JP4929951B2 - Rotary compressor - Google Patents
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Description
本発明は、回転式圧縮機に関し、特に、環状のシリンダ室を有するシリンダと、該シリンダ室を外側シリンダ室と内側シリンダ室とに区画する環状ピストンとを備え、シリンダに対して環状ピストンが偏心回転運動をする圧縮機構を有する回転式圧縮機に関するものである。 The present invention relates to a rotary compressor, and in particular, includes a cylinder having an annular cylinder chamber and an annular piston that partitions the cylinder chamber into an outer cylinder chamber and an inner cylinder chamber, and the annular piston is eccentric with respect to the cylinder. The present invention relates to a rotary compressor having a compression mechanism that rotates.
従来、この種の回転式圧縮機として、環状のシリンダ室の内部で環状ピストンが偏心回転運動をする際のシリンダ室の容積変化によって冷媒を圧縮するように構成されたものがある（例えば、特許文献１参照）。図７及び図８（図７のVIII−VIII断面図）に示すように、この圧縮機（100）では、密閉型のケーシング（110）内に、圧縮機構（120）と、該圧縮機構（120）を駆動する電動機（130）とが収納されている。 Conventionally, as this type of rotary compressor, there is one configured to compress a refrigerant by a change in volume of the cylinder chamber when the annular piston performs an eccentric rotational motion inside the annular cylinder chamber (for example, a patent) Reference 1). As shown in FIGS. 7 and 8 (sectional view taken along the line VIII-VIII in FIG. 7), the compressor (100) includes a compression mechanism (120) and a compression mechanism (120) in a sealed casing (110). ) Is stored.
上記圧縮機構（120）は、環状のシリンダ室（C1，C2）を有するシリンダ（上部ハウジング）（121）と、このシリンダ室（C1，C2）に配置された環状ピストン（122）とを有している。上記シリンダ（121）は、互いに同心上に配置された外側シリンダ（121a）と内側シリンダ（121b）とを備え、外側シリンダ（121a）と内側シリンダ（121b）の間に上記シリンダ室（C1，C2）が形成されている。 The compression mechanism (120) includes a cylinder (upper housing) (121) having an annular cylinder chamber (C1, C2), and an annular piston (122) disposed in the cylinder chamber (C1, C2). ing. The cylinder (121) includes an outer cylinder (121a) and an inner cylinder (121b) arranged concentrically with each other, and the cylinder chambers (C1, C2) between the outer cylinder (121a) and the inner cylinder (121b). ) Is formed.
上記シリンダ（121）はケーシング（110）に固定されている。また、環状ピストン（122）は電動機に連結されている駆動軸（133）の偏心部（133a）に連結され、該駆動軸（133）の中心に対して偏心回転運動をするように構成されている。 The cylinder (121) is fixed to the casing (110). The annular piston (122) is connected to the eccentric part (133a) of the drive shaft (133) connected to the electric motor, and is configured to make an eccentric rotational movement with respect to the center of the drive shaft (133). Yes.
環状ピストン（122）は、駆動軸（133）の偏心部（133a）に摺動自在に嵌合する軸嵌合部（122a）と、軸嵌合部（122a）の外周側で該軸嵌合部（122a）と同心上に位置する環状ピストン本体部（122b）と、軸嵌合部（122a）と環状ピストン本体部（122b）とを図７の下端側（圧縮機構（120）における軸方向の一端側）で連接するピストン鏡板（122c）とを備えている。 The annular piston (122) has a shaft fitting portion (122a) that is slidably fitted to the eccentric portion (133a) of the drive shaft (133), and the shaft fitting portion on the outer peripheral side of the shaft fitting portion (122a). The annular piston body (122b), the shaft fitting part (122a) and the annular piston body (122b) positioned concentrically with the part (122a) are connected to the lower end side of FIG. A piston end plate (122c) connected at one end of the cylinder.
上記環状ピストン（122）は、環状ピストン本体部（122b）の外周面の１点が外側シリンダ（121a）の内周面に実質的に接する（「実質的に接する」とは、厳密に言うと油膜ができる程度の微細な隙間があるが、その隙間での冷媒の漏れが問題にならない状態をいう）と同時に、それと位相が１８０°異なる位置において内周面の一点が内側シリンダ（121b）の外周面に実質的に接する状態を保ちながら、偏心回転運動をするように構成されている。この結果、環状ピストン本体部（122b）の外側には外側シリンダ室（C1）が形成され、内側には内側シリンダ室（C2）が形成されている。また、上記軸嵌合部（122a）と上記内側シリンダ（121b）との間には、上記軸嵌合部（122a）の偏心回転運動を許容する一方で冷媒の圧縮には用いられないピストン動作空間（125）が形成されている。 The annular piston (122) has one point on the outer peripheral surface of the annular piston main body (122b) substantially in contact with the inner peripheral surface of the outer cylinder (121a). At the same time, a point on the inner peripheral surface of the inner cylinder (121b) is at a position that is 180 ° out of phase. While maintaining a state of being substantially in contact with the outer peripheral surface, it is configured to perform an eccentric rotational motion. As a result, an outer cylinder chamber (C1) is formed outside the annular piston body (122b), and an inner cylinder chamber (C2) is formed inside. Also, between the shaft fitting portion (122a) and the inner cylinder (121b), a piston operation that allows eccentric rotation of the shaft fitting portion (122a) but is not used for refrigerant compression. A space (125) is formed.
上記環状ピストン本体部（122）は一箇所で分断されてＣ型のリング形状に形成されている。また、シリンダ（121）には、外側シリンダ（121a）及び内側シリンダ（121b）と一体にブレード（123）が形成され、該ブレード（123）が環状ピストン本体部（122b）の分断箇所を挿通している。ブレード（123）と環状ピストン（122）は、揺動ブッシュ（127）を介して相対的な揺動運動が可能に連結されている。 The said annular piston main-body part (122) is parted in one place, and is formed in the C-shaped ring shape. Also, the cylinder (121) is formed with a blade (123) integrally with the outer cylinder (121a) and the inner cylinder (121b), and the blade (123) is inserted through the dividing portion of the annular piston body (122b). ing. The blade (123) and the annular piston (122) are connected to each other via a swing bush (127) so that relative swinging motion is possible.
上記ブレード（123）は外側シリンダ室（C1）及び内側シリンダ室（C2）をそれぞれ２つに区画している。具体的には、外側シリンダ室（C1）は高圧室（C1-Hp）と低圧室（C1-Lp）とに区画され、内側シリンダ室（C2）も高圧室（C2-Hp）と低圧室（C2-Lp）とに区画されている。外側シリンダ（121a）には、上記ケーシング（110）に設けられる吸入管（114）から外側シリンダ室（C1）に連通する吸入口（141）がブレード（123）の近傍に形成されている。また、環状ピストン（122）には、該吸入口（141）の近傍に貫通孔（143）が形成され、該貫通孔（143）によって外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）の低圧室（C1-Lp，C2-Lp）同士が連通している。さらに、上記圧縮機構（120）には、上記両シリンダ室（C1，C2）の高圧室（C1-Hp，C2-Hp）をケーシング（110）内の高圧空間（S）に連通させる吐出ポート（145，146）が各シリンダ室（C1，C2）に対応して設けられている。圧縮機構（120）には、各吐出ポート（145，146）を開閉する吐出弁（147，148）が設けられている。 The blade (123) divides the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2) into two parts. Specifically, the outer cylinder chamber (C1) is divided into a high pressure chamber (C1-Hp) and a low pressure chamber (C1-Lp), and the inner cylinder chamber (C2) is also divided into a high pressure chamber (C2-Hp) and a low pressure chamber ( C2-Lp). The outer cylinder (121a) has a suction port (141) communicating with the outer cylinder chamber (C1) from a suction pipe (114) provided in the casing (110) in the vicinity of the blade (123). The annular piston (122) is formed with a through hole (143) in the vicinity of the suction port (141), and the through hole (143) allows low pressures in the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2). The chambers (C1-Lp, C2-Lp) communicate with each other. Further, the compression mechanism (120) has a discharge port (C1 and H2) for communicating the high pressure chambers (C1 and H2) of the cylinder chambers (C1 and C2) with the high pressure space (S) in the casing (110). 145, 146) are provided corresponding to the cylinder chambers (C1, C2). The compression mechanism (120) is provided with discharge valves (147, 148) that open and close the discharge ports (145, 146).
この圧縮機構（120）では、駆動軸（133）の回転に伴って上記環状ピストン（122）が偏心回転運動をすると、外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）のそれぞれで、容積の拡大と縮小が交互に繰り返される。そして、各シリンダ室（C1，C2）の容積が拡大する際には、冷媒を吸入口（141）からシリンダ室（C1，C2）内へ吸入する吸入行程が行われ、容積が縮小する際には、冷媒を各シリンダ室（C1，C2）内で圧縮する圧縮行程と、冷媒を各シリンダ室（C1，C2）から吐出ポートを介してケーシング（110）内の高圧空間（119）へ吐出する吐出行程が行われる。ケーシング（110）の高圧空間（119）に吐出された高圧の冷媒は、該ケーシング（110）に設けられている吐出管（115）を介して冷媒回路の凝縮器へ流出していく。
上記圧縮機構（120）では、駆動軸（133）の偏心部（133a）と環状ピストン（122）の軸嵌合部（122a）との間を潤滑している高圧の冷凍機油が、低圧側であるピストン動作空間（125）へ差圧によって流れ込む。このピストン動作空間（125）が低圧であるため、油に溶け込んでいる液冷媒が発泡（蒸発）する。蒸発した冷媒は吸入口（141）からシリンダ室（C1，C2）に吸入され、圧縮されて冷媒回路の凝縮器へ流出していくが、油に溶け込んでいる液冷媒が常にピストン動作空間内で蒸発する分だけ冷媒回路の冷媒循環量が減り、冷凍能力が低下する。 In the compression mechanism (120), the high-pressure refrigerating machine oil that lubricates between the eccentric part (133a) of the drive shaft (133) and the shaft fitting part (122a) of the annular piston (122) is generated on the low-pressure side. It flows into a certain piston operating space (125) by differential pressure. Since the piston operating space (125) is at a low pressure, the liquid refrigerant dissolved in the oil is foamed (evaporated). The evaporated refrigerant is sucked into the cylinder chambers (C1, C2) from the suction port (141), compressed and flows out to the condenser of the refrigerant circuit, but the liquid refrigerant dissolved in the oil is always in the piston operating space. The amount of refrigerant circulating in the refrigerant circuit is reduced by the amount of evaporation, and the refrigeration capacity is reduced.
また、上記圧縮機構（120）では、シリンダ室（C1，C2）の冷媒圧力により環状ピストン（122）をシリンダ（121）に対して軸方向に離反させようとする離反力が作用する。そして、この離反力に抗するため、ピストン鏡板（122c）の背面に接するシールリング（129）を下部ハウジング（117）に設け、このシールリング（129）の内周側に高圧圧力の冷凍機油を導入して環状ピストン（122）をシリンダ（121）に押し付ける力（押し付け力）を作用させるようにしている。 Further, in the compression mechanism (120), a separation force that acts to separate the annular piston (122) from the cylinder (121) in the axial direction by the refrigerant pressure in the cylinder chambers (C1, C2) acts. In order to resist this separation force, a seal ring (129) in contact with the back surface of the piston end plate (122c) is provided in the lower housing (117), and high-pressure refrigerating machine oil is placed on the inner peripheral side of the seal ring (129). A force (pressing force) for pressing the annular piston (122) against the cylinder (121) is applied.
