JP2013139724A

JP2013139724A - Oscillating piston type compressor

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Publication number: JP2013139724A
Application number: JP2011289744A
Authority: JP
Inventors: Kazuki Hori; 和貴堀; Takashi Shimizu; 孝志清水; Koichi Tanaka; 孝一田中
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2011-12-28
Filing date: 2011-12-28
Publication date: 2013-07-18

Abstract

【課題】揺動ピストン式圧縮機で吸入閉じ切り角度が大きくなる条件においても、揺動ピストン（28）の１回転当たりの冷媒循環量を確保し、ひいては圧縮機の効率の低下を防止できるようにする。
【解決手段】揺動ピストン（28）の外周面形状及びシリンダ室（25）の内周面形状を、吸入開始時に揺動ピストン（28）の回転角度（θ）に対してシリンダ部材（21）と揺動ピストン（28）の間のシールポイント角度（α）が大きくなるように構成する。シリンダ室（25）に開口する吸入ポート（41）を、吸入開始時のシールポイント角度（α）から上死点までを含む吸入ポート領域（S）に形成する。
【選択図】図３An object of the present invention is to ensure a sufficient amount of refrigerant circulation per rotation of a swing piston (28) and to prevent a decrease in the efficiency of the compressor even under conditions where the suction closing angle of the swing piston compressor is large. To.
A cylinder member (21) has an outer peripheral surface shape of a swing piston (28) and an inner peripheral surface shape of a cylinder chamber (25) with respect to a rotation angle (θ) of the swing piston (28) at the start of suction. And the seal point angle (α) between the oscillating piston (28) is increased. The suction port (41) that opens to the cylinder chamber (25) is formed in the suction port region (S) that includes the seal point angle (α) at the start of suction to the top dead center.
[Selection] Figure 3

Description

本発明は、揺動ピストン式圧縮機に関し、特に、圧縮機の効率を改善するための技術に関するものである。 The present invention relates to a swinging piston compressor, and more particularly to a technique for improving the efficiency of the compressor.

従来より、冷凍装置の冷媒回路において冷媒を圧縮する圧縮機としてローリングピストン式圧縮機や揺動ピストン式圧縮機が用いられている。 Conventionally, a rolling piston compressor or a swing piston compressor has been used as a compressor for compressing refrigerant in a refrigerant circuit of a refrigeration apparatus.

例えば特許文献１，２には、ローリングピストン式圧縮機において、シリンダの側面に形成される吸入ポートが円形である場合には、シリンダの高さを低くすると吸入ポートの開口面積が小さくなるのに対して、この吸入ポートを横長（シリンダの軸方向よりも周方向に長い形状）に形成して、吸入ポートの開口面積を必要な大きさにする技術が開示されている。 For example, in Patent Documents 1 and 2, in a rolling piston compressor, when the suction port formed on the side surface of the cylinder is circular, the opening area of the suction port is reduced by reducing the height of the cylinder. On the other hand, a technique is disclosed in which the suction port is formed in a horizontally long shape (a shape that is longer in the circumferential direction than the axial direction of the cylinder), and the opening area of the suction port is set to a required size.

このように吸入ポートを横長にしてシリンダ高さを低くする技術は、揺動ピストン式圧縮機（例えば特許文献３参照）に適用することもできる。そうすることにより、揺動ピストン式圧縮機の圧縮機構を軸方向に小型化して、圧縮機自体の小型化も図ることが可能になる。 The technique of making the suction port horizontally long and reducing the cylinder height in this way can also be applied to a swing piston type compressor (see, for example, Patent Document 3). By doing so, it is possible to downsize the compression mechanism of the oscillating piston compressor in the axial direction, and to reduce the size of the compressor itself.

特開２０１０−１２１４８１号公報JP 2010-121481 A 特開２００３−２１４３７０号公報JP 2003-214370 A 特開２００７−２２４７６７号公報JP 2007-224767 A

一方、図６に示すように、円形の吸入ポート（101）を仮想線で示すようにシリンダ（110）の周方向に長い形状の吸入ポート（102）にすると、吸入ポート（102）がピストン（111）で閉じ切られて吸入行程が完了するときの駆動軸の角度である吸入閉じ切り角度が大きくなる。具体的には、図６（Ａ）において、点Ｐ１を吸入ポート（101）が円形の場合の吸入閉じ切り角度θ１とし、点Ｐ２を吸入ポート（102）が横長の（長円）形状の場合の吸入閉じ切り角度θ２とすると、θ１＜θ２となる。上記の吸入閉じ切り角度は、シリンダの内周面とピストンの外周面が実質的に接触してシリンダ室を吸入側と吐出側に区画するシールポイントを示す角度であり、シールポイント角度と言い換えてもよく、ピストンの上死点を０°としたときに上死点に対してなす角度で表される。 On the other hand, as shown in FIG. 6, when the circular suction port (101) is formed into a suction port (102) having a shape elongated in the circumferential direction of the cylinder (110) as indicated by a virtual line, the suction port (102) is moved to the piston ( The suction closing angle, which is the angle of the drive shaft when the suction stroke is completed after being closed at 111), is increased. Specifically, in FIG. 6A, the point P1 is the suction closing angle θ1 when the suction port (101) is circular, and the point P2 is the horizontally long (oval) shape of the suction port (102). Assuming that the suction closing angle θ2 is θ1, the relationship θ1 <θ2. The suction closing angle is an angle indicating a seal point at which the inner peripheral surface of the cylinder and the outer peripheral surface of the piston substantially come into contact to partition the cylinder chamber into the suction side and the discharge side. In other words, it is represented by an angle formed with respect to the top dead center when the top dead center of the piston is 0 °.

このように吸入閉じ切り角度θ２が大きくなると、シリンダ（110）の押しのけ容積が小さくなり、ピストン（111）の１回転当たりの冷媒循環量が少なくなる。また、ピストン（111）が連続して回転している間に、吐出行程が完了する位置から次の吸入閉じ切り位置までの無効動力区間が長くなり、効率が低下することになる。 Thus, when the suction closing angle θ2 is increased, the displacement volume of the cylinder (110) is decreased, and the refrigerant circulation amount per one rotation of the piston (111) is decreased. Further, while the piston (111) rotates continuously, the reactive power section from the position where the discharge stroke is completed to the next suction closed position becomes longer, and the efficiency is lowered.

また、図６（Ｂ）に示すように、ピストン（111）が吐出ポート（103）を過ぎて、その吐出ポート（103）内の高圧冷媒がシリンダ室の吸入側を逆流して吸入ポート（102）に到達するまでの経路長が短くなるとともに逆流開始から吸入閉じ切りまでの時間が長くなるので、逆流量が多くなり、そのことも圧縮機の効率が低下する原因となる。 Further, as shown in FIG. 6B, the piston (111) passes the discharge port (103), and the high-pressure refrigerant in the discharge port (103) flows backward on the suction side of the cylinder chamber, so that the suction port (102 ) And the time from the backflow start to the suction close-up time is increased, the backflow rate is increased, which causes the efficiency of the compressor to decrease.

