WO2018131265A1 - ロータリ圧縮機 - Google Patents

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WO2018131265A1
WO2018131265A1 PCT/JP2017/039204 JP2017039204W WO2018131265A1 WO 2018131265 A1 WO2018131265 A1 WO 2018131265A1 JP 2017039204 W JP2017039204 W JP 2017039204W WO 2018131265 A1 WO2018131265 A1 WO 2018131265A1
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WO
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cylinder
peripheral surface
rotation angle
piston
degrees
Prior art date
Application number
PCT/JP2017/039204
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English (en)
French (fr)
Inventor
基信 古川
卓 森下
大輝 片山
浩志 鵜飼
直人 多田
Original Assignee
株式会社富士通ゼネラル
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 株式会社富士通ゼネラル filed Critical 株式会社富士通ゼネラル
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    • 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
    • F04C18/34—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 the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C18/356—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 the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer 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
    • 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
    • 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
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00

Definitions

  • the present invention relates to a rotary compressor.
  • a compressor is used to compress the refrigerant.
  • a rotary compressor in which a cylinder chamber is partitioned into a suction chamber and a compression chamber by abutting a vane protruding into the cylinder chamber against an annular piston that rotates eccentrically in the cylinder is known. .
  • the inner peripheral surface of the cylinder is deformed into a predetermined shape that is not a perfect circle, and the rotation angle (crank angle) of the piston located at the top dead center in the circumferential direction of the cylinder is 0.
  • a degree when the piston is located near 45 degrees and 225 degrees, a gap that is a separation distance between the outer peripheral surface of the piston and a position near 45 degrees on the inner peripheral surface of the cylinder (gap in the radial direction of the cylinder)
  • a technology for improving the compression efficiency of the refrigerant by setting the gap between the outer peripheral surface of the piston and a position near 225 degrees on the inner peripheral surface of the cylinder to be minimum in the circumferential direction of the cylinder. It has been.
  • an air conditioner for example, as an index indicating energy saving performance, performance evaluation considering annual energy consumption efficiency (APF: Annual Performance Factor), so-called energy saving operation, is performed.
  • APF Annual Performance Factor
  • the amount of refrigerant leaking from the gap between the outer peripheral surface of the piston and the inner peripheral surface of the cylinder tends to be larger during refrigerant compression than during refrigerant intake.
  • the refrigerant leaking from the gap generated during the compression of the refrigerant cannot be sufficiently suppressed, and the improvement of the refrigerant compression efficiency is insufficient. This is causing a decrease in APF. That is, from the viewpoint of increasing the APF, in the rotary compressor, it is preferable to suppress the amount of refrigerant leaking from the gap between the outer peripheral surface of the piston and the inner peripheral surface of the cylinder during the compression of the refrigerant.
  • the disclosed technology has been made in view of the above, and an object thereof is to provide a rotary compressor capable of improving the compression efficiency of the refrigerant.
  • One aspect of the rotary compressor disclosed in the present application is a vertically-placed cylindrical compressor housing that is provided with a refrigerant discharge portion at an upper portion and a refrigerant suction portion at a lower portion, and is sealed, A compression unit that compresses the refrigerant sucked from the suction unit and is discharged from the discharge unit; and a motor that is disposed in the upper part of the compressor housing and drives the compression unit.
  • the part includes an annular cylinder, an end plate that closes the upper side and the lower side of the cylinder, a rotating shaft that has an eccentric part and is rotated by the motor, and an inner periphery of the cylinder that is fitted to the eccentric part.
  • a first rotation angle of the piston located at the top dead center in the circumferential direction of the cylinder is 360 degrees, and the first rotation angle and the refrigerant in the compression chamber
  • the piston is positioned at the third rotation angle that is the median value of the second rotation angle at which the pressure reaches the maximum value, the inner circumference of the cylinder is on a plane orthogonal to the axial direction of the rotation shaft.
  • the center of the rotating shaft is the center of the inner diameter of the cylinder and the cylinder so that the gap between the position of the third rotation angle on the surface and the outer peripheral surface of the piston is minimized in the circumferential direction of the cylinder.
  • the refrigerant compression efficiency can be increased.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a rotary compressor of an embodiment.
  • FIG. 2 is an exploded perspective view illustrating a compression unit of the rotary compressor according to the embodiment.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of the compression portion of the rotary compressor of the embodiment as viewed from above.
  • FIG. 4A is a cross-sectional view for explaining the position of the inner peripheral surface of the cylinder on which the outer peripheral surface of the piston slides when the piston is positioned at an arbitrary rotation angle in the compression section of the rotary compressor of the reference example. is there.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a rotary compressor of an embodiment.
  • FIG. 2 is an exploded perspective view illustrating a compression unit of the rotary compressor according to the embodiment.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of the compression portion of the rotary compressor of the embodiment as viewed from above.
  • FIG. 4A is a cross-sectional view for explaining the position of the inner peripheral surface of the cylinder on which the
  • FIG. 4B shows the position of the outer peripheral surface of the piston that slides on the inner peripheral surface of the cylinder when the rotation shaft is eccentric from the center of the cylinder to the position side of an arbitrary rotation angle in the compression section of the rotary compressor of the embodiment. It is a cross-sectional view for explaining.
  • FIG. 5 is a graph for explaining the rotation angle of the piston when the refrigerant pressure reaches the maximum value in the rotary compressor of the embodiment.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view for explaining changes in pressure in the compression chamber and the suction chamber in the cylinder chamber in the rotary compressor of the embodiment.
  • FIG. 7 is a graph showing a gap generated in the compression process when the alignment angle is 270 degrees in the rotary compressor of the example.
  • FIG. 8 is a graph showing a gap generated in the compression process in the case of center alignment in the rotary compressor of the reference example.
  • FIG. 9 is a graph showing a gap generated in the compression process when the alignment angle is 225 degrees in the rotary compressor of the reference example.
  • FIG. 10 is a graph showing a gap generated in the compression process when the alignment angle is 315 degrees in the rotary compressor of the reference example.
  • FIG. 11 is a graph showing the relationship between the ratio of APF and the alignment angle of the rotating shaft in the rotary compressors of Examples and Reference Examples.
  • FIG. 12 is a graph for explaining the relationship between the rotation angle of the piston and the compression ratio when the refrigerant pressure in the compression chamber reaches the maximum value in the rotary compressor of the example.
  • FIG. 13 is a graph for explaining the relationship between the rotation angle of the piston and the compression ratio when the refrigerant pressure in the compression chamber reaches the maximum value in the rotary compressor of the example.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a rotary compressor of an embodiment.
  • FIG. 2 is an exploded perspective view illustrating a compression unit of the rotary compressor according to the embodiment.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of the compression portion of the rotary compressor of the embodiment as viewed from above.
  • the rotary compressor 1 includes a compression unit 12 disposed at a lower portion in a sealed vertical cylindrical compressor housing 10 and a rotation portion disposed at an upper portion in the compressor housing 10.
  • a motor 11 that drives the compression unit 12 via a shaft 15 and a vertically installed cylindrical accumulator 25 that is fixed and sealed to the outer peripheral surface of the compressor housing 10 are provided.
  • the accumulator 25 is connected to the upper cylinder chamber 130T (see FIG. 2) of the upper cylinder 121T via the upper suction pipe 105 and the accumulator upper curved pipe 31T as the suction part, and the lower suction pipe 104 and the lower accumulator curve as the suction part.
  • a lower cylinder chamber 130S (see FIG. 2) is connected to the lower cylinder 121S through a pipe 31S.
  • the positions of the upper suction pipe 105 and the lower suction pipe 104 overlap in the circumferential direction of the compressor housing 10 and are located at the same position.
  • the motor 11 includes a stator 111 disposed on the outside and a rotor 112 disposed on the inside.
  • the stator 111 is fixed to the inner peripheral surface of the compressor housing 10 by shrink fitting or welding.
  • the rotor 112 is fixed to the rotating shaft 15 in a shrink-fitted state.
  • the rotary shaft 15 is rotatably supported at a sub-shaft portion 151 below the lower eccentric portion 152S by a sub-bearing portion 161S provided on the lower end plate 160S, and a main shaft portion 153 above the upper eccentric portion 152T is an upper end plate 160T. Is rotatably supported by a main bearing portion 161T provided in the main body. An upper eccentric portion 152T and a lower eccentric portion 152S are provided on the rotary shaft 15 with a phase difference of 180 degrees from each other.
  • the upper piston 125T is supported by the upper eccentric portion 152T, and the lower piston is supported by the lower eccentric portion 152S. 125S is supported.
  • the rotary shaft 15 is rotatably supported with respect to the entire compression section 12, and as shown in FIG. 3, the outer peripheral surface 139T of the upper piston 125T is rotated along the inner peripheral surface 137T of the upper cylinder 121T by rotation.
  • the outer peripheral surface 139S of the lower piston 125S is revolved along the inner peripheral surface 137S of the lower cylinder 121S.
  • the compressor 12 compresses the refrigerant sucked from the upper suction pipe 105 and the lower suction pipe 104 and discharges it from a discharge pipe 107 described later.
  • the compression portion 12 includes, from above, an upper end plate cover 170 ⁇ / b> T having a bulging portion in which a hollow space is formed, an upper end plate 160 ⁇ / b> T, an annular upper cylinder 121 ⁇ / b> T, an intermediate partition plate 140, an annular shape.
  • the lower cylinder 121S, the lower end plate 160S, and a flat plate-like lower end plate cover 170S are laminated.
  • the entire compression unit 12 is fixed by a plurality of through bolts 174 and 175 and auxiliary bolts 176 arranged substantially concentrically from above and below.
  • the upper cylinder 121T is formed with a cylindrical inner peripheral surface 137T.
  • An upper piston 125T having an outer diameter smaller than the inner diameter of the inner peripheral surface 137T of the upper cylinder 121T is disposed inside the inner peripheral surface 137T of the upper cylinder 121T.
  • the inner peripheral surface 137T and the upper piston 125T of the upper cylinder 121T are disposed.
  • An upper compression chamber 133T is formed between the outer peripheral surface 139T and the refrigerant.
  • a cylindrical inner peripheral surface 137S is formed on the lower cylinder 121S.
  • a lower piston 125S having an outer diameter smaller than the inner diameter of the inner peripheral surface 137S of the lower cylinder 121S is disposed inside the inner peripheral surface 137S of the lower cylinder 121S.
  • the inner peripheral surface 137S and the lower piston 125S of the lower cylinder 121S are disposed.
  • a lower compression chamber 133S is formed between the outer peripheral surface 139S and the refrigerant.
  • the upper cylinder 121T has an upper protruding portion 122T protruding from the circular outer peripheral portion in the radial direction of the cylindrical inner peripheral surface 137T.
  • the upper protruding portion 122T is provided with an upper vane groove 128T that extends radially outward from the upper cylinder chamber 130T.
  • An upper vane 127T is slidably disposed in the upper vane groove 128T.
  • the lower cylinder 121S has a lower side protruding portion 122S protruding from the circular outer peripheral portion in the radial direction of the cylindrical inner peripheral surface 137S.
  • the lower side protrusion 122S is provided with a lower vane groove 128S extending radially outward from the lower cylinder chamber 130S.
  • a lower vane 127S is slidably disposed in the lower vane groove 128S.
  • the upper protrusion 122T is formed over a predetermined protrusion range along the circumferential direction of the inner peripheral surface 137T of the upper cylinder 121T.
  • the lower side protrusion 122S is formed over a predetermined protrusion range along the circumferential direction of the inner peripheral surface 137S of the lower cylinder 121S.
  • the upper side protruding part 122T and the lower side protruding part 122S are used as chuck holding parts for fixing to the processing jig when the upper cylinder 121T and the lower cylinder 121S are processed.
  • the upper projecting portion 122T is provided with an upper spring hole 124T at a depth that does not penetrate the upper cylinder chamber 130T at a position overlapping the upper vane groove 128T from the outer surface.
  • An upper spring 126T is disposed in the upper spring hole 124T.
  • a lower spring hole 124S is provided in the lower side protrusion 122S at a position that overlaps with the lower vane groove 128S from the outer surface with a depth that does not penetrate the lower cylinder chamber 130S.
