WO2006126531A1 - 回転式圧縮機 - Google Patents

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WO2006126531A1
WO2006126531A1 PCT/JP2006/310235 JP2006310235W WO2006126531A1 WO 2006126531 A1 WO2006126531 A1 WO 2006126531A1 JP 2006310235 W JP2006310235 W JP 2006310235W WO 2006126531 A1 WO2006126531 A1 WO 2006126531A1
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WO
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pressure
cylinder
side member
seal ring
end plate
Prior art date
Application number
PCT/JP2006/310235
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Kazuhiro Furusho
Takazo Sotojima
Takashi Shimizu
Kazutaka Hori
Yoshitaka Shibamoto
Masanori Masuda
Original Assignee
Daikin Industries, Ltd.
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Daikin Industries, Ltd. filed Critical Daikin Industries, Ltd.
Priority to CN2006800136698A priority Critical patent/CN101163886B/zh
Priority to US11/915,178 priority patent/US7806672B2/en
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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/30—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C18/32—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having both the movement defined in group F04C18/02 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C18/321—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having both the movement defined in group F04C18/02 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes hinged to the inner member and reciprocating with respect to the inner member
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/02—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/008—Hermetic pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C27/00—Sealing arrangements in rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C27/005—Axial sealings for working fluid

Definitions

  • the present invention relates to a rotary compressor that compresses a fluid by relatively rotating a cylinder and a piston eccentrically.
  • Patent Document 1 Conventionally, for example, a rotary compressor as disclosed in Patent Document 1 is known.
  • This rotary compressor includes a cylinder and a piston member that rotates eccentrically.
  • the cylinder and the piston member form a compression chamber that becomes a closed space.
  • Each of the cylinder and the piston member has an end wall.
  • the end wall of the cylinder and the end wall of the piston member face each other across the compression chamber.
  • the rotary compressor compresses the fluid sucked into the compression chamber by rotating the piston member eccentrically.
  • the internal pressure of the compression chamber acts on each of the end wall of the cylinder and the end wall of the piston member.
  • the internal pressure of the compression chamber increases. For this reason, if no measures are taken, the cylinder and the piston member move away from each other due to the pressure applied to the respective end walls, and as a result, the compression chamber can be sufficiently sealed. The loss of compression efficiency will be lost.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Laid-Open No. 6-288358
  • the rotary compressor sucks and compresses a low-pressure fluid, and discharges the fluid that has been compressed to a high pressure.
  • the pressure of the suction fluid sucked into the cylinder chamber and the pressure of the discharge fluid discharged by the cylinder chamber force may fluctuate.
  • this rotary compressor is used as a compressor for an air conditioner that performs a refrigeration cycle
  • the pressure of the suction fluid and the discharge fluid changes depending on the operating state of the air conditioner.
  • the present invention has been made in view of the strong point, and is to ensure high compression efficiency without increasing mechanical loss even if the operating condition of the rotary compressor is changed.
  • a first invention includes a cylinder (40) forming a cylinder chamber (60, 65) and a piston housed in the cylinder chamber (60, 65) in an eccentric state with respect to the cylinder (40). (50) and a blade (45) for partitioning the cylinder chamber (60,65) into a high pressure chamber (61,66) and a low pressure chamber (62,67), the cylinder (40) and the piston
  • the rotary compressor in which the volumes of the high-pressure chamber (61, 66) and the low-pressure chamber (62, 67) change as a result of relative eccentric rotation with (50) is an object.
  • End plates are provided on the base end side of the cylinder (40) and the base end side of the piston (50), respectively.
  • the end plate portion (41) of the cylinder (40) and the end plate portion of the piston (50) are provided.
  • (51) has front surfaces facing each other across the cylinder chamber (60, 65), and one of the cylinder (40) and the piston (50) is a pushing member and the other is a receiving member.
  • a pressing mechanism (70) for pressing the push side member toward the end plate portion of the receiving side member and a force toward the end plate portion of the receiving side member acting on the push side member Adjustment mechanism that changes the magnitude of the load in the direction according to the pressure difference between the suction fluid sucked into the low pressure chamber (62, 67) and the high pressure chamber (61, 66) force discharged. ).
  • the high pressure chamber (61, 66) and the low pressure chamber (62, 62) are surrounded by the cylinder chamber (60, 65) force blade (45) surrounded by the cylinder (40) and the piston (50). It is partitioned into 67).
  • the volumes of the high pressure chamber (61, 66) and the low pressure chamber (62, 67) change.
  • fluid is sucked into the low pressure chamber (62, 67)
  • the inside of the high pressure chamber (61, 66) Fluid is compressed .
  • the fluid pressure in the high pressure chambers (61, 66) acts on the end plate portion (41) of the cylinder (40) and the end plate portion (51) of the piston (50) in a direction to separate them from each other.
  • the rotary compressor (10) of the present invention is provided with a pressing mechanism (70).
  • the pressing mechanism (70) applies a pressing force to one of the cylinder (40) and the piston (50).
  • the side that receives the pressing force of the pressing mechanism (70) is used as the pressing side member, and the rest is used as the pressing side member.
  • the pressing mechanism (70) is connected to the piston ( Apply a pressing force in the direction of the direction of force to the end plate part (51) of 50).
  • the pressing mechanism (70) When the piston (50) serves as a pushing member and the cylinder (40) serves as a receiving member, the pressing mechanism (70) The pressing force in the direction toward the end plate part (41) of the cylinder (40) is applied. Due to the pressing force of the pressing mechanism (70), one of the cylinder (40) and the piston (50) is pressed against the other end plate part.
  • the direction of the load acting on the push side member toward the end plate portion of the receiving side member is the resultant force of the force that the end plate part of the push side member receives also the fluid force in the high pressure chamber (61, 66) and the force that receives the force of the pressing mechanism (70). If the force received by the push-side member from the pressing mechanism (70) is excessive compared to the force received by the fluid force in the high-pressure chamber (61, 66), the frictional force acting between the push-side member and the receive-side member The power loss (ie friction loss) resulting from this increases.
  • the rotary compressor (10) is provided with the adjusting mechanism (80).
  • the adjusting mechanism (80) adjusts the magnitude of the load acting on the push side member in the direction toward the end plate portion of the receiving side member.
  • the adjustment mechanism (80) discharges the magnitude of this load from the pressure of the suction fluid sucked into the low pressure chamber (62, 67) (ie, suction pressure) and from the high pressure chamber (61, 66). It adjusts according to the difference with the pressure (namely, discharge pressure) of the discharged fluid.
  • the cylinder (40) is configured such that a cross section of the cylinder chamber (60, 65) is annular, and the piston (50)
  • the cylinder chamber (60, 65) formed in an annular shape is connected to the outer cylinder chamber (60) outside the piston (50) and the piston (50).
  • the piston body (52) is divided into an inner cylinder chamber (65) inside the inner cylinder chamber, and the outer cylinder chamber (60) and the inner cylinder chamber (65) are respectively separated by the blade (45) into the high pressure chamber (61). , 66) and the low pressure chamber (62, 67).
  • the cylinder chamber (60, 65) formed by the cylinder (40) has an annular cross section (that is, a cross section perpendicular to the axial direction of the cylinder (40)). .
  • the cylinder chamber (60, 65) is divided into an outer cylinder chamber (60) and an inner cylinder chamber (65) by an annular piston (50).
  • the outer cylinder chamber (60) located outside the piston (50) is partitioned into a high pressure chamber (61) and a low pressure chamber (62) by the blade (45).
  • the inner cylinder chamber (65) located inside the piston (50) is also divided into a high pressure chamber (66) and a low pressure chamber (67) by the blade (45).
  • the adjusting mechanism (80) changes the magnitude of the pressing force that the pressing mechanism (70) acts on the pressing side member.
  • the magnitude of the load acting in the direction toward the end plate portion of the receiving side member acting on the push side member is changed.
  • the adjustment mechanism (80) changes the magnitude of the pressing force itself received by the pressing side member from the pressing mechanism (70).
  • the adjustment mechanism (80) changes the magnitude of the pressing force of the pressing mechanism (70)
  • the magnitude of the load toward the end plate portion of the receiving side member acting on the pressing side member changes accordingly.
  • the pressing mechanism (70) is configured such that the pressure of the discharged fluid is applied to a part of the rear surface of the end plate portion of the pressing side member, and the suction flow is applied to the remaining part.
  • the adjustment mechanism (80) is configured to apply body pressure to each other, and the adjustment mechanism (80) changes the area of a portion of the back surface of the end plate portion of the push side member on which the pressure of the discharged fluid acts, thereby pressing the body.
  • the mechanism (70) changes the magnitude of the pressing force that acts on the pressing side member.
  • the pressing mechanism (70) applies a pressing force to the push side member by applying the pressure of the discharge fluid or the suction fluid to the back surface of the end plate portion of the push side member.
  • the adjusting mechanism (80) changes the area of the portion of the back surface of the end plate portion of the push side member that receives the pressure of the discharged fluid. Comparing the cases where the pressure of the discharge fluid is the same, the pressing force acting on the push-side member increases as the area of the portion of the back surface of the end plate portion of the push-side member that receives the pressure of the discharge fluid increases.
  • a fifth invention is the above-mentioned fourth invention, wherein the rear-side gap (75) is formed between the push-side member and the entire back surface of the end-plate portion along the back surface of the end-plate portion.
  • the pressing mechanism (70) is provided with a large-diameter seal ring (71) and a large-diameter seal ring (71) formed in ring shapes having different diameters and disposed in the back side gap (75).
  • a small-diameter seal ring (72) is provided, and the pressure of the discharged fluid is applied to the inner portion of the small-diameter seal ring (72) in the back side gap (75), and the outer portion of the large-diameter seal ring (71).
  • the pressure of the suction fluid is always applied to each other, and the adjustment mechanism (80) is provided between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) in the back side gap (75).
  • a back-side gap (75) is formed between the support member (35) and the end plate portion of the push-side member.
  • the back side gap (75) is divided into three parts by a large-diameter seal ring (71) and a small-diameter seal ring (72).
  • the gap on the back side (75) consists of the inner part of the small-diameter seal ring (72), the part between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71), and the large-diameter seal ring (71). It is divided into the outer part.
  • the inner part of the small-diameter seal ring (72) is substantially the same as the pressure of the discharged fluid, and the outer part of the large-diameter seal ring (71) is substantially the same as the pressure of the suction fluid.
  • the adjustment mechanism (80) is provided with a communication path (81) and an on-off valve (82).
  • the on-off valve (82) opens the communication passage (81).
  • the pressure of the discharged fluid is introduced into a portion between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) in the back side gap (75). That is, in the back side gap (75), the entire inside of the large-diameter seal ring (71) becomes the pressure of the discharged fluid, and only the outside of the large-diameter seal ring (71) becomes the pressure of the suction fluid.
  • the adjustment mechanism (80) secures a pressing force acting on the push-side member by using the entire inside of the large-diameter seal ring (71) in the back-side gap (75) as the pressure of the discharged fluid.
  • the on-off valve (82) closes the communication path (81).
  • the portion between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) in the back side gap (75) has an intermediate value between the pressure of the discharge fluid and the pressure of the suction fluid.
  • the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) do not completely prevent fluid leakage, so the rear-side clearance (75) has a small-diameter seal ring (72) and a large-diameter seal ring.
  • the pressure between (71) is an intermediate value between the pressure inside the small-diameter seal ring (72) and the pressure outside the large-diameter seal ring (71). If the area of the portion of the end plate portion of the push-side member on which the pressure of the discharge fluid is applied is fixed, the pressing force acting on the push-side member is reduced when the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid is relatively large. There is a risk of excess. Therefore, the adjusting mechanism (80) reduces the pressure of the portion between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) in the back-side gap (75) to be lower than the pressure of the discharge fluid, Reduce the pressing force acting on the material.
  • a sixth invention is the above first or second invention, wherein the rear side gap (75) is disposed along the back surface of the end plate portion of the push side member and between the entire back surface of the end plate portion. ) Is formed, and the pressing mechanism (70) presses the pressing side member against the end plate portion of the receiving side member by the fluid pressure of the back side gap (75).
  • a large-diameter seal ring (71) and a small-diameter seal ring (72) formed in a ring shape with different diameters are arranged in the back side gap (75).
  • the mechanism (80) is configured to change the fluid pressure in the portion between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) in the back-side gap (75), thereby the pressing mechanism (70). Changes the magnitude of the pressing force applied to the pressing side member.
  • the back side gap (75) is formed between the end plate portion of the push side member and the support member (35).
  • the pressing mechanism (70) applies a pressing force to the pressing side member by applying the pressure of the fluid existing in the back side gap (75) to the back surface of the end plate portion of the pressing side member.
  • the adjusting mechanism (80) is configured to be able to adjust the fluid pressure in the portion between the small-diameter seal ring (72) and the large-diameter seal ring (71) in the back side gap (75).
  • a seventh invention is the above sixth invention, wherein the center of the large-diameter seal ring (71) is higher than the rotation center of the cylinder (40) or the piston (50). 66) It is located closer to you.
  • the large-diameter seal ring (71) is disposed such that the center position thereof is biased toward the high-pressure chamber (61, 66).
  • the fluid pressure acting on the end plate portion of the piston (50) and the cylinder (40) is larger on the high pressure chamber (61, 66) side than on the low pressure chamber (62, 67) side.
  • the piston (50) or the cylinder (40) is left with a moment to tilt the cylinder (40) by simply applying an average pressing force to the end plate of the push-side member. End up.
  • the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) are each centered on the cylinder (40) or the piston (50).
  • the center of the small-diameter seal ring (72) is located closer to the blade (45) than the center of the large-diameter seal ring (71). Is.
  • the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) are arranged such that the respective center positions are biased toward the high-pressure chamber (61, 66). Yes.
  • the fluid pressure acting on the end plate portion of the piston (50) and the cylinder (40) is larger in the high pressure chamber (61, 66 M law) than in the low pressure chamber (62, 67) side.
  • the piston (50) or cylinder (40) can be moved only by applying an average pressing force to the end plate of the push-side member. The moment to tilt is left.
  • the eccentric direction of the large-diameter seal ring (71) is different from the eccentric direction of the small-diameter seal ring (72). For this reason, only the inside of the small-diameter seal ring (72) in the back-side gap (75) has the pressure of the discharged fluid, and the entire inside of the large-diameter seal ring (71) has the pressure of the discharged fluid. Then, the position of the center of operation of the pressing force acting on the end plate part of the push side member changes. That is, the position of the center of action of the pressing force acting on the end plate portion of the push-side member changes due to the pressure difference between the discharged fluid and the suction fluid.
  • the adjustment mechanism (80) applies a pushing force in a direction away from the end plate portion of the receiving member to the pushing member.
  • the magnitude of the load acting in the direction toward the end plate portion of the receiving side member acting on the pushing side member is changed.
  • the adjusting mechanism (80) applies a pushing force opposite to the pushing force of the pushing mechanism (70) to the pushing member, and changes the magnitude of the pushing force. Since the pressing force by the pressing mechanism (70) cancels the pushing back force of the adjusting mechanism (80), if the adjusting mechanism (80) changes the magnitude of the pushing back force, the receiving side member acting on the pushing side member The magnitude of the load toward the end plate changes.
  • the adjusting mechanism (80) is a concave groove (88) opened at a front end surface of the receiving side member that is in sliding contact with the front surface of the end plate portion of the pushing side member. ) And the magnitude of the pushing back force is changed by changing the internal pressure of the concave groove (88).
  • the concave groove (88) is opened in the distal end surface of the receiving member.
  • the internal pressure of the concave groove (88) acts on the front surface of the end plate portion of the push side member. That is, the direction of the force acting on the push-side member due to the internal pressure of the concave groove (88) is the direction in which the end plate member of the push-side member is pulled away.
  • the adjustment mechanism (80) changes the magnitude of the pushing back force applied to the push side member by changing the internal pressure of the concave groove (88).
  • the concave groove (88) of the adjustment mechanism (80) is closer to the low pressure chamber (62, 67) than the tip end surface of the receiving side member.
  • the adjustment mechanism (80) has a communication path (81) connecting the concave groove (88) to a space where the discharge fluid exists, and a pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid.
  • an open / close valve (82) that opens the communication passage (81) when a predetermined value is exceeded and closes the communication passage (81) when the pressure difference becomes a predetermined value or less.
  • the concave groove (88) opens in a portion near the low pressure chamber (62, 67) on the distal end surface of the receiving side member.
  • the communication passage (81) is opened by the on-off valve (82).
  • the pressure of the discharged fluid is introduced into the concave groove (88) through the communication path (81).
  • the internal pressure of the groove (88) is set to the pressure of the discharge fluid, and the return force in the direction opposite to the pressing force of the pressing mechanism (70) is increased.
  • the communication path (81) is closed by the on-off valve (82).
  • the internal pressure of the concave groove (88) becomes lower than the pressure of the discharged fluid due to the influence of the fluid pressure in the low pressure chamber (62, 67) and the high pressure chamber (61, 66).
  • the internal pressure of the concave groove (88) is made lower than the pressure of the discharge fluid, and the return force in the direction opposite to the pressing force of the pressing mechanism (70) is reduced.
  • the fluid pressure acting on the front surface of the end plate portion of the push side member which is the piston (50) or the cylinder (40), is lower than the high pressure chamber (61, 66) side than the low pressure chamber (62, 67). ) Side is smaller.
  • the concave groove (88) is opened in a portion near the low pressure chamber (62, 67) on the front end surface of the receiving member.
  • the concave groove (88) of the adjustment mechanism (80) is closer to the high pressure chamber (61, 66) on the tip end surface of the receiving side member.