本発明は、このような問題点に鑑みてなされたものであり、その目的は、揺動ピストン式圧縮機で吸入閉じ切り角度が大きくなる条件においても、ピストンの１回転当たりの冷媒循環量を確保し、ひいては効率の低下を防止できるようにすることである。 The present invention has been made in view of such problems, and the object of the present invention is to reduce the refrigerant circulation amount per one rotation of the piston even under the condition that the suction closing angle becomes large in the swing piston type compressor. It is to ensure that it can prevent a decrease in efficiency.

第１の発明は、揺動ピストン（28）に一体的に設けられたブレード（28b）がシリンダ（19）に保持されて揺動しながら該揺動ピストン（28）がシリンダ室（25）内で公転し、揺動ピストン（28）がブレード（28b）側でシリンダ（19）と実質的に接する上死点から下死点を経て上死点に戻る３６０°の回転を１サイクルとして吸入行程と圧縮行程と吐出行程が行われる圧縮機構（20）を備えた揺動ピストン式圧縮機を前提としている。 In the first invention, a blade (28b) provided integrally with a swing piston (28) is held by a cylinder (19) and swings while the swing piston (28) is in the cylinder chamber (25). Rotating at 360 °, where the swing piston (28) is substantially in contact with the cylinder (19) on the blade (28b) side, returns from the top dead center to the top dead center, and the suction stroke is one cycle. And a swing piston type compressor provided with a compression mechanism (20) for performing a compression stroke and a discharge stroke.

そして、この揺動ピストン式圧縮機は、揺動ピストン（28）の外周面形状及びシリンダ室（25）の内周面形状が、吸入開始付近で揺動ピストン（28）の回転角度（θ）に対してシリンダ（19）と揺動ピストン（28）との間のシールポイント角度（α）が大きくなるように構成されるとともに、シリンダ室（25）の内周面形状が揺動ピストン（28）の揺動時における揺動ピストン（28）の外周面の包絡線に基づいて形成されて、揺動ピストン（28）の動作中にシリンダ（19）と揺動ピストン（28）の間に常に一点にシールポイント（P）が形成されるように構成され、上記シリンダ室（25）に開口する吸入ポート（41）が、吸入開始時の上記シールポイント角度（α）から上死点までを含む吸入ポート領域（S）に設けられていることを特徴としている。 In this oscillating piston compressor, the outer peripheral surface shape of the oscillating piston (28) and the inner peripheral surface shape of the cylinder chamber (25) are such that the rotation angle (θ) of the oscillating piston (28) is near the start of suction. In contrast, the seal point angle (α) between the cylinder (19) and the swing piston (28) is increased, and the inner peripheral surface shape of the cylinder chamber (25) is the swing piston (28). ) Is formed based on the envelope of the outer peripheral surface of the oscillating piston (28) at the time of oscillating, and is always between the cylinder (19) and the oscillating piston (28) during the operation of the oscillating piston (28). The suction port (41) that is configured to form a seal point (P) at one point and that opens to the cylinder chamber (25) includes from the seal point angle (α) at the start of suction to the top dead center. It is provided in the suction port region (S).

この第１の発明では、揺動ピストン（28）を、吸入開始付近で揺動ピストン（28）の回転角度（θ）に対してシリンダ（19）と揺動ピストン（28）との間ののシールポイント角度（α）が大きくなる。そして、揺動ピストン（28）の回転角度（θ）よりも大きなシールポイント角度（α）に対応する吸入ポート領域（S）に吸入ポート（41）を形成している。したがって、上記回転角度（θ）とシールポイント角度（α）が同じになる圧縮機よりも吸入ポート（41）の開口面積を大きくすることができるため、大きな吸入ポート（41）からシリンダ室（25）に冷媒などの流体を供給できることになる。 In the first aspect of the invention, the swing piston (28) is moved between the cylinder (19) and the swing piston (28) with respect to the rotation angle (θ) of the swing piston (28) near the start of suction. The seal point angle (α) increases. A suction port (41) is formed in the suction port region (S) corresponding to a seal point angle (α) larger than the rotation angle (θ) of the swing piston (28). Accordingly, since the opening area of the suction port (41) can be made larger than that of the compressor having the same rotation angle (θ) and the seal point angle (α), the cylinder chamber (25 ) Can be supplied with a fluid such as a refrigerant.

また、円形の揺動ピストン（28）を用いる場合には存在しなかった角度範囲（α−θ）に対応する領域にも吸入ポート（41）を設けることにより、シールポイント角度に対して吸入閉じ切り角度を大きくしないでよくなり、冷媒などの流体の循環量が少なくならず、無効動力区間が長くなるのも抑えられる。そして、揺動ピストン（28）が吐出ポートを過ぎて吸入ポート（41）に逆流するときの経路長が短くなったり、逆流開始から吸入閉じ切りまでの時間が長くなったりすることもない。 Further, the suction port (41) is also provided in the region corresponding to the angular range (α−θ) that did not exist when the circular oscillating piston (28) is used, so that the suction closing is performed with respect to the seal point angle. It is not necessary to increase the cutting angle, the circulation amount of the fluid such as the refrigerant is not reduced, and the ineffective power section is prevented from becoming longer. The path length when the oscillating piston (28) passes through the discharge port and flows back to the suction port (41) is not shortened, and the time from the start of backflow to the suction closing is not lengthened.

第２の発明は、第１の発明において、上記揺動ピストン（28）が、ブレード（28b）に対して吐出行程側に位置する第１領域（28a(d)）よりも吸入行程側に位置する第２領域（28a(s)）が突出した非円形形状で、かつ揺動ピストン（28）の動作中に常に一点に上記シールポイント（P）が形成される形状であることを特徴としている。 According to a second invention, in the first invention, the swing piston (28) is positioned on the suction stroke side of the first region (28a (d)) positioned on the discharge stroke side with respect to the blade (28b). The second region (28a (s)) is a non-circular shape protruding, and the seal point (P) is always formed at one point during the operation of the swing piston (28). .

この第２の発明では、揺動ピストン（28）を第１領域（28a(d)）よりも第２領域（28a(s)）が突出する非円形にするとともに、圧縮機構（20）の動作中に常に一点に上記シールポイント（P）が形成される形状にすることにより、吸入ポート（41）を大きくすることができ、その大きな吸入ポート（41）からシリンダ室（25）に流体を供給できる。したがって、第１の発明と同様の作用を確実に得ることができる。 In the second aspect of the invention, the swing piston (28) is non-circular in which the second region (28a (s)) protrudes from the first region (28a (d)) and the operation of the compression mechanism (20). By forming the seal point (P) at a single point, the intake port (41) can be enlarged, and fluid is supplied from the large intake port (41) to the cylinder chamber (25). it can. Therefore, the same operation as that of the first invention can be obtained with certainty.