  • a lower spring 126S is disposed in the lower spring hole 124S.
  • the compressed refrigerant in the compressor housing 10 is introduced into the upper cylinder 121T by communicating the radially outer side of the upper vane groove 128T with the inside of the compressor housing 10 through the opening, and the compressed air in the compressor housing 10 is introduced into the upper vane 127T.
  • An upper pressure introduction path 129T that applies back pressure by the pressure of the refrigerant is formed.
  • the refrigerant compressed in the compressor housing 10 is introduced into the lower cylinder 121S through the radially outer side of the lower vane groove 128S and the compressor housing 10, and the pressure of the refrigerant is applied to the lower vane 127S.
  • a lower pressure introduction path 129S for applying back pressure is formed.
  • the upper protrusion 121T of the upper cylinder 121T is provided with an upper suction hole 135T that fits into the upper suction pipe 105.
  • a lower suction hole 135S that fits into the lower suction pipe 104 is provided in the lower side protruding portion 122S of the lower cylinder 121S.
  • the upper cylinder chamber 130 ⁇ / b> T is closed by an upper end plate 160 ⁇ / b> T and an intermediate partition plate 140 on the upper and lower sides, respectively.
  • the lower cylinder chamber 130S is closed at the top and bottom by an intermediate partition plate 140 and a lower end plate 160S, respectively.
  • the upper cylinder chamber 130T is provided in the upper suction chamber 131T communicating with the upper suction hole 135T and the upper end plate 160T by the upper vane 127T being pressed by the upper spring 126T and contacting the outer peripheral surface 139T of the upper piston 125T.
  • the upper compression chamber 133T communicates with the upper discharge hole 190T.
  • the lower cylinder chamber 130S is provided in a lower suction chamber 131S communicating with the lower suction hole 135S and a lower end plate 160S by the lower vane 127S being pressed by the lower spring 126S and coming into contact with the outer peripheral surface 139S of the lower piston 125S.
  • a lower compression chamber 133S communicating with the lower discharge hole 190S.
  • the upper discharge hole 190T is provided in the vicinity of the upper vane groove 128T, and the lower discharge hole 190S is provided in the vicinity of the lower vane groove 128S.
  • the refrigerant compressed in the upper compression chamber 133T and the lower compression chamber 133S is discharged from the upper compression chamber 133T and the lower compression chamber 133S through the upper discharge hole 190T and the lower discharge hole 190S.
  • the upper end plate 160T is provided with an upper discharge hole 190T that penetrates the upper end plate 160T and communicates with the upper compression chamber 133T of the upper cylinder 121T.
  • An upper valve seat (not shown) is formed around the discharge hole 190T.
  • the upper end plate 160T is formed with an upper discharge valve accommodating recess 164T extending in a groove shape from the position of the upper discharge hole 190T toward the outer periphery of the upper end plate 160T.
  • the upper discharge valve accommodating recess 164T has a reed valve type upper discharge valve 200T whose rear end is fixed by an upper rivet 202T in the upper discharge valve accommodating recess 164T and whose front end opens and closes the upper discharge hole 190T, and a rear end Is overlapped with the upper discharge valve 200T and fixed in the upper discharge valve housing recess 164T by the upper rivet 202T, and the front end is bent (warped) in the direction in which the upper discharge valve 200T opens, thereby opening the upper discharge valve 200T.
  • the entire upper discharge valve presser 201T to be regulated is accommodated.
  • the lower end plate 160S is provided with a lower discharge hole 190S that penetrates the lower end plate 160S and communicates with the lower compression chamber 133S of the lower cylinder 121S.
  • the lower end plate 160S is formed with a lower discharge valve accommodating recess (not shown) extending in a groove shape from the position of the lower discharge hole 190S toward the outer periphery of the lower end plate 160S.
  • the lower discharge valve housing recess has a reed valve type lower discharge valve 200S whose rear end is fixed in the lower discharge valve housing recess by a lower rivet 202S and whose front end opens and closes the lower discharge hole 190S.
  • the bottom of the lower discharge valve 200S is superposed on the discharge valve 200S and fixed in the lower discharge valve housing recess by the lower rivet 202S.
  • the entire discharge valve presser 201S is accommodated.
  • An upper end plate cover chamber 180T is formed between the upper end plate 160T and the upper end plate cover 170T having a bulging portion which are closely fixed to each other.
  • a lower end plate cover chamber 180S (see FIG. 1) is formed between the lower end plate 160S and the flat plate-like lower end plate cover 170S which are closely fixed to each other.
  • a refrigerant passage hole 136 that penetrates the lower end plate 160S, the lower cylinder 121S, the intermediate partition plate 140, the upper end plate 160T, and the upper cylinder 121T and communicates the lower end plate cover chamber 180S and the upper end plate cover chamber 180T is provided.
  • the rotation of the rotary shaft 15 causes the upper piston 125T fitted to the upper eccentric portion 152T of the rotary shaft 15 to revolve along the inner peripheral surface 137T of the upper cylinder 121T.
  • the chamber 131T sucks the refrigerant from the upper suction pipe 105 while increasing the volume
  • the upper compression chamber 133T compresses the refrigerant while reducing the volume
  • the pressure of the compressed refrigerant is the upper end plate cover chamber outside the upper discharge valve 200T.
  • the upper discharge valve 200T When the pressure becomes higher than 180T, the upper discharge valve 200T is opened and the refrigerant is discharged from the upper compression chamber 133T to the upper end plate cover chamber 180T.
  • the refrigerant discharged into the upper end plate cover chamber 180T is discharged into the compressor housing 10 from an upper end plate cover discharge hole 172T (see FIG. 1) provided in the upper end plate cover 170T.
  • the rotation of the rotation shaft 15 causes the lower piston 125S fitted to the lower eccentric portion 152S of the rotation shaft 15 to revolve along the inner peripheral surface 137S of the lower cylinder 121S.
  • the lower suction chamber 131S sucks refrigerant from the lower suction pipe 104 while increasing the volume
  • the lower compression chamber 133S compresses refrigerant while reducing the volume
  • the pressure of the compressed refrigerant is the lower end plate outside the lower discharge valve 200S.
  • the pressure in the cover chamber 180S becomes higher, the lower discharge valve 200S is opened, and the refrigerant is discharged from the lower compression chamber 133S to the lower end plate cover chamber 180S.
  • the refrigerant discharged into the lower end plate cover chamber 180S passes through the refrigerant passage hole 136 and the upper end plate cover chamber 180T and is discharged into the compressor housing 10 from the upper end plate cover discharge hole 172T provided in the upper end plate cover 170T. .
  • the refrigerant discharged into the compressor housing 10 is notched (not shown) provided on the outer periphery of the stator 111 and communicated with the upper and lower sides, or a gap (not shown) between winding portions of the stator 111, or the stator 111. Is guided to the upper side of the motor 11 through a gap 115 (see FIG. 1) between the rotor 112 and the rotor 112, and is discharged from a discharge pipe 107 serving as a discharge portion disposed on the upper portion of the compressor housing 10.
  • the upper cylinder chamber 130T and the lower cylinder chamber 130S are the cylinder chamber 130
  • the upper compression chamber 133T and the lower compression chamber 133S are the compression chamber 133
  • the upper suction chamber 131T and the lower suction chamber 131S are the suction chamber 131
  • the eccentric part 152S and the lower eccentric part 152T are referred to as an eccentric part 152.
  • the inner peripheral surface 137T of the upper cylinder 121T and the inner peripheral surface 137S of the lower cylinder 121S are replaced with the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121, the outer peripheral surface 139T of the upper piston 125T, and the outer peripheral surface 139S of the lower piston 125S. Is referred to as the outer peripheral surface 139 of the piston 125.
  • the center O ⁇ b> 1 of the rotating shaft 15 is the center of the inner diameter of the cylinder 121 on a plane parallel to the radial direction of the cylinder 121 (the radial direction of the rotating shaft 15).
  • O2 center O2 in the radial direction of the cylinder 121
  • it is eccentrically provided in a predetermined direction.
  • the first rotation angle ⁇ 1 of the piston 125 located at the top dead center in the circumferential direction of the cylinder 121 is set to 360 degrees, and the first rotation angle ⁇ 1 and the pressure of the refrigerant in the compression chamber 133 are maximum values.
  • the median value of the angle range formed by the second rotation angle ⁇ 2 reaching the third rotation angle ⁇ 3 is defined as a third rotation angle ⁇ 3.
  • the center O1 of the rotary shaft 15 is decentered from the center O2 of the inner diameter of the cylinder 121 so that the clearance D between the cylinder 121 and the cylinder 121 is a minimum in the circumferential direction of the cylinder 121. Yes.
  • the center O 1 of the rotating shaft 15 is the center O 2 of the inner diameter of the cylinder 121 and the position of the third rotation angle ⁇ 3 on the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 (hereinafter referred to as the first rotation angle).
  • the second rotation angle ⁇ 2 is 180 degrees
  • the center O1 of the rotation shaft 15 extends from the center O2 of the inner diameter of the cylinder 121 on the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121.
  • the center O1 of the rotating shaft 15 is eccentric along the eccentric line Le passing through the center O2 of the inner diameter of the cylinder 121 (the position is shifted).
  • FIG. 4A illustrates the position of the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 on which the outer peripheral surface 139 of the piston 125 slides when the piston 125 is positioned at an arbitrary rotation angle in the compression unit 12 of the rotary compressor 1 of the reference example. It is a cross-sectional view for doing.
  • FIG. 4B shows that, in the compression section 12 of the rotary compressor 1 of the embodiment, the rotation shaft 15 is eccentric from the center O2 of the inner diameter of the cylinder 121 to the position side of an arbitrary rotation angle on the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121.
  • the center O1 of the rotating shaft 15 and the center O2 of the inner diameter of the cylinder 121 coincide with each other on a plane orthogonal to the axial direction of the rotating shaft 15.
  • the piston 125 is positioned at an arbitrary rotation angle ⁇ a (in FIG. 4A, the angle ⁇ a is shown as 60 degrees as an example) on a plane orthogonal to the axial direction of the rotation shaft 15.
  • the center O ⁇ b> 1 of the rotating shaft 15 is eccentric from the center O ⁇ b> 2 of the inner diameter of the cylinder 121.
  • the center O1 of the rotating shaft 15 extends along the eccentric line Le from the center O2 of the inner diameter of the cylinder 121 to the position side of an arbitrary rotation angle.
  • the eccentric amount of the center O1 of the rotary shaft 15 with respect to the center O2 of the cylinder 121 is b.
  • the gap D generated between the outer peripheral surface 139 of the piston 125 and the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 can be expressed as follows.
  • the center O2 of the inner diameter of the cylinder 121 and the center O1 of the rotating shaft 15 are made to coincide with each other, and the gap D between the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 and the outer peripheral surface 139 of the piston 125 is Compared with the configuration of the reference example that is uniformly set to 30 [ ⁇ m] over the entire circumferential direction of the inner peripheral surface 137, the amount of eccentricity of the rotating shaft 15 in the embodiment will be described. In the present embodiment, as an example, the eccentric amount of the rotating shaft 15 is set to 10 [ ⁇ m].
  • the minimum value of the gap D between the outer peripheral surface 139 of the piston 125 positioned at a rotational angle of 270 degrees and the position of 270 degrees on the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 is 10 [ ⁇ m] or more and 40 [ ⁇ m]. The following is preferred.
  • the gap D exceeds 40 [ ⁇ m] the effect of suppressing the refrigerant leaking from the gap D between the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 and the outer peripheral surface 139 of the piston 125 is not preferable.
  • the gap D is less than 10 [ ⁇ m], there is a high possibility that the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 and the outer peripheral surface 139 of the piston 125 are worn, which is not preferable.
  • each gap D between the outer peripheral surface 139 of the piston 125 and the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 that is located at each rotation angle of 180 degrees and 360 degrees (0 degrees) is 30 [ ⁇ m].
  • the clearance D and the clearance D between the outer peripheral surface 139 of the piston 125 and the position of 225 degrees on the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 are from 20 [ ⁇ m] (270 degrees) to 30 [ ⁇ m] (180 degrees, 360 [deg.] (0 [deg.]), Which is an intermediate value that gradually changes to 25 [[mu] m].
