている。このことにより、ピストン (22)の 外周面と外側シリンダ (24)の内周面との間に作動室である外側圧縮室 (51)が形成さ れ、ピストン (22)の内周面と内側シリンダ (25)の外周面との間に作動室である内側圧 縮室 (52)が形成されている。
[0049] 上記ピストン（22)とシリンダ（21)は、ピストン（22)の外周面と外側シリンダ (24)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間隙があるが、 その間隙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、ピストン (22)の内周面と内側シリンダ (25)の外周面とが 1点で実質 的に接するようになつている。
[0050] 上記揺動ブッシュ（27)は、ブレード (23)に対して吐出側に位置する吐出側ブッシ ュ（2a)と、ブレード (23)に対して吸込側に位置する吸入側ブッシュ（2b)とから構成さ れて 、る。上記吐出側ブッシュ（2a)と吸入側ブッシュ（2b)は、 V、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、上記吐出側ブッシュ（2a)と吸入側ブッシュ（2b)の対向面の間のスペースが ブレード溝 (28)を構成して!/、る。
[0051] このブレード溝（28)にはブレード（23)が挿入され、揺動ブッシュ（27)のフラット面 がブレード (23)と実質的に面接触し、円弧状の外周面がピストン (22)と実質的に面 接触している。揺動ブッシュ (27)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。 同時に、揺動ブッシュ（27)は、ピストン (22)に対してブレード (23)と一体的に揺動す 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、該摇動ブッシュ（27) の中心点を揺動中心として上記ブレード (23)とピストン (22)とが相対的に揺動可能と なり、かつ上記ブレード（23)がピストン（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 、る。
[0052] なお、この実施形態では吐出側ブッシュ（2a)と吸入側ブッシュ（2b)とを別体とした 例について説明した力 該両ブッシュ (2a, 2b)は、一部で連結することにより一体構 造としてもよい。
[0053] 以上の構成にお!、て、駆動軸 (33)が回転すると、外側シリンダ (24)及び内側シリ ンダ (25)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、ピストン (22)とシリンダ (21) との接触点が図 3において (A)から（D)へ順に移動する。このとき、上記外側シリンダ (24)及び内側シリンダ (25)は駆動軸 (33)の周りを公転する力 自転はしない。
[0054] また、上記外側圧縮室 (51)は、ピストン (22)の外側にぉ 、て、図 3 (C) , (D) , (A ) , (B)の順に容積が減少する。上記内側圧縮室 (52)は、ピストン (22)の内側におい て、図 3 (A) , (B) , (C) , (D)の順に容積が減少する。
[0055] 上記上部ハウジング（16)には、上部カバープレート (40)が設けられて 、る。そし て、上記ケーシング（10)内において、上部ハウジング（16)と上部カバープレート（40) との上方が吸入空間（4a)に形成され、下部ハウジング（17)の下方が吐出空間（4b) に形成されている。上記吸入空間（4a)には、吸入管（14)の一端が開口し、上記吐出 空間（4b)には、吐出管（15)の一端が開口して 、る。
[0056] 上記上部ハウジング（16)と上部カバープレート (40)との間には、チャンバ（4c)が 形成されている。
[0057] 上記上部ハウジング（16)には、吸入空間（4a)に開口して半径方向に長く且つ軸 方向に貫通する縦孔 (42)が形成されている。上記上部ハウジング（16)と下部ハウジ ング（17)とには、外側シリンダ (24)の外周に位置してポケット (4f)が形成されて!ヽる。 該ポケット (4f)は、上部ハウジング（16)の縦孔 (42)を介して吸入空間（4a)に連通し、 吸込圧の低圧雰囲気に構成されて 、る。