第３の発明は、第１または第２の発明において、上記吸入ポート（41）が、上記吸入ポート領域（S）に広がる非円形の吸入ポート（41）であることを特徴としている。 According to a third invention, in the first or second invention, the suction port (41) is a non-circular suction port (41) extending in the suction port region (S).

第４の発明は、第３の発明において、上記吸入ポート（41）が、上記圧縮機構（20）の軸方向への寸法よりも周方向への寸法の方が大きい形状であることを特徴としている。 According to a fourth invention, in the third invention, the suction port (41) has a shape in which a dimension in the circumferential direction is larger than a dimension in the axial direction of the compression mechanism (20). Yes.

上記第３，第４の発明では、圧縮機構（20）の軸方向への寸法よりも周方向への寸法の方が大きい形状のような非円形の吸入ポート（41）を採用することで吸入開口面積を広くして、その広い吸入開口から流体をシリンダ室（25）に供給できる。したがって、第１，第２の発明と同様の作用を簡単な構成で得ることができる。 In the third and fourth inventions described above, the non-circular suction port (41) having a shape in which the dimension in the circumferential direction is larger than the dimension in the axial direction of the compression mechanism (20) is adopted. The opening area can be increased and fluid can be supplied to the cylinder chamber (25) from the wide suction opening. Therefore, the same operation as in the first and second inventions can be obtained with a simple configuration.

本発明によれば、揺動ピストン（28）の回転角度（θ）よりもシールポイント角度（α）を大きくすれば広い範囲に吸入ポート（41）を設けられる点に着目し、吸入ポート（41）の周方向寸法を大きくできるようにしている。そして、従来の円形の揺動ピストン（28）のように上記回転角度（θ）とシールポイント角度（α）が同じ圧縮機構（20）では存在しなかった領域（シールポイント角度と揺動ピストンの回転角度の差（α−θ）に対応する領域）を含む広い吸入ポート領域（S）に吸入ポート（41）を設けるようにしている。 According to the present invention, focusing on the fact that the suction port (41) can be provided in a wide range by making the seal point angle (α) larger than the rotation angle (θ) of the swing piston (28), the suction port (41 ) In the circumferential direction can be increased. And, the region where the rotation angle (θ) and the seal point angle (α) did not exist in the same compression mechanism (20) as in the conventional circular swing piston (28) (the seal point angle and the swing piston The suction port (41) is provided in a wide suction port region (S) including a region corresponding to the rotation angle difference (α−θ).

従来の構成では、円形の揺動ピストン（28）で吸入ポート（41）の周方向寸法を大きくすると、シリンダ（19）の押しのけ容積が少なくなってピストン一回転当たりの冷媒循環量が少なくなったり無効動力区間が長くなったりすることや、逆流損失が大きくなることにより圧縮機の効率が低下するのに対して、本発明によれば、吸入ポート（41）の面積を大きくしても循環量が少なくなったり効率が低下するのを防止できる。 In the conventional configuration, when the circumferential dimension of the suction port (41) is increased by the circular oscillating piston (28), the displacement volume of the cylinder (19) is reduced, and the refrigerant circulation amount per one rotation of the piston is reduced. Whereas the ineffective power section becomes longer and the backflow loss increases, the efficiency of the compressor decreases. On the other hand, according to the present invention, the circulation amount is increased even if the area of the suction port (41) is increased. Can be reduced and efficiency can be prevented from decreasing.

上記第２の発明によれば、非円形でかつ圧縮機構（20）の動作中に常に一点に上記シールポイント（P）が形成される形状の揺動ピストン（28）を用いることにより、吸入ポート（41）を大きくすることが可能になり、その大きな吸入ポート（41）からシリンダ室（25）に流体を供給できるので、流体の循環量が少なくなったり効率が低下する問題を確実に防止することが可能になる。 According to the second aspect of the present invention, by using the swing piston (28) that is non-circular and has the shape in which the seal point (P) is always formed at one point during the operation of the compression mechanism (20), (41) can be increased, and fluid can be supplied from the large suction port (41) to the cylinder chamber (25), thus reliably preventing the problem of reduced fluid circulation and reduced efficiency. It becomes possible.

上記第３の発明によれば、吸入ポート（41）の形状を非円形にし、第４の発明によれば、吸入ポート（41）の形状を圧縮機構（20）の軸方向への寸法よりも周方向への寸法の方が大きい横長の形状にしたことにより、簡単な構成で第１，第２の発明と同様の効果を奏することが可能になる。また、横長形状の吸入ポート（41）を採用することにより、圧縮機構（20）を小容量化するためにシリンダ高さを抑える場合にも、従来のような問題を生じずに容易に対応することが可能になる。 According to the third aspect of the invention, the shape of the suction port (41) is non-circular, and according to the fourth aspect of the invention, the shape of the suction port (41) is more than the dimension in the axial direction of the compression mechanism (20). By adopting a horizontally long shape with a larger dimension in the circumferential direction, the same effects as those of the first and second inventions can be achieved with a simple configuration. In addition, by adopting the horizontally long suction port (41), even when the cylinder height is reduced in order to reduce the capacity of the compression mechanism (20), it can be easily handled without causing the conventional problems. It becomes possible.

図１は、本発明の実施形態に係る揺動ピストン式圧縮機の縦断面図である。FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a swinging piston compressor according to an embodiment of the present invention. 図２（Ａ）〜図２（Ｅ）は、それぞれ圧縮機構の動作状態を示す横断面図である。2 (A) to 2 (E) are cross-sectional views showing the operating state of the compression mechanism. 図３は、シリンダと揺動ピストンの間に形成されるシールポイントの位置を示す模式図であり、図３（Ａ）は比較例を示し、図３（Ｂ）が実施形態を示している。FIG. 3 is a schematic diagram showing the position of a seal point formed between the cylinder and the swing piston, FIG. 3 (A) shows a comparative example, and FIG. 3 (B) shows an embodiment. 図４（Ａ）〜図４（Ｃ）は、それぞれ吸入ポートの形状を示す図である。4 (A) to 4 (C) are diagrams each showing the shape of the suction port. 図５は、圧縮機構の変形例を示す断面図である。FIG. 5 is a cross-sectional view showing a modification of the compression mechanism. 図６は、従来の揺動ピストン式圧縮機の圧縮機構を示す模式図である。FIG. 6 is a schematic view showing a compression mechanism of a conventional swing piston type compressor.

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.

《発明の実施形態１》
本発明の実施形態１について説明する。 Embodiment 1 of the Invention
A first embodiment of the present invention will be described.

図１及び図２に示すように、本実施形態１に係る揺動ピストン式圧縮機（1）は、ケーシング（10）内に、圧縮機構（20）と電動機（30）とが収納され、全密閉型に構成されている。上記揺動ピストン式圧縮機（1）は、例えば、空気調和装置の冷媒回路中に設けられ、冷媒を吸入、圧縮して吐出するように構成されている。 As shown in FIGS. 1 and 2, the swinging piston compressor (1) according to the first embodiment includes a compression mechanism (20) and an electric motor (30) housed in a casing (10). It is configured as a sealed type. The oscillating piston compressor (1) is provided, for example, in a refrigerant circuit of an air conditioner, and is configured to suck, compress, and discharge the refrigerant.

