(57)【要約】【課題】圧縮機構の組立ミスを防止する。【解決手段】揺動ピストン（42）の外周面は、平面視においてピストン基準線（PL1）を軸として対称となる非円形状に形成されている。シリンダ（41）には、シリンダ（41）を径方向に貫通してシリンダ室（50）の吸入室（51）と連通する吸入ポート（61）が形成されている。シリンダ室（50）の内周面は、第１シリンダ距離（R1）が第２シリンダ距離（R2）よりも長くなるように、第１シリンダ基準線（CL1）を軸として非対称となる非円形状に形成されている。【選択図】図４
2016169680.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
直軸部（37,39）と偏心部（38）とを有する駆動軸（36）と、
内部にシリンダ室（50）が形成されたシリンダ（41）と、その内周面に上記駆動軸（36）の偏心部（38）が嵌合されて該シリンダ室（50）内に配置される揺動ピストン（42）と、該揺動ピストン（42）と一体的に設けられて該シリンダ室（50）を吸入室（51）と圧縮室（52）とに区画するブレード（43）と、該シリンダ（41）の軸方向端部を閉塞するとともに該駆動軸（36）の直軸部（37,39）を回転可能に支持する軸受孔（56,57）が形成されたシリンダヘッド（46,47）とを有し、該ブレード（43）が該シリンダ（41）に保持されて揺動しながら該揺動ピストン（42）が該シリンダ室（50）内で公転する圧縮機構（40）とを備える揺動ピストン式圧縮機であって、
上記揺動ピストン（42）の外周面は、平面視において上記ブレード（43）の幅方向の中心と該揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）とを通過する仮想線であるピストン基準線（PL1）を軸として対称となる非円形状に形成され、
上記シリンダ（41）には、該シリンダ（41）を径方向に貫通して上記シリンダ室（50）の吸入室（51）と連通する吸入ポート（61）が形成され、
平面視において上記ブレード（43）の揺動中心（B1）と上記シリンダヘッド（46,47）の軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）とを通過する仮想線を第１シリンダ基準線（CL1）とし、平面視において該第１シリンダ基準線（CL1）と該シリンダヘッド（46,47）の軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）において直交する仮想線を第２シリンダ基準線（CL2）とし、該第２シリンダ基準線（CL2）と該シリンダ室（50）の内周面との２つの交点のうち上記吸入ポート（61）に近いほうの交点を第１基準点（P1）とするとともに該吸入ポート（61）から遠いほうの交点を第２基準点（P2）とし、該シリンダヘッド（46,47）の軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）と該第１基準点（P1）との間の径方向距離を第１シリンダ距離（R1）とし、該シリンダヘッド（46,47）の軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）と該第２基準点（P2）との間の径方向距離を第２シリンダ距離（R2）とした場合、該シリンダ室（50）の内周面は、該第１シリンダ距離（R1）が該第２シリンダ距離（R2）よりも長くなるように、該第１シリンダ基準線（CL1）を軸として非対称となる非円形状に形成されている
ことを特徴とする揺動ピストン式圧縮機。
【請求項２】
請求項１において、
上記シリンダ室（50）の内周面の形状は、上記揺動ピストン（42）の公転運動により描かれる該揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）に、予め定められた径方向距離を有する微小隙間（δ）を全周に亘って加算して得られる非円形状に対応している
ことを特徴とする揺動ピストン式圧縮機。
【請求項３】
請求項２において、
上記微小隙間（δ）の径方向距離は、上記揺動ピストン（42）の外周面と上記シリンダ室（50）の内周面との間の隙間について予め定められた基準隙間距離と、上記圧縮機構（40）の運転に伴う該揺動ピストン（42）の外周面の径方向外方への熱変形量から該圧縮機構（40）の運転に伴う該シリンダ室（50）の内周面の径方向外方への熱変形量を減算して得られる熱変形量差に対応する熱変形距離とを含んでいる
ことを特徴とする揺動ピストン式圧縮機。
【請求項４】
請求項２または３において、
上記揺動ピストン（42）の公転運動により描かれる該揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）は、上記吸入室（51）と上記圧縮室（52）との間の圧力差に応じた差圧力と上記駆動軸（36）の回転運動に伴う遠心力とを含む外力による該揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれを加味して該揺動ピストン（42）を公転させた場合に描かれる該揺動ピストン（42）の外周面の包絡線に対応している
ことを特徴とする揺動ピストン式圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、流体を圧縮する圧縮機に関し、特に、揺動ピストン式圧縮機に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、ピストンがシリンダ室内において揺動しながら公転する揺動ピストン式圧縮機が知られている。例えば、特許文献１には、圧縮機構と電動機を備えた揺動ピストン式圧縮機が開示されている。この圧縮機構は、シリンダ室を有するシリンダと、シリンダ室内に配置された揺動ピストンと、揺動ピストンに一体形成されてシリンダ室を低圧室（吸入室）と高圧室（圧縮室）とに区画するブレードとを備えている。この揺動ピストンは、電動機に連結された駆動軸の偏心部に装着されている。そして、特許文献１の揺動ピストン式圧縮機では、電動機が駆動して駆動軸が回転すると、揺動ピストンが駆動軸の回転中心の周りで所定の周回軌道上を旋回（公転）する。これにより、シリンダ室の低圧室の容積が拡大して低圧室に流体（例えば、冷媒）が吸入される一方で、シリンダ室の高圧室の容積が縮小して高圧室において流体が圧縮されて吐出される。
【０００３】
また、揺動ピストン式圧縮機において、揺動ピストンの外周面を非円形状に形成することが知られている。例えば、特許文献２には、揺動ピストンの外周面に、揺動ピストンが下死点の状態でシリンダに最も近づく近接部を含む周方向両側の所定範囲に亘って、所定の曲率半径を有する円弧面を形成することが記載されている。なお、この円弧面の曲率半径は、その円弧面の周方向の両側に隣接する二対の円弧面（合計で四つの円弧面）の曲率半径よりも大きくなっている。このような構成により、下死点付近におけるシリンダ室の容積変化率を小さくして圧縮トルクを低減し、その結果、下死点付近におけるトルク脈動を抑制している。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００５−３３７０１４号公報
【特許文献２】特開２０１３−１３９７１６号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
ところで、特許文献２の揺動ピストン式圧縮機において、揺動ピストンの外周面と相似の非円形状（具体的には、揺動ピストンの外周面を径方向に拡大して得られる非円形状）となるように、シリンダ室の内周面を形成することが考えられる。しかしながら、このような構成では、揺動ピストンの公転運動中に外力により揺動ピストンの内周面の軸心がずれて、揺動ピストンの外周面がシリンダ室の内周面と接触してしまう可能性がある。そのため、揺動ピストンの外周面とシリンダ室の内周面との接触を回避するために、外力による揺動ピストンの内周面の軸心ずれを考慮して揺動ピストンの外周面の半径（揺動ピストンの内周面の軸心を中心とする半径）を調整することが考えられる。具体的には、揺動ピストンの公転運動により描かれる揺動ピストンの外周面の包絡線とシリンダ室の内周面との間の隙間の径方向距離が全周に亘って予め定められた許容範囲内に収まるように、揺動ピストンの内周面の軸心ずれに応じて揺動ピストンの外周面の半径を調整することが考えられる。
【０００６】
