(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
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（21）に対して偏心してシリンダ室（C1，C2）に収納され、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、上記シリンダ室（C1，C2）に配置され、各シリンダ室（C1，C2）を高圧室（C1-Hp，C2-Hp）と低圧室（C1-Lp，C2-Lp）とに区画するブレード（23）とを有し、シリンダ（21）と環状ピストン（22）とが相対的に偏心回転運動をする圧縮機構（20）と、
該圧縮機構（20）を駆動する駆動機構（30）と、
該圧縮機構（20）を収納するケーシング（10）とを備え、
該圧縮機構（20）が、外側シリンダ室（C1）からガスを吐出する外側吐出口（45）と、内側シリンダ室（C2）からガスを吐出する内側吐出口（46）とを備えた回転式圧縮機であって、
ケーシング（10）にシリンダ（21）が固定される一方、駆動機構（30）に環状ピストン（22）が連結され、
環状ピストン（22）は、円環の一部分が分断されたＣ型形状に形成され、
ブレード（23）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（22）の分断箇所を挿通して延在するようにシリンダ（21）に設けられ、
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揺動ブッシュ（27）を備え、
駆動機構（30）は、電動機（30）と該電動機（30）に連結された駆動軸（33）とを備えるとともに、ケーシング（10）内に収納され、
上記駆動軸（33）は、回転中心から偏心した偏心部（33a）を備え、該偏心部（33a）に環状ピストン（22）が連結され、
環状ピストン（22）は、駆動軸（33）の偏心部（33a）に嵌合する軸受部（22a）と、軸受部（22a）の外周側で該軸受部（22a）と同心上に位置する環状ピストン本体部（22b）と、軸受部（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側鏡板（22c）とを備え、
シリンダ（21）は、軸受部（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部（21b）と、環状ピストン本体部（22b）の外周側で内側シリンダ部（21b）と同心上に位置する外側シリンダ部（21a）と、内側シリンダ部（21b）と外側シリンダ部（21a）とを圧縮機構（20）における軸方向の他端側で連接するシリンダ側鏡板（21c）とを備え、
シリンダ側鏡板（21c）とピストン側鏡板（22c）と外側シリンダ部（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、シリンダ側鏡板（21c）とピストン側鏡板（22c）と内側シリンダ部（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、
ケーシング（10）には、圧縮機構（20）の吸入側に連通する吸入管（14）と、圧縮機構（20）からケーシング（10）内に吐出された高圧ガスを流出させる吐出管（15）とが設けられ、
シリンダ側鏡板（21c）とピストン側鏡板（22c）と環状ピストン（22）の軸受部（22a）と内側シリンダ部（21b）との間に形成される空間が高圧空間であることを特徴とする回転式圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、回転式圧縮機に関し、特に、シリンダが有する環状のシリンダ室の内部に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が配置されるとともに、外側シリンダ室と内側シリンダ室を高圧室と低圧室とに区画するブレードを備え、シリンダと環状ピストンとが相対的に偏心回転運動をするように構成された圧縮機構を有する回転式圧縮機に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来より、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１６及び図１７（図１５のXVII−XVII断面図：ハッチング省略）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（図示せず）とが収納されている。
【０００３】
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（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部（124）と内側シリンダ部（125）とを備え、外側シリンダ部（124）と内側シリンダ部（125）の間に上記シリンダ室（C1，C2）が形成されている。
【０００４】
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）に円形のピストンベース（160）を介して連結され、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。
【０００５】
上記環状ピストン（122）は、外周面の１点が外側シリンダ部（124）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部（125）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（122）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。
【０００６】
上記環状ピストン（122）の外側には外側ブレード（123A）が配置され、内側には外側ブレード（123A）の延長線上に内側ブレード（123B）が配置されている。外側ブレード（123A）は環状ピストン（122）の径方向内側に向かって付勢され、内周端が該環状ピストン（122）の外周面に圧接している。また、内側ブレード（123B）は環状ピストン（122）の径方向外側に向かって付勢され、外周端が該環状ピストン（122）の内周面に圧接している。
【０００７】
外側ブレード（123A）は外側シリンダ室（C1）を２つに区画し、内側ブレード（123B）は内側シリンダ室（C2）を２つに区画している。具体的に、上記外側ブレード（123A）は外側シリンダ室（C1）を高圧室（C1-Hp）と低圧室（C1-Lp）とに区画し、内側ブレード（123B）は内側シリンダ室（C2）を高圧室（C2-Hp）と低圧室（C2-Lp）とに区画している。外側シリンダ部（124）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）が外側ブレード（123A）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）に連通させる吐出口（図示せず）が設けられている。
【０００８】
なお、この例では、環状ピストン（122）の自転を阻止しながら偏心回転運動（公転）のみを許容するため、自転阻止機構としてオルダム機構（161）が設けられている。
【０００９】
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）から吐出口を介してケーシング（110）内の高圧空間（S）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（S）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。