ケーシング（10）は、円筒状の胴部（11）と、この胴部（11）の上下の端部にそれぞれ固定された鏡板（12，13）とによって構成されている。胴部（11）には、下方寄りの所定の位置に、この胴部（11）を貫通する吸入管（14）が設けられている。一方、上部の鏡板（12）には、ケーシング（10）の内外を連通する吐出管（15）と、図示しない外部電源に接続されて電動機（30）に電力を供給するターミナル（16）とが設けられている。 The casing (10) includes a cylindrical body (11) and end plates (12, 13) fixed to upper and lower ends of the body (11). The body (11) is provided with a suction pipe (14) penetrating through the body (11) at a predetermined position near the lower side. On the other hand, the upper end plate (12) has a discharge pipe (15) communicating with the inside and outside of the casing (10) and a terminal (16) connected to an external power source (not shown) for supplying electric power to the motor (30). Is provided.

圧縮機構（20）は、ケーシング（10）内の下部側に配置されている。圧縮機構（20）は、シリンダ（19）と、このシリンダ（19）のシリンダ室（25）の内部に収納された揺動ピストン（28）とを備えている。シリンダ（19）は、環状のシリンダ部（21）と、このシリンダ部（21）の上部開口を閉塞するフロントヘッド（22）と、シリンダ部（21）の下部開口を閉塞するリヤヘッド（23）とから構成されている。そして、シリンダ部（21）の内周面と、フロントヘッド（22）の下端面と、リヤヘッド（23）の上端面との間に、シリンダ室（25）が区画形成されている。 The compression mechanism (20) is disposed on the lower side in the casing (10). The compression mechanism (20) includes a cylinder (19) and a swing piston (28) housed in a cylinder chamber (25) of the cylinder (19). The cylinder (19) includes an annular cylinder part (21), a front head (22) that closes the upper opening of the cylinder part (21), and a rear head (23) that closes the lower opening of the cylinder part (21). It is composed of A cylinder chamber (25) is defined between the inner peripheral surface of the cylinder portion (21), the lower end surface of the front head (22), and the upper end surface of the rear head (23).

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）の上方でケーシング（10）の胴部（11）に固定されている。 The electric motor (30) includes a stator (31) and a rotor (32). The stator (31) is fixed to the body (11) of the casing (10) above the compression mechanism (20).

ロータ（32）には駆動軸（33）が連結されていて、ロータ（32）と共に駆動軸（33）が回転する。駆動軸（33）は、シリンダ室（25）を上下方向に貫通している。フロントヘッド（22）とリヤヘッド（23）には、駆動軸（33）を支持するための軸受部（22a，23a）がそれぞれ形成されている。 A drive shaft (33) is connected to the rotor (32), and the drive shaft (33) rotates together with the rotor (32). The drive shaft (33) penetrates the cylinder chamber (25) in the vertical direction. Bearing parts (22a, 23a) for supporting the drive shaft (33) are formed in the front head (22) and the rear head (23), respectively.

また、駆動軸（33）には、その軸方向に縦貫する給油路（図示省略）が設けられている。さらに、駆動軸（33）の下端部には、油ポンプ（36）が設けられている。そして、この油ポンプ（36）によって、ケーシング（10）内の底部に貯留されている潤滑油を、上記給油路内を流通させて圧縮機構（20）の摺動部へ供給するように構成されている。 In addition, the drive shaft (33) is provided with an oil supply passage (not shown) extending vertically in the axial direction. Furthermore, an oil pump (36) is provided at the lower end of the drive shaft (33). The oil pump (36) is configured to supply the lubricating oil stored in the bottom of the casing (10) to the sliding portion of the compression mechanism (20) through the oil supply passage. ing.

駆動軸（33）には、シリンダ室（25）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、駆動軸（33）よりも大径に形成され、駆動軸（33）の軸心から所定量偏心している。そして、偏心部（33a）には、圧縮機構（20）の揺動ピストン（28）が摺動自在に嵌め込まれている。 The drive shaft (33) is formed with an eccentric portion (33a) at a portion located in the cylinder chamber (25). The eccentric portion (33a) is formed with a larger diameter than the drive shaft (33), and is eccentric from the shaft center of the drive shaft (33) by a predetermined amount. The swinging piston (28) of the compression mechanism (20) is slidably fitted into the eccentric part (33a).

揺動ピストン（28）には、図２に示すように、環状の本体部（28a）と、本体部（28a）の外周面の１箇所から径方向外側に突出して延びる板状のブレード（28b）とが一体的に形成されている。揺動ピストン（28）の本体部（28a）とブレード（28b）とは、一体形成か、または別部材を一体的に固着することにより形成されている。本体部（28a）はシリンダ室（25）の内部で駆動軸（33）を中心として公転するように構成され、ブレード（28b）はシリンダ（19）に揺動可能に保持されている。 As shown in FIG. 2, the oscillating piston (28) has an annular main body (28a) and a plate-like blade (28b) that protrudes radially outward from one place on the outer peripheral surface of the main body (28a). ) Are integrally formed. The main body (28a) and the blade (28b) of the swing piston (28) are integrally formed or formed by integrally fixing separate members. The main body (28a) is configured to revolve around the drive shaft (33) inside the cylinder chamber (25), and the blade (28b) is held swingably on the cylinder (19).

上記シリンダ部（21）には、駆動軸（33）の軸方向と平行に断面円形状のブッシュ孔（21b）が貫通形成されている。ブッシュ孔（21b）は、シリンダ部（21）の内周面側に形成され、かつ一部分がシリンダ室（25）と連通するように形成されている。ブッシュ孔（21b）の内部には、断面が略半円形状の一対のブッシュ（51,52）が挿入されている。ブッシュ（51,52）は、シリンダ室（25）内の吐出側に配設される吐出側ブッシュ（51）と、シリンダ室（25）内の吸入側に配設される吸入側ブッシュ（52）とから構成されている。そして、揺動ピストン（28）のブレード（28b）は、これらのブッシュ（51,52）を介してシリンダ部（21）のブッシュ孔（21b）に挿入されている。 A bush hole (21b) having a circular cross section is formed through the cylinder portion (21) in parallel with the axial direction of the drive shaft (33). The bush hole (21b) is formed on the inner peripheral surface side of the cylinder portion (21), and a part thereof is formed to communicate with the cylinder chamber (25). A pair of bushes (51, 52) having a substantially semicircular cross section are inserted into the bush holes (21b). The bushes (51, 52) include a discharge side bush (51) disposed on the discharge side in the cylinder chamber (25) and a suction side bush (52) disposed on the suction side in the cylinder chamber (25). It consists of and. The blade (28b) of the swing piston (28) is inserted into the bush hole (21b) of the cylinder part (21) via these bushes (51, 52).