[0058] 上記上部ハウジング（16)の縦孔（42)は、図 2において、ブレード（23)の右側に形 成されて!/、る。上記縦孔 (42)は、外側圧縮室 (51)及び内側圧縮室 (52)に開口して 該外側圧縮室 (51)及び内側圧縮室 (52)と吸入空間（4a)とを連通して 、る。
[0059] 上記外側シリンダ (24)及びピストン (22)には、半径方向に貫通する横孔 (43)が 形成され、該横孔 (43)は、図 2において、ブレード (23)の右側に形成されている。上 記外側シリンダ (24)の横孔 (43)は、外側圧縮室 (51)とポケット (4f)とを連通し、外側 圧縮室 (51)を吸入空間（4a)に連通している。また、上記ピストン (22)の横孔 (43)は、 内側圧縮室 (52)と外側圧縮室 (51)とを連通し、内側圧縮室 (52)を吸入空間（4a)に 連通している。そして、上記各縦孔 (42)及び各横孔 (43)がそれぞれ冷媒の吸入口を 構成している。尚、冷媒の吸入口としては、縦孔 (42)及び横孔 (43)の何れか一方の みを形成するものであってもよ 、。
[0060] 上記上部ハウジング（16)には 2つの吐出口（44)が形成されている。該吐出口（44 )は、上部ハウジング（16)を軸方向に貫通している。上記 1つの吐出口（44)の一端は 外側圧縮室 (51)の高圧側に臨み、他の吐出口（44)の一端は内側圧縮室 (52)の高 圧側に臨むように開口している。つまり、上記吐出口（44)は、ブレード (23)の近傍に 形成され、ブレード (23)に対して縦孔 (42)とは反対側に位置している。一方、上記吐 出口（44)の他端は、上記チャンバ (4c)に連通している。そして、上記吐出口（44)の 外端は、該吐出口（44)を開閉するリード弁である吐出弁 (45)が設けられている。
[0061] 上記チャンバ (4c)と吐出空間（4b)とは、上部ハウジング（16)と下部ハウジング（ 17)に形成された吐出通路 (4g)によって連通している。
[0062] 上記下部ハウジング（17)には、シールリング（6a)が設けられている。該シールリン グ (6a)は、下部ハウジング（17)の環状溝に装填され、シリンダ (21)の鏡板 (26)の下 面に圧接されている。更に、上記シリンダ (21)と下部ハウジング（17)の接触面には、 シールリング (6a)の径方向内側部分に高圧の潤滑油が導入されるようになって!/、る。 以上の構成により、上記シールリング (6a)は、シリンダ (21)の軸方向位置を調整する コンプライアンス機構 (60)を構成し、ピストン (22)とシリンダ (21)と上部ハウジング（16 )との間の軸方向間隙を縮小している。
[0063] 一方、上記シリンダ室 (50)は、図 4に示すように、回転時におけるシリンダ (21)の 壁面とピストン (22)の壁面との間隙が所定値になるように、シリンダ室 (50)の幅 T1が 該シリンダ室（50)の 1周にお!/、て変化して!/、る。
[0064] また、上記ピストン (22)は、図 5に示すように、回転時におけるシリンダ (21)の壁面 とピストン (22)の壁面との間隙が所定値になるように、ピストン (22)の幅 T2が該ピスト ン（22)の 1周にお!/、て変化して!/、る。
[0065] 上記シリンダ室（50)の幅 T1は、シリンダ室（50)の 1周の始点をブレード（23)の中 心線とし、始点から 180度まで広ぐ 180度を越えて 360度未満で狭く形成されてい る。具体的に、上記シリンダ室 (50)における平面視上の内壁円の中心と外壁円の中 心とが異なっている。つまり、上記シリンダ室（50)の内壁円の中心が外壁円の中心よ り回転角 270度の方向に変位している。この結果、上記シリンダ室 (50)の幅 T1は、 回転角 0度から広がり、回転角 90度で最も広くなる。その後、上記シリンダ室 (50)の 幅 T1は、回転角 270度まで狭くなり、この回転角 270度で最も狭くなる。更に、上記 シリンダ室 (50)の幅 T1は、回転角 270度から回転角 0度まで広くなる。