【００１０】
上記圧縮機は、ブレード（123A，123B）と環状ピストン（122）とが線接触をしているため、運転時に環状ピストン（122）が偏心回転運動をする際に接触部の受ける荷重が大きく、該接触部が摩耗したり、焼き付いたりするおそれがあった。また、このように部材同士が線接触をしているため、接触部のシール性が低い欠点もあった。このため、上記構成では、外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）のそれぞれで、高圧室（C1-Hp，C2-Hp）から低圧室（C1-Lp，C2-Lp）へ冷媒が漏れることで、圧縮効率が低下するおそれがあった。
【００１１】
そこで、本願出願人は、図１８及び図１９に示すような構造の圧縮機（200）を提案し、これを既に出願している（特願２００４−１５２６８８号）。図１８は圧縮機（200）の縦断面構造を示し、図１９（Ａ）〜図１９（Ｄ）は圧縮機構（220）の横断面構造を示している。この圧縮機構（220）では、環状ピストン（221）を円環の一部分が分断されたＣ型形状に形成するとともに、ブレード(223)を、シリンダ（221）が有する環状のシリンダ室（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(222)の分断箇所を挿通して延在するように形成し、環状ピストン（222）とブレード（223）とを揺動ブッシュ（227）により揺動自在に連結している。
【００１２】
環状ピストン（222）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）が形成されていて、外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）は、それぞれ、ブレード（223）により高圧室（C1-Hp，C2-Hp）と低圧室（C1-Lp，C2-Lp）に区画されている。シリンダ（221）には、外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）の高圧室（C1-Hp，C2-Hp）にそれぞれ連通する吐出口（245，246）と、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）に連通する吸入口（241）が設けられている。
【００１３】
図示の例では、外側シリンダ部（224）と内側シリンダ部（225）とからなるシリンダ（221）を駆動軸（233）の偏心部（233a）に連結して可動側（揺動側）とし、ケーシング（210）に固定されたハウジング（216）に環状ピストン（222）を一体的に形成して固定側としている。シリンダ（221）は、固定された環状ピストン（222）に対して、図１９（Ａ）〜（Ｄ）の順に揺動する。
【００１４】
この構成によれば、ブレード（223）と揺動ブッシュ（227）が面接触をするとともに環状ピストン（222）と揺動ブッシュ（227）も面接触をすることになって、線接触による接触部のシール不良が改善され、冷媒の漏れによる圧縮効率の低下を防止できる。
【特許文献１】特開平６−２８８３５８号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１５】
ところで、図１８及び図１９に示す圧縮機では、特に低速回転時において、外側シリンダ室（C1）の圧縮トルクは図１９（Ａ）に示す上死点付近でピークとなり、内側シリンダ室（C2）の圧縮トルクは図１９（Ｃ）に示す下死点付近でピークとなる。
【００１６】
ここで、外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）には容積差があるため、圧縮トルクのピーク値にも差がある。そのため、圧縮機構全体での圧縮トルクの推移としては、駆動軸が１８０°回転するごとに、外側シリンダ室（C1）のピーク値と内側シリンダ室（C2）のピーク値が現れることになる。その結果、圧縮トルクの脈動が生じ、圧縮機の振動や騒音の原因となる。
【００１７】
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、シリンダが有する環状のシリンダ室の内部に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が配置されるとともに、外側シリンダ室と内側シリンダ室を高圧室と低圧室とに区画するブレードが設けられて、シリンダと環状ピストンとが相対的に偏心回転運動をするように構成された圧縮機構を有する回転式圧縮機において、圧縮トルクの脈動を低減できるようにすることである。
【課題を解決するための手段】
【００１８】
本発明は、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（21）に対して偏心してシリンダ室（C1，C2）に収納され、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、上記シリンダ室（C1，C2）に配置され、各シリンダ室（C1，C2）を高圧室（C1-Hp，C2-Hp）と低圧室（C1-Lp，C2-Lp）とに区画するブレード（23）とを有し、シリンダ（21）と環状ピストン（22）とが相対的に偏心回転運動をする圧縮機構（20）と、該圧縮機構（20）を駆動する駆動機構（30）と、該圧縮機構（20）を収納するケーシング（10）とを備え、該圧縮機構（20）が、外側シリンダ室（C1）からガスを吐出する外側吐出口（45）と、内側シリンダ室（C2）からガスを吐出する内側吐出口（46）とを備えた回転式圧縮機を前提としている。
【００１９】
そして、この回転式圧縮機は、ケーシング（10）にシリンダ（21）が固定される一方、駆動機構（30）に環状ピストン（22）が連結され、環状ピストン（22）が、円環の一部分が分断されたＣ型形状に形成され、ブレード（23）が、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（22）の分断箇所を挿通して延在するようにシリンダ（21）に設けられ、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揺動ブッシュ（27）を備えている。
【００２０】
この発明では、シリンダ（21）を固定側とし、環状ピストン（22）を可動側とする方式が採用されていて、図１８及び図１９に構造を示した特願２００４−１５２６８８号の圧縮機が環状ピストン（22）を固定側とし、シリンダ（21）を可動側とする方式であるのとは逆になっている。ここで、前者（本願発明の構成）を可動ブッシュ方式と称し、後者（図１８及び図１９の構成）を固定ブッシュ方式と称して、これら可動ブッシュ方式と固定ブッシュ方式における圧縮トルクの脈動の発生原理について説明する。
【００２１】
図６は固定ブッシュ方式の圧縮機構（20）の動作状態を表す図であり、図６（Ａ）から図６（Ｈ）まで４５°間隔でシリンダ（21）が図の時計回り方向に変位している様子を表している。また、図３は可動ブッシュ方式の圧縮機構（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変位している様子を表している。
【００２２】
まず、トルク脈動が特に問題になる低速運転時は、圧縮比も小さいので吐出弁（47，48）が早く開き、そのときに吐出圧が最大になっている。固定ブッシュ方式では、外側シリンダ室（C1）の吐出弁（47）はほぼ図６（Ａ）の０°のタイミングで開き、内側シリンダ室（C2）の吐出弁（48）はほぼ図６（Ｅ）の１８０°のタイミングで開く。また、可動ブッシュ方式では、外側シリンダ室（C1）の吐出弁（47）はほぼ図３（Ｅ）の１８０°のタイミングで開き、内側シリンダ室（C2）の吐出弁（48）はほぼ図３（Ａ）の０°のタイミングで開く。