なお、揺動ピストンの内周面の軸心ずれの原因となる外力には、シリンダ室の吸入室と圧縮室との圧力差に応じた差圧力が含まれている。この差圧力は、シリンダ室の圧縮室から吸入室へ向かう方向に作用する傾向がある。そのため、揺動ピストンの内周面の軸心軌跡は、シリンダ室の吸入側（具体的には、平面視においてブレードの揺動中心とシリンダ室の軸心とを通過する仮想線の吸入ポート側）に偏る傾向にあり、揺動ピストンの公転運動により描かれる揺動ピストンの外周面の包絡線も、シリンダ室の吸入側に偏る傾向にある。したがって、揺動ピストンの外周面は、平面視においてブレードの幅方向の中心と揺動ピストンの内周面の軸心とを通過する仮想線を軸として非対称となる非円形状に形成されることになる。例えば、揺動ピストンの外周面のうちシリンダ室の吸入側に対応する部分の半径は、揺動ピストンの外周面のうちシリンダ室の吐出側（具体的には、平面視においてブレードの揺動中心とシリンダ室の軸心とを通過する仮想線の吐出ポート側）に対応する部分の半径よりも小さくなる。
【０００７】
しかしながら、上記のように揺動ピストンの外周面を非対称形状に形成した場合、揺動ピストンの裏表（すなわち、揺動ピストンの軸方向両端面）を判別することが困難であるので、圧縮機構を組み立てるときに揺動ピストンの裏表を間違えて揺動ピストン配置してしまうおそれがある。
【０００８】
そこで、この発明は、圧縮機構の組立ミスを防止することが可能な揺動ピストン式圧縮機を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
第１の発明は、直軸部（37,39）と偏心部（38）とを有する駆動軸（36）と、内部にシリンダ室（50）が形成されたシリンダ（41）と、その内周面に上記駆動軸（36）の偏心部（38）が嵌合されて該シリンダ室（50）内に配置される揺動ピストン（42）と、該揺動ピストン（42）と一体的に設けられて該シリンダ室（50）を吸入室（51）と圧縮室（52）とに区画するブレード（43）と、該シリンダ（41）の軸方向端部を閉塞するとともに該駆動軸（36）の直軸部（37,39）を回転可能に支持する軸受孔（56,57）が形成されたシリンダヘッド（46,47）とを有し、該ブレード（43）が該シリンダ（41）に保持されて揺動しながら該揺動ピストン（42）が該シリンダ室（50）内で公転する圧縮機構（40）とを備える揺動ピストン式圧縮機であって、上記揺動ピストン（42）の外周面は、平面視において上記ブレード（43）の幅方向の中心と該揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）とを通過する仮想線であるピストン基準線（PL1）を軸として対称となる非円形状に形成され、上記シリンダ（41）には、該シリンダ（41）を径方向に貫通して上記シリンダ室（50）の吸入室（51）と連通する吸入ポート（61）が形成され、平面視において上記ブレード（43）の揺動中心（B1）と上記シリンダヘッド（46,47）の軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）とを通過する仮想線を第１シリンダ基準線（CL1）とし、平面視において該第１シリンダ基準線（CL1）と該シリンダヘッド（46,47）の軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）において直交する仮想線を第２シリンダ基準線（CL2）とし、該第２シリンダ基準線（CL2）と該シリンダ室（50）の内周面との２つの交点のうち上記吸入ポート（61）に近いほうの交点を第１基準点（P1）とするとともに該吸入ポート（61）から遠いほうの交点を第２基準点（P2）とし、該シリンダヘッド（46,47）の軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）と該第１基準点（P1）との間の径方向距離を第１シリンダ距離（R1）とし、該シリンダヘッド（46,47）の軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）と該第２基準点（P2）との間の径方向距離を第２シリンダ距離（R2）とした場合、該シリンダ室（50）の内周面は、該第１シリンダ距離（R1）が該第２シリンダ距離（R2）よりも長くなるように、該第１シリンダ基準線（CL1）を軸として非対称となる非円形状に形成されていることを特徴とする揺動ピストン式圧縮機である。
【００１０】
上記第１の発明では、揺動ピストン（42）の外周面がピストン基準線（PL1）を軸として対称となる非円形状に形成されているので、揺動ピストン（42）の裏表（すなわち、軸方向両端面）の識別が不要である。そのため、圧縮機構（40）を組み立てるときに、揺動ピストン（42）の裏表を判別することなく揺動ピストン（42）を配置することができる。また、シリンダ室（50）の内周面が第１シリンダ基準線（CL1）を軸として非対称となる非円形状に形成されているが、シリンダ（41）には吸入ポート（61）が形成されているので、吸入ポート（61）の形成位置に基づいてシリンダ（41）の裏表を容易に判別することができる。そのため、圧縮機構（40）を組み立てるときに、シリンダ（41）の裏表を間違えてシリンダ（41）を配置することを防止することができる。
【００１１】
第２の発明は、上記第１の発明において、上記シリンダ室（50）の内周面の形状は、上記揺動ピストン（42）の公転運動により描かれる該揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）に、予め定められた径方向距離を有する微小隙間（δ）を全周に亘って加算して得られる非円形状に対応していることを特徴とする揺動ピストン式圧縮機である。
【００１２】
上記第２の発明では、揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間を全周に亘って確保することができる。
【００１３】
第３の発明は、上記第２の発明において、上記微小隙間（δ）の径方向距離は、上記揺動ピストン（42）の外周面と上記シリンダ室（50）の内周面との間の隙間について予め定められた基準隙間距離と、上記圧縮機構（40）の運転に伴う該揺動ピストン（42）の外周面の径方向外方への熱変形量から該圧縮機構（40）の運転に伴う該シリンダ室（50）の内周面の径方向外方への熱変形量を減算して得られる熱変形量差に対応する熱変形距離とを含んでいることを特徴とする揺動ピストン式圧縮機である。
【００１４】
上記第３の発明では、揺動ピストン（42）の外周面が非円形状に形成されているので、揺動ピストン（42）の外周面が真円形状に形成されている場合よりも、圧縮機構（40）に伴って揺動ピストン（42）およびシリンダ（41）が熱変形しやすい傾向にある。なお、上記第３の発明では、微小隙間（δ）の径方向距離に、揺動ピストン（42）の外周面とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間に関する基準隙間距離だけでなく、揺動ピストン（42）とシリンダ室（50）との熱変形量差に対応する熱変形距離も含まれている。そのため、圧縮機構（40）の運転に伴って揺動ピストン（42）およびシリンダ（41）が熱変形しやすくなっていたとしても、揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間を全周に亘って確保することができる。
【００１５】
第４の発明は、上記第２または第３の発明において、上記揺動ピストン（42）の公転運動により描かれる該揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）は、上記吸入室（51）と上記圧縮室（52）との間の圧力差に応じた差圧力と上記駆動軸（36）の回転運動に伴う遠心力とを含む外力による該揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれを加味して該揺動ピストン（42）を公転させた場合に描かれる該揺動ピストン（42）の外周面の包絡線に対応していることを特徴とする揺動ピストン式圧縮機である。
【００１６】