  • the adjustment mechanism (80) has a communication path (81) connecting the concave groove (88) to a space where the suction fluid exists, and a pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid.
  • the concave groove (88) opens in a portion near the high-pressure chamber (61, 66) on the distal end surface of the receiving side member.
  • the open / close valve (82) opens the communication path (81).
  • the pressure of the suction fluid is introduced into the concave groove (88) through the communication path (81).
  • the communication passage (81) is closed by the on-off valve (82).
  • the fluid being compressed in the high-pressure chamber (61, 66) slightly leaks into the concave groove (88), so that the internal pressure of the concave groove (88) becomes higher than the pressure of the suction fluid.
  • the internal pressure of the concave groove (88) is made higher than the pressure of the discharge fluid, and the pressing force in the direction opposite to the pressing force of the pressing mechanism (70) is increased.
  • the fluid pressure acting on the front surface of the end plate portion of the push-side member that is the piston (50) or the cylinder (40) is higher than that of the low-pressure chamber (62, 67) side (61, 66). ) Side is larger.
  • the concave groove (88) is opened in a portion near the high pressure chamber (61, 66) on the front end surface of the receiving member.
  • the pressing mechanism (70) applies a pressing force to the pressing side member which is one of the cylinder (40) or the piston (50). For this reason, even if the fluid pressure in the cylinder chamber (60, 65) acts on the end plate of the cylinder (40) or piston (50), the cylinder (40) and piston (50) taralance will not increase. It is possible to improve the compression efficiency by suppressing fluid leakage from the high pressure chamber (61, 66). In the present invention, the magnitude of the load acting on the push side member is adjusted by the adjustment mechanism (80) according to the difference between the discharge pressure and the suction pressure.
  • the compression efficiency of the rotary compressor (10) can be increased and the mechanical loss during the operation can be reduced, thereby improving the performance of the rotary compressor (10). I can plan.
  • the adjusting mechanism (80) adjusts the magnitude of the pressing force itself by the pressing mechanism (70), the load acting on the pressing side member can be reduced.
  • the size can be adjusted accurately.
  • the cylinder (40) or piston (50 ) even if the operating state of the rotary compressor (10) changes and the pressure difference between the discharge fluid and the suction fluid changes, the cylinder (40) or piston (50 ), The magnitude of the moment to tilt the push-side member can be reliably reduced, and problems such as reduced compression efficiency and uneven wear due to the tilt of the push-side member can be avoided. Can do.
  • the adjusting mechanism (80) adjusts the magnitude of the pushing force acting in the opposite direction to the pushing force by the pushing mechanism (70),
  • the magnitude of the load acting on the push side member can be adjusted accurately.
  • FIG. 1 is a schematic longitudinal sectional view of a rotary compressor according to a first embodiment.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a main part of the compression mechanism of the first embodiment.
  • FIG. 3 is a longitudinal sectional view showing the main part of the compression mechanism of Embodiment 1, wherein (A) is a view showing a state where the communication path is open, and (B) is a view where the communication path is closed.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing the main part of the compression mechanism of Embodiment 1, wherein (A) is a view showing a state where the communication path is open, and (B) is a view where the communication path is closed.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view showing the main parts of the compression mechanism of the first embodiment.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view of the compression mechanism showing the operation of the rotary compressor.
  • FIG. 6 is a longitudinal sectional view showing a main part of the compression mechanism of the second embodiment.
  • FIG. 7 is a cross-sectional view showing the main part of the compression mechanism of the second embodiment.
  • FIG. 8 is a longitudinal sectional view showing a main part of the compression mechanism of the third embodiment.
  • FIG. 9 is a cross-sectional view showing the main parts of the compression mechanism of the third embodiment.
  • FIG. 10 is a cross-sectional view showing the main parts of a compression mechanism in a first modification of the other embodiment.
  • FIG. 11 is a schematic longitudinal sectional view of a rotary compressor according to a second modification of the other embodiment.
  • FIG. 12 is a schematic longitudinal sectional view of a rotary compressor according to a third modification of the other embodiment.
  • the rotary compressor (10) of the present embodiment is provided in the refrigerant circuit of the refrigerator and used to compress the refrigerant.
  • the rotary compressor (10) of the present embodiment is configured as a so-called hermetic type.
  • the rotary compressor (10) includes a casing (11) formed in a vertically long sealed container shape.
  • the casing (11) is configured by a cylindrical portion (12) formed in a vertically long cylindrical shape and a pair of end plate portions (13) formed in a bowl shape and closing both ends of the cylindrical portion (12). Yes.
  • the upper end plate portion (13) is provided with a discharge pipe (14) passing through the end plate portion (13).
  • the cylindrical portion (12) is provided with a suction pipe (15) penetrating the cylindrical portion (12).
  • a compression mechanism (30) and an electric motor (20) are arranged in order with the downward force also directed upward.
  • a crankshaft (25) extending in the vertical direction is provided inside the casing (11).
  • the compression mechanism (30) and the electric motor (20) are connected via a crankshaft (25).
  • the rotary compressor (10) of this embodiment is a so-called high pressure dome type. That is, the refrigerant compressed by the compression mechanism (30) is discharged into the internal space of the casing (11), and then is sent through the discharge pipe (14) to the casing (11).
  • the crankshaft (25) includes a main shaft portion (26) and an eccentric portion (27).
  • the eccentric part (27) is provided at a position near the lower end of the crank shaft (25), and is formed in a cylindrical shape having a larger diameter than the main shaft part (26).
  • the eccentric portion (27) is eccentric in the axial center by a predetermined amount of the axial force of the main shaft portion (26).
  • an oil supply passage extending upward from the lower end of the crankshaft (25) is formed in the crankshaft (25).
  • the lower end of this oil supply passage constitutes a so-called centrifugal pump.
  • the lubricating oil accumulated at the bottom of the casing (11) is supplied to the compression mechanism (30) through this oil supply passage.
  • the electric motor (20) includes a stator (21) and a rotor (22)!
  • the stator (21) is fixed to the inner wall of the cylindrical portion (12) of the casing (11).
  • the rotor (22) is one of the stator (21) Is connected to the main shaft part (26) of the crankshaft (25).
  • the compression mechanism (30) includes a first housing (35), a second housing (50), and a cylinder (40).
  • the first housing (35) and the second housing (50) are provided in an overlapping manner, and the cylinder is enclosed in a space surrounded by the first housing (35) and the second housing (50). (40) is housed.
  • the first housing (35) includes a flat plate portion (36), a peripheral edge portion (38), and a bearing portion (37), and constitutes a support member.
  • the flat plate portion (36) is formed in a thick disc shape, and its outer diameter is substantially equal to the inner diameter of the casing (11).
  • the flat plate portion (36) is fixed to the cylindrical portion (12) of the casing (11) by welding or the like.
  • the main shaft portion (26) of the crankshaft (25) passes through the central portion of the flat plate portion (36).
  • the peripheral edge portion (38) is formed in a short cylindrical shape that continues to the vicinity of the peripheral edge of the flat plate portion (36), and protrudes downward from the front surface (lower surface in FIG. 1) of the flat plate portion (36).
  • the peripheral portion (38) is formed with a suction port (39) that penetrates the peripheral portion (38) in the radial direction, and a suction pipe (15) is inserted into the suction port (39).
  • the bearing portion (37) is formed in a cylindrical shape extending along the main shaft portion (26), and protrudes upward from the back surface (upper surface in FIG. 1) of the flat plate portion (36). This bearing portion (37) constitutes a sliding bearing that supports the main shaft portion (26).
  • the second housing (50) includes an end plate portion (51) and a piston body (52) to form a piston.
  • the end plate portion (51) is formed in a thick disk shape, and its outer diameter is slightly smaller than the inner diameter of the casing (11).
  • the end plate portion (51) is connected to the first housing (35) with a bolt or the like, and the peripheral portion (38) of the first housing (35) is in contact with the front surface (the upper surface in FIG. 1). Further, the main shaft portion (26) of the crankshaft (25) passes through the center portion of the end plate portion (51), and this end plate portion (51) constitutes a sliding bearing that supports the main shaft portion (26). Yes.
  • the piston body (52) is formed integrally with the end plate portion (51) and protrudes from the front surface of the end plate portion (51).
  • the piston body (52) is shaped like a part of a relatively short cylinder cut out, and has a C shape in plan view. Details of the piston body (52) will be described later.
  • the cylinder (40) includes an end plate part (41), an outer cylinder part (42), and an inner cylinder part (43), and is formed inside the peripheral edge part (38) of the first housing (35). Arranged in space. this A space is formed between the inner peripheral surface of the peripheral edge portion (38) and the outer peripheral surface of the cylinder (40). This space communicates with the suction port (39) and constitutes a suction space (57).
  • the end plate portion (41) is formed in a doughnut-shaped and thick flat plate shape having a slightly wide radial width.
  • the lower surface in FIG. 1 is the front surface, and the upper surface in FIG.
  • the outer cylinder portion (42) and the inner cylinder portion (43) are each formed in a slightly thick and relatively short cylindrical shape.
  • the outer cylinder part (42) protrudes from the outer peripheral part of the front surface of the end plate part (41), and the outer peripheral surface thereof is continuous with the outer peripheral surface of the end plate part (41).
  • the inner cylinder part (43) projects from the inner peripheral part of the front surface of the end plate part (41), and the inner peripheral surface thereof is continuous with the inner peripheral surface of the end plate part (41).
  • the inner diameter of the outer cylinder part (42) is larger than the outer diameter of the inner cylinder part (43), and the cylinder chamber (60, 65) is located between the outer cylinder part (42) and the inner cylinder part (43). Is formed.
  • the cylinder chamber (60, 65) has a circular cross-sectional shape (that is, a cross section perpendicular to the axial direction of the cylinder (40) or a cross section parallel to the end plate portion (41) of the cylinder (40)). Speak.
  • the front surface of the end plate portion (41) faces the cylinder chamber (60, 65). Further, the front end surfaces (lower end surfaces in FIG. 1) of the outer cylinder portion (42) and the inner cylinder portion (43) are both in sliding contact with the end plate portion (51) of the second housing (50).
  • the eccentric part (27) of the crankshaft (25) passes through the cylinder (40).
  • the outer peripheral surface of the eccentric part (27) is in sliding contact with the inner peripheral surfaces of the end plate part (41) and the inner cylinder part (43).
  • the cylinder (40) engaged with the eccentric part (27) performs an eccentric rotational movement as the crankshaft (25) rotates.
  • the blade (45) is formed integrally with the cylinder (40) and is disposed so as to cross the cylinder chamber (60, 65) in the radial direction. Specifically, the blade (45) is formed in a flat plate shape extending in the radial direction of the cylinder (40) from the inner peripheral surface of the outer cylinder portion (42) to the outer peripheral surface of the inner cylinder portion (43). It is integrated with the part (42) and the inner cylinder part (43). Further, the blade (45) is in a state where the front surface force of the end plate portion (41) also protrudes, and is integrated with the end plate portion (41).
  • the piston body (52) has a C-shape in plan view (see Fig. 2).
  • the piston body (52) has an outer diameter of the outer cylinder part (42
  • the inner diameter that is smaller than the inner diameter of the inner cylinder part (43) is larger than the outer diameter of the inner cylinder part (43).
  • This piston body (52) The downward force shown in FIG. 1 is also inserted into the cylinder chamber (60, 65) formed between the side cylinder part (42) and the inner cylinder part (43).
  • the cylinder chamber (60, 65) is divided into the outside and inside of the piston body (52), the outside of the piston body (52) becomes the outside cylinder chamber (60), and the inside of the piston body (52) is the inside cylinder. It becomes room (65)!
  • the piston main body (52) is arranged so that its axis coincides with the axis of the main shaft portion (26) of the crankshaft (25).
  • the piston body (52) has an outer peripheral surface that is in sliding contact with the inner peripheral surface of the outer cylinder portion (42) at one location, and an inner peripheral surface that is slid at one location with the outer peripheral surface of the inner cylinder portion (43). Touching.
  • the sliding contact part between the piston body (52) and the outer cylinder part (42) is opposite to the sliding contact part between the piston body (52) and the inner cylinder part (43) with the axis of the piston body (52) in between. It is located on the side, that is, the phase is 180 ° out of phase.
  • the piston body (52) is arranged so that the blade (45) penetrates the divided part (see FIG. 2).
  • the outer cylinder chamber (60) and the inner cylinder chamber (65) are each divided into a high pressure chamber (61, 66) and a low pressure chamber (62, 67) by a blade (45).
  • a pair of swing bushes (56) is inserted into the gap between the circumferential end surface of the piston body (52) and the side surfaces (left and right side surfaces in FIG. 2) of the blade (45). That is, one swing bush (56) is arranged on each side of the blade (45) in FIG.
  • Each swinging bush (56) is a small piece having an outer surface formed into an arc surface and an inner surface formed into a flat surface.
  • the end surface in the circumferential direction of the piston body (52) is an arc surface and slides with the outer surface of the swing bush (56). Further, the inner side surface of the swing bush (56) slides with the side surface of the blade (45).
  • the blade (45) is supported by the swing bush (56) so as to be rotatable with respect to the piston body (52) and to be able to advance and retract.
  • a through hole (44) is formed in the outer cylinder part (42).
  • the through hole (44) is formed in the vicinity of the right side of the blade (45) in FIG. 2, and passes through the outer cylinder part (42) in the radial direction.
  • the through hole (44) connects the low pressure chamber (62) of the outer cylinder chamber (60) to the suction space (57).
  • the piston body (52) has a through hole (53).
  • the through hole (53) is formed in the vicinity of the right side of the blade (45) in FIG. 2, and penetrates the piston body (52) in the radial direction.
  • the through hole (53) connects the low pressure chamber (67) of the inner cylinder chamber (65) with the low pressure chamber (62) of the outer cylinder chamber (60).
  • An outer discharge port (54) and an inner discharge port (55) are formed in the end plate portion (51) of the second housing (50).
  • the outer discharge port (54) and the inner discharge port (55) each penetrate the end plate portion (51) in the thickness direction.
  • the outer discharge port (54) opens at a position near the outer periphery of the piston body (52) and adjacent to the left side of the blade (45) in FIG.
  • the inner discharge port (55) opens at a position near the inner periphery of the piston body (52) and adjacent to the left side of the blade (45) in FIG.
  • the outer discharge port (54) communicates with the high pressure chamber (61) of the outer cylinder chamber (60), and the inner discharge port (55) communicates with the high pressure chamber (66) of the inner cylinder chamber (65).
  • the outer discharge port (54) and the inner discharge port (55) are opened and closed by a discharge valve (not shown).
  • a muffler (31) is attached to the lower side of the second housing (50). This muffler
  • connection passage (33) that connects the discharge space (32) to the space above the first housing (35) is formed at the outer edge of the first housing (35) and the second housing (50). Be beaten!
  • the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) are attached to the flat plate portion (36) of the first housing (35). ! /
  • Each of the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) is fitted in a concave groove opened on the front surface (the lower surface in FIG. 3) of the flat plate portion (36).
  • the large-diameter seal ring (71) is provided so as to surround the outside of the small-diameter seal ring (72).
  • the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) are in contact with the back surface of the end plate portion (41) of the cylinder (40).
  • the center of the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) is the center of the piston body (52) (ie, the main shaft portion (26)). Deviation from the axis)!
  • the center positions of the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) are different from each other.
  • the center O of the small-diameter seal ring (72) is closer to the blade (45) than the center O of the large-diameter seal ring (71).
  • This back side clearance (75) consists of an inner clearance (76) inside the small diameter seal ring (72), an intermediate clearance (77) between the small diameter seal ring (72) and the large diameter seal ring (71), It is divided into an outer gap (78) outside the large-diameter seal ring (71).
  • the inner pressure of the outer gap (78) is almost the same as the pressure of the refrigerant (suction pressure) sucked into the compression mechanism (30).
  • the inner gap (76) is filled with the lubricating oil supplied through the oil supply passage of the crankshaft (25)
  • the internal pressure of the inner gap (76) is the compression mechanism (30) force of the discharged refrigerant. It is almost the same as the pressure (discharge pressure).
  • the cylinder (40) is pressed downward in FIG. 3 under the internal pressure of the inner clearance (76).
  • the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) constitute a pressing mechanism (70) that applies a pressing force to the cylinder (40).
  • the cylinder (40) serves as a push-side member
  • the second housing (50) as a piston serves as a receiving-side member.
  • the compression mechanism (30) is provided with an adjustment mechanism (80). Adjustment mechanism
  • the (80) is constituted by a communication passage (81) and a differential pressure valve (82) which is an on-off valve.
  • the communication passage (81) and the differential pressure valve (82) are both provided in the first housing (35).
  • the communication passage (81) is a small-diameter passage formed in the first housing (35). One end of the communication path (81) opens into the intermediate gap (77) of the back side gap (75), and the other end is the back side of the flat plate part (36) of the first housing (35) (upper surface in FIG. 3). ) And open.
  • the differential pressure valve (82) includes a valve body (83), a panel (85), and a lid member (86).
  • a bottomed buried hole (87) extending downward from the back surface thereof is formed so as to cross the communication path (81), and this buried hole (87)
  • the valve body (83), the panel (85), and the lid member (86) are accommodated in the housing.
  • the valve body (83) is generally formed in a cylindrical shape, and can advance and retreat in the axial direction of the embedded hole (87). Further, an outer peripheral groove (84) opening on the outer peripheral surface is formed near the lower end of the valve body (83).
  • the panel (85) is disposed between the bottom of the embedding hole (87) and the valve body (83), and urges the valve body (83) upward.
  • the space below the valve element (83) in the burial hole (87) communicates with the suction port (39).
  • the lid member (86) is provided so as to close the upper end of the embedding hole (87).