【００２３】
固定ブッシュ方式の外側シリンダ室（C1）について、吐出弁（47）の開くタイミングがちょうど図６（Ａ）の時点であると仮定して、その前後で駆動軸（33）がΔｔ時間に微小角度θだけ回転したときの容積変化について図７を参照して検討する。図７に示すように、回転角が（Ａ）０°−θ、（Ｂ）０°、（Ｃ）０°＋θに順に変化するときに、外壁（外側シリンダ部（21a））側のシールポイントを点Ａ１、点Ａ２、点Ａ３とし、内壁（環状ピストン本体部（22b））側のシールポイントを点Ｂ１、点Ｂ２、点Ｂ３とする。このとき、外壁の移動距離（点Ａ１から点Ａ２までの円弧長及び点Ａ２から点Ａ３までの円弧長）を角度で表すと、θに対してシリンダ（21）の揺動角度分だけ大きくなるため、θ＋αとなる。これに対して、内壁の移動距離（点Ｂ１から点Ｂ２までの円弧長及び点Ｂ２から点Ｂ３までの円弧長）を角度で表すと、シリンダ（21）の揺動角度は影響しないため、θとなる。
【００２４】
一方、可動ブッシュ方式の外側シリンダ室（C1）について、吐出弁（47）の開くタイミングがちょうど図３（Ｅ）の時点であると仮定して、その前後で駆動軸（33）がΔｔ時間に微小角度θだけ回転したときの容積変化について図８を参照して検討する。図８に示すように、回転角が（Ａ）１８０°−θ、（Ｂ）１８０°、（Ｃ）１８０°＋θに順に変化するときに、外壁（外側シリンダ部（21a））側のシールポイントを点Ａ１、点Ａ２、点Ａ３とし、内壁（環状ピストン本体部（22b））側のシールポイントを点Ｂ１、点Ｂ２、点Ｂ３とする。このとき、外壁の移動距離（点Ａ１から点Ａ２までの円弧長及び点Ａ２から点Ａ３までの円弧長）を角度で表すと、シリンダ（21）の揺動角度は影響しないため、θとなる。これに対して、内壁の移動距離（点Ｂ１から点Ｂ２までの円弧長及び点Ｂ２から点Ｂ３までの円弧長）を角度で表すと、シリンダ（21）の揺動角度分だけ小さくなるため、θ−αとなる。
【００２５】
以上のことから、固定ブッシュ方式では、図６（Ａ）に示す状態の前後において、外壁側のシールポイントが揺動角度α分だけ早く動くため、圧縮室（高圧室）の容積が変化する（小さくなる）のが早くなって圧縮トルクが大きくなるのに対して、可動ブッシュ方式では、図３（Ｅ）に示す状態の前後において、内壁側のシールポイントが揺動角度α分だけ遅く動くため、圧縮室の容積が変化する（小さくなる）のが遅くなって圧縮トルクが小さくなることが分かる。
【００２６】
次に、固定ブッシュ方式の内側シリンダ室（C2）について、吐出弁（48）の開くタイミングがちょうど図６（Ｅ）の時点であると仮定して、その前後で駆動軸（33）がΔｔ時間に微小角度θだけ回転したときの容積変化について図９を参照して検討する。図９に示すように、回転角が（Ａ）１８０°−θ、（Ｂ）１８０°、（Ｃ）１８０°＋θに順に変化するときに、外壁（環状ピストン本体部（22b））側のシールポイントを点Ａ１、点Ａ２、点Ａ３とし、内壁（内側シリンダ部（21b））側のシールポイントを点Ｂ１、点Ｂ２、点Ｂ３とする。このとき、外壁の移動距離（点Ａ１から点Ａ２までの円弧長及び点Ａ２から点Ａ３までの円弧長）を角度で表すと、シリンダ（21）の揺動角度は影響しないため、θとなる。これに対して、内壁の移動距離（点Ｂ１から点Ｂ２までの円弧長及び点Ｂ２から点Ｂ３までの円弧長）を角度で表すと、θに対してシリンダ（21）の揺動角度分だけ小さくなるため、θ−αとなる。
【００２７】
一方、可動ブッシュ方式の内側シリンダ室（C2）について、吐出弁（48）の開くタイミングがちょうど図３（Ａ）の時点であると仮定して、その前後で駆動軸（33）がΔｔ時間に微小角度θだけ回転したときの容積変化について図１０を参照して検討する。図１０に示すように、回転角が（Ａ）０°−θ、（Ｂ）０°、（Ｃ）０°＋θに順に変化するときに、外壁（環状ピストン本体部（22b））側のシールポイントを点Ａ１、点Ａ２、点Ａ３とし、内壁（内側シリンダ部（21b））側のシールポイントを点Ｂ１、点Ｂ２、点Ｂ３とする。このとき、外壁の移動距離（点Ａ１から点Ａ２までの円弧長及び点Ａ２から点Ａ３までの円弧長）を角度で表すと、θに対してシリンダ（21）の揺動角度分だけ大きくなるため、θ＋αとなる。これに対して、内壁の移動距離（点Ｂ１から点Ｂ２までの円弧長及び点Ｂ２から点Ｂ３までの円弧長）を角度で表すと、シリンダ（21）の揺動角度は影響しないため、θとなる。
【００２８】
以上のことから、固定ブッシュ方式では、図６（Ｅ）に示す状態の前後において、内壁側のシールポイントが揺動角度α分だけ遅く動くため、圧縮室の容積が変化する（小さくなる）のが遅くなって圧縮トルクが小さくなるのに対して、可動ブッシュ方式では、図３（Ａ）に示す状態の前後において、外壁側のシールポイントが揺動角度α分だけ速く動くため、圧縮室の容積が変化する（小さくなる）のが速くなって圧縮トルクが大きくなる。
【００２９】
固定ブッシュ方式での容積変化の様子を表しているのが図１１及び図１２のグラフである。実際には外側シリンダ室（C1）（外圧縮室）と内側シリンダ室（C2）（内圧縮室）の容積変化率を表す線図は１８０°位相がずれることになるが、これらの図では、外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）の容積変化率を比較しやすくするため、線図の位相を合わせた状態で表している。図１１及び図１２に示すように、外側シリンダ室（C1）は内側シリンダ室（C2）に比べて容積変化率の傾きが１８０°近辺で大きくなっており、容積変化が早いことが分かる。
【００３０】
したがって、固定ブッシュ方式では、シリンダ容積の大きな外側シリンダ室（C1）の圧縮トルクが大きくなるのに対して、シリンダ容積の小さな内側シリンダ室（C2）の圧縮トルクが小さくなるため、トルク脈動（最大トルクと最小トルクの差）が大きくなる。
【００３１】
一方、可動ブッシュ方式での容積変化の様子を表しているのが図１３及び図１４のグラフである。この場合も実際には外側シリンダ室（C1）（外圧縮室）と内側シリンダ室（C2）（内圧縮室）の容積変化率を表す線図は１８０°だけ位相がずれることになるが、これらの図では、外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）の容積変化率を比較しやすくするため、線図の位相を合わせた状態で表している。図１３及び図１４に示すように、外側シリンダ室（C1）は内側シリンダ室（C2）に比べて容積変化率の傾きが１８０°近辺で小さくなっており、容積変化が遅いことが分かる。
【００３２】
したがって、可動ブッシュ方式では、シリンダ容積の大きな外側シリンダ室（C1）の圧縮トルクが小さくなるのに対して、シリンダ容積の小さな内側シリンダ室（C2）の圧縮トルクが大きくなるため、トルク脈動が小さくなる。
【００３３】
固定ブッシュ方式と可動ブッシュ方式のトルク脈動を比較した例を図１５のグラフに表している。トルク脈動の小さな可動ブッシュ方式では、固定ブッシュ方式に比べて、最大トルクが小さくなる一方で最低トルクが大きくなっている。図の例では、固定ブッシュ方式の圧縮トルクの変動幅（トルク脈動の大きさ）がＢで表されている値であるのに対して、可動ブッシュ方式の圧縮トルクの変動幅はＢよりも小さな値Ａとなっている。
【００３４】
また、本発明は、駆動機構（30）が、電動機（30）と該電動機（30）に連結された駆動軸（33）とを備えるとともに、ケーシング（10）内に収納され、上記駆動軸（33）が、回転中心から偏心した偏心部（33a）を備え、該偏心部（33a）に環状ピストン（22）が連結されている。
【００３５】