上記第４の発明では、揺動ピストン（42）の外周面が非円形状に形成されている（すなわち、揺動ピストン（42）の外周面の半径が全周に亘って同一となっていない）ので、揺動ピストン（42）の外周面が真円形状に形成されている場合（すなわち、揺動ピストン（42）の外周面の半径が全周に亘って同一となっている場合）よりも、差圧力と遠心力とを含む外力による揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれに伴って揺動ピストン（42）の外周面が大きく変位しやすい傾向にある。なお、上記第４の発明では、差圧力と遠心力とを含む外力による揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれを加味して揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）が描かれる。そのため、差圧力と遠心力とを含む外力による揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれに伴って揺動ピストン（42）の外周面の変位が大きく変位しやすくなっていたとしても、揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間を全周に亘って確保することができる。
【発明の効果】
【００１７】
第１の発明によれば、圧縮機構（40）を組み立てるときに、揺動ピストン（42）の裏表を判別することなく揺動ピストン（42）を配置することができるとともに、シリンダ（41）の裏表を間違えてシリンダ（41）を配置することを防止することができるので、圧縮機構（40）の組立ミスを防止することができる。
【００１８】
第２の発明によれば、揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間を全周に亘って確保することができるので、揺動ピストン（42）の公転運動中における揺動ピストン（42）の外周面とシリンダ室（50）の内周面との接触を回避しつつ、吸入室（51）と圧縮室（52）との間における流体の漏れを抑制することができる。
【００１９】
第３の発明によれば、圧縮機構（40）の運転に伴って揺動ピストン（42）およびシリンダ（41）が熱変形しやすくなっていたとしても、揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間を全周に亘って確保することができるので、揺動ピストン（42）およびシリンダ（41）の熱変形による揺動ピストン（42）の外周面とシリンダ室（50）の内周面との接触を回避しつつ、吸入室（51）と圧縮室（52）との間における流体の漏れを抑制することができる。
【００２０】
第４の発明によれば、差圧力と遠心力とを含む外力による揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれに伴って揺動ピストン（42）の外周面の変位が大きく変位しやすくなっていたとしても、揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間を全周に亘って確保することができるので、外力による揺動ピストン（42）の外周面とシリンダ室（50）の内周面との接触を回避しつつ、吸入室（51）と圧縮室（52）との間における流体の漏れを抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【００２１】
【図１】図１は、揺動ピストン式圧縮機の構成例を示した縦断面図である。
【図２】図２は、揺動ピストン圧縮機の要部を示した縦断面図である。
【図３】図３は、圧縮機構の構成例を示した横断面図である。
【図４】図４は、揺動ピストンの外周面形状およびシリンダ室の内周面形状について説明するための横断面図である。
【図５】図５は、シリンダの構成例を示した横断面図である。
【図６】図６は、主軸受孔に対する主軸部の軸心ずれを示した横断面図である。
【図７】図７は、偏心部に対する揺動ピストンの軸心ずれを示した横断面図である。
【図８】図８は、揺動ピストンの軸心軌跡を示したグラフである。
【発明を実施するための形態】
【００２２】
以下、実施の形態を図面を参照して詳しく説明する。なお、図中同一または相当部分には同一の符号を付しその説明は繰り返さない。
【００２３】
（揺動ピストン式圧縮機）
図１は、実施形態による揺動ピストン式圧縮機（10）の構成例を示している。揺動ピストン式圧縮機（10）は、例えば、冷凍サイクルを行う冷媒回路（図示を省略）に設けられ、冷媒回路内を循環する冷媒（流体）を吸入して圧縮する。揺動ピストン式圧縮機（10）は、ケーシング（20）と駆動機構（30）と圧縮機構（40）とを備えている。
【００２４】
〔ケーシング〕
ケーシング（20）は、縦長円筒形の密閉容器状に形成されている。具体的には、ケーシング（20）は、上下に起立した円筒状の胴体部（21）と、胴体部（21）の上側開口部を閉塞する椀状の上側鏡板部（22）と、胴体部（21）の下側開口部を閉塞する椀状の下側鏡板部（23）とを有している。ケーシング（20）の内部には、駆動機構（30）と圧縮機構（40）とが収容されている。
【００２５】
また、胴体部（21）には、吸入管（24）が設けられ、上側鏡板部（22）には、吐出管（25）が設けられている。吸入管（24）は、胴体部（21）を貫通して圧縮機構（40）に接続されている。吐出管（25）は、上側鏡板部（22）を貫通してケーシング（20）の内部空間（具体的には、駆動機構（30）の上部空間）と連通している。また、ケーシング（20）の底部には、潤滑油を貯留する油貯留部（26）が設けられている。
【００２６】
〔駆動機構〕
駆動機構（30）は、圧縮機構（40）を駆動するように構成されている。駆動機構（30）は、電動機（31）と駆動軸（36）とを備えている。この例では、電動機（31）は、ケーシング（20）内において圧縮機構（40）よりも上側に配置されている。駆動軸（36）は、ケーシング（20）の軸方向に延びて電動機（31）と圧縮機構（40）とを連結している。
【００２７】
〈電動機〉
電動機（31）は、固定子（32）と回転子（33）とを備えている。固定子（32）は、円筒状に形成され、ケーシング（20）の胴体部（21）に固定されている。回転子（33）は、円筒状に形成され、固定子（32）の内周に配置されている。例えば、固定子（32）は、円筒状に形成された固定子コアと、固定子コアに巻回されたコイルとを有し、回転子（33）は、軸方向に積層された複数の電磁鋼板からなる回転子コアと、回転子コアに埋設された磁石とを有している。そして、固定子（32）のコイルに電流が流れると、固定子（32）に発生する電磁力によって回転子（33）が回転する。
【００２８】
〈駆動軸〉
駆動軸（36）は、ケーシング（20）の軸方向（この例では、上下方向）に延びている。この例では、駆動軸（36）は、主軸部（37）と偏心部（38）と副軸部（39）とを有し、軸方向の上側から下側へ向けて主軸部（37）と偏心部（38）と副軸部（39）が順に配置されている。主軸部（37）および副軸部（39）は、ケーシング（20）の軸方向に延びる円柱状に形成されている。副軸部（39）の軸心（C3）は、主軸部（37）の軸心（C1）と一致している。この例では、主軸部（37）の上部に電動機（31）の固定子（32）が固定され、主軸部（37）の下方に副軸部（39）が配置されている。偏心部（38）は、主軸部（37）の下端と副軸部（39）の上端との間に設けられ、圧縮機構（40）に対応する位置に配置されている。また、偏心部（38）は、主軸部（37）および副軸部（39）よりも大径の円柱状に形成されている。偏心部（38）の軸心（C2）は、主軸部（37）の軸心（C1）および副軸部（39）の軸心（C3）に対して偏心している。
【００２９】
また、駆動軸（36）には、給油路（36a）と給油孔（36b）とガス抜き孔（36c）とが形成されている。給油路（36a）は、駆動軸（36）の軸方向に延びている。給油孔（36b）は、給油路（36a）から径方向外方へ向けて延びている。駆動軸（36）の副軸部（39）の下端には、給油ポンプ（35）が設けられている。給油ポンプ（35）は、油貯留部（26）に貯留された潤滑油を駆動軸（36）の給油路（36a）に供給する。給油路（36a）に供給された潤滑油は、給油孔（36b）を通じて圧縮機構（40）の摺動部分および駆動軸（36）の摺動部分に供給される。これらの摺動部分に供給された潤滑油は、圧縮機構（40）に形成された排油路（図示を省略）を通じて油貯留部（26）に排出される。また、給油路（36a）を流れる潤滑油には、流体（例えば、冷媒）が溶け込んでいる。そして、この潤滑油から発泡（分離）したガス流体（例えば、ガス冷媒）は、ガス抜き孔（36c）から排出される。
【００３０】
〔圧縮機構〕