  • the lid member (86) has a small-diameter hole. The space above the valve body (83) in the buried hole (87) is discharged gas through the hole in the lid member (86). It communicates with the interior space of the filled casing (11).
  • the discharge pressure acts on the upper surface thereof, and the suction pressure and the biasing force of the panel (85) act on the lower surface thereof.
  • the valve body (83) moves up and down according to the difference between the discharge pressure and the suction pressure.
  • FIG. 3 (A) when the height of the outer peripheral groove (84) of the valve body (83) reaches the position of the communication path (81), the communication path (81) is opened.
  • FIG. 3 (B) when the height of the outer peripheral groove (84) of the valve body (83) shifts the position force of the communication path (81), the communication path (81) is closed.
  • the rotary compressor (10) is provided in the refrigerant circuit of the refrigerator.
  • the rotary compressor (10) sucks and compresses the refrigerant evaporated in the evaporator, and discharges the compressed gas refrigerant to a condenser.
  • the refrigerant starts to be sucked into (67).
  • the refrigerant flowing into the suction port (39) passes through the suction space (57), the through hole (44) of the outer cylinder part (42), the outer cylinder chamber (60), and the through hole (53) of the piston body (52) in this order. Passes through and flows into the low pressure chamber (67).
  • the volume of the low-pressure chamber (67) increases (see (B), (C), and (D) in the figure), and the state in the figure (A) is reached.
  • the suction of the refrigerant into the inner cylinder chamber (65) is completed.
  • the refrigerant starts to be sucked into (62).
  • the refrigerant flowing into the suction port (39) sequentially passes through the suction space (57) and the through hole (44) of the outer cylinder part (42) and flows into the low pressure chamber (62).
  • the volume of the low-pressure chamber (62) increases (see (D), (A), and (B) in the figure). Inhalation of refrigerant into the cylinder chamber (60) ends
  • the adjusting mechanism (80) acts on the cylinder (40). Adjust the downward load according to the difference between the discharge pressure and the suction pressure. This operation will be described with reference to FIG.
  • the pressure in the intermediate gap (77) is set to the discharge pressure.
  • the suction pressure By reducing the suction pressure to an intermediate pressure, the downward load acting on the cylinder (40) can be reduced.
  • a downward pressing force is applied to the cylinder (40), and the cylinder (40) that is going to rise due to the gas pressure in the cylinder chamber (60, 65) is pushed down by the pressing force. .
  • fluid leakage from the high-pressure chamber (61, 66) prevents the axial clearance between the cylinder (40) and the second housing (50) from expanding even during operation of the rotary compressor (10). And the compression efficiency can be improved.
  • the magnitude of the load in the axial direction (vertical direction) acting on the cylinder (40) as the push side member is determined by the adjusting mechanism (80) so that the discharge pressure and the suction pressure can be controlled. Adjust according to the difference. Therefore, even when the operating conditions of the rotary compressor (10) change, it is possible to appropriately set the magnitude of the axial load acting on the cylinder (40). Power loss due to friction between the housings (50) can be reduced. Therefore, according to the present embodiment, the compression efficiency of the rotary compressor (10) can be increased and the mechanical loss during the operation can be reduced, so that the rotary compressor (10) The performance can be improved.
  • the cylinder (40) as the push side member is changed.
  • the magnitude of the moment to be tilted can be reliably reduced, and problems such as reduced compression efficiency and uneven wear due to tilting of the cylinder (40) can be avoided.
  • Embodiment 2 of the present invention will be described.
  • the rotary compressor (10) of the present embodiment is obtained by changing the configurations of the adjustment mechanism (80) and the pressing mechanism (70) in the first embodiment.
  • the difference between the rotary compressor (10) of the present embodiment and the first embodiment will be described.
  • the adjustment mechanism (80) of the present embodiment includes a communication passage (81) and a differential pressure valve (82). Further, the differential pressure valve (82) of this embodiment includes a valve body (83), a panel (85), and a lid member (86). With respect to these points, the adjustment mechanism (80) of the present embodiment is the same as that of the first embodiment. However, the adjustment mechanism (80) of the present embodiment is different from that of the first embodiment in the arrangement of the communication path (81) and the differential pressure valve (82), and further, the communication path (81) and the differential pressure valve (82). (82) In addition to the groove (88)! / Speak.
  • the concave groove (88) of the adjustment mechanism (80) is formed in the piston body (52) in the second housing (50). Specifically, the concave groove (88) is formed in a portion (generally the left half in FIG. 7) near the high pressure chamber (61, 66) in the piston main body (52).
  • the concave groove (88) is an elongated groove that opens in the front end surface (the upper end surface in FIG. 7) of the piston body (52), and extends in an arc shape along the extending direction of the piston body (52). .
  • the concave groove (88) opens in the surface of the piston body (52) that slides with the end plate portion (41) of the cylinder (40).
  • the communication path (81) of the adjustment mechanism (80) is formed across both the peripheral edge (38) of the first housing (35) and the second housing (50).
  • One end of the communication path (81) opens to the inner peripheral surface of the peripheral edge (38), and communicates with the suction space (57) on one end side.
  • the other end of the communication path (81) opens to the bottom surface of the concave groove (88) formed in the piston body (52). That is, the communication path (81) connects the concave groove (88) to the suction space (57).
  • the valve body (83), the panel (85), and the lid member (86) are embedded in the second housing (50). Specifically, in the end plate portion (51) of the second housing (50), a bottomed buried hole (87) extending upward from the back surface thereof is formed so as to cross the communication path (81). The valve element (83), the panel (85), and the lid member (86) are accommodated in the hole (87).
  • the valve body (83) is generally formed in a columnar shape, and advances and retreats in the axial direction of the embedded hole (87). Further, an outer peripheral groove (84) that opens to the outer peripheral surface is formed near the upper end of the valve body (83).
  • the panel (85) is disposed between the bottom of the embedding hole (87) and the valve body (83), and urges the valve body (83) downward.
  • the space above the valve body (83) in the buried hole (87) communicates with the suction space (57).
  • the lid member (86) is provided so as to close the lower end of the embedding hole (87).
  • the lid member (86) has a small-diameter hole.
  • the space below the valve body (83) in the embedded hole (87) communicates with the discharge space (32) filled with the discharge gas through the hole of the lid member (86).
  • valve body (83) of the differential pressure valve (82) the discharge pressure acts on the lower surface, and the suction pressure and the urging force of the panel (85) act on the upper surface.
  • the valve body (83) moves up and down according to the difference between the discharge pressure and the suction pressure.
  • the communication path (81) is opened.
  • the valve body (83) shifts the position force of the communication path (81)
  • the communication path (81) is closed.
  • the valve body (83) opens the communication passage (81).
  • the compression mechanism (30) is provided with only one seal ring (73), and this one seal ring (73) is provided with the pressing mechanism (70).
  • the seal ring (73) is a concave groove opened on the lower surface of the flat plate portion (36) of the first housing (35). And is in contact with the rear surface of the end plate portion (41) of the cylinder (40).
  • the seal ring (73) forms a back-side gap (75) formed between the flat plate portion (36) of the first housing (35) and the end plate portion (41) of the cylinder (40).
  • the adjustment mechanism (80) of the present embodiment adjusts the magnitude of the downward load acting on the cylinder (40) according to the difference between the discharge pressure and the suction pressure. At this time, the adjusting mechanism (80) changes the magnitude of the downward load acting on the cylinder (40) by changing the magnitude of the pushing back force acting on the cylinder (40) upward. .
  • the valve body (83) of the differential pressure valve (82) is pushed downward by the urging force of the panel (85), and the communication path (81) Is opened, and the state is changed.
  • the groove (88) communicates with the suction space (57) via the communication path (81), and the pressure in the groove (88) becomes the suction pressure. That is, in this state, the suction pressure, not the fluid pressure in the high pressure chamber (61, 66), acts on the portion of the front surface of the end plate portion (41) of the cylinder (40) facing the concave groove (88). To do. For this reason, the magnitude of the pushing-back force that pushes the cylinder (40) upward decreases, and the downward load acting on the cylinder (40) increases.
  • the concave groove (88) is opened in a portion near the high-pressure chamber (61, 66) in the tip surface of the piston main body (52).
  • suction pressure is introduced into the concave groove (88) through the communication path (81)
  • the pushing back acting on the high pressure chamber (61, 66) side portion of the end plate portion (41) of the cylinder (40) is pushed.
  • the force is relatively small and the moment to tilt the cylinder (40) is small
  • the adjusting mechanism (80) adjusts the magnitude of the pushing back force acting upward on the cylinder (40). Therefore, as in the case of the first embodiment, the magnitude of the downward load acting on the cylinder (40) can be adjusted accurately.
  • the groove (88) is opened in a portion near the high-pressure chamber (61, 66) in the tip surface of the piston body (52). For this reason, the moment for tilting the cylinder (40) can be reduced, and problems such as a decrease in compression efficiency and uneven wear due to the tilting of the cylinder (40) can be avoided.
  • Embodiment 3 of the present invention will be described.
  • the rotary compressor (10) of the present embodiment is obtained by changing the configuration of the adjustment mechanism (80) in the second embodiment.
  • the adjustment mechanism (80) of the present embodiment will be described with reference to FIGS.
  • the groove (88) is formed in the piston body (52) in the second housing (50).
  • the concave groove (88) is formed in a portion (generally right half in FIG. 9) of the piston body (52) near the low pressure chamber (62, 67).
  • the concave groove (88) is a long and narrow groove that opens on the front end surface (the upper end surface in FIG. 8) of the piston body (52), and extends in an arc shape along the extending direction of the piston body (52). As described above, the concave groove (88) opens in the surface of the piston body (52) that slides with the end plate portion (41) of the cylinder (40).
  • the communication path (81) of the adjusting mechanism (80) is formed in the second housing (50).
  • One end of the communication path (81) opens to the back surface (the lower surface in FIG. 8) of the end plate portion (51) of the second housing (50), and communicates with the discharge space (32) at one end side. .
  • the communication passage (81) The other end opens to the bottom surface of the concave groove (88) formed in the piston body (52). In other words, this communication passage (81) connects the groove (88) to the discharge space (32)! /
  • the differential pressure valve (82) of the adjusting mechanism (80) has a valve body (83), a panel (85), and a lid member (86) embedded in the second housing (50). Specifically, in the end plate portion (51) of the second housing (50), a bottomed buried hole (87) extending upward from the back surface thereof is formed so as to cross the communication path (81). The valve element (83), the panel (85), and the lid member (86) are accommodated in the hole (87).
  • the valve body (83) is generally formed in a columnar shape, and advances and retreats in the axial direction of the embedded hole (87). Further, an outer peripheral groove (84) that opens to the outer peripheral surface is formed near the upper end of the valve body (83).
  • the panel (85) is disposed between the bottom of the embedding hole (87) and the valve body (83), and urges the valve body (83) downward.
  • the space above the valve body (83) in the buried hole (87) communicates with the suction port (39).
  • the lid member (86) is provided so as to close the lower end of the embedding hole (87).
  • the lid member (86) has a small-diameter hole.
  • the space below the valve body (83) in the embedded hole (87) communicates with the discharge space (32) filled with the discharge gas through the hole of the lid member (86).
  • the discharge pressure acts on the lower surface, and the suction pressure and the urging force of the panel (85) act on the upper surface.
  • the valve body (83) moves up and down according to the difference between the discharge pressure and the suction pressure.
  • the communication path (81) is opened.
  • the valve body (83) shifts the position force of the communication path (81)
  • the communication path (81) is closed.
  • the valve body (83) opens the communication passage (81).
  • the adjustment mechanism (80) of the present embodiment acts on the cylinder (40) by changing the magnitude of the pushing-back force acting upward on the cylinder (40), as in the second embodiment. Change the magnitude of the downward load.
  • the fluid pressure acting on the front surface of the end plate portion (41) of the cylinder (40) is lower than that of the high pressure chamber (61, 66) side (62 , 67) side is smaller.
  • the concave groove (88) is opened in a portion near the low pressure chamber (62, 67) on the tip surface of the piston main body (52).
  • the intermediate gap (77) formed between the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) is Of these, the area located closer to the high pressure chamber (61, 66) becomes larger.
  • the point of action of the force (ie, pressing force) received by the internal pressure of the intermediate gap (77) is closer to the high pressure chamber (61, 66), resulting in a smaller pressing force.
  • the moment to tilt the cylinder (40) by the force can be reliably reduced. Therefore, according to this modification, it is possible to suppress the tilt of the cylinder (40) while keeping the sliding loss due to the pressing force acting on the cylinder (40) low.
  • the pressure in the portion outside the large-diameter seal ring (71) (that is, the outer gap (78)) in the back side gap (75) becomes the discharge pressure. It may be configured. Here, this modification will be described with respect to differences from the first embodiment.
  • the suction port (39) is formed in the second housing (50).
  • the terminal end of the suction port (39) opens to the inner peripheral side and the outer peripheral side of the piston body (52) on the upper surface of the second housing (50).
  • the discharge pressure introduction path (59) is formed in the second housing (50).
  • the discharge pressure introduction path (59) is formed by connecting a space formed between the inner peripheral surface of the peripheral edge portion (38) of the first housing (35) and the outer peripheral surface of the cylinder (40) with a discharge space (32). Communicate.
  • the space between the peripheral portion (38) of the first housing (35) and the cylinder (40) has a discharge pressure as its internal pressure, and constitutes a discharge pressure space (58).
  • the communication path (81) is formed so that the force of the second housing (50) extends over the first housing (35).
  • One end of the communication path (81) is in a portion between the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) (that is, the intermediate gap (77)) in the rear-side gap (75).
  • the differential pressure valve (82) of this modification The space below the valve element (83) in the embedding hole (87) is connected to the suction port (39) via the communication passage (81)!
  • the valve body (83) of the differential pressure valve (82) overcomes the urging force of the panel (85) and is pushed downward to communicate with the communication path (81). Is opened (see Fig. 11).
  • the suction port (39) communicates with the intermediate gap (77) via the communication passage (81), and the pressure in the intermediate gap (77) becomes the suction pressure.
  • the area of the back surface of the cylinder (40) where the discharge pressure acts is reduced, and the downward pressing force acting on the cylinder (40) is reduced by both the inner clearance (76) and the intermediate clearance (77). Is smaller than the state where the discharge pressure is reached.
  • the compression mechanism (30) may be disposed above the electric motor (20).
  • the present modification is applied to the first embodiment.
  • the internal space of the casing (11) is vertically partitioned by the compression mechanism (30), and the space above the compression mechanism (30) is the upper space ( 16), and the space below it constitutes the lower space (17)! Discharge pipe in upper space (16) (14), but the suction pipe (15) is connected to the lower space (17).
  • the first housing (35) is disposed below (that is, closer to the electric motor (20)), and the second housing (50) is disposed above.
  • the first housing (35) is formed with a suction port (39).
  • the suction port (39) communicates the suction space (57) with the lower space (17).
  • the second housing (50) is formed with an outer discharge port (54) for the outer cylinder chamber (60) and an inner discharge port (55) for the inner cylinder chamber (65).
  • These discharge ports (54, 55) are opened and closed by a discharge valve (34) constituted by a reed valve.
  • the refrigerant compressed by the compression mechanism (30) is discharged into the discharge space (32) in the muffler (31) through these discharge ports (63, 68), and then flows into the upper space (16).
  • the communication path (81) is formed so that the force of the second housing (50) extends over the first housing (35).
  • One end of the communication path (81) is in a portion between the large-diameter seal ring (71) and the small-diameter seal ring (72) (that is, the intermediate gap (77)) in the rear-side gap (75).
  • the discharge space (32) are connected to the discharge space (32), respectively.
  • the differential pressure valve (82) of this modification the space above the valve element (83) in the embedded hole (87) is connected to the discharge space (32) via the communication passage (81). ing.
  • the oil supply pump (28) is attached to the lower end of the crankshaft (25).
  • the oil supply pump (28) is constituted by a positive displacement pump, and sucks and feeds refrigeration oil accumulated at the bottom of the casing (11) and supplies it to the compression mechanism (30).
  • the internal pressure of the inner side of the small-diameter seal ring (72) (that is, the inner clearance (76)) in the back side gap (75) is supplied to the compression mechanism (30).
  • This is the pressure of the refrigerating machine oil. That is, the internal pressure of the inner clearance (76) is substantially equal to the suction pressure that is the internal pressure of the lower space (17).
  • the pressure in the rear side gap (75) outside the large-diameter seal ring (71) (that is, the outer gap (78)) is equal to the internal pressure of the suction space (57), that is, the suction pressure. ing.
  • the second housing (50) including the piston body (52) is fixed and the cylinder (40) is eccentrically rotated.
  • a configuration may be adopted in which the cylinder (40) is fixed and the second housing (50) including the piston body (52) is eccentrically rotated.
  • the pressing mechanism (70) applies a pressing force to the second housing (50) including the piston body (52). That is, in this case, the second housing (50) serves as a push-side member, and the cylinder (40) serves as a receiving-side member.
  • the present invention provides a relatively eccentric rotation between the cylinder and the piston.

