(57)【要約】【課題】駆動軸と揺動ピストンとの間における摺動損失を低減する。【解決手段】円筒状の浮動ブッシュ（48）は、駆動軸（36）の偏心部（38）と揺動ピストン（42）との間に回転可能に設けられる。シリンダ室（50）の内周面は、真円形状に形成される。揺動ピストン（42）の外周面は、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、非円形状に形成される。【選択図】図３
2016166563.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）が配置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、
上記圧縮機構（40）は、上記駆動軸（36）の偏心部（38）と上記揺動ピストン（42）との間に回転可能に設けられた円筒状の浮動ブッシュ（48）を有し、
上記シリンダ室（50）の内周面は、真円形状に形成され、
上記揺動ピストン（42）の外周面は、該揺動ピストン（42）の公転運動により描かれる該揺動ピストン（42）の外周面の包絡線と上記シリンダ室（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、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、
上記圧縮機構（40）は、上記シリンダ（41）の軸方向端部を閉塞するとともに上記駆動軸（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）を有し、
上記シリンダ室（50）の内周面の形状は、真円形状の外周面を有する仮想ピストン（70）の内周面に上記駆動軸（36）の偏心部（38）を配置し、該駆動軸（36）の直軸部（37,39）の軸心（C1,C3）を上記シリンダヘッド（46,47）の軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）と一致させ、該駆動軸（36）の偏心部（38）の軸心（C2）を上記仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）と一致させた状態で、該仮想ピストン（70）を公転させた場合に描かれる該仮想ピストン（70）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真円形状に対応し、
上記揺動ピストン（42）の外周面の形状は、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上記仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）のずれを加味して、上記ブレード（43）と一体的に設けられた該仮想ピストン（70）を公転させた場合に描かれる該仮想ピストン（70）の外周面の包絡線と該シリンダ室（50）の内周面との間の隙間の径方向距離が全周に亘って上記許容範囲内に収まるように、該外力による該仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）のずれに応じて該仮想ピストン（70）の半径を調整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、
上記揺動ピストン（42）の外周面のうち上記シリンダ室（50）の圧縮室（52）からの流体の吐出が完了するときに該シリンダ室（50）の内周面との間の隙間の径方向距離が最小となる部位を第１位置（P1）とし、該揺動ピストン（42）の外周面のうち該シリンダ室（50）の吸入室（51）への流体の吸入が開始するときに該シリンダ室（50）の内周面との間の隙間の径方向距離が最小となる部位を第２位置（P2）とした場合、該揺動ピストン（42）の外周面のうち該第１位置（P1）から該揺動ピストン（42）の公転方向に延びて該第２位置（P2）に至る部分における該揺動ピストン（42）の半径は、上記仮想ピストン（70）の半径よりも短くなっている
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１〜３のいずれか１項において、
上記シリンダヘッド（46,47）には、該シリンダヘッド（46,47）を軸方向に貫通して上記シリンダ室（50）の圧縮室（52）と連通する吐出ポート（62）が形成され、
上記吐出ポート（62）は、平面視において上記シリンダ室（50）の内周面に沿うように延びる長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。
【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。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００５−３３７０１４号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
特許文献１の圧縮機では、駆動軸の偏心部の外周面が揺動ピストンの内周面を摺動するので、駆動軸と揺動ピストンとの間における摺動損失は、駆動軸の回転速度に依存する。すなわち、駆動軸の回転速度が高くなるほど、揺動ピストンの内周面に対する駆動軸の偏心部の外周面の相対回転速度（摺動速度）が高くなり、その結果、駆動軸と揺動ピストンとの間における摺動損失が大きくなる傾向にある。そのため、駆動軸の回転速度を維持したまま、駆動軸と揺動ピストンとの間における摺動損失を低減することが困難である。
【０００５】
そこで、この発明は、駆動軸と揺動ピストンとの間における摺動損失を低減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】
【０００６】