次に、図２および図３を参照して、圧縮機構（40）について説明する。圧縮機構（40）は、シリンダ（41）と揺動ピストン（42）とブレード（43）と一対のブッシュ（44,45）とフロントヘッド（46）とリアヘッド（47）とを有している。
【００３１】
〈シリンダ〉
シリンダ（41）は、その内部にシリンダ室（50）が形成されている。具体的には、シリンダ（41）は、環状に形成され、その内部空間がシリンダ室（50）を構成している。また、シリンダ（41）には、シリンダ（41）を軸方向に貫通する断面円形状のブッシュ孔（53）が形成されている。ブッシュ孔（53）は、シリンダ（41）の内周面側に形成され、且つ周方向の一部分がシリンダ室（50）と連通するように形成されている。なお、シリンダ室（50）の内周面の形状については、後で詳しく説明する。
【００３２】
〈揺動ピストン〉
揺動ピストン（42）は、シリンダ（41）のシリンダ室（50）内に配置され、シリンダ室（50）において公転可能に構成されている。具体的には、揺動ピストン（42）は、環状に形成され、その内周面に駆動軸（36）の偏心部（38）が嵌合されている。揺動ピストン（42）の内径は、駆動軸（36）の偏心部（38）の外径よりも僅かに長くなっている。そして、駆動軸（36）の給油路（36a）を流れる潤滑油は、給油孔（36b）を通じて揺動ピストン（42）と偏心部（38）との間の隙間に供給される。なお、揺動ピストン（42）の外周面の形状については、後で詳しく説明する。
【００３３】
〈ブレード〉
ブレード（43）は、揺動ピストン（42）と一体的に設けられ、シリンダ室（50）を吸入室（51）と圧縮室（52）とに区画している。具体的には、ブレード（43）は、揺動ピストン（42）の外周面の一箇所から径方向外方に突出する板状に形成されている。また、ブレード（43）は、シリンダ（41）に揺動可能に保持されている。
【００３４】
〈ブッシュ〉
一対のブッシュ（44,45）は、それぞれ断面が略半円形状に形成され、ブッシュ孔（53）の内部に挿入されている。そして、一対のブッシュ（44,45）は、それぞれの平坦面がブレード（43）を挟んで対向するように、一方のブッシュ（44）が吸入側に配置され、他方のブッシュ（45）が吐出側に配置されている。すなわち、一対のブッシュ（44,45）の対向面（平坦面）の間の空間がブレード溝（54）を構成し、ブレード（43）がブレード溝（54）を長手方向に進退するようにブレード溝（54）にブレード（43）が挿入されている。そして、一対のブッシュ（44,45）は、ブレード（43）と一体的にブッシュ孔（53）の中で揺動するように構成されている。
【００３５】
〈揺動ピストンの公転運動〉
電動機（31）が駆動して駆動軸（36）が回転すると、揺動ピストン（42）と一体的に設けられたブレード（43）は、ブレード溝（54）内を進退しながらシリンダ側の一点（ブッシュ孔（53）の中心）を揺動軸心として揺動する。この動作により、揺動ピストン（42）の外周面とシリンダ室（50）の内周面との近接部（すなわち、揺動ピストン（42）の外周面とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間の径方向距離が最小となる部分）が揺動ピストン（42）の公転方向（図３では、時計回り方向）に移動する。このとき、揺動ピストン（42）は、駆動軸（36）の周りを公転するが自転はしない。
【００３６】
すなわち、圧縮機構（40）では、ブレード（43）がシリンダ（41）に保持されて揺動しながら揺動ピストン（42）がシリンダ室（50）内で公転し、揺動ピストン（42）がシリンダ（41）のブッシュ孔（53）（すなわち、ブレード（43）の揺動中心）に最も近づく上死点（回転角が０°となる位置）から下死点（回転角が１８０°となる位置）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。
【００３７】
〈フロントヘッド〉
フロントヘッド（46）は、シリンダ（41）の上端（軸方向一端）に設けられ、シリンダ（41）の上端を閉塞している。また、フロントヘッド（46）には、駆動軸（36）の主軸部（37）を回転可能に支持する主軸受孔（56）が形成されている。なお、主軸受孔（56）の内径は、主軸部（37）の外径よりも僅かに長くなっている。そして、駆動軸（36）の給油路（36a）を流れる潤滑油は、給油孔（36b）を通じて主軸受孔（56）と主軸部（37）との間の隙間に供給される。すなわち、主軸受孔（56）は、駆動軸（36）の主軸部（37）を隙間（油膜）を介して回転可能に支持する滑り軸受を構成している。
【００３８】
この例では、主軸受孔（56）には、軸方向に所定の間隔をおいて第１および第２主軸受部（56a,56b）が形成されている。主軸受孔（56）のうち第１および第２主軸受部（56a,56b）を除く部分の内径は、第１および第２主軸受部（56a,56b）の内径よりも長くなっている。すなわち、この例では、第１および第２主軸受部（56a,56b）が駆動軸（36）の主軸部（37）を回転可能に支持している。
【００３９】
〈リアヘッド〉
リアヘッド（47）は、シリンダ（41）の下端（軸方向他端）に設けられ、シリンダ（41）の下端を閉塞している。また、リアヘッド（47）には、駆動軸（36）の副軸部（39）を回転可能に支持する副軸受孔（57）が形成されている。なお、副軸受孔（57）の内径は、副軸部（39）の外径よりも僅かに長くなっている。そして、駆動軸（36）の給油路（36a）を流れる潤滑油は、給油孔（36b）を通じて副軸受孔（57）と副軸部（39）との間の隙間に供給される。すなわち、副軸受孔（57）は、駆動軸（36）の副軸部（39）を隙間（油膜）を介して回転可能に支持する滑り軸受を構成している。
【００４０】
この例では、副軸受孔（57）には、副軸受部（57a）が形成されている。副軸受孔（57）のうち副軸部（39）を除く部分の内径は、副軸受部（57a）の内径よりも長くなっている。すなわち、この例では、副軸受部（57a）が駆動軸（36）の副軸部（39）を回転可能に支持している。
【００４１】
〈各部の軸心〉
なお、リアヘッド（47）の副軸受孔（57）の軸心（D3）は、フロントヘッド（46）の主軸受孔（56）の軸心（D1）と一致している。また、駆動軸（36）の主軸部（37）の軸心（C1）が主軸受孔（56）の軸心（D1）と一致し、駆動軸（36）の副軸部（39）の軸心（C3）が副軸受孔（57）の軸心（D3）と一致している場合、主軸受孔（この例では、主軸受孔（56）の第１主軸受部（56a））と主軸部（37）との間の隙間（軸受隙間）の径方向距離は、副軸受孔（この例では、副軸受孔（57）の副軸受部（57a））と副軸部（39）との間の隙間（軸受隙間）の径方向距離よりも長くなっている。
【００４２】
以下の説明では、主軸部（37）および副軸部（39）の総称を「直軸部（37,39）」と記載し、主軸部（37）の軸心（C1）および副軸部（39）の軸心（C3）の総称を「直軸部（37,39）の軸心（C1,C3）」と記載し、フロントヘッド（46）およびリアヘッド（47）の総称を「シリンダヘッド（46,47）」と記載し、主軸受孔（56）および副軸受孔（57）の総称を「軸受孔（56,57）」と記載し、主軸受孔（56）の軸心（D1）および副軸受孔（57）の軸心（D3）の総称を「軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）」と記載する。
【００４３】
〈吸入ポート〉
シリンダ（41）には、吸入ポート（61）が形成されている。吸入ポート（61）は、シリンダ（41）を径方向に貫通してシリンダ室（50）と連通し、その一端がシリンダ室（50）の吸入室（51）に臨むように開口している。吸入ポート（61）の他端には、吸入管（24）の端部が接続されている。
【００４４】
〈吐出ポート〉
シリンダヘッド（46,47）（この例では、フロントヘッド（46））には、吐出ポート（62）が形成されている。吐出ポート（62）は、フロントヘッド（46）を軸方向に貫通してシリンダ室（50）と連通し、その一端がシリンダ室（50）の圧縮室（52）に臨むように開口している。吐出ポート（62）の他端には、吐出ポート（62）を開閉する吐出弁（例えばリード弁、図示を省略）が設けられている。
【００４５】
〔揺動ピストン式圧縮機の運転動作〕