  • the position of 45 degrees on the outer peripheral surface 139 of the piston 125 and the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 is 40 [ ⁇ m] (90 degrees) to 30 [ ⁇ m] (0 35 [ ⁇ m] because it is the middle gradually changing to degrees (360 degrees) and 180 degrees).
  • the gap D between the outer peripheral surface 139 of the piston 125 and the position of 270 degrees on the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 is When the piston 125 is positioned at a rotation angle of 90 degrees in the circumferential direction of the inner circumferential surface 137, the gap between the outer circumferential surface 139 of the piston 125 and the 90-degree position on the inner circumferential surface 137 of the cylinder 121 D is the maximum value.
  • 20 [ ⁇ m] that is the minimum value of the gap D in the circumferential direction of the cylinder 121 is set to 1 ⁇ 2 of 40 [ ⁇ m] that is the maximum value of the gap D, and is set to 2/3 or less. It is preferable to do.
  • the gap D at the position of 270 degrees as the third rotation angle ⁇ 3 is 20 [ ⁇ m]
  • the gap D at the position of 360 degrees as the first rotation angle ⁇ 1 and 180 degrees as the second rotation angle ⁇ 2 is 30. [ ⁇ m]. That is, the gap D at the position of 270 degrees is set to 2/3 of the gap D at the positions of 360 degrees and 180 degrees, and is preferably set to 4/5 or less.
  • FIG. 5 is a graph for explaining the rotation angle of the piston 125 when the refrigerant pressure reaches the maximum value in the rotary compressor 1 of the embodiment.
  • the vertical axis indicates the refrigerant pressure [MPaG] (gauge pressure) in the compression chamber 133
  • the horizontal axis indicates the rotation angle [deg] of the piston 125 in the circumferential direction of the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121.
  • the usage state of the air conditioner is classified into refrigerant rating, cooling middle, heating rating, and heating middle, and changes in refrigerant pressure in the rotary compressor 1 are shown.
  • the cooling rating and the heating rating refer to a state where the air conditioner is used at a rated output.
  • the cooling middle and the heating middle indicate a state in which the air conditioner is used at an output almost half of the rated output.
  • the curve connecting the square marks indicates the cooling rating
  • the curve connecting the triangle marks indicates the middle of the cooling.
  • the curve connecting the cross marks indicates the heating rating
  • the curve connecting the diamond marks Indicates intermediate heating.
  • the refrigerant in the compression chamber 133 starts to be gradually discharged from the compression chamber 133 through the discharge hole 190.
  • the refrigerant pressure in the chamber 133 becomes a substantially constant value, and the discharge of the refrigerant is completed while keeping the refrigerant pressure at a constant value. Therefore, in FIG. 5, after the refrigerant pressure increases, the rotation angle at which the refrigerant pressure changes constant is the rotation angle at which the refrigerant pressure in the compression chamber 133 reaches the maximum value (second rotation angle ⁇ 2).
  • the rotation angle of the piston 125 (hereinafter also referred to as the compression completion angle) when the refrigerant pressure in the compression chamber 133 reaches the maximum value is about 205 degrees in the case of the cooling rating. Yes, in the middle of cooling, it is about 160 degrees. Similarly, the rotation angle of the piston 125 when the pressure of the refrigerant in the compression chamber 133 reaches the maximum value is about 205 degrees in the case of heating rating, and about 180 degrees in the middle of heating.
  • the compression completion angles in these four use states Based on the compression completion angles in these four use states, from the viewpoint of the year-round energy consumption efficiency (APF) of the air conditioner, when used throughout the year, representative of the compression completion angles in the rotary compressor 1 Calculate the value. For example, when calculating APF in Japan, the ratio of each usage time in the four usage states to the total usage time of the air conditioner is roughly 5% for the cooling rating, 20% for the cooling middle, and the heating rating. It is calculated as 20% and heating middle is 55%.
  • APF year-round energy consumption efficiency
  • FIG. 6 is a cross-sectional view for explaining changes in pressure in the compression chamber 133 and the suction chamber 131 in the cylinder chamber 130 in the rotary compressor 1 of the embodiment.
  • FIG. 6 shows a state in which the rotation angle of the piston 125 sequentially changes to 0 degree, 45 degrees, 90 degrees, 135 degrees, 180 degrees, 225 degrees, 270 degrees, 315 degrees, and 360 degrees (0 degrees).
  • the tendency for the refrigerant to leak from the gap D between the outer peripheral surface 139 of the piston 125 and the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 is that the pressure of the refrigerant in the compression chamber 133 is maintained at the maximum value after the compression completion angle.
  • the rotation angle of the piston 125 occurs over an angle range of about 180 degrees to 360 degrees.
  • the center O1 of the rotating shaft 15 is set along a decentered line Le from the center O2 of the inner diameter of the cylinder 121 on the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 (hereinafter also referred to as the alignment angle).
  • the average value of the gap D generated between the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 and the outer peripheral surface 139 of the piston 125 (hereinafter referred to as the average gap) Will be described by comparing an example and a reference example. Further, as a reference example, alignment (hereinafter referred to as center alignment) is shown in which the center O2 of the inner diameter of the cylinder 121 and the center O1 of the rotating shaft 15 coincide with each other.
  • FIG. 7 is a graph showing the gap D generated in the compression process when the alignment angle is 270 degrees in the rotary compressor 1 of the embodiment.
  • FIG. 8 is a graph showing the gap D generated in the compression process in the case of center alignment in the rotary compressor of the reference example.
  • FIG. 9 is a graph showing a gap D generated in the compression process when the alignment angle is 225 degrees in the rotary compressor of the reference example.
  • FIG. 10 is a graph showing a gap D generated in the compression process when the alignment angle is 315 degrees in the rotary compressor of the reference example.
  • the vertical axis indicates the gap D [ ⁇ m] between the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 and the outer peripheral surface 139 of the piston 125
  • the horizontal axis indicates the rotation angle of the piston 125. Indicates.
  • the angle range where the rotation angle of the piston 125 is 180 degrees to 360 degrees is indicated by an arrow, and this angle range is after the completion of the compression of the refrigerant in the compression chamber 133. To the compression process until the discharge of the refrigerant in the compression chamber 133 is completed.
  • the average gap is 24 in the angle range where the rotation angle of the piston 125 is 180 degrees to 360 degrees. .8 [ ⁇ m].
  • the average clearance in the angle range of the piston 125 from 180 degrees to 360 degrees was 30 [ ⁇ m].
  • the average gap is 26.5 [ ⁇ m] in the angle range where the rotation angle of the piston 125 is 180 degrees to 360 degrees. Met.
  • the average gap in the angle range where the rotation angle of the piston 125 is 180 degrees to 360 degrees is 26.5 [ ⁇ m]. Met. Therefore, in the example, by setting the alignment angle of the rotating shaft 15 to 270 degrees, the average gap in the angle range where the rotation angle of the piston 125 is 180 degrees to 360 degrees can be reduced.
  • FIG. 11 is a graph showing the relationship between the APF ratio and the alignment angle of the rotating shaft 15 in the rotary compressors of the example and the reference example.
  • the vertical axis indicates the ratio to the APF value of the configuration in which the alignment angle is 225 degrees
  • the horizontal axis indicates the alignment angle (deg) of the rotating shaft 15.
  • the ratio of the APF value when the rotary compressor is used together with an air conditioner having an output of 4.0 [kW] is shown.
  • the ratio of the APF of the reference example in which the alignment angle of the rotating shaft 15 is 225 degrees is 100%, and the ratio of the APF of the reference example in which the alignment angle is 180 degrees is 99.4%. As compared with the reference example in which the alignment angle is 225 degrees, it was lowered. In addition, the ratio of the APF in the reference example in which the alignment angle is 315 degrees is about 100.1%, which is slightly higher than that in the reference example in which the alignment angle is 225 degrees.
  • the ratio of the AFP in the example in which the alignment angle is 270 degrees is about 100.4%, which is higher than the reference examples in which the alignment angle is 225 degrees and other reference examples. Therefore, from the comparison result shown in FIG. 11, in the rotary compressor 1, it is possible to increase the APF by setting the alignment angle of the rotating shaft 15 to 270 degrees.
  • the alignment angle of the rotating shaft 15 is set to 270 degrees.
  • the adjustment angle is adjusted.
  • the core angle is not limited.
  • the alignment angle is set from the viewpoint of increasing the APF in the usage state of the air conditioner throughout the year. For example, the alignment is performed so as to maximize the efficiency in the usage state of the heating rating. An angle may be set.
  • the rotation shaft 15 is supported by the main bearing portion 161T (sub-bearing portion 161S) and the position of the rotation shaft 15 is fixed.
  • the radial position of the cylinder 121 is adjusted with respect to the direction.
  • the position of the center O1 of the rotary shaft 15 is relatively adjusted with respect to the center O2 of the inner diameter of the cylinder 121, and the rotary shaft 15 is positioned in a state of being eccentric with a desired eccentric amount.
  • the alignment process is completed by fixing the cylinder 121 positioned with respect to the rotating shaft 15 fixed by the main bearing portion 161T (sub-bearing portion 161S) to the upper end plate 160T (lower end plate 160S).
  • the rotation shaft 15 is eccentric with a desired eccentricity by adjusting the center O2 of the upper cylinder 121T and the lower cylinder 121S with respect to the center O1 of the rotation shaft 15, respectively.
  • the present Example was applied to the 2-cylinder type rotary compressor, it is not limited to a 2-cylinder type, and may be applied to a 1-cylinder type rotary compressor.
  • cylindrical inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 and the cylindrical outer peripheral surface 139 of the cylindrical piston 125 are processed in advance into a perfect circle with, for example, a circularity with a dimensional accuracy of the order of several [ ⁇ m]. . For this reason, even when the minimum value of the gap D between the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 and the outer peripheral surface 139 of the piston 125 is set to about 20 [ ⁇ m], the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 and the piston 125 A decrease in compression efficiency due to wear with the outer peripheral surface 139 or the like is suppressed.
  • the gap between the position of the third rotation angle ⁇ 3 on the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 and the outer peripheral surface 139 of the piston 125 is minimized in the circumferential direction of the cylinder 121.
  • the center O1 of the rotation shaft 15 is eccentric along the eccentric line Le from the center O2 of the inner diameter of the cylinder 121 toward the position of the third rotation angle ⁇ 3.
  • the compression process (for example, an angle of 180 degrees to 360 degrees) from the second rotation angle ⁇ 2 after completion of the compression of the refrigerant in the compression chamber 133 to the first rotation angle ⁇ 1 at which the refrigerant discharge of the compression chamber 133 is completed. (Range), the refrigerant can be prevented from leaking from the compression chamber 133 to the suction chamber 131. For this reason, the compression efficiency of the refrigerant in the compression chamber 133 can be increased.
  • the minimum value of the gap D between the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 and the outer peripheral surface 139 of the piston 125 is 2/3 of the maximum value of the gap D. It is as follows. Thereby, it is possible to appropriately prevent the refrigerant from leaking from the compression chamber 133 to the suction chamber 131 in the second half of the compression process, that is, in the angle range of 180 degrees to 360 degrees. Further, it is possible to avoid the gap D from becoming too large in the first half of the refrigerant suction process and the compression process, that is, in the angle range of 0 to 180 degrees.
  • the clearance D between the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 and the outer peripheral surface 139 of the piston 125 can be appropriately ensured. Therefore, the refrigerant can be appropriately prevented from leaking from the compression chamber 133 to the suction chamber 131, and the compression efficiency of the refrigerant can be increased.
  • the gap D between the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 and the outer peripheral surface 139 of the piston 125 at the third rotation angle ⁇ 3 is set at the first rotation angle ⁇ 1 and the second rotation angle ⁇ 2. It is 4/5 or less of the gap D. Therefore, the clearance D between the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 and the outer peripheral surface 139 of the piston 125 can be appropriately ensured. Therefore, the refrigerant can be appropriately prevented from leaking from the compression chamber 133 to the suction chamber 131, and the compression efficiency of the refrigerant can be increased.
  • the minimum value of the gap D between the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 and the outer peripheral surface 139 of the piston 125 is set to about 20 [ ⁇ m]. It is not limited to about 20 [ ⁇ m], and the minimum value of the gap D may be 10 [ ⁇ m] or more and 40 [ ⁇ m] or less.