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Abstract

　回転式圧縮機の圧縮機構（30）では、シリンダ（40）と第２ハウジング（50）によってシリンダ室（60,65）が形成される。シリンダ（40）の鏡板部（41）と第１ハウジング（35）の平板部（36）との間には、背面側隙間（75）が形成される。第１ハウジング（35）には、連通路（81）と差圧弁（82）が設けられる。吐出圧力と吸入圧力の差が小さい状態では、連通路（81）を通じて吐出圧力が中間隙間（77）へ導入され、内側隙間（76）と中間隙間（77）の両方が吐出圧力となるため、シリンダ（40）に作用する押し付け力が大きくなる。逆に吐出圧力と吸入圧力の差が大きい状態では、連通路（81）が差圧弁（82）によって遮断され、中間隙間（77）が吐出圧力よりも低い中間圧力となるため、シリンダ（40）に作用する押し付け力が小さくなる。

Description

明 細 書
回転式圧縮機
技術分野
[0001] 本発明は、シリンダとピストンを相対的に偏心回転させることで流体を圧縮する回転 式圧縮機に関するものである。
背景技術
[0002] 従来より、例えば特許文献 1に開示されているような回転式圧縮機が知られている。
この回転式圧縮機は、シリンダと偏心回転するピストン部材とを備えている。シリンダ とピストン部材は、閉空間となる圧縮室を形成している。また、シリンダとピストン部材 のそれぞれには、端壁が形成されている。シリンダの端壁とピストン部材の端壁とは、 圧縮室を挟んで向かい合つている。そして、この回転式圧縮機は、ピストン部材を偏 心回転させることで、圧縮室へ吸入した流体を圧縮する。
[0003] この回転式圧縮機では、シリンダの端壁とピストン部材の端壁とのそれぞれに圧縮 室の内圧が作用する。圧縮室内の流体が圧縮されると、圧縮室の内圧が上昇する。 このため、何の対策も講じなければ、シリンダとピストン部材は、それぞれの端壁に作 用する圧力によって互いに離反する方向へ移動してしまい、その結果、圧縮室の気 密を充分に保持できなくなって圧縮効率の低下を招いてしまう。
[0004] そこで、上記特許文献 1に開示された回転式圧縮機では、ピストン部材の端壁に押 し付け力を作用させ、ピストン部材とシリンダのクリアランスが拡大するのを回避して圧 縮室の気密を確保するようにして 、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
[0005] 上記回転式圧縮機は、低圧の流体を吸入して圧縮し、圧縮されて高圧となった流 体を吐出している。この回転式圧縮機の用途によっては、シリンダ室へ吸入される吸 入流体の圧力と、シリンダ室力 吐出される吐出流体の圧力とが変動する場合がある 。例えば、冷凍サイクルを行う空調機の圧縮機としてこの回転式圧縮機を用いる場合 には、吸入流体や吐出流体の圧力が空調機の運転状態によって変化する。
[0006] 吸入流体や吐出流体の圧力が変化すると、それに伴って、ピストン部材に作用させ るべき押し付け力の大きさも変化する。このため、上記特許文献 1の回転式圧縮機で は、その運転条件によってピストン部材に作用する押し付け力が過剰になる場合もあ り、このような場合には、ピストン部材とシリンダの摩擦が大きくなつて機械損失の増大 を招くおそれがあった。
[0007] 本発明は、力かる点に鑑みてなされたものであり、回転式圧縮機の運転条件が変 化しても機械損失を増やさずに高い圧縮効率を確保することにある。
課題を解決するための手段
[0008] 第 1の発明は、シリンダ室 (60,65)を形成するシリンダ (40)と、該シリンダ (40)に対し て偏心した状態で上記シリンダ室 (60,65)に収納されるピストン (50)と、上記シリンダ 室 (60,65)を高圧室 (61,66)と低圧室 (62,67)に区画するためのブレード (45)とを備え 、上記シリンダ (40)と上記ピストン (50)とが相対的に偏心回転することによって上記 高圧室 (61,66)及び低圧室 (62,67)の容積が変化する回転式圧縮機を対象とする。 そして、上記シリンダ (40)の基端側と上記ピストン (50)の基端側にはそれぞれ鏡板 部が設けられ、上記シリンダ (40)の鏡板部 (41)と上記ピストン (50)の鏡板部（51)は それぞれの前面が上記シリンダ室（60,65)を挟んで互いに向かい合っており、上記シ リンダ (40)及び上記ピストン (50)の一方が押し側部材を、他方が受け側部材をそれ ぞれ構成する一方、上記押し側部材を上記受け側部材の鏡板部へ向かって押し付 ける押し付け機構 (70)と、上記押し側部材に作用する上記受け側部材の鏡板部へ 向力う方向の荷重の大きさを、上記低圧室 (62,67)へ吸入される吸入流体と上記高 圧室 (61,66)力 吐出された吐出流体の圧力差に応じて変更する調節機構 (80)とを 備えているものである。
[0009] 第 1の発明では、シリンダ（40)とピストン（50)に囲まれたシリンダ室（60,65)力 ブレ ード (45)によって高圧室（61,66)と低圧室（62,67)に仕切られる。シリンダ (40)とピスト ン (50)が相対的に偏心回転すると、高圧室 (61,66)と低圧室 (62,67)の容積が変化 する。低圧室 (62,67)の容積が拡大する過程では低圧室 (62,67)へ流体が吸入され 、高圧室 (61,66)の容積が縮小する過程では高圧室 (61,66)内の流体が圧縮される 。高圧室 (61,66)内の流体圧は、シリンダ (40)の鏡板部 (41)とピストン (50)の鏡板部 (51)のそれぞれに対し、両者を互いに引き離す方向へ作用する。
[0010] 一方、この発明の回転式圧縮機（10)には、押し付け機構 (70)が設けられている。
押し付け機構 (70)は、シリンダ (40)とピストン (50)の何れか一方に対して押し付け力 を作用させる。この発明では、シリンダ (40)とピストン (50)のうち、押し付け機構 (70) 力も押し付け力を受ける方を押し側部材とし、残りを押し側部材としている。シリンダ（ 40)が押し側部材となってピストン (50)が受け側部材となる場合、押し付け機構 (70) は、押し側部材であるシリンダ (40)に対して、受け側部材であるピストン (50)の鏡板 部（51)へ向力 方向の押し付け力を作用させる。逆に、ピストン (50)が押し側部材と なってシリンダ (40)が受け側部材となる場合、押し付け機構 (70)は、押し側部材であ るピストン (50)に対して、受け側部材であるシリンダ (40)の鏡板部 (41)へ向力う方向 の押し付け力を作用させる。この押し付け機構 (70)の押し付け力により、シリンダ (40 )とピストン (50)は、その一方が他方の鏡板部へ向力つて押し付けられる。
[0011] ここで、この押し付け機構 (70)に相当するものだけを備える従来の回転式圧縮機（ 10)において、押し側部材に作用する荷重のうち、受け側部材の鏡板部へ向かう方 向の荷重の大きさは、押し側部材の鏡板部が高圧室 (61,66)内の流体力も受ける力 と押し付け機構 (70)力 受ける力の合力となる。そして、押し側部材が押し付け機構 (70)から受ける力が高圧室 (61,66)内の流体力 受ける力に比べて過大になると、押 し側部材と受け側部材の間に作用する摩擦力が大きくなり、それに起因する動力の 損失 (即ち摩擦損失)が増大してしまう。
[0012] そこで、この発明では、回転式圧縮機（10)に調節機構 (80)を設けている。この調節 機構 (80)は、押し側部材に作用する荷重のうち、受け側部材の鏡板部へ向かう方向 の荷重の大きさを調節する。その際、調節機構 (80)は、この荷重の大きさを、低圧室 (62,67)へ吸入される吸入流体の圧力（即ち吸入圧力）と、高圧室 (61,66)から吐出さ れた吐出流体の圧力（即ち吐出圧力）との差に応じて調節する。
[0013] 第 2の発明は、上記第 1の発明において、上記シリンダ (40)は、上記シリンダ室 (60, 65)の横断面が環状となるように構成され、上記ピストン (50)は、環状に形成されて上 記シリンダ室（60,65)を該ピストン（50)の外側の外側シリンダ室（60)と該ピストン (50) の内側の内側シリンダ室 (65)とに区画するピストン本体 (52)を備えており、上記外側 シリンダ室 (60)と内側シリンダ室 (65)のそれぞれが上記ブレード (45)によって高圧 室（61,66)と低圧室（62,67)〖こ区画されるものである。
[0014] 第 2の発明において、シリンダ (40)により形成されるシリンダ室（60,65)は、その横 断面 (即ち、シリンダ (40)の軸方向と直交する断面）が環状となっている。このシリン ダ室（60,65)は、環状のピストン (50)によって外側シリンダ室（60)と内側シリンダ室（6 5)に仕切られる。ピストン (50)の外側に位置する外側シリンダ室 (60)は、ブレード (45 )によって高圧室 (61)と低圧室 (62)に仕切られる。また、ピストン (50)の内側に位置 する内側シリンダ室 (65)も、ブレード (45)によって高圧室 (66)と低圧室 (67)に仕切ら れる。ピストン (50)とシリンダ (40)が相対的に偏心回転すると、これら高圧室 (61,66) と低圧室 (62,67)の容積が変化し、低圧室 (62,67)への流体の吸入と、高圧室 (61,66 )での流体の圧縮とが行われる。
[0015] 第 3の発明は、上記第 1又は第 2の発明において、上記調節機構 (80)は、上記押し 付け機構 (70)が上記押し側部材へ作用させる押し付け力の大きさを変更することに よって、上記押し側部材に作用する上記受け側部材の鏡板部へ向力う方向の荷重 の大きさを変更して ヽるものである。
[0016] 第 3の発明にお 、て、調節機構 (80)は、押し側部材が押し付け機構 (70)から受け る押し付け力の大きさ自体を変更する。そして、押し付け機構 (70)の押し付け力の大 きさを調節機構 (80)が変更すると、それに伴って、押し側部材に作用する受け側部 材の鏡板部向きの荷重の大きさが変化する。
[0017] 第 4の発明は、上記第 3の発明において、上記押し付け機構 (70)は、上記押し側 部材の鏡板部の背面の一部分に上記吐出流体の圧力を、残りの部分に上記吸入流 体の圧力をそれぞれ作用させるように構成され、上記調節機構 (80)は、上記押し側 部材の鏡板部の背面のうち上記吐出流体の圧力が作用する部分の面積を変更する ことによって、上記押し付け機構 (70)が上記押し側部材へ作用させる押し付け力の 大きさを変更して ヽるものである。
[0018] 第 4の発明において、押し付け機構 (70)は、押し側部材の鏡板部の背面に吐出流 体や吸入流体の圧力を作用させることで、押し側部材に押し付け力を作用させて 、 る。また、調節機構 (80)は、押し側部材の鏡板部の背面のうち吐出流体の圧力を受 ける部分の面積を変更する。吐出流体の圧力が同じ場合について比較すると、押し 側部材の鏡板部の背面のうち吐出流体の圧力を受ける部分の面積が広いほど、押し 側部材に作用する押し付け力は大きくなる。
[0019] 第 5の発明は、上記第 4の発明において、上記押し側部材の鏡板部の背面に沿つ て配置されて該鏡板部の背面全体との間に背面側隙間 (75)を形成する支持部材 (3 5)が設けられる一方、上記押し付け機構 (70)は、互いに直径の異なるリング状に形 成されて上記背面側隙間（75)に配置される大径シールリング (71)及び小径シールリ ング (72)を備え、上記背面側隙間（75)のうち上記小径シールリング (72)の内側の部 分に上記吐出流体の圧力を、上記大径シールリング (71)の外側の部分に上記吸入 流体の圧力をそれぞれ常に作用させており、上記調節機構 (80)は、上記背面側隙 間（75)のうち上記小径シールリング（72)と大径シールリング（71)の間の部分を上記 吐出流体が存在する空間に接続する連通路 (81)と、上記吐出流体と上記吸入流体 の圧力差が所定値を下回ると上記連通路 (81)を開いて該圧力差が所定値以上にな ると上記連通路 (81)を閉じる開閉弁 (82)とを備えるものである。
[0020] 第 5の発明では、支持部材 (35)と押し側部材の鏡板部との間に背面側隙間 (75)が 形成される。この背面側隙間（75)は、大径シールリング (71)と小径シールリング (72) によって 3つの部分に仕切られている。具体的に、背面側隙間（75)は、小径シールリ ング (72)の内側部分と、小径シールリング (72)と大径シールリング（71)の間の部分と 、大径シールリング（71)の外側部分とに区画されている。背面側隙間（75)では、小 径シールリング (72)の内側部分が吐出流体の圧力と略同一になり、大径シールリン グ（71)の外側部分が吸入流体の圧力と略同一になる。
[0021] この発明にお 、て、調節機構 (80)には連通路 (81)と開閉弁 (82)とが設けられる。
[0022] 吐出流体と吸入流体の圧力差が所定値を下回る状態では、開閉弁 (82)が連通路（ 81)を開く。この状態において、背面側隙間（75)のうち小径シールリング（72)と大径 シールリング (71)の間の部分には、吐出流体の圧力が導入される。つまり、背面側隙 間（75)では、大径シールリング (71)の内側全体が吐出流体の圧力となり、大径シ一 ルリング (71)の外側だけが吸入流体の圧力となる。押し側部材の鏡板部のうち吐出 流体の圧力を作用させる部分の面積が固定されていると、吐出流体と吸入流体の圧 力差が比較的小さい状態では、押し側部材に作用する押し付け力が不足するおそ れがある。そこで、調節機構 (80)は、背面側隙間（75)のうち大径シールリング (71)の 内側全体を吐出流体の圧力とし、押し側部材に作用する押し付け力を確保する。
[0023] 逆に、吐出流体と吸入流体の圧力差が所定値以上になった状態では、開閉弁 (82 )が連通路 (81)を閉じる。この状態において、背面側隙間（75)のうち小径シールリン グ（72)と大径シールリング (71)の間の部分は、吐出流体の圧力と吸入流体の圧力の 中間の値となる。つまり、大径シールリング（71)や小径シールリング（72)が流体の漏 れを完全に阻止する訳ではないため、背面側隙間（75)では、小径シールリング（72) と大径シールリング（71)の間の圧力が、小径シールリング（72)の内側の圧力と大径 シールリング (71)の外側の圧力の中間の値となる。押し側部材の鏡板部のうち吐出 流体の圧力を作用させる部分の面積が固定されていると、吐出流体と吸入流体の圧 力差が比較的大きい状態では、押し側部材に作用する押し付け力が過剰になるお それがある。そこで、調節機構 (80)は、背面側隙間（75)のうち小径シールリング (72) と大径シールリング（71)の間の部分の圧力を吐出流体の圧力よりも低くし、押し側部 材に作用する押し付け力を削減する。
[0024] 第 6の発明は、上記第 1又は第 2の発明において、上記押し側部材の鏡板部の背 面に沿って配置されて該鏡板部の背面全体との間に背面側隙間 (75)を形成する支 持部材 (35)が設けられ、上記押し付け機構 (70)は、上記背面側隙間 (75)の流体圧 によって上記押し側部材を上記受け側部材の鏡板部へ向力つて押し付けるように構 成される一方、上記背面側隙間（75)には、互いに直径の異なるリング状に形成され た大径シールリング (71)及び小径シールリング（72)が配置されており、上記調節機 構 (80)は、上記背面側隙間（75)のうち上記小径シールリング (72)と大径シールリン グ (71)の間の部分における流体圧を変更することによって、上記押し付け機構 (70) が上記押し側部材へ作用させる押し付け力の大きさを変化させるものである。
[0025] 第 6の発明では、押し側部材の鏡板部と支持部材 (35)との間に背面側隙間 (75)が 形成される。押し付け機構 (70)は、背面側隙間（75)に存在する流体の圧力を押し側 部材の鏡板部の背面に作用させることで、押し側部材に押し付け力を作用させて 、 る。一方、調節機構 (80)は、上記背面側隙間（75)のうち上記小径シールリング (72) と大径シールリング（71)の間の部分における流体圧を調節できるように構成される。 この部分の流体圧が変化すると、押し側部材が背面側隙間（75)内の流体力 受ける 力が変化し、その結果、押し側部材に作用する上記受け側部材の鏡板部へ向力 方 向の荷重の大きさが変化する。
[0026] 第 7の発明は、上記第 6の発明において、上記大径シールリング (71)の中心が上 記シリンダ (40)又は上記ピストン (50)の回転中心よりも上記高圧室 (61,66)寄りに位 置しているものである。
[0027] 第 7の発明において、大径シールリング（71)は、その中心位置が高圧室 (61,66)側 に偏るように配置されている。ここで、ピストン (50)ゃシリンダ (40)の鏡板部に作用す る流体圧は、低圧室 (62,67)側よりも高圧室 (61,66)側の方が大きくなる。このため、 ピストン (50)又はシリンダ (40)である押し側部材の鏡板部へ押し付け力を平均的に 作用させるだけでは、ピストン (50)ゃシリンダ (40)を傾けようとするモーメントが残って しまう。これに対し、大径シールリング (71)を高圧室 (61,66)寄りに配置すると、背面 側隙間（75)のうち小径シールリング (72)と大径シールリング (71)に挟まれた部分の 内圧によって押し側部材の鏡板部に作用する押し付け力は、その作用点が高圧室（ 61,66)寄りの位置となる。このため、押し側部材を傾けようとするモーメントが低減され る。
[0028] 第 8の発明は、上記第 5の発明において、上記大径シールリング (71)及び上記小 径シールリング（72)は、それぞれの中心が上記シリンダ（40)又は上記ピストン（50)の 回転中心よりも上記高圧室 (61,66)寄りに位置すると共に、上記小径シールリング (72 )の中心が上記大径シールリング (71)の中心よりも上記ブレード (45)寄りに位置して いるものである。