次に、図１を参照して、揺動ピストン式圧縮機（10）の運転動作について説明する。吸入管（24）には、低圧流体（例えば、冷媒回路の蒸発器で蒸発した冷媒）が流入する。吸入管（24）に流入した低圧流体は、圧縮機構（40）のシリンダ（41）の吸入ポート（61）を通過してシリンダ室（50）に吸い込まれて圧縮される。シリンダ室（50）において圧縮された流体（高圧流体）は、フロントヘッド（46）の吐出ポート（62）を通過してフロントヘッド（46）の上側の空間（すなわち、電動機（31）とフロントヘッド（46）との間の空間）に流入する。フロントヘッド（46）の上側の空間に流入した高圧流体は、電動機（31）に形成された流体通路（例えば、固定子（32）と回転子（33）との間の隙間や、固定子（32）に形成されたコアカット（図示を省略）など）を通過して電動機（31）の上側の空間（すなわち、電動機（31）とケーシング（20）の上側鏡板部（22）との間の空間）に流入する。電動機（31）の上側の空間に流入した高圧流体は、吐出管（25）を通過してケーシング（20）の外部へ吐出される。
【００４６】
〔圧縮機構による動作〕
次に、図３を参照して、圧縮機構（40）による動作について説明する。電動機（31）を起動して回転子（33）が回転すると、回転子（33）の回転が駆動軸（36）を介して圧縮機構（40）の揺動ピストン（42）に伝達される。これによって、揺動ピストン（42）と一体的に設けられたブレード（43）がブッシュ（44,45）に対して往復直線運動の摺動を行うとともにブッシュ（44,45）がブッシュ孔（53）内で往復回転運動を行うことで、ブレード（43）がブッシュ孔（53）を中心として揺動しながら揺動ピストン（42）がシリンダ室（50）内で駆動軸（36）を中心として公転し、圧縮機構（40）が所定の圧縮動作を行う。
【００４７】
揺動ピストン（42）が上死点を通過して公転方向（図３では、時計回り方向）に公転すると、吸入室（51）の容積が徐々に拡大し、この吸入室（51）に低圧流体（例えば、低圧の冷媒ガス）が吸入ポート（61）を介して吸入される。このようにして、吸入行程が行われる。揺動ピストン（42）が下死点を通過して公転を続けると、吸入室（51）の容積がさらに拡大していく。そして、揺動ピストン（42）が上死点を通過してさらに公転して、シリンダ（41）の内周面と揺動ピストン（42）の外周面との近接部が吸入ポート（61）に達すると、この吸入室（51）は流体（例えば、冷媒）が圧縮される圧縮室（52）となる。同時に、ブレード（43）を隔てて新たな吸入室（51）が形成される。揺動ピストン（42）がさらに公転すると、吸入室（51）への流体の吸入が繰り返される一方、圧縮室（52）の容積が減少し、圧縮室（52）において流体が圧縮される。圧縮室（52）の圧力が所定値となって圧縮機構（40）の外側空間との差圧が設定値に達すると、圧縮室（52）の高圧流体（高圧の冷媒ガス）によって吐出弁（図示を省略）が開き、高圧流体が圧縮室（52）からケーシング（20）の内部に吐出される。この動作が繰り返される。
【００４８】
〔揺動ピストンの外周面形状〕
次に、図４を参照して、揺動ピストン（42）の外周面形状について説明する。図４に示すように、揺動ピストン（42）の外周面は、平面視においてブレード（43）の幅方向の中心と揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）とを通過する仮想線であるピストン基準線（PL1）を軸として対称となる非円形状に形成されている。この例では、揺動ピストン（42）の外周面は、ピストン基準線（PL1）に沿う方向の半径がピストン基準線（PL1）と直交する方向の半径よりも短い楕円形状に形成されている。
【００４９】
〔シリンダ室の内周面形状〕
次に、図４を参照して、シリンダ室（50）の内周面形状について説明する。なお、図４において、第１シリンダ基準線（CL1）は、平面視においてブレード（43）の揺動中心（B1）とシリンダヘッド（46,47）の軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）（この例では、フロントヘッド（46）の主軸受孔（56）の軸心（D1））とを通過する仮想線である。第２シリンダ基準線（CL2）は、平面視において第１シリンダ基準線（CL1）とシリンダヘッド（46,47）の軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）（この例では、フロントヘッド（46）の主軸受孔（56）の軸心（D1））において直交する仮想線である。第１基準点（P1）は、第２シリンダ基準線（CL2）とシリンダ室（50）の内周面との２つの交点のうち吸入ポート（61）に近いほうの交点である。第２基準点（P2）は、第２シリンダ基準線（CL2）とシリンダ室（50）の内周面との２つの交点のうち吸入ポート（61）から遠いほうの交点である。第１シリンダ距離（R1）は、シリンダヘッド（46,47）の軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）（この例では、フロントヘッド（46）の主軸受孔（56）の軸心（D1））と第１基準点（P1）との間の径方向距離に相当する。第２シリンダ距離（R2）は、シリンダヘッド（46,47）の軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）（この例では、フロントヘッド（46）の主軸受孔（56）の軸心（D1））と第２基準点（P2）との間の径方向距離に相当する。
【００５０】
図４に示すように、シリンダ室（50）の内周面は、第１シリンダ距離（R1）が第２シリンダ距離（R2）よりも長くなるように、第１シリンダ基準線（CL1）を軸として非対称となる非円形状に形成されている。具体的には、シリンダ室（50）の内周面の形状は、揺動ピストン（42）の公転運動により描かれる揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）に、予め定められた径方向距離を有する微小隙間（δ）を全周に亘って加算して得られる非円形状に対応している。なお、揺動ピストン（42）の公転運動により描かれる揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）は、外力による揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれを加味して揺動ピストン（42）を公転させた場合に描かれる揺動ピストン（42）の外周面の包絡線に対応している。すなわち、揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）は、外力による揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれに対応する距離および方向に揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）をずらしながら揺動ピストン（42）を公転させることにより描かれる。ここで、揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれの原因となる外力には、吸入室（51）と圧縮室（52）との間の圧力差に応じた差圧力や、駆動軸（36）の回転運動に伴う遠心力などが含まれている。また、このような外力は、駆動軸（36）や揺動ピストン（42）などに作用する。
【００５１】
なお、揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれの原因となる外力に含まれる差圧力は、シリンダ室（50）の圧縮室（52）から吸入室（51）へ向かう方向に作用する傾向にある。したがって、外力による揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれを加味して揺動ピストン（42）を公転させた場合に描かれる揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）は、吸入側（具体的には、第１シリンダ基準線（CL1）の第１基準点（P1）側）に偏る傾向にある。そのため、第１シリンダ距離（R1）は、第２シリンダ距離（R2）よりも長くなっている。
【００５２】
〈微小隙間〉
また、微小隙間（δ）の径方向距離は、基準隙間距離と熱変形距離とを含んでいる。ここで、基準隙間距離と熱変形距離とについて説明する。
【００５３】
《基準隙間距離》