  • the leakage of the refrigerant from the gap D between the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 and the outer peripheral surface 139 of the piston 125 is suppressed, and wear and breakage between the inner peripheral surface 137 of the cylinder 121 and the outer peripheral surface 139 of the piston 125 are prevented. It becomes possible to suppress.
  • (Other examples) 12 and 13 show the relationship between the rotation angle of the piston 125 (compression completion angle) and the compression ratio when the refrigerant pressure in the compression chamber 133 reaches the maximum value in the rotary compressor 1 of the embodiment. It is a graph for demonstrating.
  • the vertical axis represents the pressure [MPaG]
  • the horizontal axis represents the rotation angle [deg] of the piston 125.
  • curves showing changes in pressure at pressure ratios of 2 to 8 times are shown in an overlapping manner.
  • the vertical axis represents the compression completion angle [deg]
  • the horizontal axis represents the refrigerant compression ratio.
  • the change in the compression completion angle with respect to the compression ratio is indicated by a solid line
  • the alignment angle of the rotation shaft 15 with respect to the compression ratio (the third rotation that decenters the center O1 of the rotation shaft 15 from the center O2 of the inner diameter of the cylinder 121
  • the change in angle ⁇ 3) is indicated by a broken line.
  • the compression completion angle tends to gradually increase as the compression ratio increases. Since the compression completion angle increases in this way, the alignment angle of the rotating shaft 15 gradually increases as the compression ratio increases, as indicated by the broken line in FIG.
  • the compression completion angle that is the second rotation angle ⁇ 2 is regarded as 180 degrees
  • the center O1 of the rotation shaft 15 is Although it is preferable to decenter along the eccentric line Le from the center O2 of the inner diameter toward the position side of about 270 degrees which is the third rotation angle ⁇ 3 (alignment angle of the rotation shaft 15), the third rotation angle ⁇ 3 is 270 degrees. It is not limited to. As indicated by a broken line in FIG. 13, as the third rotation angle ⁇ 3, for example, when the pressure ratio is 5 times, the center O1 of the rotation shaft 15 has a rotation angle of 300 degrees from the center O2 of the inner diameter of the cylinder 121.
  • the pressure ratio of a rotary compressor used in an air conditioner for Japan is set to about 2 to 3 times.
  • a rotary compressor used in a water heater for hot water using CO 2 as a refrigerant is set to 4 times or more. That is, the third rotation angle ⁇ 3 that eccentrically rotates the rotary shaft 15 is appropriately set according to the pressure ratio of the rotary compressor.
  • this embodiment is applied to the two-cylinder rotary compressor 1, it may be applied to a one-cylinder rotary compressor, and the same effect as that of the two-cylinder type can be obtained in the one-cylinder type. Can do.
  • the embodiment has been described above, but the embodiment is not limited by the above-described content.
  • the above-described constituent elements include those that can be easily assumed by those skilled in the art, those that are substantially the same, and those in a so-called equivalent range.
  • the above-described components can be appropriately combined.
  • at least one of various omissions, substitutions, and changes of the components can be made without departing from the scope of the embodiments.

Landscapes

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Abstract

上死点に位置するピストン（１２５）の、シリンダ（１２１）の周方向における第１回転角度（θ１）を３６０度として、第１回転角度（θ１）と、圧縮室（１３３）内の冷媒の圧力が最大値に達する第２回転角度（θ２）とがなす角度範囲の中央値の第３回転角度（θ３）にピストン（１２５）が位置するときに、回転軸（１５）の軸方向に直交する平面上において、シリンダ（１２１）の内周面（１３７）上における第３回転角度（θ３）の位置とピストン（１２５）の外周面（１３９）との隙間（Ｄ）が、シリンダ（１２１）の周方向において最小となるように、回転軸（１５）の中心（Ｏ１）は、シリンダ（１２１）の内径の中心（Ｏ２）と、シリンダ（１２１）の内周面（１３７）上における第３回転角度（θ３）の位置とを結ぶ直線（Ｌｅ）上に沿って、シリンダ（１２１）の内径の中心（Ｏ２）から第３回転角度（θ３）の位置側へ偏心している。

Description

ロータリ圧縮機
　本発明は、ロータリ圧縮機に関する。
　例えば空気調和機や冷凍装置では、冷媒を圧縮するために圧縮機が用いられている。圧縮機としては、シリンダ内で偏心回転する環状のピストンに対して、シリンダ室内に突出するベーンが当接することで、シリンダ室が吸入室と圧縮室に区画されるロータリ圧縮機が知られている。
　この種のロータリ圧縮機では、シリンダ内でピストンがシリンダの内周面に沿って適正に公転するために、シリンダの内周面に沿って公転するピストンの外周面とシリンダの内周面との間に所定の隙間が設けられている。隙間を小さくした場合、シリンダの内周面とピストンの外周面が接触しやすくなる傾向があり、摺動により圧縮効率の低下を招く。一方、隙間を大きくした場合、冷媒の圧縮過程で、シリンダ室における高圧の圧縮室から、シリンダの内周面に沿って公転するピストンの外周面とシリンダの内周面との隙間を通って、低圧の吸入室へ漏れ出る冷媒の量が増える傾向がある。このように、ピストンの外周面とシリンダの内周面との摺動部分の隙間から冷媒が漏れることにより圧縮効率の低下を招く。
　関連技術のロータリ圧縮機としては、シリンダの内周面が真円ではない所定の形状に変形されており、上死点に位置するピストンの、シリンダの周方向における回転角度（クランク角度）を０度として、４５度付近及び２２５度付近にピストンが位置するときに、ピストンの外周面とシリンダの内周面上の４５度付近の位置との離間距離である隙間（シリンダの径方向における隙間）、及びピストンの外周面とシリンダの内周面上の２２５度付近の位置との隙間が、シリンダの周方向において最小となるように設定することにより、冷媒の圧縮効率の向上を図る技術が知られている。
国際公開第２０１３／１７９６７７号
　ところで、空気調和機では、例えば、省エネルギー性能を示す指標として、通年エネルギー消費効率（ＡＰＦ：Annual　Performance　Factor）、いわゆる省エネルギー運転を考慮した性能評価が行われている。ロータリ圧縮機では、ピストンの外周面とシリンダの内周面との隙間から漏れ出る冷媒の量は、冷媒の吸入中よりも冷媒の圧縮中が多くなる傾向にあるので、上述のようにピストンの外周面とシリンダの内周面との隙間を設定した構成であっても、冷媒の圧縮中に生じた上述の隙間から漏れ出る冷媒が十分に抑えられず、冷媒の圧縮効率の向上が不十分であり、ＡＰＦの低下を招いている。すなわち、ＡＰＦを高める観点では、ロータリ圧縮機では、冷媒の圧縮中において、ピストンの外周面とシリンダの内周面との隙間から漏れ出る冷媒の量を抑えることが好ましい。