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）が配置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、上記圧縮機構（40）は、上記駆動軸（36）の偏心部（38）と上記揺動ピストン（42）との間に回転可能に設けられた円筒状の浮動ブッシュ（48）を有し、上記シリンダ室（50）の内周面は、真円形状に形成され、上記揺動ピストン（42）の外周面は、該揺動ピストン（42）の公転運動により描かれる該揺動ピストン（42）の外周面の包絡線と上記シリンダ室（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、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。
【０００７】
上記第１の発明では、駆動軸（36）の偏心部（38）と揺動ピストン（42）との間に浮動ブッシュ（48）が設けられているので、駆動軸（36）の偏心部（38）の外周面は、浮動ブッシュ（48）の内周面を摺動し、浮動ブッシュ（48）の外周面は、揺動ピストン（42）の内周面を摺動する。また、浮動ブッシュ（48）は、駆動軸（36）の偏心部（38）の回転運動に伴って駆動軸（36）の回転速度よりも低い回転速度で回転（自転）する。これにより、浮動ブッシュ（48）の内周面に対する駆動軸（36）の偏心部（38）の相対回転速度（摺動速度）と、揺動ピストン（42）の内周面に対する浮動ブッシュ（48）の外周面の相対回転速度（摺動速度）とを、駆動軸（36）の回転速度よりも低くすることができる。なお、浮動ブッシュ（48）を設けることにより摺動箇所が増加することになるが、摺動損失は摺動箇所の増加よりも摺動速度に依存するので、駆動軸（36）と浮動ブッシュ（48）との間の摺動損失と浮動ブッシュ（48）と揺動ピストン（42）との間の摺動損失との合計を、駆動軸（36）の偏心部（38）が揺動ピストン（42）の内周面を摺動する場合（すなわち、浮動ブッシュ（48）が設けられていない場合）の駆動軸（36）と揺動ピストン（42）との間の摺動損失よりも小さくすることができる。
【０００８】
第２の発明は、上記第１の発明において、上記圧縮機構（40）は、上記シリンダ（41）の軸方向端部を閉塞するとともに上記駆動軸（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）を有し、上記シリンダ室（50）の内周面の形状は、真円形状の外周面を有する仮想ピストン（70）の内周面に上記駆動軸（36）の偏心部（38）を配置し、該駆動軸（36）の直軸部（37,39）の軸心（C1,C3）を上記シリンダヘッド（46,47）の軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）と一致させ、該駆動軸（36）の偏心部（38）の軸心（C2）を上記仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）と一致させた状態で、該仮想ピストン（70）を公転させた場合に描かれる該仮想ピストン（70）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真円形状に対応し、上記揺動ピストン（42）の外周面の形状は、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上記仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）のずれを加味して、上記ブレード（43）と一体的に設けられた該仮想ピストン（70）を公転させた場合に描かれる該仮想ピストン（70）の外周面の包絡線と該シリンダ室（50）の内周面との間の隙間の径方向距離が全周に亘って上記許容範囲内に収まるように、該外力による該仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）のずれに応じて該仮想ピストン（70）の半径を調整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。
【０００９】
上記第２の発明では、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許容範囲内に収まるようにすることができる。
【００１０】
第３の発明は、上記第２の発明において、上記揺動ピストン（42）の外周面のうち上記シリンダ室（50）の圧縮室（52）からの流体の吐出が完了するときに該シリンダ室（50）の内周面との間の隙間の径方向距離が最小となる部位を第１位置（P1）とし、該揺動ピストン（42）の外周面のうち該シリンダ室（50）の吸入室（51）への流体の吸入が開始するときに該シリンダ室（50）の内周面との間の隙間の径方向距離が最小となる部位を第２位置（P2）とした場合、該揺動ピストン（42）の外周面のうち該第１位置（P1）から該揺動ピストン（42）の公転方向に延びて該第２位置（P2）に至る部分における該揺動ピストン（42）の外周面の半径は、上記仮想ピストン（70）の外周面の半径よりも短くなっていることを特徴とする揺動ピストン式圧縮機である。
【００１１】
上記第３の発明では、揺動ピストン（42）の外周面のうち第１位置（P1）から揺動ピストン（42）の公転方向に延びて第２位置（P2）に至る部分（すなわち、シリンダ室（50）の圧縮室（52）からの流体の吐出が完了する時点（吐出完了時点）からシリンダ室（50）の吸入室（51）への流体の吸入が開始する時点（吸入開始時点）までの期間に対応する部分）における揺動ピストン（42）の外周面の半径が、仮想ピストン（70）の外周面の半径よりも短くなっている。
【００１２】
第４の発明は、上記第１〜第３の発明のいずれか１つにおいて、上記シリンダヘッド（46,47）には、該シリンダヘッド（46,47）を軸方向に貫通して上記シリンダ室（50）の圧縮室（52）と連通する吐出ポート（62）が形成され、上記吐出ポート（62）は、平面視において上記シリンダ室（50）の内周面に沿うように延びる長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。
【００１３】