基準隙間距離は、揺動ピストン（42）の外周面とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間について予め定められた径方向距離に相当する。具体的には、基準隙間距離は、予め定めれた許容範囲内に属する径方向距離に設定されている。許容範囲内に属する径方向距離は、揺動ピストン（42）の外周面とシリンダ室（50）の内周面との接触を回避しつつ、流体（例えば、冷媒）の漏れを十分に防止することが可能な径方向距離となっている。
【００５４】
《熱変形距離》
熱変形距離は、圧縮機構（40）の運転に伴う揺動ピストン（42）の外周面の径方向外方への熱変形量（以下、「揺動ピストン（42）の熱変形量」と記載）から圧縮機構（40）の運転に伴うシリンダ室（50）の内周面の径方向外方への熱変形量（以下、「シリンダ室（50）の熱変形量」と記載）を減算して得られる熱変形量差（以下、「揺動ピストン（42）とシリンダ室（50）との熱変形量差」と記載）に対応している。
【００５５】
なお、熱変形距離は、シリンダ室（50）の内周面の位置角の変化に応じて変化するように設定されている。ここで、シリンダ室（50）の内周面の位置角は、軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）（この例では、主軸受孔（56）の軸心（D1））からブレード（43）の揺動中心（B1）に至る仮想線に対して軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）（この例では、主軸受孔（56）の軸心（D1））からシリンダ室（50）の内周面の任意の部位に至る仮想線が揺動ピストン（42）の公転方向になす角度に相当する。また、シリンダ室（50）の内周面の位置角は、駆動軸（36）の回転角に一対一で対応している。
【００５６】
例えば、熱変形距離は、所定の位置角毎（例えば、１°毎）に設定されている。所定の位置角毎の熱変形距離は、その位置角における揺動ピストン（42）の熱変形量からその位置角におけるシリンダ室（50）の熱変形量を減算して得られる。なお、所定の位置角毎の揺動ピストン（42）の熱変形量は、揺動ピストン（42）の線膨張係数と、圧縮機構（40）が運転を停止しているときの温度（以下、「基準温度」と記載）における揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）から揺動ピストン（42）の外周面のうちその位置角に対応する部位（すなわち、その位置角においてシリンダ室（50）の内周面との間の隙間が最小となる部位）までの径方向距離と、揺動ピストン（42）のうちその位置角に対応する部分の圧縮機構（40）の運転に伴う温度上昇量とに基づいて算出することができる。また、所定の位置角毎におけるシリンダ室（50）の熱変形量は、シリンダ（41）の線膨張係数と、基準温度における主軸受孔（56）の軸心（D1）からシリンダ室（50）の内周面のうちその位置角に対応する部位までの径方向距離と、シリンダ（41）のうちその位置角に対応する部位の圧縮機構（40）の運転に伴うシリンダ（41）の温度上昇量とに基づいて算出することができる。
【００５７】
なお、圧縮機構（40）の運転中では、シリンダ（41）の吐出側の部分（すなわち、第１シリンダ基準線（CL1）の第２基準点（P2）側の部分）の温度は、シリンダ（41）の吸入側の部分（すなわち、第１シリンダ基準線（CL1）の第１基準点（P1）側の部分）の温度よりも高くなる傾向にある。また、揺動ピストン（42）の温度は、その全周に亘ってほぼ均一となり、シリンダ（41）の吐出側の部分の温度よりも高くなる傾向にある。また、シリンダ（41）と揺動ピストン（42）は、互いに同一の材料（例えば、アルミニウム）により構成されることが一般的である。したがって、圧縮機構（40）の運転中では、シリンダ室（50）の吸入側における揺動ピストン（42）とシリンダ室（50）との熱変形量差は、シリンダ室（50）の吐出側における揺動ピストン（42）とシリンダ室（50）との熱変形量差よりも大きくなる傾向にある。そのため、シリンダ室（50）の吸入側に対応する熱変形距離は、シリンダ室（50）の吐出側に対応する熱変形距離よりも長くなる傾向にある。
【００５８】
〔シリンダ室の内周面形状の設定手順〕
次に、図６〜図８を参照して、シリンダ室（50）の内周面形状の設定手順について説明する。以下の設定手順では、外力による揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれを加味して揺動ピストン（42）を公転させて揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）を描き、その揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）に予め定められた径方向距離を有する微小隙間（δ）を全周に亘って加算して非円形状を求め、その非円形状をシリンダ室（50）の内周面の形状としている。
【００５９】
〈１．前提条件の設定〉
まず、揺動ピストン（42）をブレード（43）と一体的に設けて揺動ピストン（42）の内周面に駆動軸（36）の偏心部（38）を嵌合させた状態で、ブレード（43）の揺動中心（B1）を軸としてブレード（43）を揺動させながら揺動ピストン（42）を公転させる場合（例えば、図５に示した構成）を想定する。
【００６０】
〈２．各部に作用する外力の算出〉
次に、駆動軸（36）の直軸部（37,39）に作用する外力を所定の回転角毎（例えば、１°毎）に求める。この例では、駆動軸（36）の主軸部（37）に作用する外力を所定の回転角毎に求める。１サイクル中（すなわち、揺動ピストン（42）が上死点から公転を開始した後に下死点を通過して上死点に戻るまでの期間）に主軸部（37）に作用する外力（荷重ベクトル）のベクトル軌跡は、吸入側（具体的には、平面視において第１シリンダ基準線（CL1）の吸入ポート（61）側）に偏る傾向にある。換言すると、主軸部（37）に作用する外力は、シリンダ室（50）の圧縮室（52）から吸入室（51）へ向かう方向に作用する傾向にある。また、駆動軸（36）の回転速度が高くなるほど、主軸部（37）に作用する外力が偏心部（38）の偏心方向（径方向外方）に増加する傾向にある。すなわち、主軸部（37）に作用する外力には、シリンダ室（50）の吸入室（51）と圧縮室（52）との圧力差に応じて主軸部（37）に作用する差圧力や、主軸部（37）の質量および回転速度に応じて主軸部（37）に作用する遠心力などが含まれている。
【００６１】
また、揺動ピストン（42）に作用する外力を所定の回転角毎に求める。１サイクル中に揺動ピストン（42）に作用する外力（荷重ベクトル）のベクトル軌跡は、吸入側（具体的には、平面視において第１シリンダ基準線（CL1）の吸入ポート（61）側））に偏る傾向にある。換言すると、揺動ピストン（42）に作用する外力は、シリンダ室（50）の圧縮室（52）から吸入室（51）へ向かう方向に作用する傾向にある。また、駆動軸（36）の回転速度が高くなるほど、揺動ピストン（42）に作用する外力が偏心部（38）の偏心方向（径方向外方）に増加する傾向にある。すなわち、揺動ピストン（42）に作用する外力には、シリンダ室（50）の吸入室（51）と圧縮室（52）との圧力差に応じて揺動ピストン（42）に作用する差圧力や、揺動ピストン（42）の質量および回転速度に応じて揺動ピストン（42）に作用する遠心力などが含まれている。
【００６２】
〈３．油膜厚さの算出〉
次に、軸受孔（56,57）と直軸部（37,39）との間における最小油膜厚さを所定の回転角毎に求める。この例では、主軸受孔（56）と主軸部（37）との間における最小油膜厚さ（H1）を所定の回転角毎に求める。図６に示すように、主軸部（37）の軸心（C1）は、主軸部（37）に作用する外力によって主軸受孔（56）の軸心（D1）からずれる。なお、図６では、主軸部（37）およびフロントヘッド（46）の断面を示すハッチングの図示を省略している。ここで、主軸受孔（56）と主軸部（37）との間における最小油膜厚さ（H1）は、例えば、次の式１のように示すことができる。なお、式１において、“W1”は、主軸部（37）に作用する外力に相当し、“R1”は、主軸部（37）の外周面の半径に相当し、“L1”は、主軸受孔（56）の軸受長さ（この例では、第１主軸受部（56a）の軸方向長さ）に相当し、“U1”は、主軸部（37）の回転速度に相当し、“η1”は、主軸受孔（56）と主軸部（37）との間における潤滑油の粘度に相当し、“K”は、比例定数に相当する。
【００６３】
【数１】
2016169680.tif 000003
【００６４】