　開示の技術は、上記に鑑みてなされたものであって、冷媒の圧縮効率を高めることができるロータリ圧縮機を提供することを目的とする。
　本願の開示するロータリ圧縮機の一態様は、上部に冷媒の吐出部が設けられ下部に冷媒の吸入部が設けられ密閉された縦置き円筒状の圧縮機筐体と、前記圧縮機筐体内の下部に配置され前記吸入部から吸入された冷媒を圧縮し前記吐出部から吐出する圧縮部と、前記圧縮機筐体内の上部に配置され前記圧縮部を駆動するモータと、を有し、前記圧縮部は、環状のシリンダと、前記シリンダの上側及び下側をそれぞれ閉塞する端板と、偏心部を有し前記モータにより回転される回転軸と、前記偏心部に嵌合され前記シリンダの内周面に沿って公転し前記シリンダ内にシリンダ室を形成する環状のピストンと、前記シリンダに設けられたベーン溝から前記シリンダ室内に突出し前記ピストンに当接することで前記シリンダ室を吸入室と圧縮室に区画するベーンと、を有するロータリ圧縮機において、上死点に位置する前記ピストンの、前記シリンダの周方向における第１回転角度を３６０度として、当該第１回転角度と、前記圧縮室内の冷媒の圧力が最大値に達する第２回転角度とがなす角度範囲の中央値の第３回転角度に前記ピストンが位置するときに、前記回転軸の軸方向に直交する平面上において、前記シリンダの内周面上における前記第３回転角度の位置と前記ピストンの外周面との隙間が、前記シリンダの周方向において最小となるように、前記回転軸の中心は、前記シリンダの内径の中心と、前記シリンダの内周面上における前記第３回転角度の位置とを結ぶ直線上に沿って、前記シリンダの内径の中心から前記第３回転角度の位置側へ偏心していることを特徴とする。
　本願の開示するロータリ圧縮機の一態様によれば、冷媒の圧縮効率を高めることができる。
図１は、実施例のロータリ圧縮機を示す縦断面図である。 図２は、実施例のロータリ圧縮機の圧縮部を示す分解斜視図である。 図３は、実施例のロータリ圧縮機の圧縮部を上方から見た横断面図である。 図４Ａは、参考例のロータリ圧縮機の圧縮部において、ピストンが任意の回転角度に位置するときにピストンの外周面が摺動するシリンダの内周面の位置を説明するための横断面図である。 図４Ｂは、実施例のロータリ圧縮機の圧縮部において、シリンダの中心から任意の回転角度の位置側へ回転軸が偏心したときにシリンダの内周面に摺動するピストンの外周面の位置を説明するための横断面図である。 図５は、実施例のロータリ圧縮機において、冷媒の圧力が最大値に達するときのピストンの回転角度を説明するためのグラフである。 図６は、実施例のロータリ圧縮機において、シリンダ室における圧縮室と吸入室の各圧力の変化を説明するための横断面図である。 図７は、実施例のロータリ圧縮機において、調芯角度が２７０度の場合に圧縮過程で生じる隙間を示すグラフである。 図８は、参考例のロータリ圧縮機において、中心調芯の場合に圧縮過程で生じる隙間を示すグラフである。 図９は、参考例のロータリ圧縮機において、調芯角度が２２５度の場合に圧縮過程で生じる隙間を示すグラフである。 図１０は、参考例のロータリ圧縮機において、調芯角度が３１５度の場合に圧縮過程で生じる隙間を示すグラフである。 図１１は、実施例及び参考例のロータリ圧縮機において、ＡＰＦの比率と回転軸の調芯角度との関係を示すグラフである。 図１２は、実施例のロータリ圧縮機において、圧縮室内の冷媒の圧力が最大値に達したときのピストンの回転角度と、圧縮比との関係を説明するためのグラフである。 図１３は、実施例のロータリ圧縮機において、圧縮室内の冷媒の圧力が最大値に達したときのピストンの回転角度と、圧縮比との関係を説明するためのグラフである。
　以下に、本願の開示するロータリ圧縮機の実施例を図面に基づいて詳細に説明する。なお、以下の実施例によって、本願の開示するロータリ圧縮機が限定されるものではない。
　（ロータリ圧縮機の構成）
　図１は、実施例のロータリ圧縮機を示す縦断面図である。図２は、実施例のロータリ圧縮機の圧縮部を示す分解斜視図である。図３は、実施例のロータリ圧縮機の圧縮部を上方から見た横断面図である。
　図１に示すように、ロータリ圧縮機１は、密閉された縦置き円筒状の圧縮機筐体１０内の下部に配置された圧縮部１２と、圧縮機筐体１０内の上部に配置され回転軸１５を介して圧縮部１２を駆動するモータ１１と、圧縮機筐体１０の外周面に固定され密閉された縦置き円筒状のアキュムレータ２５と、を備えている。
　アキュムレータ２５は、吸入部としての上吸入管１０５及びアキュムレータ上湾曲管３１Ｔを介して上シリンダ１２１Ｔの上シリンダ室１３０Ｔ（図２参照）と接続され、吸入部としての下吸入管１０４及びアキュムレータ下湾曲管３１Ｓを介して下シリンダ１２１Ｓの下シリンダ室１３０Ｓ（図２参照）と接続されている。本実施例では、圧縮機筐体１０の周方向において、上吸入管１０５と下吸入管１０４の位置が重なっており、同一位置に位置する。
　モータ１１は、外側に配置されたステータ１１１と、内側に配置されたロータ１１２と、を備えている。ステータ１１１は、圧縮機筐体１０の内周面に焼嵌め状態または溶接状態で固定されている。ロータ１１２は、回転軸１５に焼嵌め状態で固定されている。
　回転軸１５は、下偏心部１５２Ｓの下方の副軸部１５１が、下端板１６０Ｓに設けられた副軸受部１６１Ｓに回転自在に支持され、上偏心部１５２Ｔの上方の主軸部１５３が上端板１６０Ｔに設けられた主軸受部１６１Ｔに回転自在に支持されている。回転軸１５には、上偏心部１５２Ｔと下偏心部１５２Ｓとが互いに１８０度の位相差をつけて設けられており、上偏心部１５２Ｔに上ピストン１２５Ｔが支持され、下偏心部１５２Ｓに下ピストン１２５Ｓが支持されている。これによって、回転軸１５は、圧縮部１２全体に対して回転自在に支持されるとともに、図３に示すように、回転によって上ピストン１２５Ｔの外周面１３９Ｔを上シリンダ１２１Ｔの内周面１３７Ｔに沿って公転運動させ、下ピストン１２５Ｓの外周面１３９Ｓを下シリンダ１２１Ｓの内周面１３７Ｓに沿って公転運動させる。
　圧縮機筐体１０の内部には、圧縮部１２において摺動する上シリンダ１２１Ｔと上ピストン１２５Ｔ及び下シリンダ１２１Ｓと下ピストン１２５Ｓ等の摺動部の潤滑性を確保し、上圧縮室１３３Ｔ（図２参照）及び下圧縮室１３３Ｓ（図２参照）をシールするための潤滑油１８が、圧縮部１２をほぼ浸漬する量だけ封入されている。圧縮機筐体１０の下側には、ロータリ圧縮機１全体を支持する複数の弾性支持部材（図示せず）を係止する取付脚３１０（図１参照）が固定されている。
　図１に示すように、圧縮部１２は、上吸入管１０５及び下吸入１０４から吸入された冷媒を圧縮し、後述する吐出管１０７から吐出する。図２に示すように、圧縮部１２は、上から、内部に中空空間が形成された膨出部を有する上端板カバー１７０Ｔ、上端板１６０Ｔ、環状の上シリンダ１２１Ｔ、中間仕切板１４０、環状の下シリンダ１２１Ｓ、下端板１６０Ｓ及び平板状の下端板カバー１７０Ｓを積層して構成されている。圧縮部１２全体は、上下から略同心円上に配置された複数の通しボルト１７４，１７５及び補助ボルト１７６によって固定されている。
　図３に示すように、上シリンダ１２１Ｔには、円筒状の内周面１３７Ｔが形成されている。上シリンダ１２１Ｔの内周面１３７Ｔの内側には、上シリンダ１２１Ｔの内周面１３７Ｔの内径よりも小さい外径の上ピストン１２５Ｔが配置されており、上シリンダ１２１Ｔの内周面１３７Ｔと上ピストン１２５Ｔの外周面１３９Ｔとの間に、冷媒を吸入し圧縮して吐出する上圧縮室１３３Ｔが形成される。下シリンダ１２１Ｓには、円筒状の内周面１３７Ｓが形成されている。下シリンダ１２１Ｓの内周面１３７Ｓの内側には、下シリンダ１２１Ｓの内周面１３７Ｓの内径よりも小さい外径の下ピストン１２５Ｓが配置されており、下シリンダ１２１Ｓの内周面１３７Ｓと下ピストン１２５Ｓの外周面１３９Ｓとの間に、冷媒を吸入し圧縮して吐出する下圧縮室１３３Ｓが形成される。
　図２及び図３に示すように、上シリンダ１２１Ｔは、円形状の外周部から、円筒状の内周面１３７Ｔの径方向に張り出した上側方突出部１２２Ｔを有する。上側方突出部１２２Ｔには、上シリンダ室１３０Ｔから放射状に外方へ延びる上ベーン溝１２８Ｔが設けられている。上ベーン溝１２８Ｔ内には、上ベーン１２７Ｔが摺動可能に配置されている。下シリンダ１２１Ｓは、円形状の外周部から、円筒状の内周面１３７Ｓの径方向に張り出した下側方突出部１２２Ｓを有する。下側方突出部１２２Ｓには、下シリンダ室１３０Ｓから放射状に外方へ延びる下ベーン溝１２８Ｓが設けられている。下ベーン溝１２８Ｓ内には、下ベーン１２７Ｓが摺動可能に配置されている。
　上側方突出部１２２Ｔは、上シリンダ１２１Ｔの内周面１３７Ｔの周方向に沿って、所定の突出範囲にわたって形成されている。下側方突出部１２２Ｓは、下シリンダ１２１Ｓの内周面１３７Ｓの周方向に沿って、所定の突出範囲にわたって形成されている。上側方突出部１２２Ｔ及び下側方突出部１２２Ｓは、上シリンダ１２１Ｔ及び下シリンダ１２１Ｓの加工時に加工治具に固定するためのチャック用保持部として用いられる。
　上側方突出部１２２Ｔには、外側面から上ベーン溝１２８Ｔと重なる位置に、上シリンダ室１３０Ｔに貫通しない深さで上スプリング穴１２４Ｔが設けられている。上スプリング穴１２４Ｔには上スプリング１２６Ｔが配置されている。下側方突出部１２２Ｓには、外側面から下ベーン溝１２８Ｓと重なる位置に、下シリンダ室１３０Ｓに貫通しない深さで下スプリング穴１２４Ｓが設けられている。下スプリング穴１２４Ｓには下スプリング１２６Ｓが配置されている。
　また、上シリンダ１２１Ｔには、上ベーン溝１２８Ｔの径方向外側と圧縮機筐体１０内とを開口部で連通して圧縮機筐体１０内の圧縮された冷媒を導入し、上ベーン１２７Ｔに冷媒の圧力により背圧をかける上圧力導入路１２９Ｔが形成されている。また、下シリンダ１２１Ｓには、下ベーン溝１２８Ｓの径方向外側と圧縮機筐体１０内とを連通して圧縮機筐体１０内の圧縮された冷媒を導入し、下ベーン１２７Ｓに冷媒の圧力により背圧をかける下圧力導入路１２９Ｓが形成されている。
　上シリンダ１２１Ｔの上側方突出部１２２Ｔには、上吸入管１０５と嵌合する上吸入孔１３５Ｔが設けられている。下シリンダ１２１Ｓの下側方突出部１２２Ｓには、下吸入管１０４と嵌合する下吸入孔１３５Ｓが設けられている。
　図２に示すように、上シリンダ室１３０Ｔは、上下をそれぞれ上端板１６０Ｔ及び中間仕切板１４０で閉塞されている。下シリンダ室１３０Ｓは、上下をそれぞれ中間仕切板１４０及び下端板１６０Ｓで閉塞されている。
　上シリンダ室１３０Ｔは、上ベーン１２７Ｔが上スプリング１２６Ｔに押圧されて上ピストン１２５Ｔの外周面１３９Ｔに当接することによって、上吸入孔１３５Ｔに連通する上吸入室１３１Ｔと、上端板１６０Ｔに設けられた上吐出孔１９０Ｔに連通する上圧縮室１３３Ｔと、に区画される。下シリンダ室１３０Ｓは、下ベーン１２７Ｓが下スプリング１２６Ｓに押圧されて下ピストン１２５Ｓの外周面１３９Ｓに当接することによって、下吸入孔１３５Ｓに連通する下吸入室１３１Ｓと、下端板１６０Ｓに設けられた下吐出孔１９０Ｓに連通する下圧縮室１３３Ｓと、に区画される。
　また、上吐出孔１９０Ｔは、上ベーン溝１２８Ｔに近接して設けられており、下吐出孔１９０Ｓは、下ベーン溝１２８Ｓに近接して設けられている。上圧縮室１３３Ｔ内及び下圧縮室１３３Ｓ内で圧縮された冷媒は、上圧縮室１３３Ｔ内及び下圧縮室１３３Ｓ内から、上吐出孔１９０Ｔ及び下吐出孔１９０Ｓを通って吐出される。