上記第４の発明では、吐出ポート（62）と揺動ピストン（42）の内部空間（揺動ピストン（42）の内周面に囲まれた空間）との連通を防止することができる。
【発明の効果】
【００１４】
第１の発明によれば、駆動軸（36）の偏心部（38）と揺動ピストン（42）との間に浮動ブッシュ（48）を設けることにより、駆動軸（36）と浮動ブッシュ（48）との間の摺動損失と浮動ブッシュ（48）と揺動ピストン（42）との間の摺動損失との合計を小さくすることができるので、駆動軸（36）と揺動ピストン（42）との間における摺動損失を低減することができる。また、揺動ピストン（42）の外周面を所定の非円形状に形成することにより、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することができる。
【００１５】
第２の発明によれば、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許容範囲内に収まるように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。
【００１６】
第３の発明によれば、吐出完了時点から吸入開始時点までの期間において、外力（主に遠心力）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することができる。
【００１７】
第４の発明によれば、吐出ポート（62）と揺動ピストン（42）の内部空間（揺動ピストン（42）の内周面に囲まれた空間）との連通を防止することができるので、揺動ピストン（42）の内部空間から吐出ポート（62）への潤滑油の漏れを防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１８】
【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、仮想ピストンとシリンダの構成例を示した横断面図である。
【図５】図５は、揺動ピストンの構成例を示した横断面図。
【図６】図６(Ａ)は、主軸部に作用する外力（荷重ベクトル）のベクトル軌跡を示したグラフであり、図６(Ｂ)は、仮想ピストンに作用する外力（荷重ベクトル）のベクトル軌跡を示したグラフである。
【図７】図７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８】図８は、偏心部に対する仮想ピストンの軸心ずれを示した横断面図である。
【図９】図９は、外力による仮想ピストンの軸心ずれ（移動ベクトル）のベクトル軌跡を示したグラフである。
【図１０】図１０は、仮想ピストンの外周面とシリンダ室の内周面との間の最小隙間と駆動軸の回転角との関係を示したグラフである。
【図１１】図１１は、仮想ピストンの外周面の位置角について説明するための横断面図である。
【図１２】図１２は、揺動ピストンの外周面形状の設定について説明するための横断面図である。
【図１３】図１３は、圧縮機構の変形例（偏心組立）について説明するための横断面図である。
【図１４】図１４は、圧縮機構の変形例における仮想ピストンの外周面とシリンダ室の内周面との間の最小隙間と駆動軸の回転角との関係を示したグラフである。
【図１５】図１５は、圧縮機構の変形例における揺動ピストンの外周面形状の設定について説明するための横断面図である。
【発明を実施するための形態】
【００１９】
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。
【００２０】
（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。
【００２１】
〔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。
【００２２】
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。
【００２３】
〔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。
【００２４】
〈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。
【００２５】
〈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。
【００２６】
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。
【００２７】
〔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）と浮動ブッシュ（48）とを有している。
【００２８】
〈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（60）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。
【００２９】
〈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）が配置されている。揺動ピストン（42）の内径は、駆動軸（36）の偏心部（38）の外径よりも所定距離（具体的には、後述する浮動ブッシュ（48）の径方向厚さよりも僅かに長い径方向距離）だけ長くなっている。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。
【００３０】
〈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。
【００３１】
〈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。
【００３２】
〈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。
【００３３】
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。
【００３４】