また、揺動ピストン（42）と偏心部（38）との間における最小油膜厚さ（H2）を所定の回転角毎に求める。図７に示すように、揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）は、揺動ピストン（42）に作用する外力によって偏心部（38）の軸心（C2）からずれる。なお、図７では、偏心部（38）と揺動ピストン（42）の断面を示すハッチングの図示を省略している。ここで、揺動ピストン（42）と偏心部（38）との間における最小油膜厚さ（H21）は、例えば、次の式２のように示すことができる。なお、式２において、“W2”は、揺動ピストン（42）に作用する外力に相当し、“R2”は、偏心部（38）の外周面の半径に相当し、“L2”は、揺動ピストン（42）の軸受長さ（揺動ピストン（42）の軸方向長さ）に相当し、“U2”は、偏心部（38）の回転速度に相当し、“η2”は、揺動ピストン（42）と偏心部（38）との間における潤滑油の粘度に相当し、“K”は、比例定数に相当する。
【００６５】
【数２】
2016169680.tif 000004
【００６６】
〈４．各部の軸心ずれの算出〉
次に、軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）に対する直軸部（37,39）の軸心（C1,C3）のずれ（ずれ量）を所定の回転角毎に求める。この例では、主軸受孔（56）の軸心（D1）に対する主軸部（37）の軸心（C1）のずれ（ずれ量（S1））を所定の回転角毎に求める。図６に示すように、主軸部（37）の軸心（C1）は、主軸部（37）に作用する外力によって主軸受孔（56）の軸心（D1）からずれる。ここで、主軸部（37）の軸心（C1）が主軸受孔（56）の軸心（D1）からずれていない場合（すなわち、主軸部（37）の軸心（C1）が主軸受孔（56）の軸心（D1）と一致している場合）の主軸受孔（56）と主軸部（37）との間の隙間（すなわち、軸受隙間）の径方向距離を“G1”とすると、ずれ量（S1）は、次の式３に基づいて算出することが可能である。
【００６７】
【数３】
2016169680.tif 000005
【００６８】
また、偏心部（38）の軸心（C2）に対する揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれ（ずれ量（S2））を所定の回転角毎に求める。図７に示すように、揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）は、揺動ピストン（42）に作用する外力によって偏心部（38）の軸心（C2）からずれる。ここで、揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）が偏心部（38）の軸心（C2）からずれていない場合（すなわち、揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）が偏心部（38）の軸心（C2）と一致している場合）の揺動ピストン（42）と偏心部（38）との間の隙間（すなわち、軸受隙間）の径方向距離を“G2”とすると、ずれ量（S2）は、次の式４に基づいて算出することが可能である。
【００６９】
【数４】
2016169680.tif 000006
【００７０】
〈５．外力による揺動ピストンの軸心ずれの算出〉
次に、外力による揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれ（ずれ量（S0）とずれ方向）を所定の回転角毎に求める。すなわち、揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）の基準位置に対する揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）の位置のずれ（ずれ量（S0）とずれ方向）を求める。なお、軸心（D2）の基準位置は、直軸部（37,39）の軸心（C1,C3）が軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）と一致し（この例では、主軸部（37）の軸心（C1）が主軸受孔（56）の軸心（D1）と一致し）、且つ、偏心部（38）の軸心（C2）が揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）と一致している場合（すなわち、外力による軸心（D2）のずれがない場合）の揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）の位置に相当する。また、軸心（D2）の基準位置は、駆動軸（36）の回転角と偏心部（38）の偏心距離（主軸部（37）の軸心（C1）と偏心部（38）の軸心（C2）との間の径方向距離）とに基づいて求めることが可能である。
【００７１】
なお、外力による揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれの方向（ずれ方向）は、その外力の作用する方向（例えば、主軸部（37）に作用する外力と揺動ピストン（42）に作用する外力との合成力（合成ベクトル）が作用する方向）に相当する。また、外力による揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれの量（ずれ量（S0））は、次の式５に基づいて算出することが可能である。
【００７２】
【数５】
2016169680.tif 000007
【００７３】
〈６．揺動ピストンの軸心軌跡の算出〉
次に、１サイクルにおける揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）の軌跡を求める。揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）の軌跡は、所定の回転角毎の揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）の位置によって表される。所定の回転角毎の揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）の位置は、次のように算出することが可能である。まず、その回転角に対応する揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）の基準位置を求める。そして、その回転角における揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれ（ずれ量（S0）とずれ方向）に対応する距離と方向に軸心（D2）の基準位置からずれた位置を、その回転角における揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）の位置とする。このようにして、図８に示すような揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）の軌跡が求められる。
【００７４】
〈７．シリンダ室の内周面形状の設定〉
次に、揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）の軌跡に基づいて揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）を求め、その揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）に基づいてシリンダ室（50）の内周面の形状（外形線）を設定する。シリンダ室（50）の内周面の形状は、次のようにして設定することが可能である。
【００７５】
まず、揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）が揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）の軌跡（図８参照）に沿うように、ブレード（43）の揺動中心（B1）を軸としてブレード（43）を揺動させながら揺動ピストン（42）を公転させて、揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）を描く。次に、その揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）に予め定められた微小隙間（δ）を全周に亘って加算して非円形曲線を求める。そして、その非円形曲線をシリンダ室（50）の内周面の形状とする。
【００７６】