　図２に示すように、上端板１６０Ｔには、上端板１６０Ｔを貫通して上シリンダ１２１Ｔの上圧縮室１３３Ｔと連通する上吐出孔１９０Ｔが設けられ、上吐出孔１９０Ｔの出口側には、上吐出孔１９０Ｔの周囲に上弁座（図示せず）が形成されている。上端板１６０Ｔには、上吐出孔１９０Ｔの位置から上端板１６０Ｔの外周に向かって溝状に延びる上吐出弁収容凹部１６４Ｔが形成されている。
　上吐出弁収容凹部１６４Ｔには、後端部が上吐出弁収容凹部１６４Ｔ内に上リベット２０２Ｔにより固定され前端部が上吐出孔１９０Ｔを開閉するリード弁型の上吐出弁２００Ｔと、後端部が上吐出弁２００Ｔに重ねられて上吐出弁収容凹部１６４Ｔ内に上リベット２０２Ｔにより固定され前端部が上吐出弁２００Ｔが開く方向へ湾曲して（反って）いて上吐出弁２００Ｔの開度を規制する上吐出弁押さえ２０１Ｔ全体とが収容されている。
　下端板１６０Ｓには、下端板１６０Ｓを貫通して下シリンダ１２１Ｓの下圧縮室１３３Ｓと連通する下吐出孔１９０Ｓが設けられている。下端板１６０Ｓには、下吐出孔１９０Ｓの位置から下端板１６０Ｓの外周に向かって溝状に延びる下吐出弁収容凹部（図示せず）が形成されている。
　下吐出弁収容凹部には、後端部が下吐出弁収容凹部内に下リベット２０２Ｓにより固定され前端部が下吐出孔１９０Ｓを開閉するリード弁型の下吐出弁２００Ｓと、後端部が下吐出弁２００Ｓに重ねられて下吐出弁収容凹部内に下リベット２０２Ｓにより固定され前端部が下吐出弁２００Ｓが開く方向へ湾曲して（反って）いて下吐出弁２００Ｓの開度を規制する下吐出弁押さえ２０１Ｓ全体とが収容されている。
　互いに密着固定された上端板１６０Ｔと膨出部を有する上端板カバー１７０Ｔとの間には、上端板カバー室１８０Ｔが形成される。互いに密着固定された下端板１６０Ｓと平板状の下端板カバー１７０Ｓとの間には、下端板カバー室１８０Ｓ（図１参照）が形成される。下端板１６０Ｓ、下シリンダ１２１Ｓ、中間仕切板１４０、上端板１６０Ｔ及び上シリンダ１２１Ｔを貫通し下端板カバー室１８０Ｓと上端板カバー室１８０Ｔとを連通する冷媒通路孔１３６が設けられている。
　以下に、回転軸１５の回転による冷媒の流れを説明する。上シリンダ室１３０Ｔ内において、回転軸１５の回転によって、回転軸１５の上偏心部１５２Ｔに嵌合された上ピストン１２５Ｔが、上シリンダ１２１Ｔの内周面１３７Ｔに沿って公転することにより、上吸入室１３１Ｔが容積を拡大しながら上吸入管１０５から冷媒を吸入し、上圧縮室１３３Ｔが容積を縮小しながら冷媒を圧縮し、圧縮した冷媒の圧力が上吐出弁２００Ｔの外側の上端板カバー室１８０Ｔの圧力より高くなると、上吐出弁２００Ｔが開いて上圧縮室１３３Ｔから上端板カバー室１８０Ｔへ冷媒が吐出される。上端板カバー室１８０Ｔに吐出された冷媒は、上端板カバー１７０Ｔに設けられた上端板カバー吐出孔１７２Ｔ（図１参照）から圧縮機筐体１０内に吐出される。
　また、下シリンダ室１３０Ｓ内において、回転軸１５の回転によって、回転軸１５の下偏心部１５２Ｓに嵌合された下ピストン１２５Ｓが、下シリンダ１２１Ｓの内周面１３７Ｓに沿って公転することにより、下吸入室１３１Ｓが容積を拡大しながら下吸入管１０４から冷媒を吸入し、下圧縮室１３３Ｓが容積を縮小しながら冷媒を圧縮し、圧縮した冷媒の圧力が下吐出弁２００Ｓの外側の下端板カバー室１８０Ｓの圧力より高くなると、下吐出弁２００Ｓが開いて下圧縮室１３３Ｓから下端板カバー室１８０Ｓへ冷媒が吐出される。下端板カバー室１８０Ｓに吐出された冷媒は、冷媒通路孔１３６及び上端板カバー室１８０Ｔを通って上端板カバー１７０Ｔに設けられた上端板カバー吐出孔１７２Ｔから圧縮機筐体１０内に吐出される。
　圧縮機筐体１０内に吐出された冷媒は、ステータ１１１外周に設けられた上下に連通する切欠き（図示せず）、又はステータ１１１の巻線部の隙間（図示せず）、又はステータ１１１とロータ１１２との隙間１１５（図１参照）を通ってモータ１１の上方に導かれ、圧縮機筐体１０の上部に配置された吐出部としての吐出管１０７から吐出される。
　（ロータリ圧縮機の特徴的な構成）
　次に、実施例のロータリ圧縮機１の特徴的な構成について説明する。以下、説明の便宜上、上シリンダ１２１Ｔ及び下シリンダ１２１Ｓをシリンダ１２１、上ピストン１２５Ｔ及び下ピストン１２５Ｓをピストン１２５、上吐出孔１９０Ｔ及び下吐出孔１９０Ｓを吐出孔１９０と称する。同様に、説明の便宜上、上シリンダ室１３０Ｔ及び下シリンダ室１３０Ｓをシリンダ室１３０、上圧縮室１３３Ｔ及び下圧縮室１３３Ｓを圧縮室１３３、上吸入室１３１Ｔ及び下吸入室１３１Ｓを吸入室１３１、上偏心部１５２Ｓ及び下偏心部１５２Ｔを偏心部１５２と称する。また、同様に、説明の便宜上、上シリンダ１２１Ｔの内周面１３７Ｔ及び下シリンダ１２１Ｓの内周面１３７Ｓをシリンダ１２１の内周面１３７、上ピストン１２５Ｔの外周面１３９Ｔ及び下ピストン１２５Ｓの外周面１３９Ｓをピストン１２５の外周面１３９と称する。
　実施例のロータリ圧縮機１では、図３に示すように、シリンダ１２１の径方向（回転軸１５の径方向）に平行な平面上において、回転軸１５の中心Ｏ１が、シリンダ１２１の内径の中心Ｏ２（シリンダ１２１の径方向の中心Ｏ２）に対して、所定の方向へ向かって偏心されて設けられている。
　具体的には、上死点に位置するピストン１２５の、シリンダ１２１の周方向における第１回転角度θ１を３６０度として、この第１回転角度θ１と、圧縮室１３３内の冷媒の圧力が最大値に達する第２回転角度θ２とがなす角度範囲の中央値を第３回転角度θ３とする。第３回転角度θ３にピストン１２５が位置するときに、回転軸１５の軸方向に直交する平面上において、シリンダ１２１の内周面１３７上における第３回転角度θ３の位置とピストン１２５の外周面１３９との隙間Ｄ（シリンダ１２１の径方向に対する離間距離である隙間Ｄ）が、シリンダ１２１の周方向において最小となるように、回転軸１５の中心Ｏ１は、シリンダ１２１の内径の中心Ｏ２から偏心している。回転軸１５の軸方向に直交する平面上において、回転軸１５の中心Ｏ１は、シリンダ１２１の内径の中心Ｏ２と、シリンダ１２１の内周面１３７上における第３回転角度θ３の位置（以下、第３回転角度θ３の位置と称する。）とを結ぶ直線（以下、偏心線Ｌｅと称する。）上に沿って、シリンダ１２１の内径の中心Ｏ２から第３回転角度θ３の位置側へ偏心している。詳細について後述するが、本実施例では、例えば、第２回転角度θ２を１８０度として、回転軸１５の中心Ｏ１が、シリンダ１２１の内径の中心Ｏ２から、シリンダ１２１の内周面１３７上における、第３回転角度θ３である２７０度の位置側へ、すなわち回転軸１５の中心Ｏ１が、シリンダ１２１の内径の中心Ｏ２を通る偏心線Ｌｅ上に沿って偏心している（位置がずらされている）。なお、第３回転角度θ３は、例えば以下のように算出される。
　（３６０度－１８０度）／２＝９０度、１８０度（第２回転角度θ２）＋９０度＝２７０度（第３回転角度θ）
　ここで、回転軸１５の中心Ｏ１を偏心させたときに、シリンダ１２１の内周面１３７とピストン１２５の外周面１３９との間に生じる隙間Ｄについて説明する。図４Ａは、参考例のロータリ圧縮機１の圧縮部１２において、ピストン１２５が任意の回転角度に位置するときにピストン１２５の外周面１３９が摺動するシリンダ１２１の内周面１３７の位置を説明するための横断面図である。図４Ｂは、実施例のロータリ圧縮機１の圧縮部１２において、シリンダ１２１の内径の中心Ｏ２から、シリンダ１２１の内周面１３７上における任意の回転角度の位置側へ回転軸１５が偏心線Ｌｅ上に沿って偏心したときに、シリンダ１２１の内周面１３７に摺動するピストン１２５の外周面１３９の位置を説明するための横断面図である。図４Ａ及び図４Ｂにおいて、図面上の横方向をＸ方向とし、縦方向をＹ方向とする。
　図４Ａに示す参考例では、回転軸１５の軸方向に直交する平面上で、回転軸１５の中心Ｏ１とシリンダ１２１の内径の中心Ｏ２とが一致している。図４Ａに示すように、回転軸１５の軸方向に直交する平面上で、ピストン１２５が任意の回転角度θａ（図４Ａでは、一例として角度θａを６０度で示す。）に位置するときに、ピストン１２５の外周面１３９が摺動するシリンダ１２１の内周面１３７の位置の座標は、シリンダ１２１の内径の半径をｒ１としたとき、
　Ｘ座標：ｒ１×ｓｉｎθａ　　・・・（式１）
　Ｙ座標：ｒ１×ｃｏｓθａ　　・・・（式２）
となる。
　また、図４Ａに示す参考例では、回転軸１５の軸方向に直交する平面上で、上述のように回転軸１５の中心Ｏ１とシリンダ１２１の内径の中心Ｏ２とが一致しているので、ピストン１２５が任意の回転角度θａに位置するときに、ピストン１２５の外周面１３９が摺動するシリンダ１２１の内周面１３７位置の座標は、ピストン１２５の外径の半径をｒ２とし、回転軸１５の中心Ｏ１に対する偏心部１５２の中心Ｏ３の偏心量をａとしたとき、
　Ｘ座標：（ｒ２＋ａ）×ｓｉｎθａ　　・・・（式３）
　Ｙ座標：（ｒ２＋ａ）×ｃｏｓθａ　　・・・（式４）
となる。
　図４Ａに示す参考例に対して、図４Ｂに示す実施例では、回転軸１５の中心Ｏ１がシリンダ１２１の内径の中心Ｏ２から偏心している。図４Ｂに示すように、回転軸１５の軸方向に直交する平面上で、回転軸１５の中心Ｏ１が、シリンダ１２１の内径の中心Ｏ２から任意の回転角度の位置側へ偏心線Ｌｅ上に沿って偏心したときに、ピストン１２５の外周面１３９が摺動するシリンダ１２１の内周面１３７の位置の座標は、シリンダ１２１の中心Ｏ２に対する回転軸１５の中心Ｏ１の偏心量をｂとし、回転軸１５が偏心した方向が第１回転角度θ１に対してなす回転角度をθｂ（図４Ｂでは、一例として角度θｂを２２５度で示す。）としたとき、
　Ｘ座標：ｂ×ｓｉｎθｂ　　・・・（式５）
　Ｙ座標:ｂ×ｃｏｓθｂ　　・・・（式６）
となる。
　そして、回転軸１５の軸方向に直交する平面上で、図４Ａに示すように回転軸１５の中心Ｏ１が偏心量ｂだけ偏心している場合、ピストン１２５が任意の回転角度θｂに位置するときに、ピストン１２５の外周面１３９が摺動するシリンダ１２１の内周面１３７の位置の座標は、
　Ｘ座標：（式３）＋（式５）
＝（ｒ２＋ａ）×ｓｉｎθａ＋（ｂ×ｓｉｎθｂ）　　・・・（式７）
　Ｙ座標：（式４）＋（式６）
＝（ｒ２＋ａ）×ｃｏｓθａ）＋（ｂ×ｃｏｓθｂ）　　・・・（式８）
となる。
　したがって、ピストン１２５が任意の回転角度θａに位置するときに、ピストン１２５の外周面１３９と、シリンダ１２１の内周面１３７との間に生じる隙間Ｄは、以下のように表せる。
　Ｘ座標：（式１）－（式７）　　・・・（式９）
　Ｙ座標：（式２）－（式８）　　・・・（式１０）
　よって、隙間Ｄの寸法は、概ね、√〔（式９）２＋（式１０）２〕　　・・・（式１１）
によって求められる。
　ここで、一例として、シリンダ１２１の内径の中心Ｏ２と回転軸１５の中心Ｏ１とを互いに一致させると共に、シリンダ１２１の内周面１３７とピストン１２５の外周面１３９との隙間Ｄが、シリンダ１２１の内周面１３７の周方向全域に亘って均一に３０［μｍ］に設定されている参考例の構成と比較して、実施例における回転軸１５の偏心量について説明する。本実施例では、一例として、回転軸１５の偏心量が１０［μｍ］に設定されている。
　上述した実施例のように、回転軸１５の中心Ｏ１を２７０度の回転角度の位置側へ向かって１０［μｍ］だけ近づける調芯を行った場合、図３に示すように、回転角度が２７０度に位置するピストン１２５の外周面１３９と、シリンダ１２１の内周面１３７上の２７０度の位置との隙間Ｄは、３０［μｍ］から２０［μｍ］（＝３０［μｍ］－１０［μｍ］）へ小さくなる。したがって、シリンダ１２１の内周面１３７の周方向における隙間Ｄの最小値は、２０［μｍ］となる。また、９０度の回転角度に位置するピストン１２５の外周面１３９と、シリンダ１２１の内周面１３７上の９０度の位置との隙間Ｄは、３０［μｍ］から４０［μｍ］（＝３０［μｍ］＋１０［μｍ］）へ大きくなる。したがって、シリンダ１２１の内周面１３７上の２７０度の位置における隙間Ｄは、９０度の位置における隙間Ｄの１／２となる。