[0066] 尚、上記シリンダ室（50)の幅 T1は、 70度〜 160度で広ぐ 250度〜 340度で狭く 形成されておればよい。
[0067] 上記ピストン（22)の幅 T2は、ピストン（22)の 1周の始点をピストン（22)とブレード（ 23)との揺動中心とし、始点から 180度まで狭ぐ 180度を越えて 360度までが広く形 成されている。具体的に、上記ピストン (22)における平面視上の内壁円の中心と外 壁円の中心とが異なっている。つまり、上記ピストン (22)の外壁円の中心が内壁円の 中心より回転角 270度の方向に変位している。この結果、上記ピストン（22)の幅 T2 は、回転角 0度から狭くなり、回転角 90度で最も狭くなる。その後、上記ピストン (22) の幅 T2は、回転角 270度まで広くなり、この回転角 270度で最も広くなる。更に、上 記ピストン (22)の幅 T2は、回転角 270度から回転角 0度まで狭くなる。
[0068] 尚、上記ピストン（22)の幅 T2は、 70度〜 160度で狭ぐ 250度〜 340度で広く形 成されておればよい。
[0069] そこで、上記シリンダ室（50)の幅 T1とピストン（22)の幅 T2とを異なるようにした基 本的原理につ!、て説明する。
[0070] シリンダ (21)の 1回転中において、図 6に示すように、冷媒圧力、つまり、ガス荷重 の作用方向が変化する。尚、図 6において、駆動軸の軸心を中心とし、ピストン (22) の揺動中心 (ブレードの中心）を通る線を Y軸とし、 Y軸に直交する線を X軸とする。
[0071] 先ず、図 6 (A)の状態において、ピストン (22)が下死点に位置する。この下死点に おいて、外側圧縮室 (51)は、吸込側の低圧室 (5b)と、吐出側の高圧室 (5a)とに区 分される一方、内側圧縮室 (52)は、 1つの室に形成され、吸込圧の低圧室 (5b)にな つている。したがって、シリンダ (21)及びピストン (22)には、外側圧縮室 (51)の高圧 室 (5a)のガス荷重のみが作用し、シリンダ室 (50)の投影面に作用する。その作用方 向は、 X軸の方向で図 6の左方向となる。
[0072] その後、シリンダ (21)が 90度回転し、図 6 (B)の状態になると、外側圧縮室 (51) において、低圧室 (5b)の容積が拡大し、高圧室 (5a)の容積が減少する。一方、内側 圧縮室 (52)は、吸込側の低圧室 (5b)と、吐出側の高圧室 (5a)とに区分されると共に 、高圧室 (5a)の圧縮と低圧室 (5b)の吸入とが行われる。したがって、シリンダ (21)及 びピストン (22)には、外側圧縮室 (51)と内側圧縮室 (52)との高圧室 (5a)のガス荷重 が作用し、シリンダ室 (50)の投影面に作用する。その作用方向は、 X軸より 45度進ん だ図 6の左上方向となる。この場合、外側シリンダ (24)とピストン (22)とが X軸の左端 で近接する。そして、シリンダ (21)がガス荷重の作用方向に押圧されるので、外側シ リンダ (24)とピストン (22)との近接部の間隙 Mlが大きくなると共に、 X軸の右端にお いては、内側シリンダ (25)とピストン (22)との近接部の間隙 N1が大きくなる。
[0073] 更に、シリンダ（21)が 90度回転し、図 6 (C)の状態になると、ピストン (22)が上死 点に位置する。この上死点において、内側圧縮室 (52)は、吸込側の低圧室 (5b)と、 吐出側の高圧室 (5a)とに区分される一方、外側圧縮室 (51)は、 1つの室に形成され 、吸込圧の低圧室（5b)になっている。したがって、シリンダ（21)及びピストン（22)に は、内側圧縮室 (52)の高圧室 (5a)のガス荷重のみが作用し、シリンダ室 (50)の投影 面に作用する。その作用方向は、 X軸の方向で図 6の右方向となる。