〈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。
【００３５】
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。
【００３６】
〈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。
【００３７】
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。
【００３８】
〈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。
【００３９】
また、この例では、シリンダ（41）のシリンダ室（50）の内周面の軸心（D0）は、フロントヘッド（46）の主軸受孔（56）の軸心（D1）およびリアヘッド（47）の副軸受孔（57）の軸心（D3）と一致している。
【００４０】
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。
【００４１】
〈浮動ブッシュ〉
浮動ブッシュ（48）は、円筒状に形成され、駆動軸（36）の偏心部（38）の外周面と揺動ピストン（42）の内周面との間に回転可能に設けられている。すなわち、浮動ブッシュ（48）は、揺動ピストン（42）の内周面に摺動可能に嵌合され、偏心部（38）は、浮動ブッシュ（48）の内周面に摺動可能に嵌合されている。また、浮動ブッシュ（48）には、潤滑油を通過させるための複数（この例では、４つ）の油孔（48a）が形成されている。複数の油孔（48a）は、浮動ブッシュ（48）の周方向に配列され、浮動ブッシュ（48）を径方向に貫通している。なお、浮動ブッシュ（48）の内径は、偏心部（38）の外径よりも僅かに長く、浮動ブッシュ（48）の外径は、揺動ピストン（42）の内径よりも僅かに短くなっている。そして、駆動軸（36）の給油路（36a）を流れる潤滑油は、給油孔（36b）を通じて駆動軸（36）の偏心部（38）の外周面と浮動ブッシュ（48）の内周面との間の隙間や浮動ブッシュ（48）の外周面と揺動ピストン（42）の内周面との間の隙間などに供給される。また、駆動軸（36）の偏心部（38）の外周面と浮動ブッシュ（48）の内周面との間の隙間に貯留された潤滑油は、浮動ブッシュ（48）の油孔（48a）を通じて浮動ブッシュ（48）の外周面と揺動ピストン（42）の内周面との間の隙間に供給される。
【００４２】
〈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。
【００４３】
〈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。
【００４４】
また、吐出ポート（62）は、平面視においてシリンダ室（50）の内周面に沿うように延びる長円形状に形成されている。なお、吐出ポート（62）は、平面視において揺動ピストン（42）の公転運動により描かれる揺動ピストン（42）の内周面の包絡線よりも径方向外方に配置されている。また、「平面視においてシリンダ室（50）の内周面に沿うように延びる」という状態には、図３のように平面視において吐出ポート（62）の長軸方向がシリンダ室（50）の内周面の接線方向に延びている状態だけでなく、吐出ポート（62）がシリンダ室（50）の内周面の周方向に湾曲している状態も含まれている。
【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】
また、駆動軸（36）が回転して偏心部（38）が回転すると、その回転力によって浮動ブッシュ（48）が回転（自転）する。具体的には、偏心部（38）の回転力が偏心部（38）と浮動ブッシュ（48）との間の油膜を介して浮動ブッシュ（48）に伝達される。なお、浮動ブッシュ（48）の回転速度は、偏心部（38）の回転速度よりも遅くなっている。
【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（41）のシリンダ室（50）の内周面の形状について説明する。シリンダ室（50）の内周面は、真円形状に形成されている。
【００５０】
具体的には、シリンダ室（50）の内周面の形状は、真円形状の外周面を有する仮想ピストン（70）の内周面に駆動軸（36）の偏心部（38）を配置し、駆動軸（36）の直軸部（37,39）の軸心（C1,C3）をシリンダヘッド（46,47）の軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）と一致させ（この例では、駆動軸（36）の主軸部（37）の軸心（C1）をフロントヘッド（46）の主軸受孔（56）の軸心（D1）と一致させ）、駆動軸（36）の偏心部（38）の軸心（C2）を仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）と一致させた状態で、仮想ピストン（70）を公転させた場合に描かれる仮想ピストン（70）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真円形状に対応している。
【００５１】
なお、仮想ピストン（70）の形状は、その外周面の形状を除いて揺動ピストン（42）の形状と同一となっている。具体的には、仮想ピストン（70）の内周面の形状は、揺動ピストン（42）の内周面の形状と同一となっている。
【００５２】
また、「真円形状」とは、実質的に真円形となっている形状を意味し、半径が全周に亘って同一となっている形状（真円形）だけでなく、加工誤差により僅かに真円形から外れた形状（非円形）も含まれている。
【００５３】
また、微小隙間（δ）の径方向距離は、仮想ピストン（70）（揺動ピストン（42））の外周面とシリンダ室（50）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（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に設定されている。
【００５４】
〔揺動ピストンの外周面形状〕