この発明では、駆動機構（30）が内蔵された構成の回転式圧縮機において、駆動軸（33）の偏心部（33a）に連結された環状ピストン（22）がシリンダ室（C1，C2）内で偏心回転運動をする。この構成においても、シリンダ（21）が固定側で環状ピストン（22）が可動側の可動ブッシュ方式が採用されているので、固定ブッシュ方式に比べて圧縮トルクの脈動を小さくできる。
【００３６】
本発明は、環状ピストン（22）が、駆動軸（33）の偏心部（33a）に嵌合する軸受部（22a）と、軸受部（22a）の外周側で該軸受部（22a）と同心上に位置する環状ピストン本体部（22b）と、軸受部（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側鏡板（22c）とを備え、シリンダ（21）が、軸受部（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部（21b）と、環状ピストン本体部（22b）の外周側で内側シリンダ部（21b）と同心上に位置する内側シリンダ部（21b）と、内側シリンダ部（21b）と外側シリンダ部（21a）とを圧縮機構（20）における軸方向の他端側で連接するシリンダ側鏡板（21c）とを備え、シリンダ側鏡板（21c）とピストン側鏡板（22c）と内側シリンダ部（21b）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、シリンダ側鏡板（21c）とピストン側鏡板（22c）と内側シリンダ部（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。
【００３７】
この発明では、駆動軸（33）の偏心部（33a）に嵌合する軸受部（22a）の外周に環状ピストン本体部（22b）が位置し、この環状ピストン本体部（22b）がシリンダ（21）の外側シリンダ部（21a）と内側シリンダ部（21b）の間で偏心回転運動をする。そして、外側シリンダ室（C1）の容積と内側シリンダ室（C2）の容積とが変化することにより、圧縮機構（20）におけるガスの吸入、圧縮、吐出が行われる。ガスを圧縮すると、シリンダ室（C1，C2）内ではガスの反力による横方向荷重が生じる。その際、例えば軸受部（22a）と環状ピストン本体部（22b）の軸方向の位置がずれている場合には、シリンダ室（C1，C2）におけるガスの圧縮に伴う横方向荷重により環状ピストン（22）を傾けようとする力（転覆モーメント）が生じるが、本発明では軸受部（22a）の周囲に環状ピストン本体部（22b）が位置しているため、転覆モーメントの発生を抑えられる。
【００３８】
また、本発明は、ケーシング（10）には、圧縮機構（20）の吸入側に連通する吸入管（14）と、圧縮機構（20）からケーシング（10）内に吐出された高圧ガスを流出させる吐出管（15）とが設けられ、シリンダ側鏡板（21c）とピストン側鏡板（22c）と環状ピストン（22）の軸受部（22a）と内側シリンダ部（21b）との間に形成される空間が高圧空間であることを特徴としている。
【００３９】
この発明では、ケーシング（10）内が高圧空間であり、圧縮機構（20）や軸受部（22a）の摺動箇所を潤滑する潤滑油も高圧となる。高圧の潤滑油を環状ピストン（22）の軸受部（22a）に給油すると、シリンダ側鏡板（21c）とピストン側鏡板（22c）と環状ピストン（22）の軸受部（22a）と内側シリンダ部（21b）との間に形成される空間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うが、本発明では上記空間が高圧空間であるため、潤滑油がその空間にどんどん流れ込んでしまうのを抑制できる。
【発明の効果】
【００４０】
本発明によれば、シリンダ（21）が有する環状のシリンダ室（C1，C2）の内部に該シリンダ室（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）が配置されるとともに、外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）を高圧室（C1-Hp，C2-Hp）と低圧室（C1-Lp，C2-Lp）とに区画するブレード（23）を備え、シリンダ（21）と環状ピストン（22）とが相対的に偏心回転運動をするように構成された圧縮機構（20）を有し、圧縮機構（20）に、外側シリンダ室（C1）からガスを吐出する外側吐出口（45）と、内側シリンダ室（C2）からガスを吐出する内側吐出口（46）とが設けられた回転式圧縮機において、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揺動ブッシュ（27）を設けるとともに、シリンダ（21）を固定側に、環状ピストン（22）を可動側にした可動ブッシュ方式を採用している。
【００４１】
そして、固定ブッシュ方式では、シリンダ（21）容積の大きな外側シリンダ室（C1）の圧縮トルクが大きくなるのに対して、シリンダ（21）容積の小さな内側シリンダ室（C2）の圧縮トルクが小さくなるため、トルク脈動が大きくなるが、本発明の可動ブッシュ方式では、シリンダ（21）容積の大きな外側シリンダ室（C1）の圧縮トルクが小さくなるのに対して、シリンダ（21）容積の小さな内側シリンダ室（C2）の圧縮トルクが大きくなるため、トルク脈動を小さくすることができる。
【００４２】
また、例えば環状ピストン（22）とブレード（23）との間に揺動ブッシュ（27）を用いない方式を考えると、この方式では環状ピストン（22）を薄くできるため、外側シリンダ室と内側シリンダ室の容積差を小さくして、シリンダ（21）が固定の方式でもトルク脈動を抑える設計が可能になるが、揺動ブッシュ（27）を用いる場合は環状ピストン（22）が厚くなって外側シリンダ室と内側シリンダ室の容積差が大きくなるため、本発明の可動ブッシュ方式を採用することがトルク脈動を抑えることに関して極めて有効である。
【００４３】
また、本発明によれば、駆動機構（30）が内蔵された構成の回転式圧縮機において、駆動軸（33）の偏心部（33a）に連結された環状ピストン（22）がシリンダ室（C1，C2）内で偏心回転運動をする。つまり、この発明においても、シリンダ（21）が固定側で環状ピストン（22）が可動側の可動ブッシュ方式が採用されているので、固定ブッシュ方式に比べて圧縮トルクの脈動を小さくできる。
【００４４】
また、本発明によれば、軸受部（22a）と環状ピストン本体部（22b）の軸方向の位置がずれている場合には、シリンダ室（C1，C2）におけるガスの圧縮に伴う横方向荷重により環状ピストン（22）を傾けようとする力（転覆モーメント）が生じるのに対して、軸受部（22a）の周囲に環状ピストン本体部（22b）が位置するようにしているため、シリンダ室（C1，C2）内でのガスの圧縮の反力（横方向荷重）に起因する転覆モーメントの発生を防止できる。
【００４５】
また、ケーシング（10）内の高圧の潤滑油を環状ピストン（22）の軸受部（22a）に給油すると、シリンダ側鏡板（21c）とピストン側鏡板（22c）と環状ピストン（22）の軸受部（22a）と内側シリンダ部（21b）との間に形成される空間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、他の摺動箇所での潤滑不良が生じるおそれがあるが、本発明によれば、上記空間を高圧空間にしているので、潤滑油がその空間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。
【発明を実施するための最良の形態】
【００４６】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。
【００４７】
−実施形態（可動ブッシュ方式）−