[0074] 続いて、シリンダ (21)が 90度回転し、図 6 (D)の状態になると、内側圧縮室 (52) において、低圧室 (5b)の容積が拡大し、高圧室 (5a)の容積が減少する。一方、外側 圧縮室 (51)は、吸込側の低圧室 (5b)と、吐出側の高圧室 (5a)とに区分されると共に 、高圧室 (5a)の圧縮と低圧室 (5b)の吸入とが行われる。したがって、シリンダ (21)及 びピストン (22)には、外側圧縮室 (51)と内側圧縮室 (52)との高圧室 (5a)のガス荷重 が作用し、シリンダ室 (50)の投影面に作用する。その作用方向は、 X軸より 45度進ん だ図 6の右下方向となる。この場合、内側シリンダ (25)とピストン (22)とが X軸の左端 で近接する。そして、シリンダ (21)がガス荷重の作用方向に押圧されるので、内側シ リンダ (25)とピストン (22)との近接部の間隙 M2が大きくなると共に、 X軸の右端にお いては、外側シリンダ (24)とピストン (22)との近接部の間隙 N2が大きくなる。
[0075] 以上のことから、上記シリンダ室（50)の内壁円の中心を外壁円の中心より回転角 270度の方向に変位させ、シリンダ室 (50)の幅 T1を、回転角 90で最も広ぐ回転角 270度で最も狭くすることが好ましい。一方、上記ピストン (22)の外壁円の中心を内 壁円の中心より回転角 270度の方向に変位させ、上記ピストン (22)の幅 T2を、回転 角 90で最も狭ぐ回転角 270度で最も広くすることが好ましい。この結果、間隙 Ml及 び間隙 M2が狭くなる。よって、上述の如ぐ図 4及び図 5に示すように、シリンダ室（ 50)及びピストン（22)の幅 Tl , T2を設定して!/、る。
[0076] 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。
[0077] 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 )の外側シリンダ (24)及び内側シリンダ (25)に伝達される。そうすると、上記圧縮機構 (20)にお 、て、ブレード (23)が揺動ブッシュ (27)の間で往復運動 (進退動作)を行 い、かつ、ブレード（23)と揺動ブッシュ（27)がー体的になって、ピストン（22)に対して 揺動動作を行う。これによつて、外側シリンダ (24)及び内側シリンダ (25)がピストン（ 22)に対して揺動しながら公転し、圧縮機構 (20)がそれぞれ所定の圧縮動作を行う。
[0078] 具体的に、ピストン (22)が上死点にある図 3 (C)の状態力 駆動軸 (33)が右回り に回転すると、外側圧縮室 (51)において、吸入行程が開始され、図 3 (D)、図 3 (A) 、図 3 (B)の状態へ変化し、外側圧縮室 (51)の容積が増大し、冷媒が縦孔 (42)及び 横孔 (43)を通って吸入される。
[0079] 上記ピストン (22)が上死点にある図 3 (C)の状態において、 1つの外側圧縮室 (51 )がピストン (22)の外側に形成される。この状態において、外側圧縮室 (51)の容積が ほぼ最大である。この状態力も駆動軸 (33)が右回りに回転し、図 3 (D)、図 3 (A)、図 3 (B)の状態へ変化するのに伴って外側圧縮室 (51)は、容積が減少し、冷媒が圧縮 される。該外側圧縮室 (51)の圧力が所定値となって吐出空間 (4b)との差圧が設定 値に達すると、外側圧縮室 (51)の高圧冷媒によって吐出弁 (45)が開き、高圧冷媒が 吐出空間 (4b)から吐出管（15)に流出する。
[0080] 一方、内側圧縮室 (52)は、ピストン (22)が下死点にある図 3 (A)の状態力も駆動 軸 (33)が右回りに回転すると、吸入行程が開始され、図 3 (B)、図 3 (C)、図 3 (D)の 状態へ変化し、内側圧縮室 (52)の容積が増大し、冷媒が縦孔 (42)及び横孔 (43)を 通って吸入される。
[0081] 上記ピストン (22)が下死点にある図 3 (A)の状態において、 1つの内側圧縮室（52 )がピストン (22)の内側に形成される。この状態において、内側圧縮室 (52)の容積が ほぼ最大である。この状態力も駆動軸 (33)が右回りに回転し、図 3 (B)、図 3 (C)、図 3 (D)の状態へ変化するのに伴って内側圧縮室 (52)は、容積が減少し、冷媒が圧縮 される。該内側圧縮室 (52)の圧力が所定値となって吐出空間 (4b)との差圧が設定 値に達すると、内側圧縮室 (52)の高圧冷媒によって吐出弁 (45)が開き、高圧冷媒が 吐出空間 (4b)から吐出管（15)に流出する。