次に、図５を参照して、揺動ピストン（42）の外周面の形状について説明する。揺動ピストン（42）の外周面は、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、非円形状に形成されている。この許容範囲内に属する径方向距離は、仮想ピストン（70）（揺動ピストン（42））の外周面とシリンダ室（50）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。
【００５５】
具体的には、揺動ピストン（42）の外周面の形状は、外力による仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）のずれを加味して、ブレード（43）と一体的に設けられた仮想ピストン（70）を公転させた場合に描かれる仮想ピストン（70）の外周面の包絡線とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間の径方向距離が全周に亘って許容範囲内に収まるように、外力による仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）のずれに応じて仮想ピストン（70）の外周面の半径（軸心（D2）を中心とする半径）を調整して得られる非円形状に対応している。なお、仮想ピストン（70）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）や仮想ピストン（70）（揺動ピストン（42））や浮動ブッシュ（48）などに作用する。
【００５６】
特に、揺動ピストン（42）の外周面のうち第１位置（P1）から揺動ピストン（42）の公転方向に延びて第２位置（P2）に至る部分における揺動ピストン（42）の外周面の半径（軸心（D2）を中心とする半径）は、仮想ピストン（70）の外周面の半径よりも短くなっている。なお、第１位置（P1）は、揺動ピストン（42）の外周面のうちシリンダ室（50）の圧縮室（52）からの流体の吐出が完了するときに揺動ピストン（42）の外周面とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間の径方向距離が最小となる部位である。第２位置（P2）は、揺動ピストン（42）の外周面のうちシリンダ室（50）の吸入室（51）への流体の吸入が開始するときに揺動ピストン（42）の外周面とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間の径方向距離が最小となる部位である。
【００５７】
〔揺動ピストンの外周面形状の設定手順〕
次に、図６〜図１２を参照して、揺動ピストン（42）の外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、外力による仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）のずれを加味して、ブレード（43）と一体的に設けられた仮想ピストン（70）を公転させた場合に描かれる仮想ピストン（70）の外周面の包絡線とシリンダ室（50）の内周面との間の隙間の径方向距離が全周に亘って許容範囲内に収まるように、外力による仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）のずれに応じて仮想ピストン（70）の外周面の半径を調整し、その調整によって得られた仮想ピストン（70）の外周面の半径に基づいて揺動ピストン（42）の外周面の形状を設定している。
【００５８】
〈１．前提条件の設定〉
まず、真円形状の外周面を有する仮想ピストン（70）をブレード（43）と一体的に設けて仮想ピストン（70）の内周面に駆動軸（36）の偏心部（38）を配置した状態で、仮想ピストン（70）を公転させる場合（例えば、図４に示した構成）を想定する。なお、この例では、シリンダ室（50）の内周面の軸心（D0）は、フロントヘッド（46）の主軸受孔（56）の軸心（D1）およびリアヘッド（47）の副軸受孔（57）の軸心（D3）と一致している。
【００５９】
〈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。図６(Ａ)は、１サイクル中（すなわち、仮想ピストン（70）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）のベクトル軌跡を示している。図６(Ａ)において、細線は、駆動軸（36）の回転速度が比較的低い場合（低負荷の場合）のベクトル軌跡を示し、太線は、駆動軸（36）の回転速度が比較的高い場合（高負荷の場合）のベクトル軌跡を示している。
【００６０】
図６(Ａ)に示すように、主軸部（37）に作用する外力のベクトル軌跡は、吸入側（０°から１８０°までの方向、特に、９０°〜１８０°の方向）に偏っている。すなわち、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、仮想ピストン（70）に作用する外力を所定の回転角毎に求める。図６(Ｂ)は、１サイクル中に仮想ピストン（70）に作用する外力（荷重ベクトル）のベクトル軌跡を示している。図６(Ｂ)において、細線は、駆動軸（36）の回転速度が比較的低い場合（低負荷の場合）のベクトル軌跡を示し、太線は、駆動軸（36）の回転速度が比較的高い場合（高負荷の場合）のベクトル軌跡を示している。図６(Ｂ)に示すように、仮想ピストン（70）に作用する外力のベクトル軌跡は、吸入側（すなわち、０°から１８０°までの方向、特に、９０°〜１８０°の方向）に偏っている。また、駆動軸（36）の回転速度が高くなるほど、仮想ピストン（70）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、仮想ピストン（70）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仮想ピストン（70）に作用する差圧力や、仮想ピストン（70）の質量および回転速度に応じて仮想ピストン（70）に作用する遠心力などが含まれている。