両ブッシュ（51,52）は、フラットな面同士が対向するように配置されている。そして、この両ブッシュ（51,52）の対向面の間のスペースがブレード溝（29）として形成されている。ブレード溝（29）には、揺動ピストン（28）のブレード（28b）が挿入されている。ブッシュ（51,52）は、ブレード溝（29）にブレード（28b）を挟んだ状態で、ブレード（28b）がその面方向にブレード溝（29）を進退するように構成されている。同時に、ブッシュ（51,52）は、ブレード（28b）と一体的にブッシュ孔（21b）の中で揺動するように構成されている。 Both bushes (51, 52) are arranged such that flat surfaces face each other. A space between the opposing surfaces of both bushes (51, 52) is formed as a blade groove (29). The blade (28b) of the swing piston (28) is inserted into the blade groove (29). The bushes (51, 52) are configured such that the blade (28b) advances and retreats the blade groove (29) in the surface direction with the blade (28b) sandwiched between the blade grooves (29). At the same time, the bushes (51, 52) are configured to swing in the bush hole (21b) integrally with the blade (28b).

駆動軸（33）が回転すると、揺動ピストン（28）は、ブレード（28）がブレード溝（29）内を進退しながらシリンダ側の一点（ブッシュ孔（21b）の中心）を中心として揺動し、本体部（28a）が駆動軸（33）を中心とする旋回軌道上を公転する。この動作により、揺動ピストン（28）の外周面とシリンダ部（21）の内周面との接触点が、図２において（Ａ）図から（Ｅ）図へ順に時計周り方向へ移動する。このとき、上記揺動ピストン（28）（本体部（28a））は駆動軸（33）の周りを公転するが、自転はしない。なお、図２（Ａ）〜（Ｅ）は、揺動ピストン（28）が上死点にあるときの駆動軸（33）の回転角度を０°として、駆動軸（33）の角度がそれぞれ２０°、４０°、７５°、１２０°、１７５°になったときの状態を示している。 When the drive shaft (33) rotates, the oscillating piston (28) oscillates around a point on the cylinder side (center of the bush hole (21b)) while the blade (28) advances and retracts in the blade groove (29). Then, the main body (28a) revolves on the orbit around the drive shaft (33). By this operation, the contact point between the outer peripheral surface of the swing piston (28) and the inner peripheral surface of the cylinder portion (21) moves in the clockwise direction in order from FIG. 2 (A) to FIG. At this time, the swing piston (28) (main body (28a)) revolves around the drive shaft (33) but does not rotate. 2A to 2E, the rotation angle of the drive shaft (33) when the swing piston (28) is at the top dead center is 0 °, and the angle of the drive shaft (33) is 20 °. It shows the state when the angle is 40 °, 75 °, 120 °, 175 °.

上記ブレード（28b）は、例えば図２（Ｅ）に示すように、シリンダ室（25）を吸入室（25a）と圧縮室（25b）に区画している。シリンダ部（21）には吸入ポート（41）が形成されている。この吸入ポート（41）は、シリンダ部（21）をその径方向に貫通しており、一端が吸入室（25a）に臨むように開口している。一方、吸入ポート（41）の他端には上記吸入管（14）の端部が接続されている。 The blade (28b) divides the cylinder chamber (25) into a suction chamber (25a) and a compression chamber (25b), for example, as shown in FIG. A suction port (41) is formed in the cylinder part (21). The suction port (41) passes through the cylinder portion (21) in the radial direction, and is open so that one end faces the suction chamber (25a). On the other hand, the end of the suction pipe (14) is connected to the other end of the suction port (41).

また、フロントヘッド（22）には吐出ポート（42）が形成されている。この吐出ポート（42）は、フロントヘッド（22）をその軸方向に貫通しており、一端が圧縮室（25b）に臨むように開口している。一方、吐出ポート（42）の他端は、該吐出ポート（42）を開閉する吐出弁（46）（図２（ａ）参照）を介してケーシング（10）内の吐出空間に連通している。 A discharge port (42) is formed in the front head (22). The discharge port (42) passes through the front head (22) in the axial direction, and is open so that one end faces the compression chamber (25b). On the other hand, the other end of the discharge port (42) communicates with the discharge space in the casing (10) via a discharge valve (46) (see FIG. 2A) that opens and closes the discharge port (42). .

上記圧縮機構（20）は、揺動ピストン（28）に設けられたブレード（28b）がシリンダ（19）に保持されて揺動しながら該揺動ピストン（28）がシリンダ室（25）内で公転するとともに、揺動ピストン（28）がブレード（28b）側の外周面でシリンダ（19）の内周面と実質的に接する上死点から下死点を経て再び上死点に戻る３６０°の回転を１サイクルとして、吸入行程と圧縮行程と吐出行程が行われるように構成されている。 In the compression mechanism (20), the blade (28b) provided on the swing piston (28) is held by the cylinder (19) and swings while the swing piston (28) is in the cylinder chamber (25). While revolving, the swing piston (28) returns from the top dead center where it substantially contacts the inner peripheral surface of the cylinder (19) on the outer peripheral surface on the blade (28b) side to return to the top dead center again through the bottom dead center. Is configured to perform the suction stroke, the compression stroke, and the discharge stroke.

図３は揺動ピストンの形状を示す模式図であり、図３（Ａ）が円形揺動ピストンの比較例、図３（Ｂ）が本実施形態の形状を示している。本実施形態の揺動ピストン（28）の外周面は、ブレード（28b）に対して吐出行程側に位置する第１領域（図３（Ｂ）の左側の部分）（28a(d)）がほぼ半円形状に形成されている。また、揺動ピストン（28）の外周面は、この第１領域（28a(d)）に対して、吸入行程側に位置する右側の第２領域（28a(s)）が径方向外側へ突出している。以上により、揺動ピストン（28）の外周面は非円形形状（いわゆる卵形）に形成されている。 3A and 3B are schematic views showing the shape of the swinging piston. FIG. 3A shows a comparative example of the circular swinging piston, and FIG. 3B shows the shape of this embodiment. The outer peripheral surface of the oscillating piston (28) of the present embodiment has a first region (a portion on the left side of FIG. 3B) (28a (d)) located on the discharge stroke side with respect to the blade (28b). It is formed in a semicircular shape. The outer peripheral surface of the oscillating piston (28) has a second region (28a (s)) on the right side located on the suction stroke side projecting radially outward from the first region (28a (d)). ing. As described above, the outer peripheral surface of the swing piston (28) is formed in a non-circular shape (so-called egg shape).

図３（Ａ）に示すように、揺動ピストン（28）が真円形状であると、駆動軸の回転角度θと、シールポイント角度αが等しくなる。シールポイント角度αは、シリンダ（19）の内周面と揺動ピストン（28）の外周面が実質的に接触してシリンダ室（25）を高圧側と低圧側に区画するシールポイント（P）の位置を示す角度であり、ピストンの上死点の位置を０°としたときに、上死点に対してなす角度を表すものとする。 As shown in FIG. 3A, when the swing piston (28) has a perfect circle shape, the rotation angle θ of the drive shaft and the seal point angle α are equal. The seal point angle α is a seal point (P) that substantially separates the inner peripheral surface of the cylinder (19) and the outer peripheral surface of the swing piston (28) to divide the cylinder chamber (25) into a high pressure side and a low pressure side. The angle formed with respect to the top dead center when the top dead center position of the piston is 0 °.