[0082] この駆動時において、図 6 (B)の状態になると、 X軸の左端では、外側シリンダ (24 )とピストン (22)との近接部の間隙 Mlが大きくなる傾向となる。同時に、 X軸の右端に おいて、内側シリンダ (25)とピストン (22)との近接部の間隙 N1も大きくなる傾向とな る。
[0083] また、図 6 (D)の状態になると、 X軸の左端では、内側シリンダ (25)とピストン (22) との近接部の間隙 M2が大きくなる傾向となる。同時に、 X軸の右端において、外側 シリンダ (24)とピストン (22)との近接部の間隙 N2も大きくなる傾向となる。
[0084] ところが、上記シリンダ室 (50)の幅 T1は、回転角 90で最も広ぐ回転角 270度で 最も狭くなり、一方、上記ピストン (22)の幅 T2は、回転角 90で最も狭ぐ回転角 270 度で最も広くなつている。このことから、 1回転中において、間隙 Ml及び間隙 M2が 狭くなり、シリンダ (21)とピストン (22)と間隙が狭く維持される。
[0085] 一実施形態 1の効果
以上のように、本実施形態によれば、シリンダ室（50)の幅 T1とピストン (22)の幅 T 2とを 1周囲上で変化させるようにしたために、外側シリンダ (24)とピストン (22)との間 の間隙、及び内側シリンダ (25)とピストン (22)との間の間隙を 1回転中において、一 定にすることができる。この結果、外側圧縮室 (51)及び内側圧縮室 (52)において、 高圧側から低圧側への冷媒の漏れを抑制することができる。このことから、効率の向 上を図ることができる。
[0086] 特に、上記シリンダ室（50)の幅 T1を、シリンダ室（50)の 1周の始点から 180度ま で広く、 180度を越えて 360度未満で狭く形成する一方、上記ピストン (22)の幅 T2を 、ピストン（22)の 1周の始点から 180度まで狭ぐ 180度を越えて 360度までが広く形 成している。この結果、 1回転中の全体に亘つて冷媒の漏れを確実に抑制することが できる。このことから、効率の向上を確実に図ることができる。
[0087] また、上記シリンダ室 (50)における平面視上の内壁円の中心と外壁円の中心とが 異ならせる一方、上記ピストン (22)における平面視上の内壁円の中心と外壁円の中 心とが異ならせるようにして 、るので、シリンダ室（50)の幅 T1の変化とピストン（22)の 幅 T2の変化とを容易に施すことができる。
[0088] また、上記ピストン (22)とブレード (23)とを連結する連結部材として揺動ブッシュ（ 27)を設け、揺動ブッシュ (27)がピストン (22)及びブレード (23)と実質的に面接触を するように構成しているので、運転時にピストン (22)やブレード (23)が摩耗したり、そ の接触部が焼き付 、たりするのを防止できる。
[0089] また、上記揺動ブッシュ（27)を設け、揺動ブッシュ（27)とピストン (22)及びブレー ド (23)とが面接触をするようにしているので、接触部のシール性にも優れている。この ため、外側圧縮室 (51)と内側圧縮室 (52)における冷媒の漏れを確実に防止すること が出来、圧縮効率の低下を防止することができる。
[0090] また、上記ブレード (23)がシリンダ (21)に一体的に設けられ、その両端でシリンダ
(21)に保持されているので、運転中にブレード (23)に異常な集中荷重が力かったり 、応力集中が起こったりしにくい。このため、摺動部が損傷したりしにくぐその点から も機構の信頼性を高められる。
[0091] 〈実施形態 2〉
次に、本発明の実施形態 2について図面に基づいて詳細に説明する。
[0092] 本実施形態は、図 7〜図 9に示すように、上記実施形態 1がシリンダ室 (50)の幅 T 1とピストン（22)の幅 T2とを 2つの領域で変化させるようにしたのに代わり、 4つの領 域で変化させるようにしたものである。