シリンダ室（C1，C2）は高圧室（C1-Hp，C2-Hp）と低圧室（C1-Lp，C2-Lp）に分かれており、離反力の作用点は、駆動軸（133）の中心から高圧室（C1-Hp，C2-Hp）寄りに偏倚する。ここで、ピストン動作空間（125）が高圧であれば偏倚量は小さくなる（偏倚点が駆動軸（133）の中心寄りに近づく）が、上記従来例ではピストン動作空間（125）が低圧であるために上記偏倚量が大きくなる（偏倚点が駆動軸（133）の中心から離れた位置になる）。また、この偏倚量は、環状ピストン（122）の動作に伴う圧力変動に従って若干変動する。 The cylinder chambers (C1, C2) are divided into high pressure chambers (C1-Hp, C2-Hp) and low pressure chambers (C1-Lp, C2-Lp). The action point of the separation force is the center of the drive shaft (133) To the high pressure chamber (C1-Hp, C2-Hp). Here, if the piston operating space (125) is at a high pressure, the amount of deviation becomes small (the biasing point approaches the center of the drive shaft (133)), but in the conventional example, the piston operating space (125) is at a low pressure. Therefore, the amount of deviation becomes large (the deviation point is located away from the center of the drive shaft (133)). The amount of deviation slightly varies according to the pressure variation accompanying the operation of the annular piston (122).
一方、離反力自体はピストン動作空間（125）が低圧であることに起因して小さくなるため、押し付け力を離反力にバランスさせるにはシールリング（129）を比較的小さくする必要がある。そのために、小さいシールリング（129）の偏倚量を大きくし、かつ、シールリング（129）の押し付け力作用点（中心）を離反力の偏倚点にほぼ一致させる必要が生じる。その結果、駆動軸（133）の回転時にシールリング（129）が偏心部（133a）と干渉してしまうおそれが生じるので、押し付け力が大きくなっても（摩擦損失が大きくなっても）シールリング（129）を大径にしなければならない。このように、従来の構造ではシールリング（129）の最適設計が困難になる問題があった。 On the other hand, the separation force itself becomes small due to the low pressure of the piston operating space (125), so that the seal ring (129) needs to be relatively small in order to balance the pressing force with the separation force. Therefore, it is necessary to increase the bias amount of the small seal ring (129) and to make the pressing force action point (center) of the seal ring (129) substantially coincide with the bias point of the separation force. As a result, the seal ring (129) may interfere with the eccentric portion (133a) during rotation of the drive shaft (133). Therefore, even if the pressing force increases (the friction loss increases), the seal ring (129) must have a large diameter. Thus, the conventional structure has a problem that it is difficult to optimally design the seal ring (129).
本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、環状ピストンがシリンダに対して偏心回転運動をする回転式圧縮機において、ピストン動作空間での冷媒の発泡による能力の低下を防止するとともに、シールリングによる適切な押し付け力が得られるようにすることである。 The present invention has been made in view of such a point, and an object of the present invention is to reduce the capacity of the rotary compressor in which the annular piston rotates eccentrically with respect to the cylinder due to the foaming of the refrigerant in the piston operating space. It is to prevent and to obtain an appropriate pressing force by the seal ring.
第１の発明は、環状のシリンダ室（C1，C2）を有するシリンダ（21）と、該シリンダ室（C1，C2）を外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）とに区画する環状ピストン（22）とを備えてシリンダ（21）に対して環状ピストン（22）が偏心回転運動をする圧縮機構（20）と、上記環状ピストン（22）を駆動する偏心部（33a）が形成された駆動軸（33）を有する駆動機構（30）とを備え、上記環状ピストン（22）が、上記駆動軸（33）の偏心部（33a）に嵌合する軸嵌合部（22a）と、該軸嵌合部（22a）の外周側で該軸嵌合部（22a）と同心上に位置する環状ピストン本体部（22b）と、該軸嵌合部（22a）と環状ピストン本体部（22b）とを圧縮機構（20）における軸方向の一端側で連接するピストン鏡板（22c）とを備え、上記シリンダ（21）が、上記軸嵌合部（22a）と環状ピストン本体部（22b）との間で上記駆動軸（33）と同心上に位置する内側シリンダ（21b）と、上記環状ピストン本体部（22b）の外周側で上記内側シリンダ（21b）と同心上に位置する外側シリンダ（21a）と、上記内側シリンダ（21b）と外側シリンダ（21a）とを上記圧縮機構（20）における軸方向の他端側で連接するシリンダ鏡板（21c）とを備え、さらに上記環状ピストン（22）をシリンダ（21）に押し付ける押し付け機構（24）を備えるとともに、該押し付け機構（24）が、上記ピストン鏡板（22c）の背面に圧接するシールリング（29）を備えた回転式圧縮機を前提としている。
The first invention is a cylinder (21) having an annular cylinder chamber (C1, C2), and an annular section that divides the cylinder chamber (C1, C2) into an outer cylinder chamber (C1) and an inner cylinder chamber (C2). A compression mechanism (20) that includes the piston (22) and that causes the annular piston (22) to rotate eccentrically with respect to the cylinder (21) and an eccentric portion (33a) that drives the annular piston (22) are formed. A drive mechanism (30) having a drive shaft (33), and the annular piston (22) is fitted to an eccentric part (33a) of the drive shaft (33), and a shaft fitting part (22a), An annular piston body (22b) positioned concentrically with the shaft fitting part (22a) on the outer peripheral side of the shaft fitting part (22a), the shaft fitting part (22a) and the annular piston body part (22b) ) In the compression mechanism (20) at one end in the axial direction, and the cylinder (21) is connected to the shaft fitting portion (2 2a) and the inner cylinder (21b) positioned concentrically with the drive shaft (33) between the annular piston body (22b) and the inner cylinder (21b) on the outer peripheral side of the annular piston body (22b). ) And a cylinder end plate (21c) connecting the inner cylinder (21b) and the outer cylinder (21a) at the other end in the axial direction of the compression mechanism (20). And a pressing mechanism (24) for pressing the annular piston (22) against the cylinder (21), and the pressing mechanism (24) is in pressure contact with the back surface of the piston end plate (22c). Assumes a rotary compressor equipped with
そして、この回転式圧縮機は、上記シリンダ鏡板（21c）とピストン鏡板（22c）と軸嵌合部（22a）と内側シリンダ（21b）との間に形成されるピストン動作空間（25）に高圧圧力の流体を導入する高圧導入通路（21d，22d）を備えていることを特徴としている。 The rotary compressor has a high pressure in the piston operating space (25) formed between the cylinder end plate (21c), piston end plate (22c), shaft fitting portion (22a), and inner cylinder (21b). It is characterized by having high-pressure introduction passages (21d, 22d) for introducing pressure fluid.
この第１の発明では、ピストン動作空間（25）に高圧圧力の流体が導入されるため、該ピストン動作空間（25）が高圧圧力となる。このピストン動作空間（25）が高圧圧力になるため、差圧による該ピストン動作空間（25）への高圧油の流れ込みがなく、冷媒の発泡（蒸発）も抑えることができる。 In the first aspect of the invention, since the high pressure fluid is introduced into the piston operating space (25), the piston operating space (25) becomes the high pressure. Since this piston operating space (25) is at a high pressure, there is no flow of high-pressure oil into the piston operating space (25) due to the differential pressure, and foaming (evaporation) of the refrigerant can be suppressed.
また、ピストン動作空間（25）が高圧であるため、駆動軸（33）の中心に対する離反力作用点の偏倚量が従来よりも小さくなり、偏倚点が駆動軸（33）の中心寄りに近づくことになる。また、離反力そのものはピストン動作空間（25）が高圧であるために従来より大きくなり、シールリング（29）を偏心部（33a）と干渉しない程度に大きくしても押し付け力が離反力にバランスする。以上のことから、比較的大径のシールリング（29）の偏倚量を小さくできるので、シールリング（29）の押し付け力作用点を離反力の偏倚点にほぼ一致させることができ、しかも摩擦損失が大きくならないようにする設計が容易になる。また、駆動軸（33）の回転時にシールリング（29）が偏心部（33a）と干渉してしまうおそれも防止できる。 In addition, since the piston operating space (25) is at a high pressure, the amount of deviation of the separation force acting point with respect to the center of the drive shaft (33) becomes smaller than before, and the bias point approaches the center of the drive shaft (33). become. The separation force itself is larger than before because the piston operating space (25) is at high pressure, and the pressing force is balanced against the separation force even if the seal ring (29) is enlarged to the extent that it does not interfere with the eccentric part (33a). To do. From the above, the bias amount of the seal ring (29) with a relatively large diameter can be reduced, so that the point of action of the pressing force of the seal ring (29) can be made substantially coincident with the bias point of the separation force, and the friction loss It becomes easy to design so as not to become large. Further, it is possible to prevent the seal ring (29) from interfering with the eccentric portion (33a) when the drive shaft (33) is rotated.
第２の発明は、第１の発明において、上記圧縮機構（20）を収納するケーシング（10）を備え、上記高圧導入通路（21d）は、上記ケーシング（10）内の高圧空間（19）と上記ピストン動作空間（25）とを連通するように上記シリンダ（21）に形成された連通孔（21d）により構成されていることを特徴としている。 According to a second invention, in the first invention, a casing (10) for housing the compression mechanism (20) is provided, and the high-pressure introduction passage (21d) is connected to the high-pressure space (19) in the casing (10). It is characterized by comprising a communication hole (21d) formed in the cylinder (21) so as to communicate with the piston operating space (25).
この第２の発明では、シリンダ（21）に形成された連通孔（21d）を介してピストン動作空間（25）とケーシング（10）内の高圧空間（19）とが連通しているため、この高圧空間（19）内の高圧ガスがピストン動作空間（25）に導入される。そして、ピストン動作空間（25）が高圧圧力になるため、差圧による該ピストン動作空間（25）への高圧油の流れ込みがなく、冷媒の発泡（蒸発）も抑えることができる。また、ピストン動作空間（25）が高圧であるので、シールリング（29）を比較的大きくして押し付け力を離反力にバランスさせながら、シールリング（29）の偏倚量を小さくする設計が容易になる。 In the second aspect of the invention, the piston operating space (25) and the high pressure space (19) in the casing (10) communicate with each other via the communication hole (21d) formed in the cylinder (21). The high pressure gas in the high pressure space (19) is introduced into the piston operating space (25). Since the piston operating space (25) is at a high pressure, there is no flow of high-pressure oil into the piston operating space (25) due to the differential pressure, and foaming (evaporation) of the refrigerant can be suppressed. In addition, because the piston operating space (25) is high-pressure, it is easy to design to reduce the bias of the seal ring (29) while making the seal ring (29) relatively large to balance the pressing force with the separating force. Become.
第３の発明は、第２の発明において、上記圧縮機構（20）が、外側シリンダ室（C1）からガスを吐出する外側吐出ポート（45）と、内側シリンダ室（C2）からガスを吐出する内側吐出ポート（46）とを備え、上記シリンダ（21）には、上記各吐出ポート（45，46）側の面に吐出カバー（18）を備えたマフラ機構が設けられ、上記シリンダ（21）が、上記駆動軸（33）と嵌合する軸受け部（16a）を有するとともに該軸受け部（16a）が吐出カバー（18）の外に突出するように形成され、上記高圧導入通路（21d）が、上記軸受け部（16a）を通って吐出カバー（18）の外側でケーシング（10）内の高圧空間（19）と連通していることを特徴としている。 In a third aspect based on the second aspect, the compression mechanism (20) discharges gas from the outer discharge port (45) for discharging gas from the outer cylinder chamber (C1) and from the inner cylinder chamber (C2). An inner discharge port (46), and the cylinder (21) is provided with a muffler mechanism having a discharge cover (18) on the surface of each discharge port (45, 46), and the cylinder (21). However, the bearing portion (16a) that fits the drive shaft (33) is formed so that the bearing portion (16a) protrudes outside the discharge cover (18), and the high-pressure introduction passage (21d) Further, it is characterized in that it communicates with the high-pressure space (19) in the casing (10) outside the discharge cover (18) through the bearing portion (16a).