【００６２】
また、浮動ブッシュ（48）に作用する外力を所定の回転角毎に求める。なお、１サイクル中に浮動ブッシュ（48）に作用する外力（荷重ベクトル）のベクトル軌跡は、仮想ピストン（70）に作用する外力のベクトル軌跡（図６(Ｂ)）と同様となっている。すなわち、浮動ブッシュ（48）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浮動ブッシュ（48）に作用する差圧力や、浮動ブッシュ（48）の質量および回転速度に応じて浮動ブッシュ（48）に作用する遠心力などが含まれている。
【００６３】
〈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７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７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。
【００６４】
【数１】
2016166563.tif 000003
【００６５】
また、仮想ピストン（70）と浮動ブッシュ（48）との間における最小油膜厚さ（H21）を所定の回転角毎に求める。図８に示すように、仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）は、仮想ピストン（70）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８では、浮動ブッシュ（48）の油孔（48a）の図示を省略し、偏心部（38）と浮動ブッシュ（48）と仮想ピストン（70）の断面を示すハッチングの図示を省略している。ここで、仮想ピストン（70）と浮動ブッシュ（48）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、“W21”は、仮想ピストン（70）に作用する外力に相当し、“R21”は、浮動ブッシュ（48）の外周面の半径に相当し、“L21”は、仮想ピストン（70）の軸受長さ（この例では、仮想ピストン（70）の軸方向長さ）に相当し、“U21”は、仮想ピストン（70）に対する浮動ブッシュ（48）の相対回転速度に相当し、“η21”は、仮想ピストン（70）と浮動ブッシュ（48）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。
【００６６】
【数２】
2016166563.tif 000004
【００６７】
また、浮動ブッシュ（48）と偏心部（38）との間における最小油膜厚さ（H22）を所定の回転角毎に求める。図８に示すように、浮動ブッシュ（48）の軸心は、浮動ブッシュ（48）に作用する外力によって偏心部（38）の軸心（C2）からずれる。浮動ブッシュ（48）と偏心部（38）との間における最小油膜厚さ（H22）は、例えば、次の式１のように示すことができる。なお、式３において、“W22”は、浮動ブッシュ（48）に作用する外力に相当し、“R22”は、偏心部（38）の外周面の半径に相当し、“L22”は、浮動ブッシュ（48）の軸受長さ（この例では、浮動ブッシュ（48）の軸方向長さ）に相当し、“U22”は、浮動ブッシュ（48）に対する偏心部（38）の相対回転速度に相当し、“η22”は、浮動ブッシュ（48）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。
【００６８】
【数３】
2016166563.tif 000005
【００６９】
〈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７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４に基づいて算出することが可能である。
【００７０】
【数４】
2016166563.tif 000006
【００７１】
また、偏心部（38）の軸心（C2）に対する仮想ピストン（70）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８に示すように、仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）は、仮想ピストン（70）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、仮想ピストン（70）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、仮想ピストン（70）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）の仮想ピストン（70）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”とし、浮動ブッシュ（48）の径方向厚さを“T2”とすると、ずれ量（S2）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】
2016166563.tif 000007
【００７３】
〈５．外力による仮想ピストンの軸心ずれの算出〉
次に、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。すなわち、仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）の基準位置に対する仮想ピストン（70）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）が仮想ピストン（70）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）の仮想ピストン（70）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。
【００７４】