[0029] 第 8の発明にお 、て、大径シールリング（71)及び小径シールリング (72)は、それぞ れの中心位置が高圧室（61,66)側に偏るように配置されている。ここで、ピストン（50) ゃシリンダ (40)の鏡板部に作用する流体圧は、低圧室 (62,67)側よりも高圧室 (61,66 M則の方が大きくなる。このため、ピストン (50)又はシリンダ (40)である押し側部材の 鏡板部へ押し付け力を平均的に作用させるだけでは、ピストン (50)ゃシリンダ (40)を 傾けようとするモーメントが残ってしまう。これに対し、大径シールリング（71)や小径シ ールリング (72)を高圧室 (61,66)寄りに配置すると、押し側部材の鏡板部では、高圧 室 (61,66)寄りの部分に作用する押し付け力が低圧室 (62,67)寄りの部分に比べて 大きくなる。このため、押し側部材を傾けようとするモーメントが低減される。
[0030] また、この発明では、大径シールリング（71)の偏心方向と小径シールリング（72)の 偏心方向とが相違している。このため、背面側隙間（75)のうち小径シールリング (72) の内側だけが吐出流体の圧力になる状態と、大径シールリング (71)の内側全体が吐 出流体の圧力になる状態とでは、押し側部材の鏡板部に作用する押し付け力の作 用中心の位置が変化する。つまり、吐出流体と吸入流体の圧力差によって、押し側 部材の鏡板部に作用する押し付け力の作用中心の位置が変化することになる。
[0031] 第 9の発明は、上記第 1又は第 2の発明において、上記調節機構 (80)は、上記押し 側部材に上記受け側部材の鏡板部から離れる方向の押し返し力を作用させると共に 、該押し返し力の大きさを変更することによって上記押し側部材に作用する上記受け 側部材の鏡板部へ向力う方向の荷重の大きさを変化させるものである。
[0032] 第 9の発明では、調節機構 (80)は、押し付け機構 (70)力もの押し付け力とは逆向き の押し返し力を押し側部材へ作用させ、この押し返し力の大きさを変更する。押し付 け機構 (70)による押し付け力は調節機構 (80)の押し返し力と打ち消し合うため、調 節機構 (80)が押し返し力の大きさを変更すると、押し側部材に作用する受け側部材 の鏡板部向きの荷重の大きさが変化する。
[0033] 第 10の発明は、上記第 9の発明において、上記調節機構 (80)は、上記押し側部材 の鏡板部の前面と摺接する上記受け側部材の先端面に開口する凹溝 (88)を備え、 該凹溝 (88)の内圧を変更することによって上記押し返し力の大きさを変更しているも のである。
[0034] 第 10の発明では、受け側部材の先端面に凹溝 (88)が開口している。この凹溝 (88 )の内圧は、押し側部材の鏡板部の前面に作用する。つまり、凹溝 (88)の内圧によつ て押し側部材に作用する力の向きは、押し側部材の鏡板部を受け側部材力 引き離 す方向となる。調節機構 (80)は、凹溝 (88)の内圧を変更することで、押し側部材へ 作用させる押し返し力の大きさを変化させる。 [0035] 第 11の発明は、上記第 10の発明において、上記調節機構 (80)の凹溝 (88)は、上 記受け側部材の先端面のうち上記低圧室 (62,67)寄りの部分に開口しており、上記 調節機構 (80)は、上記凹溝 (88)を上記吐出流体が存在する空間に接続する連通 路 (81)と、上記吐出流体と上記吸入流体の圧力差が所定値を超えると上記連通路（ 81)を開いて該圧力差が所定値以下になると上記連通路 (81)を閉じる開閉弁 (82)と を備えるものである。
[0036] 第 11の発明において、凹溝 (88)は、受け側部材の先端面における低圧室 (62,67) 寄りの部分に開口している。吐出流体と吸入流体の圧力差が所定値以上となる状態 では、開閉弁 (82)によって連通路 (81)が開かれる。この状態では、吐出流体の圧力 が連通路 (81)を通じて凹溝 (88)へ導入される。吐出流体と吸入流体の圧力差が比 較的大きい状態では、凹溝 (88)の内圧を吐出流体の圧力に設定し、押し付け機構（ 70)の押し付け力と逆向きの押し返し力を大きくする。逆に、吐出流体と吸入流体の 圧力差が所定値を下回る状態では、開閉弁 (82)によって連通路 (81)が閉じられる。 この状態では、低圧室 (62,67)内や高圧室 (61,66)内の流体圧の影響を受けて凹溝 ( 88)の内圧が吐出流体の圧力よりも低くなる。吐出流体と吸入流体の圧力差が比較 的小さい状態では、凹溝 (88)の内圧を吐出流体の圧力よりも低くし、押し付け機構（ 70)の押し付け力と逆向きの押し返し力を小さくする。
[0037] 上述したように、ピストン (50)又はシリンダ (40)である押し側部材の鏡板部の前面 に作用する流体圧は、高圧室 (61,66)側よりも低圧室 (62,67)側の方が小さくなる。こ れに対し、この発明では、受け側部材の先端面のうち低圧室 (62,67)寄りの部分に凹 溝 (88)を開口させている。そして、この凹溝 (88)へ連通路 (81)を通じて吐出流体の 圧力が導入されると、押し側部材の鏡板部のうち低圧室 (62,67)側の部分に作用す る押し返し力が比較的大きくなり、押し側部材を傾けようとするモーメントが小さくなる
[0038] 第 12の発明は、上記第 10の発明において、上記調節機構 (80)の凹溝 (88)は、上 記受け側部材の先端面のうち上記高圧室 (61,66)寄りの部分に開口しており、上記 調節機構 (80)は、上記凹溝 (88)を上記吸入流体が存在する空間に接続する連通 路 (81)と、上記吐出流体と上記吸入流体の圧力差が所定値を下回ると上記連通路（ 81)を開いて該圧力差が所定値以上になると上記連通路 (81)を閉じる開閉弁 (82)と を備えるものである。
[0039] 第 12の発明において、凹溝 (88)は、受け側部材の先端面における高圧室 (61,66) 寄りの部分に開口している。吐出流体と吸入流体の圧力差が所定値以下となる状態 では、開閉弁 (82)によって連通路 (81)が開かれる。この状態では、吸入流体の圧力 が連通路 (81)を通じて凹溝 (88)へ導入される。吐出流体と吸入流体の圧力差が比 較的小さい状態では、凹溝 (88)の内圧を吸入流体の圧力に設定し、押し付け機構（ 70)の押し付け力と逆向きの押し返し力を小さくする。逆に、吐出流体と吸入流体の 圧力差が所定値を上回る状態では、開閉弁 (82)によって連通路 (81)が閉じられる。 この状態では、高圧室 (61,66)で圧縮されつつある流体が凹溝 (88)へ僅かに漏れ込 むため、凹溝 (88)の内圧が吸入流体の圧力よりも高くなる。吐出流体と吸入流体の 圧力差が比較的大きい状態では、凹溝 (88)の内圧を吐出流体の圧力よりも高くし、 押し付け機構 (70)の押し付け力と逆向きの押し返し力を大きくする。
[0040] 上述したように、ピストン (50)又はシリンダ (40)である押し側部材の鏡板部の前面 に作用する流体圧は、低圧室 (62,67)側よりも高圧室 (61,66)側の方が大きくなる。こ れに対し、この発明では、受け側部材の先端面のうち高圧室 (61,66)寄りの部分に凹 溝 (88)を開口させている。そして、この凹溝 (88)へ連通路 (81)を通じて吸入流体の 圧力が導入されると、押し側部材の鏡板部のうち高圧室 (61,66)側の部分に作用す る押し返し力が比較的小さくなり、押し側部材を傾けようとするモーメントが小さくなる 発明の効果
[0041] 本発明では、シリンダ (40)又はピストン (50)の一方である押し側部材に押し付け機 構 (70)が押し付け力を作用させている。このため、シリンダ室 (60,65)内の流体圧が シリンダ (40)やピストン (50)の鏡板部に作用しても、シリンダ (40)とピストン (50)のタリ ァランスが拡大することはなぐ高圧室 (61,66)からの流体の漏れを抑制して圧縮効 率を向上させることができる。また、本発明において、押し側部材に作用する荷重の 大きさは、調節機構 (80)が吐出圧力と吸入圧力の差に応じて調節している。このた め、回転式圧縮機（10)の運転条件が変化した場合でも、押し側部材に作用する荷 重のうち受け側部材の鏡板へ向力う方向の荷重の大きさを適切に設定することが可 能となり、押し側部材と受け側部材の間での摩擦による損失を低減できる。従って、 本発明によれば、回転式圧縮機（10)の圧縮効率を高めると共に、その運転中にお ける機械的な損失を低減することができ、回転式圧縮機（10)の性能向上を図ること ができる。
[0042] また、上記第 3〜第 8の発明によれば、押し付け機構 (70)による押し付け力自体の 大きさを調節機構 (80)が調節しているため、押し側部材に作用する荷重の大きさを 的確に調節することができる。特に、上記第 7,第 8の発明によれば、回転式圧縮機（ 10)の運転状態が変化して吐出流体と吸入流体の圧力差が変化しても、シリンダ (40 )又はピストン (50)の一方である押し側部材を傾けようとするモーメントの大きさを確 実に削減することができ、押し側部材が傾くことに起因する圧縮効率の低下や偏摩 耗などの問題を回避することができる。
[0043] また、上記第 9〜第 12の発明によれば、押し付け機構 (70)による押し付け力とは逆 向きに作用する押し返し力の大きさを調節機構 (80)が調節しているため、押し側部 材に作用する荷重の大きさを的確に調節することができる。特に、第 11及び第 12の 発明によれば、押し側部材を傾けようとするモーメントの大きさを低減することができ、 押し側部材が傾くことに起因する圧縮効率の低下や偏摩耗などの問題を回避するこ とがでさる。
図面の簡単な説明
[0044] [図 1]図 1は、実施形態 1の回転式圧縮機の概略縦断面図である。
[図 2]図 2は、実施形態 1の圧縮機構の要部を示す横断面図である。
[図 3]図 3は、実施形態 1の圧縮機構の要部を示す縦断面図であって、（A)は連通路 が開いた状態を示す図であり、（B)は連通路が閉じた状態を示す図である。
[図 4]図 4は、実施形態 1の圧縮機構の要部を示す横断面図である。
[図 5]図 5は、回転式圧縮機の動作を示す圧縮機構の横断面図である。
[図 6]図 6は、実施形態 2の圧縮機構の要部を示す縦断面図である。
[図 7]図 7は、実施形態 2の圧縮機構の要部を示す横断面図である。
[図 8]図 8は、実施形態 3の圧縮機構の要部を示す縦断面図である。 [図 9]図 9は、実施形態 3の圧縮機構の要部を示す横断面図である。
[図 10]図 10は、その他の実施形態の第 1変形例における圧縮機構の要部を示す横 断面図である。
圆 11]図 11は、その他の実施形態の第 2変形例における回転式圧縮機の概略縦断 面図である。
圆 12]図 12は、その他の実施形態の第 3変形例における回転式圧縮機の概略縦断 面図である。
符号の説明
10 回転式圧縮機
35 第 1ハウジング (支持部材)
40 シリンダ
41 鏡板部
45 ブレード
50 第 2ハウジング（ピストン）
51 鏡板部
52 ピストン本体
60 外側シリンダ室
61 高圧室
62 低圧室
65 内側シリンダ室
66 高圧室
67 低圧室
70 押し付け機構
71 大径シールリング
72 小径シールリング
75 背面側隙間
80 調節機構
81 連通路 82 差圧弁 (開閉弁）
88 凹溝
発明を実施するための最良の形態
[0046] 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。
[0047] 《発明の実施形態 1》
本発明の実施形態について説明する。本実施形態の回転式圧縮機（10)は、冷凍 機の冷媒回路に設けられて冷媒を圧縮するために利用される。
[0048] 図 1に示すように、本実施形態の回転式圧縮機（10)は、いわゆる全密閉型に構成 されている。この回転式圧縮機（10)は、縦長の密閉容器状に形成されたケーシング（ 11)を備えている。このケーシング（11)は、縦長の円筒状に形成された円筒部（12)と 、椀状に形成されて円筒部（12)の両端を塞ぐ一対の端板部（13)とによって構成され ている。上側の端板部（13)には、該端板部（13)を貫通する吐出管（14)が設けられ て 、る。円筒部（12)には、該円筒部（12)を貫通する吸入管（15)が設けられて 、る。
[0049] ケーシング（11)の内部には、下力も上へ向力つて順に、圧縮機構 (30)と電動機 (20 )とが配置されている。また、ケーシング（11)の内部には、上下方向に延びるクランク 軸 (25)が設けられて 、る。圧縮機構 (30)と電動機 (20)は、クランク軸 (25)を介して連 結されている。本実施形態の回転式圧縮機（10)は、いわゆる高圧ドーム型となって いる。つまり、圧縮機構 (30)で圧縮された冷媒は、ケーシング（11)の内部空間へ吐 出され、その後に吐出管（14)を通ってケーシング（11)力 送り出される。
[0050] クランク軸 (25)は、主軸部（26)と偏心部（27)とを備えて!/、る。偏心部（27)は、クラン ク軸 (25)の下端寄りの位置に設けられ、主軸部 (26)よりも大径の円柱状に形成され ている。この偏心部（27)は、その軸心が主軸部（26)の軸心力 所定量だけ偏心して いる。クランク軸 (25)の内部には、図示しないが、クランク軸 (25)の下端から上方へ 延びる給油通路が形成されている。この給油通路の下端部は、いわゆる遠心ポンプ を構成している。ケーシング（11)の底に溜まった潤滑油は、この給油通路を通って圧 縮機構 (30)へ供給される。
[0051] 電動機 (20)は、ステータ（21)とロータ (22)とを備えて!/、る。ステータ (21)は、ケーシ ング（11)の円筒部（12)の内壁に固定されている。ロータ (22)は、ステータ (21)の内 側に配置されてクランク軸 (25)の主軸部（26)と連結されて!、る。
[0052] 圧縮機構 (30)は、第 1ハウジング (35)と、第 2ハウジング (50)と、シリンダ (40)とを備 えている。この圧縮機構 (30)では、第 1ハウジング (35)と第 2ハウジング (50)が上下 に重なって設けられ、第 1ハウジング (35)と第 2ハウジング (50)で囲まれた空間にシリ ンダ (40)が収容されている。
[0053] 第 1ハウジング (35)は、平板部 (36)と周縁部 (38)と軸受部 (37)とを備え、支持部材 を構成している。平板部（36)は、厚肉の円板状に形成されており、その外径がケー シング（11)の内径とほぼ等しくなつている。この平板部（36)は、溶接等によってケー シング（11)の円筒部（12)に固定されている。また、クランク軸 (25)の主軸部（26)は、 平板部（36)の中央部を貫通して 、る。周縁部 (38)は、平板部（36)の周縁付近に連 続する短い円筒状に形成されており、平板部（36)の前面（図 1における下面)から下 方へ突設されて 、る。周縁部 (38)には該周縁部 (38)を径方向へ貫通する吸入ポー ト（39)が形成されており、この吸入ポート (39)に吸入管（15)が挿入されている。軸受 部 (37)は、主軸部 (26)に沿って延びる円筒状に形成され、平板部 (36)の背面（図 1 における上面)から上方へ突設されている。この軸受部（37)は、主軸部（26)を支持 する滑り軸受を構成して ヽる。
[0054] 第 2ハウジング (50)は、鏡板部（51)とピストン本体 (52)とを備えてピストンを構成し ている。鏡板部（51)は、厚肉の円板状に形成されており、その外径がケーシング（11 )の内径よりもやや小さくなつている。この鏡板部（51)は、第 1ハウジング (35)にボルト 等で連結されており、その前面（図 1における上面）に第 1ハウジング (35)の周縁部（ 38)が当接している。また、クランク軸 (25)の主軸部（26)が鏡板部（51)の中央部を貫 通しており、この鏡板部（51)は、主軸部（26)を支持する滑り軸受を構成している。ピ ストン本体 (52)は、鏡板部（51)と一体に形成されており、鏡板部（51)の前面から突 出している。このピストン本体 (52)は、比較的短い円筒の一部分を切除したような形 状となっており、平面視で Cの字形状となっている。ピストン本体 (52)の詳細について は後述する。
[0055] シリンダ (40)は、鏡板部 (41)と外側シリンダ部 (42)と内側シリンダ部 (43)とを備え、 第 1ハウジング (35)の周縁部（38)の内側に形成された空間に配置されている。この 周縁部（38)の内周面とシリンダ (40)の外周面との間には空間が形成されて!ヽる。こ の空間は、吸入ポート (39)と連通しており、吸入空間（57)を構成している。
[0056] 鏡板部 (41)は、径方向の幅がやや広いドーナツ型で厚肉の平板状に形成されて いる。鏡板部 (41)は、図 1における下面が前面となり、同図における上面が背面とな つている。
[0057] 図 2にも示すように、外側シリンダ部 (42)と内側シリンダ部 (43)は、それぞれがやや 厚肉で比較的短い円筒状に形成されて!、る。外側シリンダ部 (42)は、鏡板部 (41)の 前面の外周部分に突設されており、その外周面が鏡板部 (41)の外周面に連続して いる。内側シリンダ部 (43)は、鏡板部 (41)の前面の内周部分に突設されており、そ の内周面が鏡板部 (41)の内周面に連続している。外側シリンダ部 (42)の内径は内 側シリンダ部 (43)の外径よりも大きくなつており、外側シリンダ部 (42)と内側シリンダ 部（43)の間にシリンダ室（60,65)が形成されている。このシリンダ室（60,65)は、横断 面 (即ち、シリンダ (40)の軸方向と直交する断面、あるいはシリンダ (40)の鏡板部 (41 )と平行な断面）の形状が環状となって ヽる。鏡板部 (41)の前面は、このシリンダ室 (6 0,65)に面している。また、外側シリンダ部 (42)と内側シリンダ部 (43)の先端面（図 1 における下端面）は、共に 第 2ハウジング (50)の鏡板部（51)と摺接している。
[0058] クランク軸 (25)の偏心部（27)は、シリンダ (40)を貫通して 、る。偏心部（27)の外周 面は、鏡板部 (41)及び内側シリンダ部 (43)の内周面と摺接している。偏心部（27)に 係合するシリンダ (40)は、クランク軸 (25)の回転に伴って偏心回転運動を行う。