この第３の発明では、ケーシング（10）内における吐出カバー（18）の外側の高圧ガスが高圧導入通路（21d）を通ってピストン動作空間（25）に導入される。吐出カバー（18）の内側では、吐出ポート（45，46）から高圧ガスが間欠的に吐出されるため、圧力の脈動が生じることがある。これに対して、吐出カバー（18）の外側では圧力の脈動がほとんど生じない。したがって、ピストン動作空間（25）内の圧力脈動もほとんど生じることがなく、安定した圧力となる。 In the third aspect of the invention, the high pressure gas outside the discharge cover (18) in the casing (10) is introduced into the piston operating space (25) through the high pressure introduction passage (21d). Inside the discharge cover (18), high-pressure gas is intermittently discharged from the discharge ports (45, 46), which may cause pressure pulsation. On the other hand, pressure pulsation hardly occurs outside the discharge cover (18). Therefore, the pressure pulsation in the piston operating space (25) hardly occurs, and the pressure becomes stable.
第４の発明は、第１の発明において、上記高圧導入通路（22d）が、上記押し付け機構（24）を構成する高圧部（26）と上記ピストン動作空間（25）とを連通するように該ピストン鏡板（22c）に形成された連通孔（22d）により構成されていることを特徴としている。 In a fourth aspect based on the first aspect, the high pressure introduction passage (22d) communicates the high pressure portion (26) constituting the pressing mechanism (24 ) and the piston operating space (25). It is characterized by comprising a communication hole (22d) formed in the piston end plate (22c).
この第４の発明では、ピストン鏡板（22c）に形成された連通孔（22d）を介してピストン動作空間（25）と押し付け機構（24）の高圧部（26）とが連通しているため、この高圧部（26）内の高圧流体がピストン動作空間（25）に導入される。そして、ピストン動作空間（25）が高圧圧力になるため、差圧による該ピストン動作空間（25）への高圧油の流れ込みがなく、冷媒の発泡（蒸発）も抑えることができる。また、ピストン動作空間（25）が高圧であるので、シールリング（29）を比較的大きくして押し付け力を離反力にバランスさせながら、シールリング（29）の偏倚量を小さくする設計が容易になる。 In the fourth aspect of the invention, the piston operating space (25) and the high pressure portion (26) of the pressing mechanism (24) communicate with each other through the communication hole (22d) formed in the piston end plate (22c). The high pressure fluid in the high pressure part (26) is introduced into the piston operating space (25). Since the piston operating space (25) is at a high pressure, there is no flow of high-pressure oil into the piston operating space (25) due to the differential pressure, and foaming (evaporation) of the refrigerant can be suppressed. In addition, because the piston operating space (25) is high-pressure, it is easy to design to reduce the bias of the seal ring (29) while making the seal ring (29) relatively large to balance the pressing force with the separating force. Become.
第５の発明は、第１から第４の発明の何れか１つにおいて、環状ピストン本体部（22b）が、円環の一部分が分断されたＣ型形状に形成され、上記シリンダ（21）には環状のシリンダ室（C1，C2）の内周側の壁面から外周側の壁面まで環状ピストン本体部（22b）の分断箇所を挿通して延在するブレード（23）が設けられ、上記ブレード（23）に対して環状ピストン（22）を環状ピストン本体部（22b）の分断箇所において揺動可能に連結する揺動ブッシュ（27）を備えていることを特徴としている。 According to a fifth invention, in any one of the first to fourth inventions, the annular piston main body portion (22b) is formed in a C-shape in which a part of the ring is divided, and the cylinder (21) Is provided with a blade (23) extending from the inner peripheral wall surface to the outer peripheral wall surface of the annular cylinder chamber (C1, C2) through the dividing portion of the annular piston body (22b). 23), a swinging bush (27) is provided for connecting the annular piston (22) so as to be swingable at a portion where the annular piston main body (22b) is divided.
この第５の発明では、環状ピストン（22）が偏心回転運動をする際に、ブレード（23）に対して揺動ブッシュ（27）を介して動作をするために、円滑な動作が行われる。具体的には、ブレード（23）と揺動ブッシュ（27）とがブレード（23）溝内で面接触し、揺動ブッシュ（27）と環状ピストン（22）とが円弧状外周面で面接触しながら揺動するため、極めて円滑な動作を保証できる。 In the fifth aspect of the invention, when the annular piston (22) performs an eccentric rotational motion, the blade (23) operates through the swing bush (27), and thus a smooth operation is performed. Specifically, the blade (23) and the swinging bush (27) are in surface contact with each other in the blade (23) groove, and the swinging bush (27) and the annular piston (22) are in surface contact with an arcuate outer peripheral surface. Since it swings while moving, it can guarantee extremely smooth operation.
第６の発明は、第１から第５の発明の何れか１つにおいて、上記圧縮機構（20）が圧縮する流体が二酸化炭素冷媒であることを特徴としている。 A sixth invention is characterized in that, in any one of the first to fifth inventions, the fluid compressed by the compression mechanism (20) is a carbon dioxide refrigerant.
この第６の発明では、二酸化炭素を冷媒に用いており、圧縮機構（20）の高圧圧力と低圧圧力の圧力差が大きい。そのため、従来であればピストン動作空間（25）が低圧であるために離反力が小さいのに対して高圧を利用した押し付け力が大きく、離反力と押し付け力のバランスをとりにくいが、本発明ではピストン動作空間（25）を高圧にしたために離反力と押し付け力とのバランスをとりやすくなる。 In the sixth aspect of the invention, carbon dioxide is used as the refrigerant, and the pressure difference between the high pressure and low pressure of the compression mechanism (20) is large. Therefore, conventionally, the piston operating space (25) is low pressure, so the separating force is small, but the pressing force using high pressure is large, and it is difficult to balance the separating force and the pressing force. Since the piston operating space (25) is at a high pressure, it is easy to balance the separation force and the pressing force.
本発明によれば、ピストン動作空間（25）に高圧圧力の流体を導入することで該ピストン動作空間（25）が高圧圧力になるため、差圧による該ピストン動作空間（25）への高圧油の流れ込みがなく、冷媒の発泡（蒸発）も抑えることができる。このため、冷媒回路の冷媒循環量が減らず、冷凍能力が低下しない。 According to the present invention, since the piston operating space (25) becomes a high pressure by introducing a high pressure fluid into the piston operating space (25), the high pressure oil to the piston operating space (25) due to the differential pressure is obtained. Inflow of refrigerant can be suppressed, and foaming (evaporation) of the refrigerant can also be suppressed. For this reason, the refrigerant circulation amount of the refrigerant circuit is not reduced, and the refrigerating capacity is not lowered.
また、ピストン動作空間（25）が高圧であり、離反力作用点の偏倚量が従来よりも小さくなり、離反力自体は大きくなるため、比較的大きいシールリング（29）の偏倚量を小さくすることが可能になる。このことにより、駆動軸（33）の回転時にシールリング（29）が偏心部（33a）と干渉せず、しかも摩擦損失が大きくなりすぎずに適切な押し付け力が得られる設計（最適設計）が容易になるうえ、シールリング（29）の押し付け力作用点を離反力の偏倚点にほぼ一致させることができる。 Also, since the piston operating space (25) is at high pressure, the amount of deviation of the separation force acting point is smaller than before, and the separation force itself is larger, so the displacement amount of the relatively large seal ring (29) must be reduced. Is possible. This ensures that the seal ring (29) does not interfere with the eccentric part (33a) during rotation of the drive shaft (33), and that an appropriate pressing force can be obtained without excessive friction loss (optimum design). In addition, the point of action of the pressing force of the seal ring (29) can be made to substantially coincide with the bias point of the separation force.
また、ピストン動作空間（25）を低圧圧力にする場合は軸受け部が高圧であるために差圧による油漏れが大きくなる。これに対して、本発明ではピストン動作空間（25）が高圧であるため、軸受けからピストン動作空間（25）への差圧による油漏れがほとんどなくなる。 Further, when the piston operating space (25) is set to a low pressure, the bearing portion is at a high pressure, so that oil leakage due to the differential pressure increases. In contrast, in the present invention, since the piston operating space (25) is at a high pressure, there is almost no oil leakage due to the differential pressure from the bearing to the piston operating space (25).
上記第２の発明によれば、ケーシング（10）内の高圧空間（19）とピストン動作空間（25）とを連通する高圧導入通路（21d）として連通孔（21d）をシリンダ（21）に形成するだけの簡単な構成でありながら、冷媒回路の冷媒循環量の低減による冷凍能力の低下を防止できるとともに、シールリング（29）の最適設計が容易になる。 According to the second aspect of the present invention, the communication hole (21d) is formed in the cylinder (21) as the high pressure introduction passage (21d) that connects the high pressure space (19) in the casing (10) and the piston operating space (25). While having a simple configuration, it is possible to prevent a decrease in refrigeration capacity due to a reduction in the amount of refrigerant circulating in the refrigerant circuit, and to facilitate an optimal design of the seal ring (29).
上記第３の発明によれば、ケーシング（10）内における吐出カバー（18）の外側の高圧ガスが高圧導入通路（21d）を通ってピストン動作空間（25）に導入されるため、吐出カバー（18）の内側の高圧ガスをピストン動作空間（25）に導入するよりも、該ピストン動作空間（25）の圧力が安定する。その結果、環状ピストン（22）の離反力が安定するので、シールリング（29）による押し付け作用も安定する。 According to the third aspect of the invention, since the high-pressure gas outside the discharge cover (18) in the casing (10) is introduced into the piston operating space (25) through the high-pressure introduction passage (21d), the discharge cover ( Rather than introducing the high-pressure gas inside 18) into the piston operating space (25), the pressure in the piston operating space (25) is stabilized. As a result, the separation force of the annular piston (22) is stabilized, and the pressing action by the seal ring (29) is also stabilized.
上記第４の発明によれば、押し付け機構（24）を構成する高圧部（26）とピストン動作空間（25）とを連通する高圧導入通路（22d）として連通孔（22d）をピストン鏡板（22c）に形成するだけの簡単な構成でありながら、冷媒回路の冷媒循環量の低減による冷凍能力の低下を防止できるとともに、シールリング（29）の最適設計が容易になる。 According to the fourth aspect of the present invention, the communication hole (22d) is used as the piston end plate (22c) as the high pressure introduction passage (22d) that connects the high pressure portion (26) constituting the pressing mechanism (24) and the piston operating space (25). ), It is possible to prevent a reduction in refrigeration capacity due to a reduction in the amount of refrigerant circulating in the refrigerant circuit, and an optimum design of the seal ring (29) is facilitated.
上記第５の発明によれば、環状ピストン（22）が偏心回転運動をする際に、ブレード（23）に対して揺動ブッシュ（27）を介して動作をするために、円滑な動作が行われる。具体的には、ブレード（23）と揺動ブッシュ（27）とがブレード（23）溝内で面接触し、揺動ブッシュ（27）と環状ピストン（22）とが円弧状外周面で面接触しながら揺動するため、極めて円滑な動作を保証できる。 According to the fifth aspect of the invention, when the annular piston (22) rotates eccentrically, the blade (23) moves through the swing bush (27), so that smooth operation is performed. Is called. Specifically, the blade (23) and the swinging bush (27) are in surface contact with each other in the blade (23) groove, and the swinging bush (27) and the annular piston (22) are in surface contact with an arcuate outer peripheral surface. Since it swings while moving, it can guarantee extremely smooth operation.