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（30）の動作状態図である。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（偏心回転形ピストン機構）（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。
【００４８】
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。
【００４９】
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）を第１室である高圧室（圧縮室）（C1-Hp，C2-Hp）と第２室である低圧室（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。以下の説明において、本実施形態のように環状ピストン（22）が可動側になる方式を可動ブッシュ方式と称し、逆に図１８、図１９（特願２００４−１５２６８８号）のように環状ピストンが固定側になる方式を固定ブッシュ方式と称する。
【００５０】
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。
【００５１】
上記駆動軸（33）には、該駆動軸（33）の内部を軸方向にのびる給油路（図示省略）が設けられている。また、駆動軸（33）の下端部には、給油ポンプ（34）が設けられている。そして、上記給油路は、該給油ポンプ（34）から上方へのびている。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。
【００５２】
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。
【００５３】
上記環状ピストン（22）は、振動低減のために軽量のアルミ素材で一体的に形成した部材であって、駆動軸（33）の偏心部（33a）に摺動自在に嵌合する軸受部（22a）と、軸受部（22a）の外周側で該軸受部（22a）と同心上に位置する環状ピストン本体部（22b）と、軸受部（22a）と環状ピストン本体部（22b）とを図の下端側（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側鏡板（22c）とを備え、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。
【００５４】
上記シリンダ（21）は、軸受部（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部（21b）と、環状ピストン本体部（22b）の外周側で内側シリンダ部（21b）と同心上に位置する外側シリンダ部（21a）と、内側シリンダ部（21b）と外側シリンダ部（21a）とを図の上端側（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側鏡板（21c）とを備えている。
【００５５】
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。
【００５６】
上記圧縮機構（20）は、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（内側シリンダ部（21b）の外周面）から外周側の壁面（外側シリンダ部（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、外側シリンダ部（21a）及び内側シリンダ部（21b）に固定されている。なお、ブレード（23）は、外側シリンダ部（21a）及び内側シリンダ部（21b）と一体的に形成してもよいし、別部材を両シリンダ部（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部（21a，21b）に固定した例である。
【００５７】
外側シリンダ部（21a）の内周面と内側シリンダ部（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部（21a）の内周面よりも小径で、内周面が内側シリンダ部（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部（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部（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。
【００５８】
具体的には、シリンダ側鏡板（21c）とピストン側鏡板（22c）と外側シリンダ部（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、シリンダ側鏡板（21c）とピストン側鏡板（22c）と内側シリンダ部（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、シリンダ側鏡板（21c）とピストン側鏡板（22c）と環状ピストン（22）の軸受部（22a）と内側シリンダ部（21b）との間には、内側シリンダ部（21b）の内周側で軸受部（22a）の偏心回転動作を許容するための動作空間（25）が形成されている。この動作空間（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。
【００５９】
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部（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部（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。
【００６０】
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。
【００６１】
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）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。
【００６２】
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。
【００６３】
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は可動ブッシュ方式の圧縮機構（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。
【００６４】
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。
【００６５】
フロントヘッド（16）には外側吐出口（45）と内側吐出口（46）が形成されている。これらの吐出口（45，46）は、それぞれ、フロントヘッド（16）のシリンダ側鏡板（21c）をその軸方向に貫通している。外側吐出口（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、内側吐出口（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、これらの吐出口（45，46）の上端は、該吐出口（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。
【００６６】
この吐出空間（49）は、フロントヘッド（16）とカバー部材（18）との間に形成されている。上記カバー部材（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、カバー部材（18）と軸受部（16a）との間の吐出開口（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。