　なお、２７０度の回転角度に位置するピストン１２５の外周面１３９と、シリンダ１２１の内周面１３７上の２７０度の位置との隙間Ｄの最小値は、１０［μｍ］以上、４０［μｍ］以下が好ましい。隙間Ｄが４０［μｍ］を超えた場合、シリンダ１２１の内周面１３７とピストン１２５の外周面１３９との隙間Ｄから漏れる冷媒を抑制する効果が小さくなるので好ましくない。隙間Ｄが１０［μｍ］未満の場合、シリンダ１２１の内周面１３７とピストン１２５の外周面１３９とに摩耗が生じるおそれが高くなるので好ましくない。
　また、実施例では、１８０度及び３６０度（０度）の各回転角度にそれぞれ位置するピストン１２５の外周面１３９と、シリンダ１２１の内周面１３７との各隙間Ｄが、３０［μｍ］であり、シリンダ１２１の内径の中心Ｏ２と回転軸１５の中心Ｏ１とが一致する参考例の構成と比べて変化しない。２７０度に対して４５度ずつずれた３１５度と２２５度の各回転角度にそれぞれピストン１２５が位置するとき、ピストン１２５の外周面１３９とシリンダ１２１の内周面１３７上の３１５度の位置との隙間Ｄ、及びピストン１２５の外周面１３９とシリンダ１２１の内周面１３７上の２２５度の位置との隙間Ｄは、隙間Ｄが２０［μｍ］（２７０度）から３０［μｍ］（１８０度、３６０度（０度））へ徐々に変化する中間であるので、２５［μｍ］となる。また、９０度に対して４５度ずつずれた４５度と１３５度の各回転角度にそれぞれピストン１２５が位置するとき、ピストン１２５の外周面１３９とシリンダ１２１の内周面１３７上の４５度の位置との隙間Ｄ、及びピストン１２５の外周面１３９とシリンダ１２１の内周面１３７上の１３５度の位置との隙間Ｄは、隙間Ｄが４０［μｍ］（９０度）から３０［μｍ］（０度（３６０度）、１８０度）へ徐々に変化する中間であるので、３５［μｍ］となる。
　このように、実施例では、２７０度の回転角度にピストン１２５が位置するときに、ピストン１２５の外周面１３９とシリンダ１２１の内周面１３７上の２７０度の位置との隙間Ｄがリンダ１２１の内周面１３７の周方向において、最小値となり、９０度の回転角度にピストン１２５が位置するときに、ピストン１２５の外周面１３９とシリンダ１２１の内周面１３７上の９０度の位置との隙間Ｄが最大値となる。実施例では、シリンダ１２１の周方向において隙間Ｄの最小値となる２０［μｍ］が、隙間Ｄの最大値となる４０［μｍ］の１／２に設定されており、２／３以下に設定することが好ましい。また、第３回転角度θ３としての２７０度の位置における隙間Ｄが２０［μｍ］であり、第１回転角度θ１としての３６０度と第２回転角度θ２としての１８０度の位置における隙間Ｄが３０［μｍ］である。すなわち、２７０度の位置における隙間Ｄは、３６０度と１８０度の位置における隙間Ｄの２／３に設定されており、４／５以下に設定することが好ましい。
　なお、上述のようにピストン１２５の外周面１３９とシリンダ１２１の内周面１３７上の２７０度の位置との隙間Ｄが最小値となるように回転軸１５の中心Ｏ１を調芯した結果、ピストン１２５の回転角度が０度から１８０度の角度範囲において隙間Ｄが相対的に大きくなる。しかし、この角度範囲における圧縮過程では、圧縮室１３３内の冷媒の圧力が相対的に低いので、隙間Ｄからの冷媒が漏れる量が相対的に少なく、隙間Ｄが大きくなることによる不都合は生じない。
　ここで一例として圧縮比が２倍程度のロータリ圧縮機を空気調和機と共に用いた場合に、冷媒の圧力が最大値に達する回転角度、すなわち冷媒の圧縮が完了したときの回転角度について説明する。図５は、実施例のロータリ圧縮機１において、冷媒の圧力が最大値に達するときのピストン１２５の回転角度を説明するためのグラフである。図５において、縦軸が、圧縮室１３３の冷媒の圧力［ＭＰａＧ］（ゲージ圧）を示し、横軸が、シリンダ１２１の内周面１３７の周方向におけるピストン１２５の回転角度［ｄｅｇ］を示す。
　ここで、空気調和機における使用状態について、冷媒定格、冷房中間、暖房定格、暖房中間に分類して、ロータリ圧縮機１における冷媒の圧力の変化を示す。冷房定格及び暖房定格は、空気調和機を定格出力で使用する状態を指す。冷房中間及び暖房中間は、空気調和機を定格出力のほぼ半分の出力で使用する状態を指す。図５中において、四角印を結ぶ曲線が冷房定格を示し、三角印を結ぶ曲線が冷房中間を示す、同様に図５中において、バツ印を結ぶ曲線が暖房定格を示し、菱形印を結ぶ曲線が暖房中間を示す。
　ロータリ圧縮機１では、圧縮室１３３内の冷媒の圧力が上昇して所定の最大値まで達した後、圧縮室１３３内の冷媒が吐出孔１９０を通して圧縮室１３３から徐々に吐出され始めるので、圧縮室１３３内の冷媒の圧力がほぼ一定値となり、冷媒の圧力を一定値に保ちながら冷媒の吐出が完了する。したがって、図５において、冷媒の圧力が上昇した後、冷媒の圧力が一定に変化するときの回転角度が、圧縮室１３３内の冷媒の圧力が最大値に達する回転角度（第２回転角度θ２）となり、圧縮室１３３内の冷媒の圧縮が実質的に完了する圧縮完了角度と言える。
　したがって、図５に示すように、圧縮室１３３内の冷媒の圧力が最大値に達するときのピストン１２５の回転角度（以下、圧縮完了角度とも称する。）は、冷房定格の場合に２０５度程度であり、冷房中間の場合に１６０度程度である。また同様に、圧縮室１３３内の冷媒の圧力が最大値に達するときのピストン１２５の回転角度は、暖房定格の場合に２０５度程度であり、暖房中間の場合に１８０度程度である。
　このような４つの使用状態での圧縮完了角度に基づいて、空気調和機の通年エネルギー消費効率（ＡＰＦ）の観点から、１年を通して使用されるときに、ロータリ圧縮機１における圧縮完了角度の代表値を算出する。例えば日本においてＡＰＦを算出する場合、空気調和機の総使用時間に対して、４つの使用状態での各使用時間の比率が、概ね、冷房定格を５％、冷房中間を２０％、暖房定格を２０％、暖房中間を５５％として算出される。
　そのため、４つの使用状態での各使用時間の比率に基づいて、圧縮室１３３内の冷媒の圧力が最大値に達する回転角度（圧縮完了角度）の代表値を算出すると、代表値は、冷房定格が（２０５度×５％）、冷房中間が（１６０度×２０％）、暖房定格（２０５度×２０％）、暖房中間が（１８０度×５５％）の和となる。すなわち、圧縮完了角度の代表値は、（２０５度×５％）＋（１６０度×２０％）＋（２０５度×２０％）＋（１８０度×５５％）＝１８２．５５度≒１８０度となる。また、暖房中間の使用時間は、空気調和機の総使用時間に占める比率が最も多く、暖房中間のときの圧縮完了角度が１８０度であることからも、圧縮完了角度の代表値を１８０度と見なせる。
　上述のように圧縮室１３３内の冷媒の圧力が最大値に達する回転角度が１８０度である場合について、ロータリ圧縮機１のシリンダ室１３０内での冷媒の圧力の変化を説明する。図６は、実施例のロータリ圧縮機１において、シリンダ室１３０における圧縮室１３３と吸入室１３１の各圧力の変化を説明するための横断面図である。図６において、ピストン１２５の回転角度が０度、４５度、９０度、１３５度、１８０度、２２５度、２７０度、３１５度、３６０度（０度）に順番に変化する状態を示す。
　図６に示すように、ロータリ圧縮機１のシリンダ室１３０において、シリンダ１２１の周方向におけるピストン１２５の回転角度が０度（３６０度）から４５度の角度範囲のとき、圧縮室１３３内の冷媒の圧力が相対的に低い。続いて、ピストン１２５の回転角度が９０度程度から１３５度程度の角度範囲のとき、圧縮室１３３内の冷媒の圧力が徐々に高まってくるが、圧縮室１３３内の冷媒の圧力と吸入室１３１内の冷媒の圧力との差が相対的に小さいので、圧縮室１３３の冷媒が吸入室１３１へ漏れ出ることはない。
　次に、ピストン１２５の回転角度が１８０度程度になったとき、上述のように圧縮室１３３内の冷媒の圧力が最大値に達する圧縮完了角度となり、圧縮室１３３内の冷媒の圧力と吸入室１３１内の冷媒の圧力との差が相対的に大きくなる。このため、ピストン１２５の外周面１３９とシリンダ１２１の内周面１３７との隙間Ｄを通って、圧縮室１３３の冷媒が吸入室１３１へ漏れ出る傾向にある。このようにピストン１２５の外周面１３９とシリンダ１２１の内周面１３７との隙間Ｄから冷媒が漏れ出る傾向は、圧縮完了角度以降、圧縮室１３３内の冷媒の圧力が最大値のまま継続するので、ピストン１２５の回転角度が１８０度程度から３６０度の角度範囲にわたって生じる。
　ここで、回転軸１５の中心Ｏ１を、シリンダ１２１の内径の中心Ｏ２から偏心線Ｌｅ上に沿って、シリンダ１２１の内周面１３７上における所定の第３回転角度θ３（以下、調芯角度とも称する。）の位置側へ所定の偏心量だけ近づけるように偏心させたときに、シリンダ１２１の内周面１３７とピストン１２５の外周面１３９との間に生じる隙間Ｄの平均値（以下、平均隙間と称する。）について、実施例と参考例とを比較して説明する。また、参考例として、シリンダ１２１の内径の中心Ｏ２と回転軸１５の中心Ｏ１とを互いに一致させる調芯（以下、中心調芯と称する。）を示す。
　図７は、実施例のロータリ圧縮機１において、調芯角度が２７０度の場合に圧縮過程で生じる隙間Ｄを示すグラフである。図８は、参考例のロータリ圧縮機において、中心調芯の場合に圧縮過程で生じる隙間Ｄを示すグラフである。図９は、参考例のロータリ圧縮機において、調芯角度が２２５度の場合に圧縮過程で生じる隙間Ｄを示すグラフである。図１０は、参考例のロータリ圧縮機において、調芯角度が３１５度の場合に圧縮過程で生じる隙間Ｄを示すグラフである。図７、図８、図９及び図１０において、縦軸が、シリンダ１２１の内周面１３７とピストン１２５の外周面１３９との隙間Ｄ［μｍ］を示し、横軸が、ピストン１２５の回転角度を示す。図７、図８、図９及び図１０の横軸において、ピストン１２５の回転角度が１８０度から３６０度の角度範囲を矢印で示し、この角度範囲は、圧縮室１３３内の冷媒の圧縮完了後から、圧縮室１３３内の冷媒の吐出が完了するまでの圧縮過程に対応している。
　まず、実施例のロータリ圧縮機１において、回転軸１５の調芯角度が２７０度の場合、図７に示すように、ピストン１２５の回転角度が１８０度から３６０度の角度範囲における平均隙間が２４．８［μｍ］であった。一方、参考例では、回転軸１５が中心調芯の場合、図８に示すように、ピストン１２５の回転角度が１８０度から３６０度の角度範囲における平均隙間が３０［μｍ］であった。また、参考例では、回転軸１５の調芯角度が２２５度の場合、図９に示すように、ピストン１２５の回転角度が１８０度から３６０度の角度範囲における平均隙間が２６．５［μｍ］であった。また、参考例では、回転軸１５の調芯角度が３１５度の場合、図１０に示すように、ピストン１２５の回転角度が１８０度から３６０度の角度範囲における平均隙間が２６．５［μｍ］であった。したがって、実施例は、回転軸１５の調芯角度を２７０度とすることで、ピストン１２５の回転角度が１８０度から３６０度の角度範囲における平均隙間を小さくすることができた。
　図１１は、実施例及び参考例のロータリ圧縮機において、ＡＰＦの比率と回転軸１５の調芯角度との関係を示すグラフである。図１１において、縦軸が、調芯角度が２２５度である構成のＡＰＦ値に対する比率を示し、横軸が、回転軸１５の調芯角度（ｄｅｇ）を示す。ここでは、ロータリ圧縮機を出力４．０［ｋＷ］の空気調和機と共に用いた場合のＡＰＦ値の比率を示す。