上記第６の発明によれば、二酸化炭素を冷媒に用いており、圧縮機構（20）の高圧圧力と低圧圧力の圧力差が大きい。そのため、従来であればピストン動作空間（25）が低圧であるために離反力が小さいのに対して高圧を利用した押し付け力が大きく、離反力と押し付け力のバランスをとりにくいため摩擦損失が大きくなりがちであるが、本発明ではピストン動作空間（25）を高圧にしたために離反力と押し付け力とのバランスをとりやすくなり、摩擦損失が小さくなるので圧縮機の効率が向上する。 According to the sixth aspect of the invention, carbon dioxide is used as the refrigerant, and the pressure difference between the high pressure and low pressure of the compression mechanism (20) is large. Therefore, in the past, the piston operating space (25) is low pressure and the separation force is small, but the pressing force using high pressure is large, and the frictional force is large because it is difficult to balance the separation force and the pressing force. However, in the present invention, since the piston operating space (25) is set to a high pressure, the separation force and the pressing force are easily balanced, and the friction loss is reduced, so that the efficiency of the compressor is improved.
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
図１は、この実施形態に係る回転式圧縮機（1）の縦断面図、図２は圧縮機構（20）の横断面図、図３は圧縮機構（20）の動作状態図、図４は圧縮機構（20）の拡大縦断面図である。図１に示すように、この圧縮機（1）は、ケーシング（10）内に、圧縮機構（20）と電動機（駆動機構）（30）とが収納され、全密閉型に構成されている。上記圧縮機（1）は、例えば、空気調和装置の冷媒回路において、蒸発器から吸入した冷媒を圧縮して、凝縮器へ吐出するために用いられる。また、冷媒には例えば二酸化炭素が用いられる。 1 is a longitudinal sectional view of a rotary compressor (1) according to this embodiment, FIG. 2 is a transverse sectional view of a compression mechanism (20), FIG. 3 is an operation state diagram of the compression mechanism (20), and FIG. It is an expansion longitudinal cross-sectional view of a compression mechanism (20). As shown in FIG. 1, the compressor (1) is configured as a completely sealed type, with a compression mechanism (20) and an electric motor (drive mechanism) (30) housed in a casing (10). The compressor (1) is used, for example, in the refrigerant circuit of the air conditioner to compress the refrigerant sucked from the evaporator and discharge it to the condenser. Further, for example, carbon dioxide is used as the refrigerant.
ケーシング（10）は、円筒状の胴部（11）と、この胴部（11）の上端部に固定された上部鏡板（12）と、胴部（11）の下端部に固定された下部鏡板（13）とから構成されている。胴部（11）には、該胴部（11）を貫通する吸入管（14）が設けられ、上部鏡板（12）には、該鏡板（12）を貫通する吐出管（15）が設けられている。上記吸入管（14）にはアキュムレータ（2）が接続されている。 The casing (10) includes a cylindrical body (11), an upper end panel (12) fixed to the upper end of the body (11), and a lower end panel fixed to the lower end of the body (11). (13). The body (11) is provided with a suction pipe (14) that passes through the body (11), and the upper end panel (12) is provided with a discharge pipe (15) that passes through the end panel (12). ing. An accumulator (2) is connected to the suction pipe (14).
上記圧縮機構（20）は、ケーシング（10）に固定されたフロントヘッド（16）とリヤヘッド（17）との間に構成されている。この圧縮機構（20）は、環状のシリンダ室（C1，C2）を有するシリンダ（21）と、該シリンダ室（C1，C2）内に配置された環状ピストン（22）と、図２及び図３に示すようにシリンダ室（C1，C2）を高圧室（圧縮室）（C1-Hp，C2-Hp）と低圧室（吸入室）（C1-Lp，C2-Lp）とに区画するブレード（23）とを有している。この実施形態では、フロントヘッド（16）がシリンダ（21）を構成している。また、本実施形態では、シリンダ室（C1，C2）を有するシリンダ（21）が固定側で、環状ピストン（22）が可動側であり、環状ピストン（22）がシリンダ（21）に対して偏心回転運動をするように構成されている。 The compression mechanism (20) is configured between a front head (16) and a rear head (17) fixed to the casing (10). The compression mechanism (20) includes a cylinder (21) having an annular cylinder chamber (C1, C2), an annular piston (22) disposed in the cylinder chamber (C1, C2), and FIGS. As shown in Fig. 2, the blades (23) that divide the cylinder chamber (C1, C2) into a high pressure chamber (compression chamber) (C1-Hp, C2-Hp) and a low pressure chamber (suction chamber) (C1-Lp, C2-Lp) ). In this embodiment, the front head (16) constitutes a cylinder (21). In this embodiment, the cylinder (21) having the cylinder chambers (C1, C2) is the fixed side, the annular piston (22) is the movable side, and the annular piston (22) is eccentric with respect to the cylinder (21). It is configured to rotate.
電動機（30）は、ステータ（31）とロータ（32）とを備えている。ステータ（31）は、圧縮機構（20）の上方に配置され、ケーシング（10）の胴部（11）に固定されている。ロータ（32）には駆動軸（33）が連結されていて、該駆動軸（33）がロータ（32）とともに回転するように構成されている。駆動軸（33）は、上記シリンダ室（C1，C2）を上下方向に貫通している。また、上記上部鏡板（12）には、電動機（30）への給電用のターミナル（35）が設けられている。 The electric motor (30) includes a stator (31) and a rotor (32). The stator (31) is disposed above the compression mechanism (20) and is fixed to the body (11) of the casing (10). A drive shaft (33) is connected to the rotor (32), and the drive shaft (33) is configured to rotate together with the rotor (32). The drive shaft (33) penetrates the cylinder chamber (C1, C2) in the vertical direction. The upper end plate (12) is provided with a terminal (35) for supplying power to the electric motor (30).
上記駆動軸（33）には、該駆動軸（33）の内部を軸方向にのびる給油路（33b）が設けられている。また、駆動軸（33）の下端部には、給油ポンプ（34）が設けられている。そして、上記給油路（33b）は、該給油ポンプ（34）から上方へのびて、軸受け部や圧縮機構（20）の摺動部に連通している。この構成により、ケーシング（10）内の底部に貯まる潤滑油を、この給油ポンプ（34）で上記給油路（33b）を通じて圧縮機構（20）の摺動部に供給するようにしている。 The drive shaft (33) is provided with an oil supply passage (33b) extending in the axial direction inside the drive shaft (33). An oil supply pump (34) is provided at the lower end of the drive shaft (33). The oil supply passage (33b) extends upward from the oil supply pump (34) and communicates with the bearing portion and the sliding portion of the compression mechanism (20). With this configuration, the lubricating oil stored in the bottom of the casing (10) is supplied to the sliding portion of the compression mechanism (20) through the oil supply passage (33b) by the oil supply pump (34).
駆動軸（33）には、シリンダ室（C1，C2）の中に位置する部分に偏心部（33a）が形成されている。偏心部（33a）は、該偏心部（33a）の上下の部分よりも大径に形成され、駆動軸（33）の軸心から所定量だけ偏心している。 The drive shaft (33) is formed with an eccentric portion (33a) at a portion located in the cylinder chamber (C1, C2). The eccentric part (33a) is formed to have a larger diameter than the upper and lower parts of the eccentric part (33a), and is eccentric from the axis of the drive shaft (33) by a predetermined amount.
上記環状ピストン（22）は、図４に示すように、駆動軸（33）の偏心部（33a）に摺動自在に嵌合する軸嵌合部（22a）と、この軸嵌合部（22a）の外周側で該軸嵌合部（22a）と同心上に位置する環状ピストン本体部（22b）と、軸嵌合部（22a）と環状ピストン本体部（22b）とを図１，図４の下端側（圧縮機構（20）における軸方向の一端側）で連接するピストン鏡板（22c）とを備えている。環状ピストン本体部（22b）は、円環の一部分が分断されたＣ型形状に形成されている。 As shown in FIG. 4, the annular piston (22) includes a shaft fitting portion (22a) slidably fitted to an eccentric portion (33a) of the drive shaft (33), and the shaft fitting portion (22a 1), FIG. 1 and FIG. 4 show the annular piston main body (22b), the shaft fitting (22a), and the annular piston main body (22b) positioned concentrically with the shaft fitting portion (22a) on the outer peripheral side of FIG. And a piston end plate (22c) connected on the lower end side (one axial end side of the compression mechanism (20)). The annular piston main body portion (22b) is formed in a C shape in which a part of the annular ring is divided.
上記シリンダ（21）は、軸嵌合部（22a）と環状ピストン本体部（22b）との間で駆動軸（33）と同心上に位置する内側シリンダ（21b）と、環状ピストン本体部（22b）の外周側で内側シリンダ（21b）と同心上に位置する外側シリンダ（21a）と、内側シリンダ（21b）と外側シリンダ（21a）とを図１，図４の上端側（圧縮機構（20）における軸方向の他端側）で連接するシリンダ鏡板（21c）とを備えている。 The cylinder (21) includes an inner cylinder (21b) positioned concentrically with the drive shaft (33) between the shaft fitting portion (22a) and the annular piston body portion (22b), and an annular piston body portion (22b The outer cylinder (21a), the inner cylinder (21b) and the outer cylinder (21a), which are located concentrically with the inner cylinder (21b) on the outer peripheral side of FIG. 1 and FIG. 4 (the compression mechanism (20) And a cylinder end plate (21c) connected at the other end in the axial direction.
フロントヘッド（16）とリヤヘッド（17）には、それぞれ、上記駆動軸（33）を支持するための軸受け部（16a，17a）が形成されている。このように、本実施形態の圧縮機（1）は、上記駆動軸（33）が上記シリンダ室（C1，C2）を上下方向に貫通し、偏心部（33a）の軸方向両側部分が軸受け部（16a，17a）を介してケーシング（10）に保持される貫通軸構造となっている。 The front head (16) and the rear head (17) are respectively formed with bearing portions (16a, 17a) for supporting the drive shaft (33). Thus, in the compressor (1) of the present embodiment, the drive shaft (33) penetrates the cylinder chamber (C1, C2) in the vertical direction, and both axial portions of the eccentric portion (33a) are bearing portions. It has a through shaft structure that is held by the casing (10) via (16a, 17a).
上記圧縮機構（20）は、図２に示すように、上記ブレード（23）に対して環状ピストン（22）を該環状ピストン（22）の分断箇所において揺動可能に連結する連結部材として、揺動ブッシュ（27）を備えている。上記ブレード（23）は、シリンダ室（C1，C2）の径方向線上で、シリンダ室（C1，C2）の内周側の壁面（内側シリンダ（21b）の外周面）から外周側の壁面（外側シリンダ（21a）の内周面）まで、環状ピストン（22）の分断箇所を挿通して延在するように構成され、外側シリンダ（21a）及び内側シリンダ（21b）に固定されている。なお、ブレード（23）は、外側シリンダ（21a）及び内側シリンダ（21b）と一体的に形成してもよいし、別部材を両シリンダ（21a，21b）に取り付けてもよい。図２に示す例は、別部材を両シリンダ（21a，21b）に固定した例である。 As shown in FIG. 2, the compression mechanism (20) is a rocking member as a connecting member that connects the annular piston (22) to the blade (23) so that the annular piston (22) can swing at a parting position of the annular piston (22). A moving bush (27) is provided. The blade (23) is located on the radial line of the cylinder chamber (C1, C2), from the inner wall surface (the outer surface of the inner cylinder (21b)) of the cylinder chamber (C1, C2) to the outer wall surface (outer side). The cylinder (21a) is configured to extend through the part where the annular piston (22) is divided, and is fixed to the outer cylinder (21a) and the inner cylinder (21b). The blade (23) may be formed integrally with the outer cylinder (21a) and the inner cylinder (21b), or separate members may be attached to both cylinders (21a, 21b). The example shown in FIG. 2 is an example in which another member is fixed to both cylinders (21a, 21b).