[0093] 具体的に、上記シリンダ室（50)は、 1周を周方向に 4つの領域に区分して幅の広 い広領域部 (Zl, Z3)と幅の狭い狭領域部 (Z2, Z4)とが交互に連続するように形成さ れている。一方、上記ピストン (22)は、周方向に 4つの領域に区分して幅の狭い狭領 域部 (Wl, W3)と幅の広い広領域部 (W2, W4)とが交互に連続するように形成されて いる。
[0094] つまり、上記シリンダ室 (50)は、図 7に示すように、ブレード (23)を挟む第 1の領域 部 (Zl)が広領域部 (Z1)として 90度の範囲で形成されている。この第 1の領域部 (Z1 )から時計回り方向に、狭領域部 (Z2)である第 2の領域部 (Z2)と、広領域部 (Z3)で ある第 3の領域部 (Z3)と、狭領域部 (Z4)である第 4の領域部 (Z4)が順に 90度の範 囲で形成されている。
[0095] また、上記ピストン (22)は、図 8に示すように、揺動ブッシュ（27)の分断部分を挟 む第 1の領域部 (W1)が狭領域部 (W1)として 90度の範囲で形成されている。この第 1の領域部 (W1)から時計回り方向に、広領域部 (W2)である第 2の領域部 (W2)と、 狭領域部 (W3)である第 3の領域部 (W3)と、広領域部 (W4)である第 4の領域部 (W4 )が順に 90度の範囲で形成されて 、る。
[0096] 上記シリンダ (21)とピストン (22)との間の幾何学的間隔は、図 9に示すように、余 弦波状の曲線 Sに沿って変化する。つまり、実施形態 1における図 6 (B)及び (D)に おいて、間隙 Ml, Nl, M2, N2が大きくなることから、幾何学的間隔が曲線 Sに沿 つて変化する。
[0097] そこで、上記シリンダ室 (50)に広領域部 (Zl, Z3)と狭領域部 (Z2, Z4)とを交互に 形成する。同時に、このシリンダ室 (50)の広領域部 (Zl, Z3)と狭領域部 (Z2, Z4)とに 対応して、上記ピストン (22)に狭領域部 (Wl, W3)と広領域部 (W2, W4)とを交互に 形成している。
[0098] この結果、上記シリンダ (21)とピストン (22)との相対回転の全領域中において、確 実にシリンダ (21)の壁面とピストン (22)の壁面との間に生ずる間隙が最小となる。
[0099] 〈その他の実施形態〉
本発明は、上記実施形態 1及び 2について、以下のような構成としてもよい。
[0100] 上記実施形態 1及び 2においては、シリンダ室（50)の幅 T1の変化とピストン (22) の幅 T2の変化とを双方行うようにした力 第 1の発明では、シリンダ室 (50)の幅 T1の 変化のみを行うようにしてもよぐまた、第 2の発明では、ピストン (22)の幅 T2の変化 のみを行うようにしてもょ 、。
[0101] また、本発明は、上記シリンダ (21)を固定側にし、上記ピストン (22)を可動側にし てもよい。
[0102] また、上記シリンダ (21)は、外側シリンダ (24)と内側シリンダ (25)とを、その上端に おいて鏡板 (26)で連結することにより一体的にし、上記ピストン (22)は、下部ハウジ ング（17)に一体的に形成してもよい。
[0103] また、第 1の発明では、ピストン (22)が分断部を有しない完全なリング状に形成す るようにしてもよい。その際、ブレード (23)は、外側ブレード (23)と内側ブレード (23) とに分割され、外側ブレード (23)が外側シリンダ (21)より進退してピストン (22)に接し 、内側ブレード (23)が内側シリンダ (21)より進退してピストン (22)に接するようにする
[0104] また、本発明の回転式流体機械は、圧縮機の他、冷媒を膨張させる膨張機や、ポ ンプなどであってもよ!/、ことは勿論である。
産業上の利用可能性
[0105] 以上説明したように、本発明は、外側の作動室と内側の作動室とを有する回転式 流体機械に有用である。

Claims

請求の範囲