【００６７】
一方、上記ピストン側鏡板（22c）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、ピストン側鏡板（22c）の環状溝（22d）に装填され、リヤヘッド（17）に圧接している。そして、環状ピストン本体部（22b）の上端面とシリンダ側鏡板（21c）の下面との間の軸方向隙間、及び外側シリンダ部（21a）及び内側シリンダ部（21b）の下端面とピストン側鏡板（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を構成している。
【００６８】
−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。
【００６９】
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。その際、揺動ブッシュ（27A，27B）は、環状ピストン（22）及びブレード（23）に対して実質的に面接触をする。そして、環状ピストン（22）が外側シリンダ部（21a）及び内側シリンダ部（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。
【００７０】
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。
【００７１】
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。
【００７２】
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。
【００７３】
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。
【００７４】
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。
【００７５】
−比較例（固定ブッシュ方式）−
図４〜図６に示す比較例の圧縮機について簡単に説明する。
【００７６】
この比較例の圧縮機の圧縮機構は、図１〜図３の例が環状ピストン（22）を可動側にした可動ブッシュ方式であるのに対して、環状ピストン（22）を固定側にした固定ブッシュ方式である。以下、主に図１〜図３の例と構成が相違する点を説明する。
【００７７】
圧縮機構（20）は、図１〜図３の例と同様に、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、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、シリンダ室（C1，C2）を第１室である高圧室（圧縮室）（C1-Hp，C2-Hp）と第２室である低圧室（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。シリンダ（21）は、環状ピストン（22）に対して偏心回転運動をするように構成されている。つまり、この例では、シリンダ室（C1，C2）を有するシリンダ（21）が可動側で、シリンダ室（C1，C2）内に配置される環状ピストン（22）が固定側になっている。
【００７８】
上記シリンダ（21）は、外側シリンダ部（21a）及び内側シリンダ部（21b）を備えている。外側シリンダ部（21a）と内側シリンダ部（21b）は、下端部がシリンダ側鏡板（21c）で連結されることにより一体化されている。そして、駆動軸（33）の偏心部（33a）に、上記内側シリンダ部（21b）が摺動自在に嵌め込まれている。これに対して、上記環状ピストン（22）はフロントヘッド（16）により構成され、環状ピストン本体部（22b）が上端部でピストン側鏡板（22c）と一体的に形成された構造になっている。
【００７９】
シリンダ側鏡板（21c）とピストン側鏡板（22c）と外側シリンダ部（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、シリンダ側鏡板（21c）とピストン側鏡板（22c）と内側シリンダ部（21b）と環状ピストン本体部（22b）との間に内側シリンダ室（C2）が形成されている点は図１〜図３の例と同様である。一方、この例では、リヤヘッド（17）に、外側シリンダ部（21a）の偏心回転動作を許容するための動作空間（26）が形成されている。この動作空間（26）は、吸入管（14）に連通した低圧空間であり、外側シリンダ部（21a）と内側シリンダ部（21b）にはこの低圧の動作空間（26）から低圧ガスを吸入するための貫通孔（44a，44b）が形成されている。
【００８０】
この比較例では、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）がその面方向にブレード溝（28）内を進退するように構成されている。また、揺動ブッシュ（27A，27B）は、環状ピストン（22）に対してブレード（23）が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ブレード（23）が環状ピストン（22）に対して揺動可能となり、かつ上記ブレード（23）が環状ピストン（22）に対して該ブレード（23）の面方向へ進退可能となるように構成されている。
【００８１】
以上の構成において、駆動軸（33）が回転すると、外側シリンダ部（21a）及び内側シリンダ部（21b）は、ブレード（23）がブレード溝（28）内を進退しながら、揺動ブッシュ（27）の中心点を揺動中心として揺動する。この揺動動作により、環状ピストン（22）とシリンダ（21）との接触点が図６において（Ａ）図から（Ｈ）図へ順に移動する。なお、図６は固定ブッシュ方式の圧縮機構（20）の動作状態を表す図であり、図６（Ａ）から図６（Ｈ）まで４５°間隔でシリンダ（21）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、上記外側シリンダ部（21a）及び内側シリンダ部（21b）は駆動軸（33）の周りを揺動しながら公転するが、自転はしない。
【００８２】
上記シリンダ側鏡板（21c）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、シリンダ側鏡板（21c）の環状溝（21d）に装填され、リヤヘッド（17）に圧接している。そして、外側シリンダ部（21a）及び内側シリンダ部（21b）の上端面とピストン側鏡板（22c）の下面との間の軸方向隙間、及び環状ピストン（22b）の下端面とシリンダ側鏡板（21c）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を構成している。
【００８３】
その他の構成は、図１〜図３の例と同様であるため、説明を省略する。
【００８４】
圧縮機構（20）が動作をする際、外側シリンダ室（C1）では、図６（Ｆ）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６（Ｇ）〜図６（Ｅ）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）、動作空間（26）、及び貫通孔（44a）を通って該低圧室（C1-Lp）に吸入される。
【００８５】
駆動軸（33）が一回転して再び図６（Ｆ）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。
【００８６】
内側シリンダ室（C2）では、図６（Ｂ）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６（Ｃ）〜図６（Ａ）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）、動作空間（26）、貫通孔（44a）、外側シリンダ室（C1）の低圧室（C1-Lp）、及び貫通孔（44b）を通って該低圧室（C2-Lp）に吸入される。