外側シリンダ（21a）の内周面と内側シリンダ（21b）の外周面は、互いに同一中心上に配置された円筒面であり、その間に上記シリンダ室（C1，C2）が形成されている。上記環状ピストン（22）は、外周面が外側シリンダ（21a）の内周面よりも小径で、内周面が内側シリンダ（21b）の外周面よりも大径に形成されている。このことにより、環状ピストン（22）の外周面と外側シリンダ（21a）の内周面との間に外側シリンダ室（C1）が形成され、環状ピストン（22）の内周面と内側シリンダ（21b）の外周面との間に内側シリンダ室（C2）が形成されている。 The inner peripheral surface of the outer cylinder (21a) and the outer peripheral surface of the inner cylinder (21b) are cylindrical surfaces arranged on the same center, and the cylinder chambers (C1, C2) are formed therebetween. The annular piston (22) has an outer peripheral surface having a smaller diameter than the inner peripheral surface of the outer cylinder (21a) and an inner peripheral surface having a larger diameter than the outer peripheral surface of the inner cylinder (21b). As a result, an outer cylinder chamber (C1) is formed between the outer peripheral surface of the annular piston (22) and the inner peripheral surface of the outer cylinder (21a), and the inner peripheral surface of the annular piston (22) and the inner cylinder (21b) ) Is formed between the inner cylinder chamber (C2).
具体的には、シリンダ鏡板（21c）とピストン鏡板（22c）と外側シリンダ（21a）と環状ピストン本体部（22b）との間に外側シリンダ室（C1）が形成され、シリンダ鏡板（21c）とピストン鏡板（22c）と内側シリンダ（21b）と環状ピストン本体部（22b）との間に内側シリンダ室（C2）が形成されている。また、シリンダ鏡板（21c）とピストン鏡板（22c）と環状ピストン（22）の軸嵌合部（22a）と内側シリンダ（21b）との間には、内側シリンダ（21b）の内周側で軸嵌合部（22a）の偏心回転動作を許容するためのピストン動作空間（25）が形成されている。 Specifically, an outer cylinder chamber (C1) is formed between the cylinder end plate (21c), the piston end plate (22c), the outer cylinder (21a), and the annular piston body (22b), and the cylinder end plate (21c) An inner cylinder chamber (C2) is formed between the piston end plate (22c), the inner cylinder (21b), and the annular piston body (22b). Also, between the cylinder end plate (21c), the piston end plate (22c), the shaft fitting part (22a) of the annular piston (22) and the inner cylinder (21b), there is a shaft on the inner peripheral side of the inner cylinder (21b). A piston operation space (25) for allowing the eccentric rotation operation of the fitting portion (22a) is formed.
このピストン動作空間（25）は、本実施形態においては、高圧空間となるように構成されている。具体的には、図４に示すように、ピストン動作空間（25）へ高圧圧力の冷媒を流体を導入する高圧導入通路（21d）がシリンダ鏡板（21c）に形成されている。この高圧導入通路（21d）は、上記吐出カバー（18）内の吐出空間（49）を通じてケーシング（10）内の高圧空間（19）と上記ピストン動作空間（25）とを連通するように上記シリンダ鏡板（21c）に形成された連通孔により構成されている。 The piston operating space (25) is configured to be a high-pressure space in the present embodiment. Specifically, as shown in FIG. 4, a high-pressure introduction passage (21d) for introducing a high-pressure refrigerant into the piston operating space (25) is formed in the cylinder end plate (21c). The high pressure introduction passage (21d) communicates the high pressure space (19) in the casing (10) with the piston operating space (25) through the discharge space (49) in the discharge cover (18). It is comprised by the communicating hole formed in the end plate (21c).
また、環状ピストン（22）とシリンダ（21）は、環状ピストン（22）の外周面と外側シリンダ（21a）の内周面とが１点で実質的に接する状態（厳密にはミクロンオーダーの隙間があるが、その隙間での冷媒の漏れが問題にならない状態）において、その接点と位相が１８０°異なる位置で、環状ピストン（22）の内周面と内側シリンダ（21b）の外周面とが１点で実質的に接するようになっている。 In addition, the annular piston (22) and the cylinder (21) are in a state where the outer peripheral surface of the annular piston (22) and the inner peripheral surface of the outer cylinder (21a) are substantially in contact at one point (strictly, a clearance in the order of microns). In the state where refrigerant leakage in the gap does not become a problem), the inner peripheral surface of the annular piston (22) and the outer peripheral surface of the inner cylinder (21b) It comes to substantially touch at one point.
上記揺動ブッシュ（27）は、ブレード（23）に対して高圧室（C1-Hp，C2-Hp）側に位置する吐出側ブッシュ（27A）と、ブレード（23）に対して低圧室（C1-Lp，C2-Lp）側に位置する吸入側ブッシュ（27B）とから構成されている。吐出側ブッシュ（27A）と吸入側ブッシュ（27B）は、いずれも断面形状が略半円形で同一形状に形成され、フラット面同士が対向するように配置されている。そして、両ブッシュ（27A，27B）の対向面の間のスペースがブレード溝（28）を構成している。 The swing bush (27) includes a discharge side bush (27A) located on the high pressure chamber (C1-Hp, C2-Hp) side with respect to the blade (23), and a low pressure chamber (C1 -Lp, C2-Lp) and suction side bush (27B). The discharge-side bush (27A) and the suction-side bush (27B) are both substantially semicircular in cross section and formed in the same shape, and are arranged so that the flat surfaces face each other. And the space between the opposing surfaces of both bushes (27A, 27B) constitutes a blade groove (28).
このブレード溝（28）にブレード（23）が挿入され、揺動ブッシュ（27A，27B）のフラット面がブレード（23）と実質的に面接触し、揺動ブッシュ（27A，27B）の円弧状の外周面が環状ピストン（22）と実質的に面接触している。揺動ブッシュ（27A，27B）は、ブレード溝（28）にブレード（23）を挟んだ状態で、ブレード（23）の面方向に進退するように構成されている。また、揺動ブッシュ（27A，27B）は、環状ピストン（22）がブレード（23）に対して揺動するように構成されている。したがって、上記揺動ブッシュ（27）は、該揺動ブッシュ（27）の中心点を揺動中心として上記環状ピストン（22）がブレード（23）に対して揺動可能となり、かつ上記環状ピストン（22）がブレード（23）に対して該ブレード（23）の面方向へ進退可能となるように構成されている。 The blade (23) is inserted into the blade groove (28), and the flat surface of the swing bush (27A, 27B) is substantially in surface contact with the blade (23), and the arc shape of the swing bush (27A, 27B) Are substantially in surface contact with the annular piston (22). The swing bushes (27A, 27B) are configured to advance and retreat in the surface direction of the blade (23) with the blade (23) sandwiched between the blade grooves (28). The swing bushes (27A, 27B) are configured such that the annular piston (22) swings with respect to the blade (23). Therefore, the swing bush (27) is configured such that the annular piston (22) can swing with respect to the blade (23) with the center point of the swing bush (27) as the swing center, and the annular piston ( 22) is configured to be able to advance and retract in the surface direction of the blade (23) with respect to the blade (23).
なお、この実施形態では両ブッシュ（27A，27B）を別体とした例について説明したが、両ブッシュ（27A，27B）は、一部で連結することにより一体構造としてもよい。 In this embodiment, an example in which both bushes (27A, 27B) are separated from each other has been described. However, both bushes (27A, 27B) may be integrated with each other.
以上の構成において、駆動軸（33）が回転すると、環状ピストン（22）は、揺動ブッシュ（27）がブレード（23）に沿って進退しながら、揺動ブッシュ（27）の中心点を揺動中心として揺動する。この揺動動作により、環状ピストン（22）とシリンダ（21）との接触点が図３（Ａ）から図３（Ｈ）へ順に移動する。なお、図３は本実施形態の圧縮機構（20）の動作状態を表す図であり、図３（Ａ）から図３（Ｈ）まで４５°間隔で環状ピストン（22）が図の時計回り方向に移動している様子を表している。このとき、上記環状ピストン（22）は駆動軸（33）の周りを公転するが、自転はしない。 In the above configuration, when the drive shaft (33) rotates, the annular piston (22) swings the center point of the swing bush (27) while the swing bush (27) advances and retreats along the blade (23). Swings as the center of movement. By this swinging operation, the contact point between the annular piston (22) and the cylinder (21) moves in order from FIG. 3 (A) to FIG. 3 (H). FIG. 3 is a diagram showing the operating state of the compression mechanism (20) of the present embodiment, and the annular piston (22) is rotated clockwise at 45 ° intervals from FIG. 3 (A) to FIG. 3 (H). It shows a state of moving to. At this time, the annular piston (22) revolves around the drive shaft (33) but does not rotate.
フロントヘッド（16）には、吸入管（14）が接続される吸入口（41）が外側シリンダ室（C1）の低圧室（C1-Lp）に連通するように形成されている。また、環状ピストン（22）には、上記外側シリンダ室（C1）の低圧室（C1-Lp）と内側シリンダ室（C2）の低圧室（C2-Lp）とを連通する貫通孔（44）が形成されている。 The front head (16) is formed so that a suction port (41) to which the suction pipe (14) is connected communicates with the low pressure chamber (C1-Lp) of the outer cylinder chamber (C1). The annular piston (22) has a through hole (44) that communicates the low pressure chamber (C1-Lp) of the outer cylinder chamber (C1) and the low pressure chamber (C2-Lp) of the inner cylinder chamber (C2). Is formed.
フロントヘッド（16）には外側吐出ポート（45）と内側吐出ポート（46）が形成されている。これらの吐出ポート（45，46）は、それぞれ、フロントヘッド（16）のシリンダ鏡板（21c）をその軸方向に貫通している。外側吐出ポート（45）の下端は外側シリンダ室（C1）の高圧室（C1-Hp）に臨むように開口し、内側吐出ポート（46）の下端は内側シリンダ室（C2）の高圧室（C2-Hp）に臨むように開口している。一方、これらの吐出ポート（45，46）の上端は、該吐出ポート（45，46）を開閉する吐出弁（リード弁）（47，48）を介して吐出空間（49）に連通している。吐出弁（47，48）は、リード弁と、リード弁のリフト量を規制するための湾曲した弁押さえとから構成されている。なお、以降の説明で吐出弁（47，48）というときは、リード弁のことを意味するものとする。 The front head (16) has an outer discharge port (45) and an inner discharge port (46). These discharge ports (45, 46) each penetrate the cylinder end plate (21c) of the front head (16) in the axial direction thereof. The lower end of the outer discharge port (45) opens to the high pressure chamber (C1-Hp) of the outer cylinder chamber (C1), and the lower end of the inner discharge port (46) is the high pressure chamber (C2) of the inner cylinder chamber (C2). -Hp). On the other hand, the upper ends of these discharge ports (45, 46) communicate with the discharge space (49) via discharge valves (reed valves) (47, 48) that open and close the discharge ports (45, 46). . The discharge valves (47, 48) are composed of a reed valve and a curved valve retainer for regulating the lift amount of the reed valve. In the following description, the discharge valve (47, 48) means a reed valve.