[1] 環状のシリンダ室 (50)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 (50)に収納され、シリンダ室 (50)を外側の作動室 (51)と内側の作動室 (52 )とに区画する環状のピストン (22)と、上記シリンダ室 (50)に配置され、各作動室を高 圧側と低圧側とに区画するブレード (23)とを有し、上記シリンダ (21)とピストン (22)と が相対的に回転する回転機構 (20)を備え、
上記シリンダ室 (50)は、回転時におけるシリンダ (21)の壁面とピストン (22)の壁面 との間隙が所定値になるように、シリンダ室 (50)の幅 T1が該シリンダ室 (50)の 1周に おいて変化している
ことを特徴とする回転式流体機械。
[2] 環状のシリンダ室 (50)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 (50)に収納され、シリンダ室 (50)を外側の作動室 (51)と内側の作動室 (52 )とに区画する環状のピストン (22)と、上記シリンダ室 (50)に配置され、各作動室を高 圧側と低圧側とに区画するブレード (23)とを有し、上記シリンダ (21)及びピストン (22 )が自転することなく該シリンダ (21)とピストン (22)とが相対的に回転する回転機構（ 20)を備え、
上記ピストン (22)は、回転時におけるシリンダ (21)の壁面とピストン (22)の壁面と の間隙が所定値になるように、ピストン（22)の幅 T2が該ピストン（22)の 1周にお!/、て 変化している
ことを特徴とする回転式流体機械。
[3] 請求項 2において、
上記シリンダ室 (50)は、回転時におけるシリンダ (21)の壁面とピストン (22)の壁面 との間隙が所定値になるように、シリンダ室 (50)の幅 T1が該シリンダ室 (50)の 1周に おいて変化している
ことを特徴とする回転式流体機械。
[4] 請求項 1又は 3において、
上記シリンダ室（50)の幅 T1は、シリンダ室（50)の 1周の始点をブレード（23)の中 心線とし、始点から 180度まで広ぐ 180度を越えて 360度未満で狭く形成されてい る
ことを特徴とする回転式流体機械。
[5] 請求項 4において、
上記シリンダ室 (50)における平面視上の内壁円の中心と外壁円の中心とが異な つている
ことを特徴とする回転式流体機械。
[6] 請求項 1又は 3において、
上記シリンダ室 (50)は、 1周を周方向に 4つの領域に区分して幅の広い広領域部
(Zl, Z3)と幅の狭い狭領域部 (Z2, Z4)とが交互に連続するように形成されている ことを特徴とする回転式流体機械。
[7] 請求項 2又は 3において、
上記ピストン (22)とブレード (23)とは、所定の揺動中心で相対的に揺動し、 上記ピストン（22)の幅 T2は、ピストン（22)の 1周の始点をピストン（22)とブレード（
23)との揺動中心とし、始点から 180度まで狭ぐ 180度を越えて 360度までが広く形 成されている
ことを特徴とする回転式流体機械。
[8] 請求項 7において、
上記ピストン (22)における平面視上の内壁円の中心と外壁円の中心とが異なって いる
ことを特徴とする回転式流体機械。
[9] 請求項 2又は 3において、
上記ピストン (22)とブレード (23)とは、所定の揺動中心で相対的に揺動し、 上記ピストン (22)は、周方向に 4つの領域に区分して幅の狭い狭領域部 (W1, W3)と幅の広い広領域部 (W2, W4)とが交互に連続するように形成されている ことを特徴とする回転式流体機械。
[10] 請求項 1において、
上記回転機構 (20)のピストン (22)は、円環の一部分が分断された分断部を有す る C型形状に形成され、 上記回転機構 (20)のブレード (23)は、シリンダ室 (50)の内周側の壁面力も外周 側の壁面まで延び、ピストン (22)の分断部を揷通して設けられる一方、
上記ピストン (22)の分断部には、ピストン (22)とブレード (23)とに面接触する揺動 ブッシュがブレード（23)の進退が自在で、且つブレード（23)のピストン（22)との相対 的揺動が自在に設けられている
ことを特徴とする回転式流体機械。
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