なお、外力による仮想ピストン（70）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）に作用する外力と仮想ピストン（70）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、外力による仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）のずれの量（ずれ量（S0））は、次の式６に基づいて算出することが可能である。
【００７５】
【数６】
2016166563.tif 000008
【００７６】
図９は、１サイクル中における仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）のずれ（ずれ量（S0）とずれ方向とで表現される移動ベクトル）のベクトル軌跡を示している。図９において、細線は、駆動軸（36）の回転速度が比較的低い場合（低負荷の場合）のベクトル軌跡を示し、太線は、駆動軸（36）の回転速度が比較的高い場合（高負荷の場合）のベクトル軌跡を示し、二点鎖線は、ずれ量（S0）の限界量（具体的には、径方向距離（G1）＋径方向距離（G2）−径方向厚さ（T2））を示している。
【００７７】
また、図９では、仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）のずれのベクトル軌跡を示した曲線上の各点は、駆動軸（36）の回転角に対応している。例えば、駆動軸（36）の回転速度が比較的高い場合（図９の細線の場合）に駆動軸（36）の回転角が１８０°となっているとき、仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）は、軸心（D2）の基準位置から９０°の方向へ向けてずれ量（S0）だけずれていることになる。また、駆動軸（36）の回転速度が比較的高い場合（図９の太線の場合）に駆動軸（36）の回転角が３４０°となっているとき、仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）は、軸心（D2）の基準位置から２７０°の方向へ向けてずれ量（S0）だけずれていることになる。なお、図９に示すように、仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）は、軸心（D2）の基準位置から吐出側（すなわち、１８０°から３６０°までの方向）よりも吸入側（すなわち、０°から１８０°までの方向）へ向けてずれる傾向にあり、特に、９０°から１８０°までの方向へ向けてずれる傾向にある。
【００７８】
また、図９では、仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）のずれのベクトル軌跡を示した曲線上の任意点から原点までの距離（径方向距離）は、その任意点に対応する回転角におけるずれ量（S0）に対応している。例えば、駆動軸（36）の回転速度が比較的低い場合（図９の細線の場合）、ずれ量（S0）は限界量（二点鎖線）とほぼ同一となっている。一方、駆動軸（36）の回転速度が比較的高い場合（図９の太線の場合）、ずれ量（S0）は限界量（二点鎖線）よりも小さくなっている。すなわち、駆動軸（36）の回転速度が高くなるほど、最小油膜厚さ（H1,H21,H22）が厚くなってずれ量（S0）が小さくなる傾向にある。
【００７９】
〈６．最小隙間の径方向距離の算出〉
次に、仮想ピストン（70）の外周面とシリンダ室（50）の内周面との間の最小隙間（具体的には、仮想ピストン（70）の外周面とシリンダ室（50）の内周面との近接部における隙間）の径方向距離を所定の回転角毎に求める。具体的には、所定の回転角毎の最小隙間の径方向距離は、次のように算出することが可能である。
【００８０】
まず、その回転角に対応する仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）の基準位置を決定する。次に、その回転角における仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）のずれ（ずれ量（S0）とずれ方向）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仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）の位置とする。次に、直軸部（37,39）の軸心（C1,C3）（この例では、主軸受孔（56）の軸心（D1））から仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）を通過してシリンダ室（50）の内周面に至る仮想線の長さ（第１径方向距離）から、直軸部（37,39）の軸心（C1,C3）（この例では、主軸受孔（56）の軸心（D1））から仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）を通過して仮想ピストン（70）の外周面に至る仮想線の長さ（第２径方向距離）を減算する。そして、第１径方向距離から第２径方向距離を減算して得られる径方向距離を、その回転角に対応する最小隙間の径方向距離とする。なお、最小隙間の径方向距離が負の値となる場合、仮想ピストン（70）の外周面がシリンダ室（50）の内周面よりも径方向外方に位置している（すなわち、仮想ピストン（70）の外周面がシリンダ室（50）の内周面と接触している）ことになる。
【００８１】
次に、所定の回転角毎に求められた最小隙間の径方向距離に基づいて、１サイクル中の駆動軸（36）の回転角の変化に伴う最小隙間の径方向距離の変化を示した最小隙間変化曲線（近似曲線）を求める。
【００８２】
そして、以上のような計算を運転条件（例えば、駆動軸（36）の回転速度や圧力条件や軸受隙間など）を変更して繰り返し行う。これにより、図１０に示すように、それぞれが異なる運転条件に対応する複数（この例では、４つ）の最小隙間変化曲線（L1,L2,L3,L4）が求められる。なお、最小隙間変化曲線（L1,L2）に対応する駆動軸（36）の回転速度は、最小隙間変化曲線（L3,L4）に対応する駆動軸（36）の回転速度よりも遅くなっている。また、図１０には、１サイクル中におけるずれ量（S0）がゼロである場合の最小隙間の径方向距離の変化（駆動軸（36）の回転角の変化に伴う変化）を示した最小隙間基準線（L0）が示されている。