一方、図３（Ｂ）に示すように、本実施形態の揺動ピストン（28）では、ブレード（28b）に対して第２領域（28a(s))）を第１領域（28a(d)）よりも径方向外側へ突出させている。したがって、本実施形態の揺動ピストン（28）の外周面形状及びシリンダ室（25）の内周面形状は、吸入行程が開始する吸入閉じ切り位置付近で、揺動ピストン（28）（駆動軸（33））の回転角度θに対して上記シールポイント角度αが大きくなる。 On the other hand, as shown in FIG. 3B, in the swing piston (28) of the present embodiment, the second region (28a (s))) is changed from the first region (28a (d)) to the blade (28b). ) Protruding outward in the radial direction. Therefore, the outer peripheral surface shape of the swing piston (28) and the inner peripheral surface shape of the cylinder chamber (25) of the present embodiment are in the vicinity of the suction closed position where the suction stroke starts, and the swing piston (28) (drive shaft The seal point angle α is larger than the rotation angle θ of (33).

また、シリンダ室（25）の内周面形状は、該揺動ピストン（28）の揺動時における該揺動ピストン（28）の外周面の包絡線に基づいた形状に形成されている。つまり、シリンダ室（25）の内周面形状は、揺動ピストン（28）の動作中にシリンダ部材（21）と揺動ピストン（28）の間に常に一点にシールポイントが形成されるように構成されている。 Further, the shape of the inner peripheral surface of the cylinder chamber (25) is formed based on the envelope of the outer peripheral surface of the swing piston (28) when the swing piston (28) swings. In other words, the shape of the inner peripheral surface of the cylinder chamber (25) is such that a seal point is always formed at one point between the cylinder member (21) and the swing piston (28) during the operation of the swing piston (28). It is configured.

本実施形態では、上記吸入ポート（41）は、吸入開始時の上記シールポイント角度αから上死点までを含む吸入ポート領域（S）に設けられている。つまり、揺動ピストン式圧縮機では、吸入ポート（41）の閉じ切られた位置が吸入開始時のシールポイント位置であり、そのときの角度が、図３（Ａ）に示す円形の揺動ピストンを用いる構成であればα＝θになるのに対して、本実施形態では、図３（Ｂ）に示すように吸入開始時のシールポイント角度αが駆動軸の回転角度θよりも大きくなり、上死点とシールポイント位置（P）との間に形成される領域（S）が図３（Ａ）の場合よりも広くなる。本実施形態では、このシールポイント角度αに対応する従来よりも広い吸入ポート領域（S）に吸入ポート（41）を形成するようにしている。 In the present embodiment, the suction port (41) is provided in the suction port region (S) including the seal point angle α at the start of suction to the top dead center. That is, in the swing piston type compressor, the closed position of the suction port (41) is the seal point position at the start of suction, and the angle at that time is a circular swing piston shown in FIG. However, in this embodiment, the seal point angle α at the start of inhalation is larger than the rotation angle θ of the drive shaft, as shown in FIG. A region (S) formed between the top dead center and the seal point position (P) becomes wider than in the case of FIG. In the present embodiment, the suction port (41) is formed in the suction port region (S) wider than the conventional one corresponding to the seal point angle α.

上記吸入ポート（41）は、本実施形態では、上記吸入ポート領域（S）に広がる非円形のポートである。具体的には、図４に示すように、吸入ポート（41）は、上記圧縮機構（20）の軸方向への寸法よりも周方向への寸法の方が大きい形状であり、図４（Ａ）のように楕円形状、図４（Ｂ）のように長円形状、図４（Ｃ）のように複数の円形孔をオーバーラップさせた形状などを採用できる。なお、吸入ポートを複数の円形孔で構成する場合、必ずしも各円形孔をオーバーラップさせなくてもよい。 In the present embodiment, the suction port (41) is a non-circular port that extends into the suction port region (S). Specifically, as shown in FIG. 4, the suction port (41) has a shape in which the dimension in the circumferential direction is larger than the dimension in the axial direction of the compression mechanism (20). ), An oval shape as shown in FIG. 4B, and a shape in which a plurality of circular holes are overlapped as shown in FIG. 4C. When the suction port is constituted by a plurality of circular holes, the circular holes do not necessarily have to overlap each other.

−圧縮動作−
次に、この揺動ピストン式圧縮機（1）の運転動作について説明する。 −Compression operation−
Next, the operation of the swing piston type compressor (1) will be described.

電動機（30）を起動してロータ（32）が回転すると、該ロータ（32）の回転が駆動軸（33）を介して圧縮機構（20）の揺動ピストン（28）に伝達される。これによって、揺動ピストン（28）のブレード（28b）がブッシュ（51,52）に対して往復直線運動の摺動を行い、且つブッシュ（51,52）が上記ブッシュ孔（21b）内で往復回転運動を行うことで、揺動ピストン（28）はブレード（28b）がブッシュ孔（21b）を中心として揺動しながら、本体部（28a）がシリンダ室（25）内で駆動軸（33）を中心として公転し、圧縮機構（20）が所定の圧縮動作を行う。 When the electric motor (30) is activated and the rotor (32) rotates, the rotation of the rotor (32) is transmitted to the swing piston (28) of the compression mechanism (20) via the drive shaft (33). As a result, the blade (28b) of the swing piston (28) slides in a reciprocating linear motion with respect to the bush (51, 52), and the bush (51, 52) reciprocates within the bush hole (21b). By rotating, the swing piston (28) has the blade (28b) swinging around the bush hole (21b), while the body (28a) is driven in the cylinder chamber (25). And the compression mechanism (20) performs a predetermined compression operation.

具体的に、図２において、（Ｂ）図に示すように吸入口（41）のすぐ右側でシリンダ部（21）の内周面と揺動ピストン（28）の外周面とが一点で実質的に接触する状態から説明する。 Specifically, in FIG. 2, the inner peripheral surface of the cylinder portion (21) and the outer peripheral surface of the swing piston (28) are substantially at one point on the right side of the suction port (41) as shown in FIG. It will be described from the state in contact with

この状態でシリンダ室（25）の吸入室（25a）の容積が概ね最小となる。揺動ピストン（28）が図の右回りに公転すると、吸入室（25a）の容積が徐々に拡大し、該吸入室（25a）に低圧の冷媒ガスが吸入口（41）を介して吸入される。この吸入行程において、揺動ピストン（28）が下死点に達する前に吸入室（25a）の容積は圧縮室（25b）の容積よりも大きくなる。 In this state, the volume of the suction chamber (25a) of the cylinder chamber (25) is substantially minimized. When the swinging piston (28) revolves clockwise in the figure, the volume of the suction chamber (25a) gradually increases, and low-pressure refrigerant gas is sucked into the suction chamber (25a) through the suction port (41). The In this suction stroke, the volume of the suction chamber (25a) becomes larger than the volume of the compression chamber (25b) before the swing piston (28) reaches the bottom dead center.