上記吐出空間（49）は、フロントヘッド（16）と吐出カバー（18）との間に形成されている。上記吐出カバー（18）は、圧縮機構（20）からの吐出ガスを、一旦上記吐出空間（49）に吐出させた後、吐出カバー（18）と軸受け部（16a）との間のわずかな隙間である吐出開口（18a）を通じてケーシング（10）内の高圧空間（19）に流出させて消音機能を得るためのマフラ機構を構成している。 The discharge space (49) is formed between the front head (16) and the discharge cover (18). The discharge cover (18) discharges the discharge gas from the compression mechanism (20) into the discharge space (49) and then a slight gap between the discharge cover (18) and the bearing (16a). A muffler mechanism for obtaining a silencing function by flowing out into the high-pressure space (19) in the casing (10) through the discharge opening (18a).
一方、上記リヤヘッド（17）には、シールリング（29）が設けられている。このシールリング（29）は、リヤヘッド（17）の環状溝（17b）に装填され、ピストン鏡板（22c）の下面に圧接している。また、環状ピストン（22）とリヤヘッド（17）の対向面である高圧部（26）には、シールリング（29）の径方向内側部分に高圧の潤滑油が導入されるようになっている。以上のことにより、上記シールリング（29）は、上記潤滑油の圧力を利用して、環状ピストン本体部（22b）の上端面とシリンダ鏡板（21c）の下面との間の軸方向隙間、及び外側シリンダ（21a）及び内側シリンダ（21b）の下端面とピストン鏡板（22c）の上面との間の軸方向隙間を縮小するコンプライアンス機構（押し付け機構（24））を構成している。 On the other hand, the rear head (17) is provided with a seal ring (29). The seal ring (29) is loaded in the annular groove (17b) of the rear head (17) and is in pressure contact with the lower surface of the piston end plate (22c). In addition, high-pressure lubricating oil is introduced into the radially inner portion of the seal ring (29) in the high-pressure portion (26) that is the opposed surface of the annular piston (22) and the rear head (17). As described above, the seal ring (29) utilizes the pressure of the lubricating oil, and the axial clearance between the upper end surface of the annular piston body (22b) and the lower surface of the cylinder end plate (21c), and A compliance mechanism (pressing mechanism (24)) for reducing the axial clearance between the lower end surfaces of the outer cylinder (21a) and the inner cylinder (21b) and the upper surface of the piston end plate (22c) is formed.
−運転動作−
次に、この圧縮機（1）の運転動作について説明する。
-Driving action-
Next, the operation of the compressor (1) will be described.
電動機（30）を起動すると、ロータ（32）の回転が駆動軸（33）を介して圧縮機構（20）の環状ピストン（22）に伝達される。そうすると、揺動ブッシュ（27A，27B）がブレード（23）に沿って往復運動（進退動作）を行い、かつ、環状ピストン（22）と揺動ブッシュ（27A，27B）が一体的になってブレード（23）に対して揺動動作を行う。そして、環状ピストン（22）が外側シリンダ（21a）及び内側シリンダ（21b）に対して揺動しながら公転し、圧縮機構（20）が所定の圧縮動作を行う。 When the electric motor (30) is started, the rotation of the rotor (32) is transmitted to the annular piston (22) of the compression mechanism (20) via the drive shaft (33). Then, the swing bush (27A, 27B) reciprocates (advances and retracts) along the blade (23), and the annular piston (22) and the swing bush (27A, 27B) are integrated into the blade. Oscillate with respect to (23). Then, the annular piston (22) revolves while swinging with respect to the outer cylinder (21a) and the inner cylinder (21b), and the compression mechanism (20) performs a predetermined compression operation.
具体的に、外側シリンダ室（C1）では、図３（Ｂ）の状態で低圧室（C1-Lp）の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸（33）が図の右回りに回転して図３（Ｃ）〜図３（Ａ）の状態へ変化するのに伴って該低圧室（C1-Lp）の容積が増大するときに、冷媒が、吸入管（14）及び吸入口（41）を通って該低圧室（C1-Lp）に吸入される。 Specifically, in the outer cylinder chamber (C1), the volume of the low-pressure chamber (C1-Lp) is almost minimum in the state of FIG. 3B, and from here the drive shaft (33) rotates clockwise in the figure. When the volume of the low pressure chamber (C1-Lp) increases as the state changes to the state shown in FIGS. 3C to 3A, the refrigerant flows into the suction pipe (14) and the suction port (41). ) Through the low pressure chamber (C1-Lp).
駆動軸（33）が一回転して再び図３（Ｂ）の状態になると、上記低圧室（C1-Lp）への冷媒の吸入が完了する。そして、この低圧室（C1-Lp）は今度は冷媒が圧縮される高圧室（C1-Hp）となり、ブレード（23）を隔てて新たな低圧室（C1-Lp）が形成される。駆動軸（33）がさらに回転すると、上記低圧室（C1-Lp）において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（C1-Hp）の容積が減少し、該高圧室（C1-Hp）で冷媒が圧縮される。高圧室（C1-Hp）の圧力が所定値となって吐出空間（49）との差圧が設定値に達すると、該高圧室（C1-Hp）の高圧冷媒によって吐出弁（47）が開き、高圧冷媒が吐出空間（49）から吐出開口（18a）を通ってケーシング（10）内の高圧空間（19）へ流出する。 When the drive shaft (33) makes one revolution and returns to the state of FIG. 3 (B), the suction of the refrigerant into the low pressure chamber (C1-Lp) is completed. The low-pressure chamber (C1-Lp) is now a high-pressure chamber (C1-Hp) in which the refrigerant is compressed, and a new low-pressure chamber (C1-Lp) is formed across the blade (23). When the drive shaft (33) further rotates, the suction of the refrigerant is repeated in the low pressure chamber (C1-Lp), while the volume of the high pressure chamber (C1-Hp) is reduced, and the refrigerant in the high pressure chamber (C1-Hp) Is compressed. When the pressure in the high-pressure chamber (C1-Hp) reaches a set value and the differential pressure from the discharge space (49) reaches the set value, the high-pressure refrigerant in the high-pressure chamber (C1-Hp) opens the discharge valve (47). The high-pressure refrigerant flows out from the discharge space (49) through the discharge opening (18a) to the high-pressure space (19) in the casing (10).
内側シリンダ室（C2）では、図３（Ｆ）の状態で低圧室（C2-Lp）の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸（33）が図の右回りに回転して図３（Ｇ）〜図３（Ｅ）の状態へ変化するのに伴って該低圧室（C2-Lp）の容積が増大するときに、冷媒が、吸入管（14）、吸入口（41）、及び貫通孔（44）を通って内側シリンダ室（C2）の低圧室（C2-Lp）へ吸入される。 In the inner cylinder chamber (C2), the volume of the low-pressure chamber (C2-Lp) is almost minimum in the state of FIG. 3 (F), and from here the drive shaft (33) rotates clockwise in FIG. When the volume of the low pressure chamber (C2-Lp) increases with the change to the state of G) to FIG. 3 (E), the refrigerant passes through the suction pipe (14), the suction port (41), and the penetration. It is sucked into the low pressure chamber (C2-Lp) of the inner cylinder chamber (C2) through the hole (44).
駆動軸（33）が一回転して再び図３（Ｆ）の状態になると、上記低圧室（C2-Lp）への冷媒の吸入が完了する。そして、この低圧室（C2-Lp）は今度は冷媒が圧縮される高圧室（C2-Hp）となり、ブレード（23）を隔てて新たな低圧室（C2-Lp）が形成される。駆動軸（33）がさらに回転すると、上記低圧室（C2-Lp）において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（C2-Hp）の容積が減少し、該高圧室（C2-Hp）で冷媒が圧縮される。高圧室（C2-Hp）の圧力が所定値となって吐出空間（49）との差圧が設定値に達すると、該高圧室（C2-Hp）の高圧冷媒によって吐出弁（48）が開き、高圧冷媒が吐出空間（49）から吐出開口（18a）を通ってケーシング（10）内の高圧空間（19）へ流出する。 When the drive shaft (33) makes one revolution and again enters the state of FIG. 3 (F), the suction of the refrigerant into the low pressure chamber (C2-Lp) is completed. The low-pressure chamber (C2-Lp) is now a high-pressure chamber (C2-Hp) in which the refrigerant is compressed, and a new low-pressure chamber (C2-Lp) is formed across the blade (23). When the drive shaft (33) further rotates, the suction of the refrigerant is repeated in the low pressure chamber (C2-Lp), while the volume of the high pressure chamber (C2-Hp) decreases, and the refrigerant in the high pressure chamber (C2-Hp) Is compressed. When the pressure in the high pressure chamber (C2-Hp) reaches a preset value and the differential pressure from the discharge space (49) reaches the set value, the high pressure refrigerant in the high pressure chamber (C2-Hp) opens the discharge valve (48). The high-pressure refrigerant flows out from the discharge space (49) through the discharge opening (18a) to the high-pressure space (19) in the casing (10).
外側シリンダ室（C1）ではほぼ図３（Ｅ）のタイミングで冷媒の吐出が開始され、内側シリンダ室（C2）ではほぼ図３（Ａ）のタイミングで吐出が開始される。つまり、外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）とでは、吐出のタイミングがほぼ１８０°異なっている。外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）で圧縮されてケーシング（10）内の高圧空間（19）へ流出した高圧の冷媒は吐出管（15）から吐出され、冷媒回路で凝縮行程、膨張行程、及び蒸発行程を経た後、再度圧縮機（1）に吸入される。 In the outer cylinder chamber (C1), refrigerant discharge is started approximately at the timing shown in FIG. 3E, and in the inner cylinder chamber (C2), discharge is started approximately at the timing shown in FIG. That is, the discharge timing differs by approximately 180 ° between the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2). The high-pressure refrigerant compressed in the outer cylinder chamber (C1) and the inner cylinder chamber (C2) and flowing into the high-pressure space (19) in the casing (10) is discharged from the discharge pipe (15) and is condensed in the refrigerant circuit. After passing through the expansion stroke and the evaporation stroke, it is sucked into the compressor (1) again.
ここで、本実施形態では、ピストン動作空間（25）へ高圧圧力の冷媒を流体を導入する高圧導入通路（連通孔）（21d）をシリンダ鏡板（21c）に形成し、上記吐出カバー（18）内の吐出空間（49）を通じてケーシング（10）内の高圧空間（19）と上記ピストン動作空間（25）とを連通させている。このため、ピストン動作空間（25）内の圧力は圧縮機構（20）の吐出圧力となる。また、上記圧縮機構（20）では、シリンダ室（C1，C2）の冷媒圧力により環状ピストン（22）をシリンダ（21）に対して軸方向に離反させようとする離反力に対して、ピストン鏡板（22c）の背面に接するシールリング（29）をリヤヘッド（17）に設け、このシールリング（29）の内周側に高圧圧力を導入して環状ピストン（22）をシリンダ（21）に押し付ける力（押し付け力）を作用させるようにしている。 Here, in the present embodiment, a high-pressure introduction passage (communication hole) (21d) for introducing a high-pressure refrigerant into the piston operating space (25) is formed in the cylinder end plate (21c), and the discharge cover (18) The high pressure space (19) in the casing (10) and the piston operating space (25) are communicated with each other through the discharge space (49). For this reason, the pressure in the piston operating space (25) becomes the discharge pressure of the compression mechanism (20). Further, in the compression mechanism (20), the piston end plate against the separation force that attempts to separate the annular piston (22) from the cylinder (21) in the axial direction by the refrigerant pressure in the cylinder chambers (C1, C2). A seal ring (29) in contact with the back surface of (22c) is provided on the rear head (17), and high pressure is introduced into the inner periphery of the seal ring (29) to press the annular piston (22) against the cylinder (21). (Pressing force) is applied.