【００８７】
駆動軸（33）が一回転して再び図６（Ｂ）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。
【００８８】
外側シリンダ室（C1）ではほぼ図６（Ａ）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６（Ｅ）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。
【００８９】
−圧縮トルク脈動の説明−
まず、トルク脈動が特に問題になる低速運転時は、圧縮比も小さいので吐出弁（47，48）が早く開き、そのときに吐出圧が最大になっている。固定ブッシュ方式では、外側シリンダ室（C1）の吐出弁（47）はほぼ図６（Ａ）の０°のタイミングで開き、内側シリンダ室（C2）の吐出弁（48）はほぼ図６（Ｅ）の１８０°のタイミングで開く。また、可動ブッシュ方式では、外側シリンダ室（C1）の吐出弁（47）はほぼ図３（Ｅ）の１８０°のタイミングで開き、内側シリンダ室（C2）の吐出弁（48）はほぼ図３（Ａ）の０°のタイミングで開く。
【００９０】
固定ブッシュ方式の外側シリンダ室（C1）について、吐出弁（47）の開くタイミングがちょうど図６（Ａ）の時点であると仮定して、その前後で駆動軸（33）がΔｔ時間に微小角度θだけ回転したときの容積変化について図７を参照して検討する。図７に示すように、回転角が（Ａ）０°−θ、（Ｂ）０°、（Ｃ）０°＋θに順に変化するときに、外壁（外側シリンダ部（21a））側のシールポイントを点Ａ１、点Ａ２、点Ａ３とし、内壁（環状ピストン本体部（22b））側のシールポイントを点Ｂ１、点Ｂ２、点Ｂ３とする。このとき、外壁の移動距離（点Ａ１から点Ａ２までの円弧長及び点Ａ２から点Ａ３までの円弧長）を角度で表すと、θに対してシリンダ（21）の揺動角度分だけ大きくなるため、θ＋αとなる。これに対して、内壁の移動距離（点Ｂ１から点Ｂ２までの円弧長及び点Ｂ２から点Ｂ３までの円弧長）を角度で表すと、シリンダ（21）の揺動角度は影響しないためθとなる。
【００９１】
一方、可動ブッシュ方式の外側シリンダ室（C1）について、吐出弁（47）の開くタイミングがちょうど図３（Ｅ）の時点であると仮定して、その前後で駆動軸（33）がΔｔ時間に微小角度θだけ回転したときの容積変化について図８を参照して検討する。図８に示すように、回転角が（Ａ）１８０°−θ、（Ｂ）１８０°、（Ｃ）１８０°＋θに順に変化するときに、外壁（外側シリンダ部（21a））側のシールポイントを点Ａ１、点Ａ２、点Ａ３とし、内壁（環状ピストン本体部（22b））側のシールポイントを点Ｂ１、点Ｂ２、点Ｂ３とする。このとき、外壁の移動距離（点Ａ１から点Ａ２までの円弧長及び点Ａ２から点Ａ３までの円弧長）を角度で表すと、シリンダ（21）の揺動角度は影響しないため、θとなる。これに対して、内壁の移動距離（点Ｂ１から点Ｂ２までの円弧長及び点Ｂ２から点Ｂ３までの円弧長）を角度で表すと、θに対してシリンダ（21）の揺動角度分だけ小さくなるため、θ−αとなる。
【００９２】
以上のことから、固定ブッシュ方式では、図６（Ａ）に示す状態の前後において、外壁側のシールポイントが揺動角度α分だけ早く動くため、圧縮室の容積が変化する（小さくなる）のが早くなって圧縮トルクが大きくなるのに対して、可動ブッシュ方式では、図３（Ｅ）に示す状態の前後において、内壁側のシールポイントが揺動角度α分だけ遅く動くため、圧縮室の容積が変化する（小さくなる）のが遅くなって圧縮トルクが小さくなることが分かる。
【００９３】
次に、固定ブッシュ方式の内側シリンダ室（C2）について、吐出弁（48）の開くタイミングがちょうど図６（Ｅ）の時点であると仮定して、その前後で駆動軸（33）がΔｔ時間に微小角度θだけ回転したときの容積変化について図９を参照して検討する。図９に示すように、回転角が（Ａ）１８０°−θ、（Ｂ）１８０°、（Ｃ）１８０°＋θに順に変化するときに、外壁（環状ピストン本体部（22b））側のシールポイントを点Ａ１、点Ａ２、点Ａ３とし、内壁（内側シリンダ部（21b））側のシールポイントを点Ｂ１、点Ｂ２、点Ｂ３とする。このとき、外壁の移動距離（点Ａ１から点Ａ２までの円弧長及び点Ａ２から点Ａ３までの円弧長）を角度で表すと、シリンダ（21）の揺動角度は影響しないため、θとなる。これに対して、内壁の移動距離（点Ｂ１から点Ｂ２までの円弧長及び点Ｂ２から点Ｂ３までの円弧長）を角度で表すと、θに対してシリンダ（21）の揺動角度分だけ小さくなるため、θ−αとなる。
【００９４】
一方、可動ブッシュ方式の内側シリンダ室（C2）について、吐出弁（48）の開くタイミングがちょうど図３（Ａ）の時点であると仮定して、その前後で駆動軸（33）がΔｔ時間に微小角度θだけ回転したときの容積変化について図１０を参照して検討する。図１０に示すように、回転角が（Ａ）０°−θ、（Ｂ）０°、（Ｃ）０°＋θに順に変化するときに、外壁（環状ピストン本体部（22b））側のシールポイントを点Ａ１、点Ａ２、点Ａ３とし、内壁（内側シリンダ部（21b））側のシールポイントを点Ｂ１、点Ｂ２、点Ｂ３とする。このとき、外壁の移動距離（点Ａ１から点Ａ２までの円弧長及び点Ａ２から点Ａ３までの円弧長）を角度で表すと、θに対してシリンダ（21）の揺動角度分だけ大きくなるため、θ＋αとなる。これに対して、内壁の移動距離（点Ｂ１から点Ｂ２までの円弧長及び点Ｂ２から点Ｂ３までの円弧長）を角度で表すと、シリンダ（21）の揺動角度は影響しないため、θとなる。
【００９５】
以上のことから、固定ブッシュ方式では、図６（Ｅ）に示す状態の前後において、内壁側のシールポイントが揺動角度α分だけ遅く動くため、圧縮室の容積が変化する（小さくなる）のが遅くなって圧縮トルクが小さくなるのに対して、可動ブッシュ方式では、図３（Ａ）に示す状態の前後において、外壁側のシールポイントが揺動角度α分だけ速く動くため、圧縮室の容積が変化する（小さくなる）のが速くなって圧縮トルクが大きくなる。
【００９６】
固定ブッシュ方式での容積変化の様子を表しているのが図１１及び図１２のグラフである。実際には外側シリンダ室（C1）（外圧縮室）と内側シリンダ室（C2）（内圧縮室）の容積変化率を表す線図は１８０°位相がずれることになるが、これらの図では、外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）の容積変化率を比較しやすくするため、線図の位相を合わせた状態で表している。図１１及び図１２に示すように、外側シリンダ室（C1）は内側シリンダ室（C2）に比べて容積変化率の傾きが１８０°近辺で大きくなっており、容積変化が早いことが分かる。
【００９７】
したがって、固定ブッシュ方式では、シリンダ容積の大きな外側シリンダ室（C1）の圧縮トルクが大きくなるのに対して、シリンダ容積の小さな内側シリンダ室（C2）の圧縮トルクが小さくなるため、トルク脈動が大きくなる。
【００９８】
一方、可動ブッシュ方式での容積変化の様子を表しているのが図１３及び図１４のグラフである。この場合も実際には外側シリンダ室（C1）（外圧縮室）と内側シリンダ室（C2）（内圧縮室）の容積変化率を表す線図は１８０°だけ位相がずれることになるが、これらの図では、外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）の容積変化率を比較しやすくするため、線図の位相を合わせた状態で表している。図１３及び図１４に示すように、外側シリンダ室（C1）は内側シリンダ室（C2）に比べて容積変化率の傾きが１８０°近辺で小さくなっており、容積変化が遅いことが分かる。