[0059] ブレード（45)は、シリンダ（40)と一体に形成され、シリンダ室（60,65)をその径方向 へ横断するように配置されている。具体的に、ブレード (45)は、外側シリンダ部 (42) の内周面から内側シリンダ部（43)の外周面に亘つてシリンダ (40)の径方向へ延びる 平板状に形成され、外側シリンダ部 (42)及び内側シリンダ部 (43)と一体になつて ヽ る。また、ブレード (45)は、鏡板部 (41)の前面力も突出した状態となっており、鏡板 部 (41)とも一体になつて 、る。
[0060] 上述したように、ピストン本体 (52)は、平面視で Cの字形状となって 、る（図 2を参照 ) oピストン本体 (52)は、その外径が外側シリンダ部 (42)の内径よりも小さぐその内 径が内側シリンダ部 (43)の外径よりも大きくなつている。このピストン本体 (52)は、外 側シリンダ部 (42)と内側シリンダ部 (43)の間に形成されたシリンダ室 (60,65)へ図 1 の下方力も挿入された状態となっている。シリンダ室（60,65)は、ピストン本体 (52)の 外側と内側に区画されており、ピストン本体 (52)の外側が外側シリンダ室 (60)となり、 ピストン本体 (52)の内側が内側シリンダ室（65)となって!/ヽる。
[0061] ピストン本体 (52)は、その軸心がクランク軸（25)の主軸部（26)の軸心と一致するよ うに配置されて ヽる。このピストン本体 (52)は、その外周面が外側シリンダ部 (42)の 内周面と 1箇所で摺接すると共に、その内周面が内側シリンダ部 (43)の外周面と 1箇 所で摺接している。ピストン本体 (52)と外側シリンダ部 (42)の摺接箇所は、ピストン本 体 (52)と内側シリンダ部 (43)の摺接箇所に対し、ピストン本体 (52)の軸心を挟んだ 反対側、即ち位相が 180° ずれた箇所に位置している。
[0062] また、ピストン本体 (52)は、その分断された箇所をブレード (45)が貫通するように配 置されて!、る（図 2を参照)。外側シリンダ室 (60)と内側シリンダ室 (65)は、ブレード (4 5)によってそれぞれが高圧室 (61,66)と低圧室 (62,67)とに区画されて 、る。
[0063] ピストン本体 (52)の周方向の端面と、ブレード (45)の側面（図 2における左右の側 面）との隙間には、一対の揺動ブッシュ (56)が挿入されている。つまり、揺動ブッシュ (56)は、図 2におけるブレード (45)の左右に 1つずつ配置されている。各揺動ブッシ ュ（56)は、外側面が円弧面に形成されて内側面が平面に形成された小片である。ピ ストン本体 (52)の周方向の端面は、円弧面となっていて揺動ブッシュ (56)の外側面 と摺動する。また、揺動ブッシュ（56)の内側面は、ブレード (45)の側面と摺動する。こ の揺動ブッシュ（56)によって、ブレード（45)は、ピストン本体 (52)に対して回動自在 で且つ進退自在に支持される。
[0064] 外側シリンダ部 (42)には、貫通孔 (44)が形成されて!、る。貫通孔 (44)は、図 2にお けるブレード (45)の右側近傍に形成され、外側シリンダ部 (42)を径方向へ貫通して V、る。この貫通孔 (44)は、外側シリンダ室 (60)の低圧室 (62)を吸入空間（57)と連通 させている。また、ピストン本体 (52)には、貫通孔（53)が形成されている。貫通孔（53 )は、図 2におけるブレード (45)の右側近傍に形成され、ピストン本体 (52)を径方向 へ貫通して!/、る。この貫通孔 (53)は、内側シリンダ室 (65)の低圧室 (67)を外側シリン ダ室 (60)の低圧室 (62)と連通させて 、る。 [0065] 第 2ハウジング (50)の鏡板部（51)には、外側吐出ポート (54)と内側吐出ポート（55 )とが形成されている。外側吐出ポート (54)と内側吐出ポート（55)は、それぞれが鏡 板部（51)を厚み方向へ貫通している。鏡板部（51)の前面において、外側吐出ポート (54)は、ピストン本体（52)の外周寄りの位置で且つ図 2におけるブレード (45)の左側 に隣接する位置に開口している。また、内側吐出ポート（55)は、ピストン本体 (52)の 内周寄りの位置で且つ図 2におけるブレード (45)の左側に隣接する位置に開口して いる。そして、外側吐出ポート（54)は外側シリンダ室 (60)の高圧室 (61)に連通し、内 側吐出ポート (55)は内側シリンダ室 (65)の高圧室 (66)に連通して 、る。また、外側 吐出ポート (54)と内側吐出ポート（55)は、図外の吐出弁によって開閉される。
[0066] 第 2ハウジング（50)の下側には、マフラー（31)が取り付けられている。このマフラー
(31)は、第 2ハウジング (50)を下側力も覆うように設けられ、第 2ハウジング (50)との 間に吐出空間（32)を形成している。また、第 1ハウジング (35)と第 2ハウジング (50)と の外縁部には、吐出空間（32)を第 1ハウジング (35)よりも上側の空間に接続する接 続通路 (33)が形成されて!ヽる。
[0067] 図 3にも示すように、圧縮機構 (30)では、第 1ハウジング (35)の平板部（36)に大径 シールリング（71)と小径シールリング（72)とが取り付けられて!/、る。大径シールリング (71)と小径シールリング（72)は、それぞれが平板部（36)の前面（図 3における下面） に開口した凹溝に嵌め込まれている。大径シールリング (71)は、小径シールリング (7 2)の外側を囲むように設けられている。また、大径シールリング（71)と小径シールリン グ（72)は、それぞれがシリンダ (40)の鏡板部 (41)の背面に当接している。
[0068] また、図 4に示すように、大径シールリング（71)と小径シールリング（72)は、それぞ れの中心がピストン本体（52)の軸心（即ち主軸部（26)の軸心）からずれて!/、る。大径 シールリング（71)の中心 Oと小径シールリング（72)の中心 Oは、共にピストン本体（
1 2
52)の軸心よりも高圧室（61,66)寄りにオフセットしている。更に、大径シールリング（7 1)と小径シールリング（72)は、それぞれの中心の位置が互いに相違している。小径 シールリング（72)の中心 Oは、大径シールリング（71)の中心 Oよりもブレード（45)寄
2 1
りとなっている。
[0069] 第 1ハウジング (35)の平板部（36)の前面とシリンダ (40)の鏡板部 (41)の背面との 間には僅かな隙間が形成されており、この隙間が背面側隙間（75)となっている（図 3 を参照)。この背面側隙間（75)は、小径シールリング (72)よりも内側の内側隙間（76) と、小径シールリング（72)と大径シールリング（71)の間の中間隙間（77)と、大径シ一 ルリング (71)よりも外側の外側隙間（78)とに区画されている。
[0070] 外側隙間（78)は吸入空間（57)と連通して 、るため、外側隙間（78)の内圧は圧縮 機構 (30)へ吸入される冷媒の圧力（吸入圧力）とほぼ同じになる。また、内側隙間（7 6)はクランク軸 (25)の給油通路を通じて供給された潤滑油で満たされて 、るため、 内側隙間（76)の内圧は圧縮機構 (30)力も吐出された冷媒の圧力（吐出圧力）とほぼ 同じになる。シリンダ (40)は、内側隙間（76)の内圧を受けて図 3における下方へ押し 付けられる。大径シールリング (71)と小径シールリング (72)は、シリンダ (40)に押し付 け力を作用させる押し付け機構 (70)を構成している。また、本実施形態では、シリン ダ (40)が押し側部材となり、ピストンとしての第 2ハウジング (50)が受け側部材となる。
[0071] 図 3に示すように、圧縮機構 (30)には、調節機構 (80)が設けられている。調節機構
(80)は、連通路 (81)と開閉弁である差圧弁 (82)とによって構成されている。連通路（ 81)と差圧弁 (82)は、共に第 1ハウジング (35)に設けられて 、る。
[0072] 連通路 (81)は、第 1ハウジング (35)に形成された細径の通路である。この連通路 (8 1)は、その一端が背面側隙間（75)の中間隙間（77)に開口し、他端が第 1ハウジング (35)の平板部（36)の背面（図 3における上面）に開口して 、る。
[0073] 差圧弁 (82)は、弁体 (83)とパネ (85)と蓋部材 (86)とを備えている。第 1ハウジング（ 35)の平板部（36)では、その背面から下方へ延びる有底の埋設穴（87)が連通路 (81 )を横断するように形成されており、この埋設穴 (87)に弁体 (83)とパネ (85)と蓋部材 ( 86)とが収容されている。弁体 (83)は、概ね円柱状に形成されており、埋設穴 (87)の 軸方向へ進退自在となっている。また、弁体 (83)の下端寄りには、その外周面に開 口する外周溝 (84)が形成されて!ヽる。パネ (85)は、埋設穴（87)の底と弁体 (83)の間 に配置されており、弁体 (83)を上方へ付勢している。埋設穴 (87)における弁体 (83) よりも下の空間は、吸入ポート (39)と連通している。蓋部材 (86)は、埋設穴（87)の上 端を塞ぐように設けられる。また、蓋部材 (86)には、小径の孔が形成されている。埋 設穴（87)における弁体 (83)よりも上の空間は、蓋部材 (86)の孔を介して吐出ガスで 満たされたケーシング（11)の内部空間と連通している。
[0074] 差圧弁 (82)の弁体 (83)では、その上面に吐出圧力が作用し、その下面に吸入圧 力とパネ (85)の付勢力が作用する。弁体 (83)は、吐出圧力と吸入圧力の差に応じて 上下に移動する。そして、図 3(A)に示すように、弁体 (83)の外周溝 (84)の高さが連 通路 (81)の位置に達すると、連通路 (81)が開いた状態となる。また、図 3(B)に示す ように、弁体 (83)の外周溝 (84)の高さが連通路 (81)の位置力 ずれると、連通路 (81 )が閉じた状態となる。
[0075] 運転動作
上述したように、上記回転式圧縮機（10)は、冷凍機の冷媒回路に設けられている。 そして、この回転式圧縮機（10)は、蒸発器で蒸発した冷媒を吸入して圧縮し、圧縮さ れて高圧となったガス冷媒を凝縮器へ向けて吐出する。
[0076] ここでは、回転式圧縮機（10)が冷媒を圧縮する動作について、図 5を参照しながら 説明する。電動機 (20)へ通電すると、クランク軸 (25)によってシリンダ (40)が駆動さ れる。シリンダ (40)は、図 5における右回りへ公転する。
[0077] 先ず、内側シリンダ室 (65)へ冷媒を吸入して圧縮する工程について説明する。
[0078] 図 5(A)の状態力 シリンダ (40)が僅かに移動すると、内側シリンダ室 (65)の低圧室
(67)へ冷媒が吸入され始める。吸入ポート（39)へ流入した冷媒は、吸入空間（57)、 外側シリンダ部 (42)の貫通孔 (44)、外側シリンダ室 (60)、ピストン本体 (52)の貫通孔 (53)を順に通過して低圧室 (67)へ流入する。そして、シリンダ (40)が公転するにつ れて低圧室 (67)の容積が拡大してゆき（同図の (B)(C)(D)を参照）、同図 (A)の状態 に戻ると内側シリンダ室 (65)への冷媒の吸入が終了する。
[0079] シリンダ (40)が更に公転し、内側シリンダ部 (43)とピストン本体 (52)の摺接箇所が ピストン本体 (52)の貫通孔 (53)を過ぎると、内側シリンダ室 (65)の高圧室 (66)内で 冷媒が圧縮され始める。そして、シリンダ (40)が公転するにつれて高圧室 (66)の容 積が縮小してゆき（同図の (B)(C)(D)を参照）、高圧室 (66)内の冷媒が圧縮されてゆ く。その過程で高圧室 (66)の内圧がある程度高くなると、吐出弁が開いて内側吐出 ポート (55)が開口状態となり、高圧室 (66)の冷媒が内側吐出ポート（55)を通って吐 出空間（32)へ吐出されてゆく。同図 (A)の状態に戻ると、高圧室 (66)からの冷媒の吐 出が終了する。
[0080] 次に、外側シリンダ室 (60)へ冷媒を吸入して圧縮する工程にっ 、て説明する。
[0081] 図 5(C)の状態力ゝらシリンダ (40)が僅かに移動すると、外側シリンダ室 (60)の低圧室
(62)へ冷媒が吸入され始める。吸入ポート（39)へ流入した冷媒は、吸入空間（57)、 外側シリンダ部 (42)の貫通孔 (44)を順に通過して低圧室 (62)へ流入する。そして、 シリンダ (40)が公転するにつれて低圧室 (62)の容積が拡大してゆき（同図の (D)(A)( B)を参照）、同図 (C)の状態に戻ると外側シリンダ室 (60)への冷媒の吸入が終了する
[0082] シリンダ (40)が更に公転し、外側シリンダ部 (42)とピストン本体 (52)の摺接箇所が ピストン本体 (52)の貫通孔 (53)を過ぎると、外側シリンダ室 (60)の高圧室 (61)内で 冷媒が圧縮され始める。そして、シリンダ (40)が公転するにつれて高圧室 (61)の容 積が縮小してゆき（同図の (D)(A)(B)を参照）、高圧室 (61)内の冷媒が圧縮されてゆ く。その過程で高圧室 (61)の内圧がある程度高くなると、吐出弁が開いて外側吐出 ポート (54)が開口状態となり、高圧室 (61)の冷媒が外側吐出ポート（54)を通って吐 出空間（32)へ吐出されてゆく。同図 (C)の状態に戻ると、高圧室 (61)力 の冷媒の吐 出が終了する。
[0083] 内側シリンダ室 (65)や外側シリンダ室 (60)から吐出空間（32)へ吐出された冷媒は 、接続通路 (33)を通って第 1ハウジング (35)の上側の空間へ流入し、その後に吐出 管（14)を通ってケーシング（11)の外部へ吐出される。
[0084] 図 3に示すように、回転式圧縮機（10)の運転中には、小径シールリング (72)よりも 内側の内側隙間（76)が常に吐出圧力となり、大径シールリング (71)よりも外側の外 側隙間（78)が常に吸入圧力となっている。また、中間隙間（77)の圧力は、差圧弁 (8 2)の状態によって異なる。これら背面側隙間（75)の内圧は、シリンダ (40)の鏡板部（ 41)の背面に作用し、シリンダ (40)を第 2ハウジング (50)の鏡板部（51)側（即ち図 3に おける下方)へ押し付ける。このため、高圧室 (61,66)の内圧が上昇してもシリンダ (4 0)が上方へ移動することはなぐシリンダ (40)と第 2ハウジング (50)の軸方向のクリア ランスは一定に保たれる。
[0085] また、この回転式圧縮機（10)において、調節機構 (80)は、シリンダ (40)に作用する 下向きの荷重の大きさを、吐出圧力と吸入圧力の差に応じて調節する。この動作に ついて、図 3を参照しながら説明する。
[0086] 図 3(A)に示すように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的小さい運転状態では、差 圧弁 (82)の弁体 (83)がパネ (85)の付勢力によって上方へ押し上げられ、連通路 (81 )が開いた状態となる。この状態では、圧縮機構 (30)から吐出されたガス冷媒で満た されたケーシング（11)の内部空間が連通路 (81)を介して中間隙間（77)に連通し、 中間隙間（77)の圧力が吐出圧力となる。つまり、この状態では、内側隙間（76)と中 間隙間（77)の両方が吐出圧力となり、残りの外側隙間（78)だけが吸入圧力となる。 このため、シリンダ (40)の背面のうち吐出圧力の作用する部分の面積が大きくなり、 シリンダ (40)に作用する下向きの押し付け力は、内側隙間（76)だけが吐出圧力とな る状態に比べて大きくなる。
[0087] このように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的小さくてシリンダ (40)に作用する押 し付け力が不足しがちな運転状態では、中間隙間（77)へ吐出圧力を導入することで シリンダ (40)へ作用する下向きの荷重を確保して 、る。
[0088] 一方、図 3(B)に示すように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的大きい運転状態で は、差圧弁 (82)の弁体 (83)がパネ (85)の付勢力に打ち勝って下方へ押し下げられ 、連通路 (81)が閉じた状態となる。そして、中間隙間（77)がケーシング (11)の内部 空間から遮断され、中間隙間（77)の圧力が吐出圧力と吸入圧力の中間の値となる。 つまり、大径シールリング（71)や小径シールリング（72)が流体の漏れを完全に阻止 する訳ではないため、中間隙間（77)の圧力が内側隙間（76)の圧力と外側隙間（78) の圧力の中間の値となる。このため、シリンダ (40)の背面のうち吐出圧力の作用する 部分の面積力 、さくなり、シリンダ (40)に作用する下向きの押し付け力は、内側隙間 (76)と中間隙間（77)の両方が吐出圧力となる状態に比べて小さくなる。
[0089] このように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的大きくてシリンダ (40)に作用する押 し付け力が過剰になりがちな運転状態では、中間隙間（77)の圧力を吐出圧力と吸 入圧力の中間圧にすることでシリンダ (40)へ作用する下向きの荷重を削減して 、る。
[0090] ここで、上記回転式圧縮機（10)にお 、て、シリンダ (40)の鏡板部 (41)に作用する ガス圧は、低圧室 (62,67)側よりも高圧室 (61,66)側の方が大きくなる。このため、シリ ンダ (40)の鏡板部 (41)の背面へ押し付け力を平均的に作用させるだけでは、シリン ダ (40)を傾けようとするモーメントが残ってしまう。
[0091] 本実施形態の回転式圧縮機（10)では、このモーメントを低減するための対策が講 じられている。つまり、上述したように、この回転式圧縮機（10)において、大径シール リング（71)と小径シールリング（72)は、それぞれの中心位置が高圧室（61,66)寄りに オフセットされて 、る。大径シールリング（71)や小径シールリング（72)を高圧室（61,6 6)寄りに配置すると、シリンダ (40)の鏡板部 (41)では、高圧室 (61,66)寄りの部分に 作用する押し付け力が低圧室 (62,67)寄りの部分に比べて大きくなる。このため、シリ ンダ (40)を傾けようとするモーメントが低減される。