ピストン動作空間（25）が低圧圧力であった従来の圧縮機構（120）では、駆動軸（133）の偏心部（133a）と環状ピストン（122）の軸嵌合部（122a）との間を潤滑している高圧の冷凍機油が、低圧側であるピストン動作空間（125）へ差圧によって流れ込み、このピストン動作空間（125）が低圧であるため、油に溶け込んでいる液冷媒が発泡（蒸発）していたが、本実施形態ではピストン動作空間（25）が高圧圧力になるため、差圧による該ピストン動作空間（25）への高圧油の流れ込みがなく、冷媒の発泡（蒸発）も抑えることができる。 In the conventional compression mechanism (120) in which the piston operating space (25) has a low pressure, the space between the eccentric part (133a) of the drive shaft (133) and the shaft fitting part (122a) of the annular piston (122) is Lubricated high-pressure refrigeration oil flows into the piston operating space (125) on the low-pressure side due to differential pressure, and since this piston operating space (125) is at a low pressure, the liquid refrigerant dissolved in the oil foams (evaporates) However, in this embodiment, since the piston operating space (25) becomes a high pressure, there is no flow of high pressure oil into the piston operating space (25) due to the differential pressure, and the foaming (evaporation) of the refrigerant is also suppressed. be able to.
また、従来の圧縮機構（120）では、ピストン動作空間（125）が低圧であることに起因して環状ピストン（122）の離反力が小さくなるため、押し付け力を離反力にバランスさせるにはシールリング（129）を比較的小さくし、しかもシールリング（129）の偏倚量を大きくする必要があるのに、そうすると駆動軸（133）の回転時にシールリング（129）が偏心部（133a）と干渉してしまうおそれがあるため、離反力に対して押し付け力が大きくなっても（摩擦損失が大きくなっても）シールリング（129）を大径にする必要があった。これに対して、本実施形態ではピストン動作空間（25）が高圧であるため、駆動軸（33）の中心に対する離反力作用点の偏倚量が従来よりも小さくなり、偏倚点が駆動軸（33）の中心寄りに近づくことになり、しかも離反力そのものはピストン動作空間（25）が高圧であるから大きくなり、シールリング（29）を偏心部（33a）と干渉しない程度に大きくしても押し付け力が離反力にバランスする。 Further, in the conventional compression mechanism (120), the separation force of the annular piston (122) is reduced due to the low pressure of the piston operating space (125). Therefore, a seal is required to balance the pressing force with the separation force. Although it is necessary to make the ring (129) relatively small and increase the amount of deviation of the seal ring (129), the seal ring (129) interferes with the eccentric part (133a) when the drive shaft (133) rotates. Therefore, the seal ring (129) needs to have a large diameter even if the pressing force increases with respect to the separation force (even if the friction loss increases). In contrast, in this embodiment, since the piston operating space (25) is at a high pressure, the amount of deviation of the separation force acting point with respect to the center of the drive shaft (33) is smaller than in the conventional case, and the deviation point is the drive shaft (33 ), And the separation force itself becomes large because the piston operating space (25) is under high pressure, and it is pressed even if the seal ring (29) is made large enough not to interfere with the eccentric part (33a). The force balances the separation force.
−実施形態の効果−
このように、本実施形態では、環状ピストン（21）がシリンダ（22）に対して偏心回転運動をする回転式圧縮機（1）において、ピストン動作空間（25）に高圧圧力の流体を導入することで該ピストン動作空間（25）が高圧圧力になるため、差圧による該ピストン動作空間（25）への高圧油の流れ込みがなく、冷媒の発泡（蒸発）も抑えることができる。このため、冷媒回路の冷媒循環量が減らず、冷凍能力が低下しない。
-Effect of the embodiment-
As described above, in the present embodiment, in the rotary compressor (1) in which the annular piston (21) rotates eccentrically with respect to the cylinder (22), a high-pressure fluid is introduced into the piston operating space (25). Thus, since the piston operating space (25) becomes a high pressure, the high pressure oil does not flow into the piston operating space (25) due to the differential pressure, and the foaming (evaporation) of the refrigerant can be suppressed. For this reason, the amount of refrigerant circulating in the refrigerant circuit does not decrease, and the refrigeration capacity does not decrease.
また、ピストン動作空間（25）が高圧であり、離反力作用点の偏倚量が従来よりも小さくなり、ピストン動作空間（25）が高圧であることに起因して離反力が大きくなるため、大きいシールリング（29）の偏倚量を小さくすることが可能になる。このことにより、駆動軸（33）の回転時にシールリング（29）が偏心部（33a）と干渉せず、しかも摩擦損失が大きくなりすぎずに適切な押し付け力が得られる設計（最適設計）が容易になるうえ、シールリング（29）の押し付け力作用点を離反力の偏倚点にほぼ一致させることができる。 In addition, the piston operating space (25) is high in pressure, the amount of deviation of the separation force action point is smaller than before, and the piston operating space (25) is high in pressure, which increases the separation force. The amount of deviation of the seal ring (29) can be reduced. This ensures that the seal ring (29) does not interfere with the eccentric part (33a) during rotation of the drive shaft (33), and that an appropriate pressing force can be obtained without excessive friction loss (optimum design). In addition, the point of action of the pressing force of the seal ring (29) can be made to substantially coincide with the bias point of the separation force.
また、ピストン動作空間（25）を低圧圧力にする場合は軸受け部が高圧であるために差圧による油漏れが大きくなるが、本実施形態ではピストン動作空間（25）が高圧であるため、軸受けからピストン動作空間（25）への差圧による油漏れがほとんどなくなる。軸嵌合部（22a）からピストン動作空間（25）へは、遠心力で油がピストン動作空間（25）に流入するが、差圧は作用しないため、ピストン動作空間（25）に油が充満しにくく、油撹拌損失が起こりにくい。また、仮に軸受け（22a）から流入する冷凍機油がピストン動作空間（25）に満たされたときには、上記高圧導入通路（21d）が、この冷凍機油をピストン動作空間（25）から吐出空間（49）に排出する通路となる。吐出空間（49）に排出された油は、冷媒に混じってさらにケーシング（10）内の高圧空間（19）に排出され、ケーシング（10）の下部の油溜まりに戻る。このことにより、圧縮機（1）内での冷凍機油不足を防止できる。 Also, when the piston operating space (25) is set to a low pressure, oil leakage due to the differential pressure increases because the bearing portion is high pressure. However, in this embodiment, the piston operating space (25) is high pressure, Oil leakage due to differential pressure from the piston to the piston operating space (25) is almost eliminated. From the shaft fitting part (22a) to the piston operating space (25), oil flows into the piston operating space (25) by centrifugal force, but the differential pressure does not act, so the piston operating space (25) is filled with oil. Oil stir loss is unlikely to occur. When the refrigeration oil flowing in from the bearing (22a) is filled in the piston operating space (25), the high pressure introduction passage (21d) causes the refrigeration oil to be discharged from the piston operating space (25) to the discharge space (49). It becomes a passage to discharge to. The oil discharged into the discharge space (49) is mixed with the refrigerant and further discharged into the high-pressure space (19) in the casing (10), and returns to the oil reservoir at the lower part of the casing (10). This can prevent a shortage of refrigeration oil in the compressor (1).
また、二酸化炭素を冷媒に用いた場合、圧縮機構（20）の高圧圧力と低圧圧力の圧力差が大きいため、従来であればピストン動作空間（25）が低圧であるために離反力が小さいのに対して高圧を利用した押し付け力が大きくなり、離反力と押し付け力のバランスをとりにくいため摩擦損失が大きくなりがちであったが、本実施形態ではピストン動作空間（25）を高圧にしたために離反力と押し付け力とのバランスをとりやすくなり、摩擦損失が小さくなるので圧縮機の効率が向上する。 In addition, when carbon dioxide is used as the refrigerant, the pressure difference between the high pressure and the low pressure of the compression mechanism (20) is large, so the separation force is small because the piston operating space (25) is low pressure. On the other hand, the pressing force using high pressure increases, and the friction loss tends to increase because it is difficult to balance the separation force and the pressing force. However, in this embodiment, the piston operating space (25) is set to a high pressure. It becomes easier to balance the separation force and the pressing force, and the friction loss is reduced, so the efficiency of the compressor is improved.
さらに、ケーシング（10）内の高圧の潤滑油を環状ピストンの軸嵌合部（22a）に給油する構成において、シリンダ鏡板（21c）とピストン鏡板（22c）と環状ピストン（22）の軸嵌合部（22a）と内側シリンダ（21b）との間に形成されるピストン動作空間（25）が低圧空間である場合には、潤滑油がその低圧空間にどんどん流れ込んでしまい、他の摺動箇所へ油が供給されずに潤滑不良の生じるおそれがあるが、本実施形態によれば、上記ピストン動作空間（25）を高圧空間にしているので、潤滑油がそのピストン動作空間（25）にどんどん流れ込んでしまうのを抑制できる。したがって、他の摺動箇所での潤滑不良を防止できる。 Furthermore, in the configuration in which high pressure lubricating oil in the casing (10) is supplied to the shaft fitting portion (22a) of the annular piston, the shaft fitting of the cylinder end plate (21c), piston end plate (22c), and annular piston (22) If the piston operating space (25) formed between the part (22a) and the inner cylinder (21b) is a low pressure space, the lubricant will flow into the low pressure space and move to other sliding locations. Although there is a risk of poor lubrication without oil being supplied, according to the present embodiment, the piston operating space (25) is made a high pressure space, so that the lubricating oil flows more and more into the piston operating space (25). Can be suppressed. Therefore, poor lubrication at other sliding locations can be prevented.
−実施形態の変形例−
（変形例１）
図５は、上記実施形態の第１の変形例を示している。上記実施形態では、高圧導入通路（21d）を、上記吐出カバー（18）内の吐出空間（49）を通じてケーシング（10）内の高圧空間（19）と上記ピストン動作空間（25）とを連通するように上記シリンダ鏡板（21c）に形成された連通孔により構成しているが、この変形例では、上記高圧導入通路（21d）が上記軸受け部（16a）を通って吐出カバー（18）の外側でケーシング（10）内の高圧空間（19）と直接的に連通するように形成している。このように形成しても上記実施形態と同様の効果を奏することができる。また、吐出カバー（18）の外側の圧力は吐出カバー（18）の内側の圧力と比べると脈動がほとんどなくて変動がより少ないので、ピストン動作空間（25）の圧力がより安定する。したがって、押し付け力と離反力の差圧の変動がより小さくなるので、シールリング（29）による押し付け作用も安定する。
-Modification of the embodiment-
(Modification 1)
FIG. 5 shows a first modification of the above embodiment. In the above embodiment, the high pressure introduction passage (21d) communicates the high pressure space (19) in the casing (10) and the piston operating space (25) through the discharge space (49) in the discharge cover (18). In this modification, the high-pressure introduction passage (21d) passes through the bearing portion (16a) and the outside of the discharge cover (18). And is formed so as to communicate directly with the high-pressure space (19) in the casing (10). Even if it forms in this way, there can exist an effect similar to the said embodiment. Further, since the pressure outside the discharge cover (18) has almost no pulsation and less fluctuation than the pressure inside the discharge cover (18), the pressure in the piston operating space (25) becomes more stable. Therefore, since the fluctuation of the differential pressure between the pressing force and the separating force becomes smaller, the pressing action by the seal ring (29) is also stabilized.