　図１１に示すように、回転軸１５の調芯角度が２２５度である参考例のＡＰＦの比率を１００％として、調芯角度が１８０度である参考例のＡＰＦの比率は、９９．４％程度となり、調芯角度が２２５度である参考例に比べて低下した。また、調芯角度が３１５度である参考例のＡＰＦの比率は、１００．１％程度となり、調芯角度が２２５度である参考例に比べて僅かに高められた。
　一方、調芯角度が２７０度である実施例のＡＦＰの比率は、１００．４％程度となり、調芯角度が２２５度である参考例や他の参考例と比べても高められた。したがって、図１１に示す比較結果より、ロータリ圧縮機１において、回転軸１５の調芯角度を２７０度に設定することによって、ＡＰＦを高めることが可能である。
　なお、本実施例では、一例として、圧縮完了角度を１８０度とすることで、回転軸１５の調芯角度が２７０度に設定されたが、後述する他の実施例で説明するように、調芯角度を限定するものではない。また、実施例では、１年を通した空気調和機の使用状態でのＡＰＦを高める観点で調芯角度が設定されたが、例えば、暖房定格の使用状態での効率を最も高めるように調芯角度が設定されてもよい。この場合、暖房定格での圧縮完了角度が２０５度であるので、回転軸１５の調芯角度である第３回転角度θ３は、例えば以下のように算出される。
　（３６０度―２０５度）／２＝７７．５度、２０５度（第２回転角度θ２）＋７７．５度＝２８２．５度（第３回転角度θ）
　（回転軸の調芯工程）
　以上のように構成されるロータリ圧縮機１は、例えば、主軸受部１６１Ｔ（副軸受部１６１Ｓ）に回転軸１５が支持され、回転軸１５の位置が固定された状態で、回転軸１５の径方向に対してシリンダ１２１の径方向の位置が調整される。これにより、相対的に、シリンダ１２１の内径の中心Ｏ２に対して回転軸１５の中心Ｏ１の位置が調整され、回転軸１５が所望の偏心量で偏心された状態で位置決めされる。このように、主軸受部１６１Ｔ（副軸受部１６１Ｓ）によって固定された回転軸１５に対して位置決めされたシリンダ１２１を、上端板１６０Ｔ（下端板１６０Ｓ）に固定することよって調芯工程が完了する。２シリンダ型のロータリ圧縮機１では、回転軸１５の中心Ｏ１に対して上シリンダ１２１Ｔ及び下シリンダ１２１Ｓの中心Ｏ２をそれぞれ調整することで、回転軸１５が所望の偏心量で偏心がされている。なお、本実施例は、２シリンダ型のロータリ圧縮機に適用されたが、２シリンダ型に限定するものではなく、１シリンダ型のロータリ圧縮機に適用されてもよい。
　また、シリンダ１２１の円筒状の内周面１３７及び円筒状のピストン１２５の円筒状の外周面１３９は、例えば真円度が数［μｍ］オーダーの寸法精度で真円状に予め加工されている。このため、シリンダ１２１の内周面１３７とピストン１２５の外周面１３９との隙間Ｄの最小値を２０［μｍ］程度に設定した場合であっても、シリンダ１２１の内周面１３７とピストン１２５の外周面１３９との摩耗等に伴って圧縮効率が低下することは抑えられている。
　実施例のロータリ圧縮機１は、３６０度である第１回転角度θ１と、圧縮室１３３内の冷媒の圧力が最大値に達する第２回転角度θ２とがなす角度範囲の中央値の第３回転角度θ３にピストン１２５が位置するときに、シリンダ１２１の内周面１３７上における第３回転角度θ３の位置とピストン１２５の外周面１３９との隙間が、シリンダ１２１の周方向において最小となるように、回転軸１５の中心Ｏ１は、シリンダ１２１の内径の中心Ｏ２から、第３回転角度θ３の位置側へ、偏心線Ｌｅ上に沿って偏心している。これにより、圧縮室１３３内の冷媒の圧縮完了後である第２回転角度θ２から、圧縮室１３３の冷媒の吐出が完了する第１回転角度θ１までの圧縮過程（例えば１８０度から３６０度の角度範囲）において、圧縮室１３３から吸入室１３１へ冷媒が漏れ出ることを抑えることができる。このため、圧縮室１３３内の冷媒の圧縮効率を高めることができる。
　また、実施例のロータリ圧縮機１は、シリンダ１２１の周方向において、シリンダ１２１の内周面１３７とピストン１２５の外周面１３９との隙間Ｄの最小値は、隙間Ｄの最大値の２／３以下である。これにより、圧縮過程の後半、すなわち１８０度から３６０度の角度範囲において、圧縮室１３３から吸入室１３１へ冷媒が漏れ出ることを適正に抑えることができる。また、冷媒の吸入過程、及び圧縮過程の前半、すなわち０度から１８０度の角度範囲において、隙間Ｄが大きくなり過ぎることが避けられる。これにより、シリンダ１２１の内周面１３７とピストン１２５の外周面１３９との隙間Ｄを適正に確保することができる。したがって、圧縮室１３３から吸入室１３１へ冷媒が漏れ出ることを適正に抑えることができ、冷媒の圧縮効率を高めることができる。
　また、実施例のロータリ圧縮機１は、第３回転角度θ３における、シリンダ１２１の内周面１３７とピストン１２５の外周面１３９との隙間Ｄは、第１回転角度θ１と第２回転角度θ２における隙間Ｄの４／５以下である。これにより、シリンダ１２１の内周面１３７とピストン１２５の外周面１３９との隙間Ｄを適正に確保することができる。したがって、圧縮室１３３から吸入室１３１へ冷媒が漏れ出ることを適正に抑えることができ、冷媒の圧縮効率を高めることができる。
　また、実施例のロータリ圧縮機１では、シリンダ１２１の内周面１３７とピストン１２５の外周面１３９との隙間Ｄの最小値が２０［μｍ］程度に設定されたが、隙間Ｄの最小値を２０［μｍ］程度に限定するものではなく、隙間Ｄの最小値が、１０［μｍ］以上、４０［μｍ］以下であればよい。これにより、シリンダ１２１の内周面１３７とピストン１２５の外周面１３９との隙間Ｄからの冷媒の漏れを抑えると共に、シリンダ１２１の内周面１３７とピストン１２５の外周面１３９との摩耗や破損を抑えることが可能になる。
　以下、他の実施例について図面を参照して説明する。他の実施例において、実施例と同一の構成部材には、実施例と同一の符号を付して説明を省略する。
　（他の実施例）
　図１２及び図１３は、実施例のロータリ圧縮機１において、圧縮室１３３内の冷媒の圧力が最大値に達したときのピストン１２５の回転角度（圧縮完了角度）と、圧縮比との関係を説明するためのグラフである。図１２において、縦軸が圧力［ＭＰａＧ］を示し、横軸がピストン１２５の回転角度［ｄｅｇ］を示す。また、図１２において、圧力比が２倍～８倍のそれぞれにおける圧力の変化を示す曲線を重ねて示す。図１３において、縦軸が圧縮完了角度［ｄｅｇ］を示し、横軸が冷媒の圧縮比を示す。また、図１３において、圧縮比に対する圧縮完了角度の変化を実線で示し、圧縮比に対する回転軸１５の調芯角度（回転軸１５の中心Ｏ１をシリンダ１２１の内径の中心Ｏ２から偏心させる第３回転角度θ３）の変化を破線で示す。
　図１２及び図１３に実線で示すように、圧縮比の上昇に伴って、圧縮完了角度が徐々に大きくなる傾向にある。このように圧縮完了角度が増加するので、回転軸１５の調芯角度も、図１３に破線で示すように、圧縮比の上昇に伴って徐々に大きくなる。
　したがって、上述した実施例のように、圧縮比が２倍の場合には、第２回転角度θ２である圧縮完了角度が１８０度であると見なして、回転軸１５の中心Ｏ１が、シリンダ１２１の内径の中心Ｏ２から第３回転角度θ３（回転軸１５の調芯角度）である２７０度程度の位置側へ偏心線Ｌｅ上に沿って偏心させることが好ましいが、第３回転角度θ３を２７０度に限定するものではない。図１３に破線で示すように、第３回転角度θ３として、例えば、圧力比が５倍の場合には、回転軸１５の中心Ｏ１が、シリンダ１２１の内径の中心Ｏ２から３００度の回転角度の位置側へ偏心線Ｌｅ上に沿って偏心させることが好ましい。一般に、日本用の空気調和機に用いられるロータリ圧縮機の圧力比が２倍～３倍程度に設定されており、例えば、冷媒としてＣＯ２を使用する給湯用の湯沸かし器等に用いられるロータリ圧縮機やプラントで用いられるロータリ圧縮機の圧力比が４倍以上に設定されている。すなわち、回転軸１５を偏心させる第３回転角度θ３は、ロータリ圧縮機の圧力比に応じて適宜設定される。
　なお、本実施例は、２シリンダ型のロータリ圧縮機１に適用されたが、１シリンダ型のロータリ圧縮機に適用されてもよく、１シリンダ型においても２シリンダ型と同様の効果を得ることができる。
　以上、実施例を説明したが、前述した内容により実施例が限定されるものではない。また、前述した構成要素には、当業者が容易に想定できるもの、実質的に同一のもの、いわゆる均等の範囲のものが含まれる。さらに、前述した構成要素は適宜組み合わせることが可能である。さらに、実施例の要旨を逸脱しない範囲で構成要素の種々の省略、置換及び変更のうち少なくとも１つを行うことができる。
　１　ロータリ圧縮機
　１０　圧縮機筐体
　１１　モータ
　１２　圧縮部
　１５　回転軸
　１０５　上吸入管（吸入部）
　１０４　下吸入管（吸入部）
　１０７　吐出管（吐出部）
　１２１　シリンダ
　１２１Ｔ　上シリンダ
　１２１Ｓ　下シリンダ
　１２５　ピストン
　１２５Ｔ　上ピストン
　１２５Ｓ　下ピストン
　１２７Ｔ　上ベーン
　１２７Ｓ　下ベーン
　１２８Ｔ　上ベーン溝
　１２８Ｓ　下ベーン溝
　１３０　シリンダ室
　１３０Ｔ　上シリンダ室
　１３０Ｓ　下シリンダ室
　１３１　吸入室
　１３１Ｔ　上吸入室
　１３１Ｓ　下吸入室
　１３３　圧縮室
　１３３Ｔ　上圧縮室
　１３３Ｓ　下圧縮室
　１３７Ｔ、１３７Ｓ　内周面
　１３９Ｔ、１３９Ｓ　外周面
　１４０　中間仕切板（端板）
　１６０Ｔ　上端板（端板）
　１６０Ｓ　下端板（端板）
　θ１　第１回転角度
　θ２　第２回転角度
　θ３　第３回転角度
　Ｄ　隙間
　Ｏ１　回転軸の中心
　Ｏ２　シリンダの内径の中心

Claims (5)

  1. 　上部に冷媒の吐出部が設けられ下部に冷媒の吸入部が設けられ密閉された縦置き円筒状の圧縮機筐体と、前記圧縮機筐体内の下部に配置され前記吸入部から吸入された冷媒を圧縮し前記吐出部から吐出する圧縮部と、前記圧縮機筐体内の上部に配置され前記圧縮部を駆動するモータと、を有し、
    　前記圧縮部は、環状のシリンダと、前記シリンダの上側及び下側をそれぞれ閉塞する端板と、偏心部を有し前記モータにより回転される回転軸と、前記偏心部に嵌合され前記シリンダの内周面に沿って公転し前記シリンダ内にシリンダ室を形成する環状のピストンと、前記シリンダに設けられたベーン溝から前記シリンダ室内に突出し前記ピストンに当接することで前記シリンダ室を吸入室と圧縮室に区画するベーンと、
    を有するロータリ圧縮機において、
    　上死点に位置する前記ピストンの、前記シリンダの周方向における第１回転角度を３６０度として、当該第１回転角度と、前記圧縮室内の冷媒の圧力が最大値に達する第２回転角度とがなす角度範囲の中央値の第３回転角度に前記ピストンが位置するときに、前記回転軸の軸方向に直交する平面上において、前記シリンダの内周面上の前記第３回転角度の位置と前記ピストンの外周面との隙間が、前記シリンダの周方向において最小となるように、前記回転軸の中心は、前記シリンダの内径の中心と、前記シリンダの内周面上における前記第３回転角度の位置とを結ぶ直線上に沿って、前記シリンダの内径の中心から前記第３回転角度の位置側へ偏心していることを特徴とするロータリ圧縮機。
  2. 　前記シリンダの周方向において、前記隙間の最小値は、前記隙間の最大値の２／３以下である、
    請求項１に記載のロータリ圧縮機。
  3. 　前記第３回転角度の位置における前記隙間は、前記第１回転角度と前記第２回転角度のそれぞれにおける前記隙間の４／５以下である、
    請求項１に記載のロータリ圧縮機。
  4. 　前記隙間の最小値は、１０［μｍ］以上、４０［μｍ］以下である、
    請求項１に記載のロータリ圧縮機。
  5. 　前記第３回転角度は２７０度である、
    請求項１に記載のロータリ圧縮機。
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