【００９９】
したがって、可動ブッシュ方式では、シリンダ容積の大きな外側シリンダ室（C1）の圧縮トルクが小さくなるのに対して、シリンダ容積の小さな内側シリンダ室（C2）の圧縮トルクが大きくなるため、トルク脈動が小さくなる。
【０１００】
固定ブッシュ方式と可動ブッシュ方式のトルク脈動を比較した例を図１５のグラフに表している。トルク脈動の小さな可動ブッシュ方式では、固定ブッシュ方式に比べて、最大トルクが小さくなる一方で最低トルクが大きくなっている。図の例では、固定ブッシュ方式の圧縮トルクの変動幅（トルク脈動の大きさ）がＢで表されている値であるのに対して、可動ブッシュ方式の圧縮トルクの変動幅はＢよりも小さな値Ａとなっている。
【０１０１】
−実施形態１の効果−
以上説明したように、固定ブッシュ方式では、シリンダ容積の大きな外側シリンダ室（C1）の圧縮トルクが大きくなるのに対して、シリンダ容積の小さな内側シリンダ室（C2）の圧縮トルクが小さくなるため、トルク脈動が大きくなるが、本発明の可動ブッシュ方式では、シリンダ容積の大きな外側シリンダ室（C1）の圧縮トルクが小さくなるのに対して、シリンダ容積の小さな内側シリンダ室（C2）の圧縮トルクが大きくなるため、トルク脈動を小さくすることができる。
【０１０２】
また、例えば環状ピストンとブレードとの間に揺動ブッシュを用いない方式の圧縮機構を考えると、この方式では環状ピストンを薄くできるため、外側シリンダ室と内側シリンダ室の容積差を小さくして、シリンダが固定の方式（固定ブッシュ方式）でもトルク脈動を抑える設計が可能になるが、揺動ブッシュ（27）を用いる場合は環状ピストン（22）が厚くなって外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）の容積差が大きくなるため、本発明の可動ブッシュ方式を採用することがトルク脈動を抑えることに関して極めて有効である。
【０１０３】
また、軸受部（22a）と環状ピストン本体部（22b）の軸方向の位置がずれている場合には、環状ピストンを傾けようとする力（転覆モーメント）が生じるのに対して、上記実施形態によれば、軸受部（22a）の周囲に環状ピストン本体部（22b）が位置するようにしているため、シリンダ室（C1，C2）内でのガスの圧縮の反力（横方向荷重）に起因する転覆モーメントの発生を防止できる効果もある。
【０１０４】
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受部（22a）に給油する構成において、シリンダ側鏡板（21c）とピストン側鏡板（22c）と環状ピストン（22）の軸受部（22a）と内側シリンダ部（21b）との間に形成される動作空間（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、上記可動空間（25）を高圧空間にしているので、潤滑油がその可動空間（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。
【０１０５】
《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。
【０１０６】
例えば、駆動機構（30）はケーシング（10）の内部に必ずしも収納しなくてもよく、ケーシング（10）の外部から圧縮機構（偏心回転形ピストン機構）（20）を駆動するようにしてもよい。
【０１０７】
さらに、上記実施形態では、低速運転時のトルク脈動についてのみ説明したが、本発明は低速運転時に限定されるものではない。
【０１０８】
また、上記実施形態では、ブレード（23）がシリンダ室（C1，C2）の径方向線上に位置するように配置しているが、ブレード（23）は、シリンダ室（C1，C2）の径方向線分に対して傾斜した配置にしてもよい。
【０１０９】
さらに、上記実施形態では、低圧ガスを吸入管（14）から圧縮機構（20）に直接吸入して圧縮し、高圧ガスをケーシング（10）内に充満させてから吐出管（15）から吐出する構造（いわゆる高圧ドーム構造）を採用しているが、本発明は、低圧ガスを吸入管（14）からケーシング（10）内に充満させてから圧縮機構（20）に吸入して圧縮し、高圧ガスを圧縮機構（20）から直接吐出管（15）を介して吐出する構造（いわゆる低圧ドーム構造）の圧縮機であっても適用可能である。
【０１１０】
なお、以上の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。
【産業上の利用可能性】
【０１１１】
以上説明したように、本発明は、シリンダ（21）が有する環状のシリンダ室（C1，C2）の内部に該シリンダ室（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）が配置されるとともに、外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）を高圧室と低圧室とに区画するブレード（23）を備え、シリンダ（21）と環状ピストン（22）とが相対的に偏心回転運動をするように構成された圧縮機構（20）を有する回転式圧縮機について有用である。
【図面の簡単な説明】
【０１１２】
【図１】本発明の実施形態に係る圧縮機の縦断面図である。
【図２】図１の圧縮機の圧縮機構の構造を示す横断面図である。
【図３】図１の圧縮機の圧縮機構の動作状態図である。
【図４】比較例に係る圧縮機の縦断面図である。
【図５】図４の圧縮機の圧縮機構の構造を示す縦断面図である。
【図６】図４の圧縮機の圧縮機構の動作状態図である。
【図７】実施形態に係る圧縮機構の外側シリンダ室の容積変化を示す図である。
【図８】比較例に係る圧縮機構の外側シリンダ室の容積変化を示す図である。
【図９】実施形態に係る圧縮機構の内側シリンダ室の容積変化を示す図である。
【図１０】比較例に係る圧縮機構の内側シリンダ室の容積変化を示す図である。
【図１１】実施形態に係る圧縮機構の容積変化率を示すグラフである。
【図１２】実施形態に係る圧縮機構の容積変化率の傾きを示すグラフである。
【図１３】比較例に係る圧縮機構の容積変化率を示すグラフである。
【図１４】比較例に係る圧縮機構の容積変化率の傾きを示すグラフである。
【図１５】実施形態と比較例の圧縮機のトルク脈動を示すグラフである。
【図１６】従来技術に係る圧縮機の縦断面図である。
【図１７】図１６の圧縮機の圧縮機構の構造を示す横断面図である。
【図１８】他の従来技術に係る圧縮機の縦断面図である。
【図１９】図１８の圧縮機の圧縮機構の構造と動作を示す横断面図である。
【符号の説明】
【０１１３】
10    ケーシング（10）
14    吸入管（14）
15    吐出管（15）
20    圧縮機構（20）
21    シリンダ（21）
21a   外側シリンダ部（21a）
21b   内側シリンダ部（21b）
21c   シリンダ側鏡板（21c）
22    環状ピストン（22）
22a   軸受部（22a）
22b   環状ピストン本体部（22b）
22c   ピストン側鏡板（22c）
23    ブレード（23）
27    揺動ブッシュ（27）
30    電動機（駆動機構）
33    駆動軸（33）
33a   偏心部（33a）
45    外側吐出口（45）
46    内側吐出口（46）
C1    外側シリンダ室（C1）
C2    内側シリンダ室（C2）
C1-Hp 高圧室
C2-Hp 高圧室
C1-Lp 低圧室
C2-Lp 低圧室
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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