そして、揺動ピストン（28）が公転を続け、吸入室（25a）の容積がさらに拡大しながらシリンダ部（21）の内周面と揺動ピストン（28）の外周面との接触位置が吸入口（41）にまで達すると、この吸入室（25a）は今度は冷媒が圧縮される圧縮室（25b）となり、ブレード（28b）を隔てて新たな吸入室（25a）が形成される。 Then, the swing piston (28) continues to revolve, and while the volume of the suction chamber (25a) further expands, the contact position between the inner peripheral surface of the cylinder part (21) and the outer peripheral surface of the swing piston (28) is sucked. When reaching the mouth (41), the suction chamber (25a) is now a compression chamber (25b) in which the refrigerant is compressed, and a new suction chamber (25a) is formed across the blade (28b).

また、上記揺動ピストン（28）がさらに公転すると、吸入室（25a）への冷媒の吸入が繰り返される一方、圧縮室（25b）の容積が減少していき、該圧縮室（25b）では冷媒が圧縮される。圧縮室（25b）の圧力が所定値となって圧縮機構（20）の外側空間との差圧が設定値に達すると、圧縮室（25b）の高圧冷媒によって吐出弁（46）が開き、高圧冷媒が圧縮室（25b）からケーシング（10）の内部に吐出される。 Further, when the swing piston (28) further revolves, the suction of the refrigerant into the suction chamber (25a) is repeated, while the volume of the compression chamber (25b) decreases, and the refrigerant in the compression chamber (25b) Is compressed. When the pressure in the compression chamber (25b) reaches a preset value and the differential pressure with the outer space of the compression mechanism (20) reaches a set value, the discharge valve (46) is opened by the high-pressure refrigerant in the compression chamber (25b), and the high pressure The refrigerant is discharged from the compression chamber (25b) into the casing (10).

そして、本実施形態では、揺動ピストン（28）の吸入側の部分（28a(s)）を吐出側の部分（28a(d)）よりも径方向外側へ突出した形状にしているので、駆動軸（33）の回転角度θよりもシールポイント角度αが大きくなる。そして、駆動軸（33）の回転角度θよりも大きなシールポイント角度αに対応する吸入ポート領域（S）に吸入ポート（41）を形成している。したがって、吸入ポート（41）を大きくすることができるため、大きな吸入ポートからシリンダ室（25）に冷媒が供給される。 In the present embodiment, the suction side portion (28a (s)) of the oscillating piston (28) protrudes radially outward from the discharge side portion (28a (d)). The seal point angle α is larger than the rotation angle θ of the shaft (33). The suction port (41) is formed in the suction port region (S) corresponding to the seal point angle α larger than the rotation angle θ of the drive shaft (33). Therefore, since the suction port (41) can be enlarged, the refrigerant is supplied from the large suction port to the cylinder chamber (25).

−実施形態１の効果−
本実施形態においては、揺動ピストン（28）の吸入側の部分（28a(s)）を吐出側の部分（28a(d)）よりも径方向外側へ突出した形状にすると駆動軸（33）の回転角度θよりもシールポイント角度αが大きくなることに着目し、吸入ポート（41）の周方向寸法を大きくできるようにしている。そして、従来の円形の揺動ピストンを用いる圧縮機構では存在しなかった領域（α−θに対応する領域）を含む広い吸入ポート領域（S）に吸入ポート（41）を設けるようにしている。 -Effect of Embodiment 1-
In this embodiment, when the suction side portion (28a (s)) of the oscillating piston (28) has a shape projecting radially outward from the discharge side portion (28a (d)), the drive shaft (33) Focusing on the fact that the seal point angle α is larger than the rotation angle θ, the circumferential dimension of the suction port (41) can be increased. The suction port (41) is provided in a wide suction port region (S) including a region (region corresponding to α-θ) that did not exist in the compression mechanism using the conventional circular oscillating piston.

従来の構成では、円形の揺動ピストン（28）で吸入ポート（41）の周方向寸法を大きくすると、シリンダ（19）の押しのけ容積が少なくなってピストン一回転当たりの冷媒循環量が少なくなったり無効動力区間が長くなることや、逆流損失に起因して圧縮機（1）の効率が低下するのに対して、本実施形態では、循環量が少なくなったり効率が低下する問題を防止することが可能になる。また、横長形状の吸入ポート（41）を採用することにより、圧縮機構（20）を小容量化するためにシリンダ高さを抑える場合にも容易に対応することができる。 In the conventional configuration, when the circumferential dimension of the suction port (41) is increased by the circular oscillating piston (28), the displacement volume of the cylinder (19) is reduced, and the refrigerant circulation amount per one rotation of the piston is reduced. In this embodiment, the efficiency of the compressor (1) decreases due to the length of the reactive power section and the backflow loss, but this embodiment prevents the problem that the circulation amount decreases or the efficiency decreases. Is possible. Further, by adopting the horizontally long suction port (41), it is possible to easily cope with the case where the cylinder height is suppressed in order to reduce the capacity of the compression mechanism (20).

《発明の実施形態２》
本発明の実施形態２について説明する。 << Embodiment 2 of the Invention >>
A second embodiment of the present invention will be described.

この実施形態２は、圧縮機構（20）の構成を実施形態１とは異なるようにした例である。 The second embodiment is an example in which the configuration of the compression mechanism (20) is different from that of the first embodiment.

この実施形態２では、図５に示すように、２つのシリンダ（19A,19B）が同心上に配置されている。各シリンダ（19A,19B）は、実施形態１と同様の非円形の揺動ピストン（28,28）を収納し、それに対応する形状のシリンダ室（25A,25B）を各シリンダ部材（19A,19B）が有している。 In the second embodiment, as shown in FIG. 5, two cylinders (19A, 19B) are arranged concentrically. Each cylinder (19A, 19B) accommodates the same non-circular oscillating piston (28, 28) as in the first embodiment, and the corresponding cylinder chamber (25A, 25B) is placed in each cylinder member (19A, 19B). ).

そして、この実施形態２では、各揺動ピストン（28,28）は、その吸入側（28a(s)）同士が、互いに１８０°位相のずれた位置となるように配置されている。つまり、２つの揺動ピストン（28,28）は、駆動軸（33）の回転中心に対して、吸入側（28a(s)）同士が常に１８０°の角度で相対する状態を保ちながら回転する。 In the second embodiment, the oscillating pistons (28, 28) are arranged such that their suction sides (28a (s)) are positioned 180 ° out of phase with each other. That is, the two oscillating pistons (28, 28) rotate while maintaining the state in which the suction sides (28a (s)) always face each other at an angle of 180 ° with respect to the rotation center of the drive shaft (33). .