[0092] また、上記回転式圧縮機（10)にお 、て、大径シールリング (71)と小径シールリング
(72)は、それぞれの中心が異なる位置となるように配置されている。このため、小径 シールリング (72)の内側だけ (即ち内側隙間（76)だけ)が吐出圧力になった状態で シリンダ (40)に作用する押し付け力の作用中心と、大径シールリング (71)の内側全 体 (即ち内側隙間（76)と中間隙間（77)の両方)が吐出圧力になった状態でシリンダ（ 40)に作用する押し付け力の作用中心とは、それぞれの位置が互いに異なることにな る。つまり、吐出圧力と吸入圧力の差によって、シリンダ (40)の鏡板部 (41)に作用す る押し付け力の作用中心の位置が変化することになる。
[0093] 一実施形態 1の効果
本実施形態では、シリンダ (40)に対して下向きの押し付け力を作用させ、シリンダ 室 (60,65)内のガス圧を受けて浮き上がろうとするシリンダ (40)を押し付け力によって 押し下げている。このため、回転式圧縮機（10)の運転中も、シリンダ (40)と第 2ハウジ ング (50)の軸方向のクリアランスが拡大することはなぐ高圧室 (61,66)からの流体の 漏れを抑制して圧縮効率を向上させることができる。
[0094] また、本実施形態にぉ 、て、押し側部材としてのシリンダ (40)に作用する軸方向（ 上下方向）の荷重の大きさは、調節機構 (80)が吐出圧力と吸入圧力の差に応じて調 節している。このため、回転式圧縮機（10)の運転条件が変化した場合でも、シリンダ (40)に作用する軸方向の荷重の大きさを適切に設定することが可能となり、シリンダ（ 40)と第 2ハウジング (50)の間での摩擦による動力損失を低減できる。 [0095] 従って、本実施形態によれば、回転式圧縮機（10)の圧縮効率を高めると共に、そ の運転中における機械的な損失を低減することができ、回転式圧縮機（10)の性能向 上を図ることができる。
[0096] 更に、本実施形態によれば、回転式圧縮機（10)の運転状態が変化して吐出流体と 吸入流体の圧力差が変化しても、押し側部材としてのシリンダ (40)を傾けようとする モーメントの大きさを確実に削減することができ、シリンダ (40)が傾くことに起因する 圧縮効率の低下や偏摩耗などの問題を回避することができる。
[0097] 《発明の実施形態 2》
本発明の実施形態 2について説明する。本実施形態の回転式圧縮機（10)は、上 記実施形態 1にお 、て調節機構 (80)と押し付け機構 (70)の構成を変更したものであ る。ここでは、本実施形態の回転式圧縮機（10)について、上記実施形態 1と異なる 点を説明する。
[0098] 図 6に示すように、本実施形態の調節機構 (80)は、連通路 (81)と差圧弁 (82)とを 備えて 、る。また、本実施形態の差圧弁 (82)は、弁体 (83)とパネ (85)と蓋部材 (86) とを備えている。これらの点について、本実施形態の調節機構 (80)は、上記実施形 態 1のものと同様である。ただし、本実施形態の調節機構 (80)は、連通路 (81)と差圧 弁 (82)の配置が上記実施形態 1のものと相違しており、更には連通路 (81)と差圧弁 (82)の他に凹溝 (88)を備えて！/ヽる。
[0099] 上記調節機構 (80)の凹溝 (88)は、第 2ハウジング (50)におけるピストン本体 (52) に形成されている。具体的に、凹溝 (88)は、ピストン本体 (52)における高圧室 (61,66 )寄りの部分（図 7における概ね左半分）に形成されている。この凹溝 (88)は、ピストン 本体 (52)の先端面（図 7における上端面）に開口する細長い溝であって、ピストン本 体 (52)の伸長方向に沿って円弧状に延びている。このように、凹溝 (88)は、ピストン 本体 (52)のうちシリンダ (40)の鏡板部 (41)と摺動する面に開口している。
[0100] 上記調節機構 (80)の連通路 (81)は、第 1ハウジング (35)の周縁部 (38)と第 2ハウ ジング (50)の両方に亘つて形成されている。この連通路 (81)は、その一端が周縁部 (38)の内周面に開口しており、一端側で吸入空間（57)と連通している。また、連通 路 (81)の他端は、ピストン本体 (52)に形成された凹溝 (88)の底面に開口して ヽる。 つまり、この連通路 (81)は、凹溝 (88)を吸入空間（57)に接続している。
[0101] 上記調節機構 (80)の差圧弁 (82)は、その弁体 (83)とパネ (85)と蓋部材 (86)とが 第 2ハウジング (50)に埋設されている。具体的に、第 2ハウジング (50)の鏡板部 (51) では、その背面から上方へ延びる有底の埋設穴 (87)が連通路 (81)を横断するように 形成されており、この埋設穴 (87)に弁体 (83)とパネ (85)と蓋部材 (86)とが収容され ている。弁体 (83)は、概ね円柱状に形成されており、埋設穴（87)の軸方向へ進退自 在となっている。また、弁体 (83)の上端寄りには、その外周面に開口する外周溝 (84) が形成されている。パネ (85)は、埋設穴（87)の底と弁体 (83)の間に配置されており 、弁体 (83)を下方へ付勢している。埋設穴 (87)における弁体 (83)よりも上の空間は 、吸入空間（57)と連通している。蓋部材 (86)は、埋設穴 (87)の下端を塞ぐように設け られる。また、蓋部材 (86)には、小径の孔が形成されている。埋設穴（87)における弁 体 (83)よりも下の空間は、蓋部材 (86)の孔を介して吐出ガスで満たされた吐出空間 (32)と連通している。
[0102] 差圧弁 (82)の弁体 (83)では、その下面に吐出圧力が作用し、その上面に吸入圧 力とパネ (85)の付勢力が作用する。弁体 (83)は、吐出圧力と吸入圧力の差に応じて 上下に移動する。そして、弁体 (83)の外周溝 (84)の高さが連通路 (81)の位置まで 下がると、連通路 (81)が開いた状態となる。また、弁体 (83)の外周溝 (84)の高さが 連通路 (81)の位置力 ずれると、連通路 (81)が閉じた状態となる。なお、図 6では、 弁体 (83)が連通路 (81)を開 、た状態となって 、る。
[0103] 本実施形態の回転式圧縮機（10)では、圧縮機構 (30)にシールリング (73)が 1つだ け設けられており、この 1つのシールリング (73)が押し付け機構 (70)を構成して!/、る。 このシールリング（73)は、上記実施形態 1の大径シールリング（71)や小径シールリン グ（72)と同様に、第 1ハウジング (35)の平板部（36)の下面に開口する凹溝に嵌め込 まれており、シリンダ (40)の鏡板部 (41)の背面に当接している。そして、このシールリ ング (73)は、第 1ハウジング (35)の平板部（36)とシリンダ (40)の鏡板部 (41)との間に 形成される背面側隙間（75)を、シールリング (73)の内側の内側隙間（76)と、その外 側の外側隙間（78)とに仕切っている。回転式圧縮機（10)の運転中において、内側 隙間（76)の内圧は吐出圧力に保たれ、外側隙間（78)の内圧は吸入圧力に保たれ る。
[0104] 運転動作
本実施形態の調節機構 (80)は、シリンダ (40)に作用する下向きの荷重の大きさを 、吐出圧力と吸入圧力の差に応じて調節する。その際、この調節機構 (80)は、シリン ダ (40)に対して上向きに作用する押し返し力の大きさを変更することによって、シリン ダ (40)に作用する下向きの荷重の大きさ変化させる。
[0105] 先ず、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的小さい運転状態では、差圧弁 (82)の弁 体 (83)がパネ (85)の付勢力によって下方へ押し下げられ、連通路 (81)が開 、た状 態となる。この状態では、連通路 (81)を介して凹溝 (88)と吸入空間（57)が連通され、 凹溝 (88)の圧力が吸入圧力となる。つまり、この状態において、シリンダ (40)の鏡板 部 (41)の前面のうち凹溝 (88)に面する部分には、高圧室 (61,66)内の流体圧ではな ぐ吸入圧力が作用する。このため、シリンダ (40)を上方へ押し上げようとする押し返 し力の大きさが小さくなり、シリンダ (40)に作用する下向きの荷重が大きくなる。
[0106] このように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的小さくてシリンダ (40)に作用する押 し付け力が不足しがちな運転状態では、凹溝 (88)へ吸入圧力を導入することでシリ ンダ (40)に作用する上向きの押し返し力を削減し、シリンダ (40)に作用する下向きの 荷重を確保している。
[0107] 一方、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的大きい運転状態では、差圧弁 (82)の弁 体 (83)がパネ (85)の付勢力に打ち勝って上方へ押し上げられ、連通路 (81)が閉じ た状態となる。この状態では、凹溝が吸入空間（57)力 遮断され、凹溝 (88)へは高 圧室 (61,66)内の流体が徐々に漏れ込んでくる。そして、凹溝 (88)の圧力は、連通 路 (81)が開いている状態に比べて高くなる。このため、シリンダ (40)を上方へ押し上 げようとする押し返し力の大きさが大きくなり、シリンダ (40)に作用する下向きの荷重 が小さくなる。
[0108] このように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的大きくてシリンダ (40)に作用する押 し付け力が過剰になりがちな運転状態では、凹溝 (88)の圧力を吸入圧力よりも高く することでシリンダ (40)に作用する上向きの押し返し力を増大させ、シリンダ (40)に 作用する下向きの荷重を削減して 、る。 [0109] 本実施形態の圧縮機構 (30)にお 、て、シリンダ (40)の鏡板部 (41)の前面に作用 する流体圧は、低圧室 (62,67)側よりも高圧室 (61,66)側の方が大きくなる。これに対 し、本実施形態では、ピストン本体 (52)の先端面のうち高圧室 (61,66)寄りの部分に 凹溝 (88)を開口させている。そして、この凹溝 (88)へ連通路 (81)を通じて吸入圧力 が導入されると、シリンダ (40)の鏡板部 (41)のうち高圧室 (61,66)側の部分に作用す る押し返し力が比較的小さくなり、シリンダ (40)を傾けようとするモーメントが小さくなる
[0110] 一実施形態 2の効果
本実施形態では、シリンダ (40)に対して上向きに作用する押し返し力の大きさを調 節機構 (80)が調節している。このため、上記実施形態 1の場合と同様に、シリンダ (40 )に作用する下向きの荷重の大きさを的確に調節することができる。
[0111] また、本実施形態では、ピストン本体 (52)の先端面のうち高圧室 (61,66)寄りの部 分に凹溝 (88)を開口させている。このため、シリンダ (40)を傾けようとするモーメント を低減することができ、シリンダ (40)が傾くことに起因する圧縮効率の低下や偏摩耗 などの問題を回避することができる。
[0112] 《発明の実施形態 3》
本発明の実施形態 3について説明する。本実施形態の回転式圧縮機（10)は、上 記実施形態 2において調節機構 (80)の構成を変更したものである。ここでは、本実 施形態の調節機構 (80)について、図 8及び図 9を参照しながら説明する。
[0113] 本実施形態の調節機構 (80)において、凹溝 (88)は、第 2ハウジング (50)における ピストン本体（52)に形成されている。この凹溝（88)は、ピストン本体（52)における低 圧室 (62,67)寄りの部分（図 9における概ね右半分）に形成されている。この凹溝 (88) は、ピストン本体 (52)の先端面（図 8における上端面）に開口する細長い溝であって、 ピストン本体 (52)の伸長方向に沿って円弧状に延びている。このように、凹溝 (88)は 、ピストン本体 (52)のうちシリンダ (40)の鏡板部 (41)と摺動する面に開口している。
[0114] 上記調節機構 (80)の連通路 (81)は、第 2ハウジング (50)に形成されて!、る。この 連通路 (81)は、その一端が第 2ハウジング (50)の鏡板部（51)の背面（図 8における 下面）に開口しており、一端側で吐出空間（32)と連通している。また、連通路 (81)の 他端は、ピストン本体 (52)に形成された凹溝 (88)の底面に開口している。つまり、こ の連通路 (81)は、凹溝 (88)を吐出空間（32)に接続して！/、る。
[0115] 上記調節機構 (80)の差圧弁 (82)は、その弁体 (83)とパネ (85)と蓋部材 (86)とが 第 2ハウジング (50)に埋設されている。具体的に、第 2ハウジング (50)の鏡板部 (51) では、その背面から上方へ延びる有底の埋設穴 (87)が連通路 (81)を横断するように 形成されており、この埋設穴 (87)に弁体 (83)とパネ (85)と蓋部材 (86)とが収容され ている。弁体 (83)は、概ね円柱状に形成されており、埋設穴（87)の軸方向へ進退自 在となっている。また、弁体 (83)の上端寄りには、その外周面に開口する外周溝 (84) が形成されている。パネ (85)は、埋設穴（87)の底と弁体 (83)の間に配置されており 、弁体 (83)を下方へ付勢している。埋設穴 (87)における弁体 (83)よりも上の空間は 、吸入ポート (39)と連通している。蓋部材 (86)は、埋設穴 (87)の下端を塞ぐように設 けられる。また、蓋部材 (86)には、小径の孔が形成されている。埋設穴（87)における 弁体 (83)よりも下の空間は、蓋部材 (86)の孔を介して吐出ガスで満たされた吐出空 間（32)と連通している。
[0116] 差圧弁 (82)の弁体 (83)では、その下面に吐出圧力が作用し、その上面に吸入圧 力とパネ (85)の付勢力が作用する。弁体 (83)は、吐出圧力と吸入圧力の差に応じて 上下に移動する。そして、弁体 (83)の外周溝 (84)の高さが連通路 (81)の位置まで 下がると、連通路 (81)が開いた状態となる。また、弁体 (83)の外周溝 (84)の高さが 連通路 (81)の位置力 ずれると、連通路 (81)が閉じた状態となる。なお、図 8では、 弁体 (83)が連通路 (81)を開 、た状態となって 、る。
[0117] 運転動作
本実施形態の調節機構 (80)は、上記実施形態 2と同様に、シリンダ (40)に対して 上向きに作用する押し返し力の大きさの大きさを変更することによって、シリンダ (40) に作用する下向きの荷重の大きさ変化させる。
[0118] 先ず、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的大きい運転状態では、差圧弁 (82)の弁 体 (83)がパネ (85)の付勢力に打ち勝って上方へ押し上げられ、連通路 (81)が開 、 た状態となる。この状態では、凹溝 (88)と吐出空間（32)が連通され、凹溝 (88)の圧 力が吐出圧力となる。つまり、この状態において、シリンダ (40)の鏡板部 (41)の前面 のうち凹溝 (88)に面する部分には、低圧室 (62,67)内の流体圧ではなぐ吐出圧力 が作用する。このため、シリンダ (40)を上方へ押し上げようとする押し返し力の大きさ が大きくなり、シリンダ (40)に作用する下向きの荷重が小さくなる。
[0119] このように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的大きくてシリンダ (40)に作用する押 し付け力が過剰になりがちな運転状態では、凹溝 (88)の圧力を吐出圧力にすること でシリンダ (40)に作用する上向きの押し返し力を増大させ、シリンダ (40)に作用する 下向きの荷重を削減して 、る。
[0120] 一方、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的小さい運転状態では、差圧弁 (82)の弁 体 (83)がパネ (85)の付勢力によって下方へ押し下げられ、連通路 (81)が閉じた状 態となる。この状態では、凹溝が吐出空間（32)力 遮断され、凹溝 (88)内のガス冷 媒が低圧室 (62,67)へ徐々に漏れ出してゆく。そして、凹溝 (88)の圧力は、連通路 (8 1)が開いている状態に比べて低くなる。このため、シリンダ (40)を上方へ押し上げよう とする押し返し力の大きさが小さくなり、シリンダ (40)に作用する下向きの荷重が大き くなる。
[0121] このように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的小さくてシリンダ (40)に作用する押 し付け力が不足しがちな運転状態では、凹溝 (88)の内圧を吐出圧力よりも低くするこ とでシリンダ (40)に作用する上向きの押し返し力を削減し、シリンダ (40)に作用する 下向きの荷重を確保して 、る。
[0122] 本実施形態の圧縮機構 (30)にお 、て、シリンダ (40)の鏡板部 (41)の前面に作用 する流体圧は、高圧室 (61,66)側よりも低圧室 (62,67)側の方が小さくなる。これに対 し、本実施形態では、ピストン本体 (52)の先端面のうち低圧室 (62,67)寄りの部分に 凹溝 (88)を開口させている。そして、この凹溝 (88)へ連通路 (81)を通じて吐出圧力 が導入されると、シリンダ (40)の鏡板部 (41)のうち低圧室 (62,67)側の部分に作用す る押し返し力が比較的大きくなり、シリンダ (40)を傾けようとするモーメントが小さくな る。
[0123] 《その他の実施形態》
第 1変形例