以上のような設定手順に基づいてシリンダ室（50）の内周面の形状を設定することにより、揺動ピストン（42）の公転運動により描かれる揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間の径方向距離が全周に亘って予め定められた許容範囲内に収まるように、シリンダ室（50）の内周面を非対称の非円形状に形成することができる。
【００７７】
〔実施形態による効果〕
以上のように、揺動ピストン（42）の外周面がピストン基準線（PL1）を軸として対称となる非円形状に形成されているので、揺動ピストン（42）の裏表（すなわち、軸方向両端面）の識別が不要である。そのため、圧縮機構（40）を組み立てるときに、揺動ピストン（42）の裏表を判別することなく揺動ピストン（42）を配置することができる。また、シリンダ室（50）の内周面が第１シリンダ基準線（CL1）を軸として非対称となる非円形状に形成されているが、シリンダ（41）には吸入ポート（61）が形成されているので、吸入ポート（61）の形成位置に基づいてシリンダ（41）の裏表を容易に判別することができる。そのため、圧縮機構（40）を組み立てるときに、シリンダ（41）の裏表を間違えてシリンダ（41）を配置することを防止することができる。このように、圧縮機構（40）を組み立てるときに、揺動ピストン（42）の裏表を判別することなく揺動ピストン（42）を配置することができるとともに、シリンダ（41）の裏表を間違えてシリンダ（41）を配置することを防止することができるので、圧縮機構（40）の組立ミスを防止することができる。
【００７８】
また、揺動ピストン（42）の公転運動により描かれる揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）に予め定められた微小隙間（δ）を全周に亘って加算して得られる非円形状に対応するように、シリンダ室（50）の内周面を形成することにより、揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間を全周に亘って確保することができる。これにより、揺動ピストン（42）の公転運動中における揺動ピストン（42）の外周面とシリンダ室（50）の内周面との接触を回避しつつ、吸入室（51）と圧縮室（52）との間における流体の漏れを抑制することができる。
【００７９】
また、この実施形態では、揺動ピストン（42）の外周面が非円形状に形成されているので、揺動ピストン（42）の外周面が真円形状に形成されている場合よりも、圧縮機構（40）に伴って揺動ピストン（42）およびシリンダ（41）が熱変形しやすい傾向にある。なお、この実施形態では、微小隙間（δ）の径方向距離に、揺動ピストン（42）の外周面とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間に関する基準隙間距離だけでなく、揺動ピストン（42）とシリンダ室（50）との熱変形量差に対応する熱変形距離も含まれている。そのため、圧縮機構（40）の運転に伴って揺動ピストン（42）およびシリンダ（41）が熱変形しやすくなっていたとしても、揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間を全周に亘って確保することができる。これにより、揺動ピストン（42）およびシリンダ（41）の熱変形による揺動ピストン（42）の外周面とシリンダ室（50）の内周面との接触を回避しつつ、吸入室（51）と圧縮室（52）との間における流体の漏れを抑制することができる。
【００８０】
また、この実施形態では、揺動ピストン（42）の外周面が非円形状に形成されている（すなわち、揺動ピストン（42）の外周面の半径が全周に亘って同一となっていない）ので、揺動ピストン（42）の外周面が真円形状に形成されている場合（すなわち、揺動ピストン（42）の外周面の半径が全周に亘って同一となっている場合）よりも、差圧力と遠心力とを含む外力による揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれに伴って揺動ピストン（42）の外周面が大きく変位しやすい傾向にある。なお、この実施形態では、差圧力と遠心力とを含む外力による揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれを加味して揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）が描かれる。そのため、差圧力と遠心力とを含む外力による揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）のずれに伴って揺動ピストン（42）の外周面の変位が大きく変位しやすくなっていたとしても、揺動ピストン（42）の外周面の包絡線（E）とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間を全周に亘って確保することができる。これにより、外力による揺動ピストン（42）の外周面とシリンダ室（50）の内周面との接触を回避しつつ、吸入室（51）と圧縮室（52）との間における流体の漏れを抑制することができる。
【００８１】
（その他の実施形態）
なお、以上の説明では、主軸受孔（この例では、主軸受孔（56）の第１主軸受部（56a））と主軸部（37）との間の軸受隙間の径方向距離が、副軸受孔（この例では、副軸受孔（57）の副軸受部（57a））と副軸部（39）との間の軸受隙間の径方向距離よりも長くなっている場合を例に挙げたが、主軸受孔（56）と主軸部（37）との間の軸受隙間の径方向距離は、副軸受孔（57）と副軸部（39）との間の軸受隙間の径方向距離よりも短くなっていてもよい。この場合、シリンダ室の内周面形状の設定手順において、主軸受孔（56）の軸心（D1）に対する主軸部（37）の軸心（C1）のずれの代わりに、副軸受孔（57）の軸心（D3）に対する副軸部（39）の軸心（C3）のずれを所定の回転角毎に求めてもよい。このようにした場合も、外力による仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）のずれ（ずれ量（S0）とずれ方向）を所定の回転角毎に求めることができる。
【００８２】
また、以上の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、この発明、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】
【００８３】
以上説明したように、上述の揺動ピストン式圧縮機は、冷媒回路内を循環する冷媒（流体）を吸入して圧縮する圧縮機などとして有用である。
【符号の説明】
【００８４】
１０          揺動ピストン式圧縮機
２０          ケーシング
３０          駆動機構
３１          電動機
３２          固定子
３３          回転子
３６          駆動軸
３７          主軸部
３８          偏心部
３９          副軸部
４０          圧縮機構
４１          シリンダ
４２          揺動ピストン
４３          ブレード
４４，４５    ブッシュ
４６          フロントヘッド（シリンダヘッド）
４７          リアヘッド（シリンダヘッド）
５０          シリンダ室
５１          吸入室
５２          圧縮室
５６          主軸受孔（軸受孔）
５７          副軸受孔（軸受孔）
６１          吸入ポート
６２          吐出ポート
Ｃ１          主軸部の軸心
Ｃ２          偏心部の軸心
Ｃ３          副軸部の軸心
Ｄ１          主軸受孔の軸心
Ｄ２          揺動ピストンの内周面の軸心
Ｄ３          副軸受孔の軸心
ＰＬ１        ピストン基準線
ＣＬ１        第１シリンダ基準線
ＣＬ２        第２シリンダ基準線
Ｒ１          第１シリンダ距離
Ｒ２          第２シリンダ距離
【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】
2016169680.tif 000014
【図８】
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