（変形例２）
図６は、上記実施形態の第２の変形例を示している。この実施形態では、シリンダ（21）（フロントヘッド（16））に高圧導入通路（21d）を形成する代わりに、高圧導入通路（22d）を、上記ピストン鏡板（22c）の背面側で上記環状ピストン（22）をシリンダ（21）に押し付けるために設けられる押し付け機構（24）を構成する高圧部（26）と上記ピストン動作空間（25）とを連通するように該ピストン鏡板（22c）に形成された連通孔により構成している。このように構成しても、上記実施形態と同様の効果を奏することができる。
(Modification 2)
FIG. 6 shows a second modification of the above embodiment. In this embodiment, instead of forming the high pressure introduction passage (21d) in the cylinder (21) (front head (16)), the high pressure introduction passage (22d) is connected to the annular piston on the back side of the piston end plate (22c). (22) is formed on the piston end plate (22c) so that the high-pressure part (26) constituting the pressing mechanism (24) provided to press the cylinder (21) and the piston operating space (25) communicate with each other. The communication hole is configured. Even if comprised in this way, there can exist an effect similar to the said embodiment.
《その他の実施形態》
上記実施形態については、以下のような構成としてもよい。
<< Other Embodiments >>
About the said embodiment, it is good also as the following structures.
例えば、上記実施形態では、ピストン動作空間（25）から内側圧縮室（C2）の低圧室側（C2-Lp）へ高圧の冷媒が漏れることが考えられるが、これに対しては、例えば、内側シリンダ（21b）の下端面に環状の溝を形成し、この環状溝に高圧の冷凍機油を供給してこれをシール機構にすれば、冷媒の漏れを防止できる。また、冷凍機油によるシール機構の代わりに内側シリンダ（21b）の下端面にチップシールなどの機械的なシール材を設けてもよい。 For example, in the above embodiment, it is conceivable that high-pressure refrigerant leaks from the piston operating space (25) to the low-pressure chamber side (C2-Lp) of the inner compression chamber (C2). If an annular groove is formed in the lower end surface of the cylinder (21b), and high-pressure refrigeration oil is supplied to the annular groove and used as a seal mechanism, leakage of the refrigerant can be prevented. Further, a mechanical seal material such as a chip seal may be provided on the lower end surface of the inner cylinder (21b) instead of the refrigerating machine oil sealing mechanism.
なお、以上の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。 In addition, the above embodiment is an essentially preferable illustration, Comprising: It does not intend restrict | limiting the range of this invention, its application thing, or its use.
以上説明したように、本発明は、容量の異なる複数のシリンダ室を備えた圧縮機構の吐出弁の構造について有用である。 As described above, the present invention is useful for the structure of the discharge valve of the compression mechanism including a plurality of cylinder chambers having different capacities.
1 回転式圧縮機（圧縮機）
10 ケーシング
16 フロントヘッド
16a 軸受け部
18 吐出カバー（マフラ機構）
19 高圧空間
20 圧縮機構
21 シリンダ
21a 外側シリンダ
21b 内側シリンダ
21c シリンダ鏡板
21d 高圧導入通路（連通孔）
22 環状ピストン
22a 軸嵌合部
22b 環状ピストン本体部
22c ピストン鏡板
22d 高圧導入通路（連通孔）
23 ブレード
24 押し付け機構
25 ピストン動作空間
26 高圧部
27 揺動ブッシュ
29 シールリング
30 電動機（駆動機構）
33 駆動軸
33a 偏心部
45 外側吐出ポート（大径側吐出ポート）
46 内側吐出ポート（小径側吐出ポート）
C1 外側シリンダ室
C2 内側シリンダ室
1 Rotary compressor (compressor)
10 Casing
16 Front head
16a Bearing part
18 Discharge cover (muffler mechanism)
19 High pressure space
20 Compression mechanism
21 cylinders
21a Outer cylinder
21b Inner cylinder
21c cylinder end plate
21d High pressure introduction passage (communication hole)
22 Annular piston
22a Shaft fitting part
22b Annular piston body
22c piston end plate
22d High pressure introduction passage (communication hole)
23 blades
24 Pushing mechanism
25 Piston operating space
26 High pressure section
27 Swing bush
29 Seal ring
30 Electric motor (drive mechanism)
33 Drive shaft
33a Eccentric part
45 Outer discharge port (large-diameter discharge port)
46 Inner discharge port (small-diameter discharge port)
C1 Outer cylinder chamber
C2 Inner cylinder chamber
Claims (6)
上記環状ピストン（22）を駆動する偏心部（33a）が形成された駆動軸（33）を有する駆動機構（30）とを備え、
上記環状ピストン（22）が、上記駆動軸（33）の偏心部（33a）に嵌合する軸嵌合部（22a）と、該軸嵌合部（22a）の外周側で該軸嵌合部（22a）と同心上に位置する環状ピストン本体部（22b）と、該軸嵌合部（22a）と環状ピストン本体部（22b）とを圧縮機構（20）における軸方向の一端側で連接するピストン鏡板（22c）とを備え、
上記シリンダ（21）が、上記軸嵌合部（22a）と環状ピストン本体部（22b）との間で上記駆動軸（33）と同心上に位置する内側シリンダ（21b）と、上記環状ピストン本体部（22b）の外周側で上記内側シリンダ（21b）と同心上に位置する外側シリンダ（21a）と、上記内側シリンダ（21b）と外側シリンダ（21a）とを上記圧縮機構（20）における軸方向の他端側で連接するシリンダ鏡板（21c）とを備え、
さらに上記環状ピストン（22）をシリンダ（21）に押し付ける押し付け機構（24）を備えるとともに、該押し付け機構（24）が、上記ピストン鏡板（22c）の背面に圧接するシールリング（29）を備えた回転式圧縮機であって、
上記シリンダ鏡板（21c）とピストン鏡板（22c）と軸嵌合部（22a）と内側シリンダ（21b）との間に形成されるピストン動作空間（25）に高圧圧力の流体を導入する高圧導入通路（21d，22d）を備えていることを特徴とする回転式圧縮機。 A cylinder (21) having an annular cylinder chamber (C1, C2) and an annular piston (22) dividing the cylinder chamber (C1, C2) into an outer cylinder chamber (C1) and an inner cylinder chamber (C2) A compression mechanism (20) in which the annular piston (22) performs eccentric rotational movement with respect to the cylinder (21);
A drive mechanism (30) having a drive shaft (33) formed with an eccentric portion (33a) for driving the annular piston (22),
The annular piston (22) is fitted to the eccentric part (33a) of the drive shaft (33), and the shaft fitting part on the outer peripheral side of the shaft fitting part (22a). The annular piston main body (22b) concentrically with (22a), the shaft fitting part (22a) and the annular piston main body (22b) are connected at one end in the axial direction of the compression mechanism (20). A piston end plate (22c),
The cylinder (21) includes an inner cylinder (21b) concentrically with the drive shaft (33) between the shaft fitting portion (22a) and the annular piston body portion (22b), and the annular piston body. The outer cylinder (21a) located concentrically with the inner cylinder (21b) on the outer peripheral side of the section (22b), the inner cylinder (21b) and the outer cylinder (21a) are axially connected to the compression mechanism (20). A cylinder end plate (21c) connected to the other end of the
Furthermore, a pressing mechanism (24) that presses the annular piston (22) against the cylinder (21) is provided, and the pressing mechanism (24) includes a seal ring (29) that presses against the back surface of the piston end plate (22c) . A rotary compressor,
High pressure introduction passage for introducing high pressure fluid into the piston operating space (25) formed between the cylinder end plate (21c), piston end plate (22c), shaft fitting (22a) and inner cylinder (21b) (21d, 22d)
上記圧縮機構（20）を収納するケーシング（10）を備え、
上記高圧導入通路（21d）は、上記ケーシング（10）内の高圧空間（19）と上記ピストン動作空間（25）とを連通するように上記シリンダ（21）に形成された連通孔（21d）により構成されていることを特徴とする回転式圧縮機。 In claim 1,
A casing (10) for accommodating the compression mechanism (20);
The high pressure introduction passage (21d) is formed by a communication hole (21d) formed in the cylinder (21) so as to communicate the high pressure space (19) in the casing (10) and the piston operating space (25). A rotary compressor characterized in that it is configured.
上記圧縮機構（20）は、外側シリンダ室（C1）からガスを吐出する外側吐出ポート（45）と、内側シリンダ室（C2）からガスを吐出する内側吐出ポート（46）とを備え、
上記シリンダ（21）には、上記各吐出ポート（45，46）側の面に吐出カバー（18）を備えたマフラ機構が設けられ、
上記シリンダ（21）は、上記駆動軸（33）と嵌合する軸受け部（16a）を有するとともに該軸受け部（16a）が吐出カバー（18）の外に突出するように形成され、
上記高圧導入通路（21d）は、上記軸受け部（16a）を通って吐出カバー（18）の外側でケーシング（10）内の高圧空間（19）と連通していることを特徴とする回転式圧縮機。 In claim 2,
The compression mechanism (20) includes an outer discharge port (45) for discharging gas from the outer cylinder chamber (C1) and an inner discharge port (46) for discharging gas from the inner cylinder chamber (C2).
The cylinder (21) is provided with a muffler mechanism having a discharge cover (18) on the surface of each discharge port (45, 46) side,
The cylinder (21) has a bearing portion (16a) that fits with the drive shaft (33), and the bearing portion (16a) is formed so as to protrude out of the discharge cover (18).
The high-pressure introduction passage (21d) communicates with the high-pressure space (19) in the casing (10) outside the discharge cover (18) through the bearing portion (16a). Machine.
上記高圧導入通路（22d）は、上記押し付け機構（24）を構成する高圧部（26）と上記ピストン動作空間（25）とを連通するように該ピストン鏡板（22c）に形成された連通孔（22d）により構成されていることを特徴とする回転式圧縮機。 In claim 1,
The high-pressure introduction passage (22d) has a communication hole formed in the piston end plate (22c) so as to communicate the high-pressure portion (26) constituting the pressing mechanism (24) and the piston operating space (25). A rotary compressor characterized in that it is constituted by 22d).
環状ピストン本体部（22b）は、円環の一部分が分断されたＣ型形状に形成され、
上記シリンダ（21）には、環状のシリンダ室（C1，C2）の内周側の壁面から外周側の壁面まで、環状ピストン本体部（22b）の分断箇所を挿通して延在するブレード（23）が設けられ、
上記ブレード（23）に対して環状ピストン（22）を環状ピストン本体部（22b）の分断箇所において揺動可能に連結する揺動ブッシュ（27）を備えていることを特徴とする回転式圧縮機。 In any one of Claims 1-4,
The annular piston main body (22b) is formed in a C-shape in which a part of the annular ring is divided,
The cylinder (21) has a blade (23 extending from the inner peripheral wall surface to the outer peripheral wall surface of the annular cylinder chamber (C1, C2) through the dividing portion of the annular piston body (22b). )
A rotary compressor having a swing bush (27) for connecting the annular piston (22) to the blade (23) so as to be swingable at a parting position of the annular piston main body (22b). .
上記圧縮機構（20）が圧縮する流体が二酸化炭素冷媒であることを特徴とする回転式圧縮機。 In any one of claims 1 to 5,
The rotary compressor characterized in that the fluid compressed by the compression mechanism (20) is a carbon dioxide refrigerant.
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