上記実施形態 1の圧縮機構 (30)では、大径シールリング (71)の中心と小径シール リング（72)の中心の両方を主軸部（26)の軸心からオフセットさせて!/、るが、これに代 えて、図 10に示すように、大径シールリング（71)の中心 Oだけを主軸部（26)の軸心
1
力 オフセットさせ、小径シールリング（72)の中心 Oを主軸部（26)の軸心上に配置
2
するようにしてちょい。
[0124] このように大径シールリング（71)及び小径シールリング（72)を配置すると、大径シ ールリング (71)と小径シールリング (72)の間に形成される中間隙間（77)は、そのうち 高圧室 (61,66)寄りに位置する部分の面積が大きくなる。そして、シリンダ (40)の鏡板 部 (41)では、中間隙間（77)の内圧によって受ける力（即ち、押し付け力）の作用点が 高圧室 (61,66)寄りとなり、その結果、より小さな押し付け力によってシリンダ (40)を傾 けようとするモーメントを確実に削減することが可能となる。従って、この変形例によれ ば、シリンダ (40)に作用する押し付け力に起因する摺動損失を低く抑えつつ、シリン ダ (40)の傾きを抑制することができる。
[0125] 第 2変形例
上記実施形態 1の圧縮機構 (30)は、背面側隙間（75)のうち大径シールリング (71) よりも外側の部分 (即ち、外側隙間（78) )の圧力が吐出圧力となるように構成されてい ても良い。ここでは、本変形例について、上記実施形態 1と異なる点を説明する。
[0126] 図 11に示すように、本変形例の圧縮機構 (30)では、吸入ポート（39)が第 2ハウジ ング (50)に形成されている。吸入ポート (39)の終端は、第 2ハウジング (50)の上面に おけるピストン本体 (52)の内周側と外周側のそれぞれに開口して ヽる。
[0127] 上記圧縮機構 (30)では、第 2ハウジング (50)に吐出圧導入路 (59)が形成されて!ヽ る。この吐出圧導入路 (59)は、第 1ハウジング (35)の周縁部（38)の内周面とシリンダ (40)の外周面との間に形成された空間を、吐出空間（32)と連通させている。そして、 第 1ハウジング (35)の周縁部 (38)とシリンダ (40)との間の空間は、その内圧が吐出 圧力となっており、吐出圧空間（58)を構成している。
[0128] 上記圧縮機構 (30)では、連通路 (81)が第 2ハウジング (50)力も第 1ハウジング (35 )に亘つて形成されている。この連通路 (81)は、その一端が背面側隙間（75)のうち大 径シールリング (71)と小径シールリング (72)の間の部分 (即ち、中間隙間（77) )に、 他端が吸入ポート (39)にそれぞれ接続されている。また、本変形例の差圧弁 (82)に おいて、埋設穴（87)内における弁体 (83)の下側の空間は、連通路 (81)を介して吸 入ポート (39)に接続されて!、る。
[0129] 吐出圧力と吸入圧力の差が比較的大きい運転状態では、差圧弁 (82)の弁体 (83) がパネ (85)の付勢力に打ち勝って下方へ押し下げられ、連通路 (81)が開 、た状態 となる（図 11を参照)。この状態では、吸入ポート (39)が連通路 (81)を介して中間隙 間（77)に連通し、中間隙間（77)の圧力が吸入圧力となる。このため、シリンダ (40)の 背面のうち吐出圧力の作用する部分の面積が小さくなり、シリンダ (40)に作用する下 向きの押し付け力は、内側隙間（76)と中間隙間（77)の両方が吐出圧力となる状態 に比べて小さくなる。
[0130] このように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的大きくてシリンダ (40)に作用する押 し付け力が過剰になりがちな運転状態では、中間隙間（77)の圧力を吸入圧力にす ることでシリンダ (40)へ作用する下向きの荷重を削減して 、る。
[0131] 一方、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的小さい運転状態では、差圧弁 (82)の弁 体 (83)がパネ (85)の付勢力によって上方へ押し上げられ、連通路 (81)が閉じた状 態となる。そして、中間隙間（77)が吸入ポート (39)から遮断され、中間隙間（77)の圧 力が次第に上昇して最終的には吐出圧力となる。つまり、大径シールリング (71)や小 径シールリング (72)が流体の漏れを完全に阻止する訳ではないため、中間隙間（77 )の圧力が内側隙間 (76)の圧力や外側隙間 (78)の圧力と等しくなる。
[0132] このように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的小さくてシリンダ (40)に作用する押 し付け力が不足しがちな運転状態では、中間隙間（77)の圧力を上昇させることでシ リンダ (40)へ作用する下向きの荷重を確保して 、る。
[0133] 第 3変形例
上記の各実施形態の回転式圧縮機（10)では、図 12に示すように、圧縮機構 (30) を電動機 (20)の上方に配置してもよい。ここでは、上記実施形態 1に本変形例を適 用した場合について説明する。
[0134] 本変形例の回転式圧縮機（10)では、ケーシング（11)の内部空間が圧縮機構 (30) によって上下に仕切られており、圧縮機構 (30)の上方の空間が上側空間（16)を、そ の下方の空間が下側空間（17)をそれぞれ構成して!/、る。上側空間（16)には吐出管 (14)が、下側空間（17)には吸入管（15)がそれぞれ接続されて!、る。
[0135] 本変形例の圧縮機構 (30)では、第 1ハウジング (35)が下方 (即ち電動機 (20)寄り） に配置され、第 2ハウジング (50)が上方に配置されている。第 1ハウジング (35)には 、吸入ポート (39)が形成されている。この吸入ポート（39)は、吸入空間（57)を下側空 間（17)と連通させている。第 2ハウジング (50)には、外側シリンダ室 (60)用の外側吐 出ポート (54)と、内側シリンダ室 (65)用の内側吐出ポート（55)とが形成されて 、る。 これら吐出ポート (54,55)は、リード弁で構成された吐出弁 (34)によって開閉される。 圧縮機構 (30)で圧縮された冷媒は、これら吐出ポート (63,68)を通ってマフラー (31) 内の吐出空間（32)へ吐出され、その後に上側空間（16)へ流入する。
[0136] 上記圧縮機構 (30)では、連通路 (81)が第 2ハウジング (50)力も第 1ハウジング (35 )に亘つて形成されている。この連通路 (81)は、その一端が背面側隙間（75)のうち大 径シールリング (71)と小径シールリング (72)の間の部分 (即ち、中間隙間（77) )に、 他端が吐出空間（32)にそれぞれ接続されて 、る。また、本変形例の差圧弁 (82)に おいて、埋設穴（87)内における弁体 (83)の上側の空間は、連通路 (81)を介して吐 出空間（32)に接続されている。
[0137] 上記回転式圧縮機（10)では、クランク軸 (25)の下端に給油ポンプ (28)が取り付け られている。この給油ポンプ (28)は、容積型のポンプによって構成されており、ケー シング（11)の底部に溜まった冷凍機油を吸 、込んで圧縮機構 (30)へ供給する。
[0138] 上記圧縮機構 (30)において、背面側隙間（75)のうち小径シールリング (72)よりも 内側の部分 (即ち、内側隙間 (76) )の内圧は、圧縮機構 (30)へ供給された冷凍機油 の圧力となっている。つまり、内側隙間（76)の内圧は、下側空間（17)の内圧である 吸入圧力と概ね等しくなつている。また、背面側隙間（75)のうち大径シールリング (71 )よりも外側の部分 (即ち、外側隙間（78) )の圧力は、吸入空間 (57)の内圧、即ち吸 入圧力と等しくなつている。
[0139] 吐出圧力と吸入圧力の差が比較的小さい運転状態では、差圧弁 (82)の弁体 (83) がパネ (85)の付勢力によって上方へ押し上げられ、連通路 (81)が開 、た状態となる (図 12を参照)。この状態では、吐出空間 (32)が連通路 (81)を介して中間隙間（77) に連通し、中間隙間（77)の圧力が吐出圧力となる。このため、シリンダ (40)の背面の うち吐出圧力の作用する部分の面積が大きくなり、シリンダ (40)に作用する下向きの 押し付け力は、中間隙間（77)が吸入圧力となる状態に比べて大きくなる。
[0140] このように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的小さくてシリンダ (40)に作用する押 し付け力が不足しがちな運転状態では、中間隙間（77)へ吐出圧力を導入することで シリンダ (40)へ作用する下向きの荷重を確保して 、る。
[0141] 一方、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的大きい運転状態では、差圧弁 (82)の弁 体 (83)がパネ (85)の付勢力に打ち勝って下方へ押し下げられ、連通路 (81)が閉じ た状態となる。そして、中間隙間（77)が吐出空間 (32)から遮断され、中間隙間（77) の圧力が次第に低下して最終的には吸入圧力となる。つまり、大径シールリング (71) や小径シールリング (72)が流体の漏れを完全に阻止する訳ではないため、中間隙 間（77)の圧力が内側隙間（76)の圧力や外側隙間（78)の圧力と同じ値となる。このた め、シリンダ (40)の背面の全体に吸入圧力が作用することとなり、シリンダ (40)に作 用する下向きの押し付け力は、中間隙間（77)が吐出圧力となる状態に比べて小さく なる。
[0142] このように、吐出圧力と吸入圧力の差が比較的大きくてシリンダ (40)に作用する押 し付け力が過剰になりがちな運転状態では、中間隙間（77)の圧力を吸入圧力にす ることでシリンダ (40)へ作用する下向きの荷重を削減して 、る。
[0143] 第 4変形例
上記の各実施形態の圧縮機構 (30)では、ピストン本体 (52)を備えた第 2ハウジング (50)を固定してシリンダ (40)を偏心回転させる構成を採って 、るが、これとは逆に、 シリンダ (40)を固定してピストン本体 (52)を備えた第 2ハウジング (50)を偏心回転さ せる構成を採ってもよい。この場合、押し付け機構 (70)は、ピストン本体 (52)を備える 第 2ハウジング (50)へ押し付け力を作用させることになる。つまり、この場合には、第 2 ハウジング (50)が押し側部材となり、シリンダ (40)が受け側部材となる。
[0144] なお、以上の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、 あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。
産業上の利用可能性
[0145] 以上説明したように、本発明は、シリンダとピストンを相対的に偏心回転させることで 流体を圧縮する回転式圧縮機につ！ヽて有用である。

Claims

請求の範囲
[1] シリンダ室 (60,65)を形成するシリンダ (40)と、該シリンダ (40)に対して偏心した状 態で上記シリンダ室（60,65)に収納されるピストン (50)と、上記シリンダ室（60,65)を高 圧室 (61,66)と低圧室 (62,67)に区画するためのブレード (45)とを備え、
上記シリンダ (40)と上記ピストン (50)とが相対的に偏心回転することによって上記 高圧室 (61,66)及び低圧室 (62,67)の容積が変化する回転式圧縮機であって、 上記シリンダ (40)の基端側と上記ピストン (50)の基端側にはそれぞれ鏡板部が設 けられ、上記シリンダ (40)の鏡板部 (41)と上記ピストン (50)の鏡板部（51)はそれぞ れの前面が上記シリンダ室（60,65)を挟んで互いに向かい合っており、
上記シリンダ (40)及び上記ピストン (50)の一方が押し側部材を、他方が受け側部 材をそれぞれ構成する一方、
上記押し側部材を上記受け側部材の鏡板部へ向かって押し付ける押し付け機構（ 70)と、
上記押し側部材に作用する上記受け側部材の鏡板部へ向力う方向の荷重の大き さを、上記低圧室 (62,67)へ吸入される吸入流体と上記高圧室 (61,66)から吐出され た吐出流体の圧力差に応じて変更する調節機構 (80)とを備えて!/、る
ことを特徴とする回転式圧縮機。
[2] 請求項 1において、
上記シリンダ (40)は、上記シリンダ室 (60,65)の横断面が環状となるように構成され 上記ピストン (50)は、環状に形成されて上記シリンダ室（60,65)を該ピストン (50)の 外側の外側シリンダ室 (60)と該ピストン (50)の内側の内側シリンダ室 (65)とに区画す るピストン本体 (52)を備えており、
上記外側シリンダ室 (60)と内側シリンダ室 (65)のそれぞれが上記ブレード (45)によ つて高圧室（61,66)と低圧室（62,67)に区画されて!、る
ことを特徴とする回転式圧縮機。
[3] 請求項 1において、
上記調節機構 (80)は、上記押し付け機構 (70)が上記押し側部材へ作用させる押 し付け力の大きさを変更することによって、上記押し側部材に作用する上記受け側部 材の鏡板部へ向力う方向の荷重の大きさを変更している
ことを特徴とする回転式圧縮機。
[4] 請求項 3において、
上記押し付け機構 (70)は、上記押し側部材の鏡板部の背面の一部分に上記吐出 流体の圧力を、残りの部分に上記吸入流体の圧力をそれぞれ作用させるように構成 され、
上記調節機構 (80)は、上記押し側部材の鏡板部の背面のうち上記吐出流体の圧 力が作用する部分の面積を変更することによって、上記押し付け機構 (70)が上記押 し側部材へ作用させる押し付け力の大きさを変更している
ことを特徴とする回転式圧縮機。
[5] 請求項 4において、
上記押し側部材の鏡板部の背面に沿って配置されて該鏡板部の背面全体との間 に背面側隙間 (75)を形成する支持部材 (35)が設けられる一方、
上記押し付け機構 (70)は、互いに直径の異なるリング状に形成されて上記背面側 隙間（75)に配置される大径シールリング (71)及び小径シールリング (72)を備え、上 記背面側隙間（75)のうち上記小径シールリング (72)の内側の部分に上記吐出流体 の圧力を、上記大径シールリング (71)の外側の部分に上記吸入流体の圧力をそれ ぞれ常に作用させており、
上記調節機構 (80)は、
上記背面側隙間（75)のうち上記小径シールリング (72)と大径シールリング (71)の 間の部分を上記吐出流体が存在する空間に接続する連通路 (81)と、
上記吐出流体と上記吸入流体の圧力差が所定値を下回ると上記連通路 (81)を 開いて該圧力差が所定値以上になると上記連通路 (81)を閉じる開閉弁 (82)とを備 えている
ことを特徴とする回転式圧縮機。
[6] 請求項 1において、
上記押し側部材の鏡板部の背面に沿って配置されて該鏡板部の背面全体との間 に背面側隙間 (75)を形成する支持部材 (35)が設けられ、
上記押し付け機構 (70)は、上記背面側隙間（75)の流体圧によって上記押し側部 材を上記受け側部材の鏡板部へ向かって押し付けるように構成される一方、 上記背面側隙間（75)には、互いに直径の異なるリング状に形成された大径シール リング（71)及び小径シールリング（72)が配置されており、
上記調節機構 (80)は、上記背面側隙間（75)のうち上記小径シールリング (72)と大 径シールリング (71)の間の部分における流体圧を変更することによって、上記押し付 け機構 (70)が上記押し側部材へ作用させる押し付け力の大きさを変化させている ことを特徴とする回転式圧縮機。
[7] 請求項 6において、
上記大径シールリング（71)の中心は、上記シリンダ (40)又は上記ピストン (50)の回 転中心よりも上記高圧室 (61,66)寄りに位置している
ことを特徴とする回転式圧縮機。
[8] 請求項 5において、
上記大径シールリング（71)及び上記小径シールリング（72)は、それぞれの中心が 上記シリンダ (40)又は上記ピストン (50)の回転中心よりも上記高圧室 (61,66)寄りに 位置すると共に、上記小径シールリング（72)の中心が上記大径シールリング（71)の 中心よりも上記ブレード (45)寄りに位置して 、る
ことを特徴とする回転式圧縮機。
[9] 請求項 1において、
上記調節機構 (80)は、上記押し側部材に上記受け側部材の鏡板部から離れる方 向の押し返し力を作用させると共に、該押し返し力の大きさを変更することによって上 記押し側部材に作用する上記受け側部材の鏡板部へ向力う方向の荷重の大きさを 変化させている
ことを特徴とする回転式圧縮機。
[10] 請求項 9において、
上記調節機構 (80)は、上記押し側部材の鏡板部の前面と摺接する上記受け側部 材の先端面に開口する凹溝 (88)を備え、該凹溝 (88)の内圧を変更することによって 上記押し返し力の大きさを変更している
ことを特徴とする回転式圧縮機。
[11] 請求項 10において、
上記調節機構 (80)の凹溝 (88)は、上記受け側部材の先端面のうち上記低圧室 (6 2,67)寄りの部分に開口しており、
上記調節機構 (80)は、
上記凹溝 (88)を上記吐出流体が存在する空間に接続する連通路 (81)と、 上記吐出流体と上記吸入流体の圧力差が所定値を超えると上記連通路 (81)を 開いて該圧力差が所定値以下になると上記連通路 (81)を閉じる開閉弁 (82)とを備 えている
ことを特徴とする回転式圧縮機。
[12] 請求項 10において、
上記調節機構 (80)の凹溝 (88)は、上記受け側部材の先端面のうち上記高圧室 (6 1,66)寄りの部分に開口しており、
上記調節機構 (80)は、
上記凹溝 (88)を上記吸入流体が存在する空間に接続する連通路 (81)と、 上記吐出流体と上記吸入流体の圧力差が所定値を下回ると上記連通路 (81)を 開いて該圧力差が所定値以上になると上記連通路 (81)を閉じる開閉弁 (82)とを備 えている
ことを特徴とする回転式圧縮機。
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