この実施形態２においても、吸入ポート（41）は、図３（Ｂ）で説明したのと同様に、吸入開始時の上記シールポイント角度αから上死点までを含む吸入ポート領域（S）に設けられている。 Also in the second embodiment, the suction port (41) is in the suction port region (S) including the seal point angle α at the start of suction to the top dead center, as described in FIG. 3 (B). Is provided.

その他の部分の構成は上記各実施形態と同様である。 The configuration of the other parts is the same as in the above embodiments.

この実施形態２においては、各揺動ピストン（28,28）の吸入側（28a(s)）が駆動軸（33）の回転中心を挟んで対向する位置に配置されており、駆動軸（33）が回転しても、常にこの関係が維持される。したがって、駆動軸（33）の回転時のバランスが良好で、安定した動作を行うことが可能となる。 In the second embodiment, the suction side (28a (s)) of each oscillating piston (28, 28) is disposed at a position facing the rotation axis of the drive shaft (33), and the drive shaft (33 This relationship is always maintained even if) rotates. Therefore, it is possible to perform a stable operation with a good balance during rotation of the drive shaft (33).

そして、この実施形態においても、吸入ポート（41）を吸入開始時の上記シールポイント角度αから上死点までを含む吸入ポート領域（S）に設けるようにしているので、冷媒の循環量が少なくなったり効率が低下する問題を防止することが可能になる。 Also in this embodiment, since the suction port (41) is provided in the suction port region (S) including the seal point angle α at the start of suction to the top dead center, the circulation amount of the refrigerant is small. It becomes possible to prevent the problem that efficiency becomes low.

また、圧縮機構（20）をこの実施形態２のように多気筒化する場合ためにシリンダ高さを小さくする場合でも、この実施形態では吸入ポートを軸方向寸法よりも周方向寸法の方が大きな横長形状にしているので、シリンダ高さを小さくするのに容易に対応できる。 Even when the cylinder height is reduced in order to increase the number of cylinders of the compression mechanism (20) as in the second embodiment, in this embodiment, the suction port has a larger circumferential dimension than an axial dimension. Since it has a horizontally long shape, it can be easily adapted to reduce the cylinder height.

《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、揺動ピストン（28）の形状を、ブレード（28b）に対して吐出行程側に位置する第１領域（28a(d)）よりも吸入行程側に位置する第２領域（28a(s)）が突出した非円形形状（卵形）で、かつ圧縮機構（20）の動作中に常に一点に上記シールポイント（P）が形成される形状にしているが、揺動ピストン（28）の形状は、吸入開始時に揺動ピストン（28）の回転角度（θ）に対してシリンダ（19）と揺動ピストン（28）の間のシールポイント角度（P）が大きくなるとともに、揺動ピストン（28）の動作中にシリンダ（19）と揺動ピストン（28）の間に常に一点にシールポイント（P）が形成され、かつシリンダ室（25）の内周面形状が揺動ピストン（28）の揺動時における該揺動ピストン（28）の外周面の包絡線に基づいて形成されていれば、上記実施形態で図示した形状以外の形状を採用してもよい。 For example, in the above-described embodiment, the shape of the oscillating piston (28) is the second region located on the suction stroke side of the first region (28a (d)) located on the discharge stroke side with respect to the blade (28b). (28a (s)) is a non-circular shape (egg-shaped) projecting, and the seal point (P) is always formed at one point during the operation of the compression mechanism (20). The shape of (28) is such that the seal point angle (P) between the cylinder (19) and the swing piston (28) is larger than the rotation angle (θ) of the swing piston (28) at the start of suction, During operation of the oscillating piston (28), a seal point (P) is always formed between the cylinder (19) and the oscillating piston (28), and the shape of the inner peripheral surface of the cylinder chamber (25) oscillates. It is formed based on the envelope of the outer peripheral surface of the swing piston (28) when the piston (28) swings. If placed, it may take the shape other than the shape illustrated in the above embodiment.

また、上記実施形態では、吸入ポート（41）の形状を、圧縮機構（20）の軸方向寸法よりも周方向寸法の方が大きな横長の非円形形状にしているが、シリンダ高さを小さくする必要のない圧縮機構などでは、吸入ポート（41）の形状を円形にして、その軸方向寸法と周方向寸法を同じにしてもよい。 In the above-described embodiment, the shape of the suction port (41) is a horizontally long non-circular shape whose circumferential dimension is larger than the axial dimension of the compression mechanism (20), but the cylinder height is reduced. In a compression mechanism that is not necessary, the shape of the suction port (41) may be circular, and the axial dimension and the circumferential dimension thereof may be the same.

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、本発明は揺動ピストン式圧縮機について有用である。 As described above, the present invention is useful for an oscillating piston compressor.

1 揺動ピストン式圧縮機
19 シリンダ
20 圧縮機構
25 シリンダ室
28 揺動ピストン
28a 本体部
28a(d) 第１領域
28a(s) 第２領域
28b ブレード
41 吸入ポート
θ 回転角度
α シールポイント角度
Ｐシールポイント
Ｓ吸入ポート領域 1 Oscillating piston compressor
19 cylinders
20 Compression mechanism
25 Cylinder chamber
28 Swing piston
28a Body
28a (d) 1st region
28a (s) 2nd region
28b blade
41 Suction port θ Rotation angle α Seal point angle P Seal point S Suction port area

Claims

The swing piston (28) revolves in the cylinder chamber (25) and swings while the blade (28b) integrally provided on the swing piston (28) is held by the cylinder (19) and swings. The suction stroke, the compression stroke, and the discharge stroke are defined as one cycle of 360 ° rotation in which the piston (28) substantially contacts the cylinder (19) on the blade (28b) side and returns to the top dead center through the bottom dead center. A oscillating piston compressor equipped with a compression mechanism (20),
The outer peripheral surface shape of the oscillating piston (28) and the inner peripheral surface shape of the cylinder chamber (25) are the cylinder (19) and oscillating piston with respect to the rotation angle (θ) of the oscillating piston (28) near the start of suction. The seal point angle (α) of (28) is configured to be large, and the inner peripheral surface shape of the cylinder chamber (25) is the outer periphery of the swing piston (28) when the swing piston (28) swings. The seal point (P) is always formed at one point between the cylinder (19) and the swing piston (28) during the operation of the swing piston (28). And
The suction port (41) that opens to the cylinder chamber (25) is provided in a suction port region (S) that includes the seal point angle (α) at the start of suction to the top dead center. Swing piston type compressor.

In claim 1,
The oscillating piston (28) protrudes from the first region (28a (d)) located on the discharge stroke side relative to the blade (28b) in the second region (28a (s)) located on the suction stroke side. An oscillating piston compressor characterized by having a non-circular shape and a shape in which the sealing point (P) is always formed at one point during the operation of the oscillating piston (28).

In claim 1 or 2,
The oscillating piston compressor, wherein the suction port (41) is a non-circular suction port (41) extending in the suction port region (S).

In claim 3,
The oscillating piston compressor characterized in that the suction port (41) has a shape in which the dimension in the circumferential direction is larger than the dimension in the axial direction of the compression mechanism (20).