【００８３】
次に、複数の最小隙間変化曲線（L1,L2,L3,L4）に基づいて、最小隙間下限曲線（LL）を求める。具体的には、複数の最小隙間変化曲線（L1,L2,L3,L4）のいずれもが最小隙間下限曲線（LL）を下回らないように、最小隙間下限曲線（LL）を求める。この例では、複数の最小隙間変化曲線（L1,L2,L3,L4）の下限（最小値）に沿う近似曲線を最小隙間下限曲線（LL）としている。
【００８４】
〈７．揺動ピストンの外周面形状の設定〉
次に、最小隙間下限曲線（LL）に基づいて、仮想ピストン（70）の外周面の半径を調整して揺動ピストン（42）の外周面の形状を設定する。
【００８５】
図１１に示すように、駆動軸（36）の回転角を“回転角（θ1）”とし、ブレード（43）の揺動角を“揺動角（θ2）”とし、仮想ピストン（70）の外周面においてブレード（43）との接続位置から仮想ピストン（70）の公転方向（図１１では、時計回り方向）に進んで近接部の位置（すなわち、仮想ピストン（70）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位置）に至る角度を“位置角（θ3）”とすると、位置角（θ3）は、回転角（θ1）に揺動角（θ2）を加算して得られる。なお、図１１では、偏心部（38）と浮動ブッシュ（48）と仮想ピストン（70）の断面を示すハッチングの図示を省略している。また、ブレード（43）の揺動中心（B1）は、ブッシュ孔（53）の中心と一致している。
【００８６】
また、揺動角（θ2）は、回転角（θ1）に依存している。具体的には、揺動角（θ2）は、回転角（θ1）が０°から第１基準角（９０°−α°）に増加するに連れて０°から正の最大角（＋α°）に増加し、回転角（θ1）が第１基準角（９０°−α°）から１８０°に増加するに連れて正の最大角（＋α°）から０°に減少し、回転角（θ1）が１８０°から第２基準角（２７０°＋α°）に増加するに連れて０°から負の最小角（−α°）に減少し、回転角（θ1）が第２基準角（２７０°＋α°）から３６０°に増加するに連れて負の最小角（−α°）から０°に増加する。径方向距離したがって、位置角（θ3）は、回転角（θ1）から算出することが可能である。なお、αは、正数である。また、第１基準角および第２基準角は、主軸部（37）の軸心（C1）とブレード（43）の揺動中心（B1）との間の径方向距離と、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）とに基づいて算出することが可能である。
【００８７】
上記のように、仮想ピストン（70）の外周面の位置角（θ3）は、駆動軸（36）の回転角（θ1）に対応している。したがって、下記のような計算を所定の回転角毎に行うことにより、揺動ピストン（42）の外周面の半径を所定の位置角毎に設定することができる。
【００８８】
まず、回転角（θ1）に対応する位置角（θ3）を求める。また、最小隙間下限曲線（LL）に基づいて回転角（θ1）に対応する最小隙間の径方向距離を求める。そして、回転角（θ1）に対応する最小隙間の径方向距離と予め定められた微小隙間（δ）の径方向距離とを比較し、その比較結果に基づいて仮想ピストン（70）の外周面の半径を調整して回転角（θ1）に対応する位置角（θ3）における揺動ピストン（42）の外周面の半径を設定する。
【００８９】
具体的には、回転角（θ1）に対応する最小隙間の径方向距離が微小隙間（δ）の径方向距離を下回る場合、仮想ピストン（70）の外周面の半径から最小隙間の径方向距離と微小隙間（δ）の径方向距離との差（絶対値）を減算し、その減算により得られた半径を位置角（θ3）における揺動ピストン（42）の外周面の半径とする。一方、回転角（θ1）に対応する最小隙間の径方向距離が微小隙間（δ）の径方向距離を上回る場合、仮想ピストン（70）の外周面の半径に最小隙間の径方向距離と微小隙間（δ）の径方向距離との差（絶対値）を加算し、その加算により得られた半径を位置角（θ3）における揺動ピストン（42）の外周面の半径とする。また、回転角（θ1）に対応する最小隙間の径方向距離が微小隙間（δ）の径方向距離と等しい場合、仮想ピストン（70）の外周面の半径を位置角（θ3）における揺動ピストン（42）の外周面の半径とする。
【００９０】
例えば、回転角（θ1）が９０°である場合、最小隙間下限曲線（LL）から９０°に対応する最小隙間の径方向距離（図１０では、−ａ）を求める。この場合、最小隙間の径方向距離が微小隙間（δ）の径方向距離（図１０では、＋ｂ）を下回るので、仮想ピストン（70）の外周面の半径から最小隙間の径方向距離と微小隙間（δ）の径方向距離との差（図１０では、ａ＋ｂ）を減算し、その減算によって得られた半径を回転角（９０°）に対応する位置角（θ3）における揺動ピストン（42）の外周面の半径とする。
【００９１】
なお、回転角（θ1）に対応する最小隙間の径方向距離と予め定められた微小隙間（δ）の径方向距離とを比較する代わりに、回転角（θ1）に対応する最小隙間の径方向距離と予め定められた最小隙間の径方向距離の許容範囲（微小隙間（δ）の径方向距離を含む許容範囲）とを比較し、その比較の結果に基づいて仮想ピストン（70）の外周面の半径を調整して回転角（θ1）に対応する位置角（θ3）における揺動ピストン（42）の外周面の半径を設定してもよい。
【００９２】
具体的には、回転角（θ1）に対応する最小隙間の径方向距離が許容範囲を下回る場合、仮想ピストン（70）の外周面の半径から最小隙間の径方向距離と許容範囲内に属する所定の径方向距離（例えば、微小隙間（δ）の径方向距離）との差（絶対値）を減算し、その減算により得られた半径を位置角（θ3）における揺動ピストン（42）の外周面の半径としてもよい。一方、回転角（θ1）に対応する最小隙間の径方向距離が許容範囲を上回る場合、仮想ピストン（70）の外周面の半径に最小隙間の径方向距離と許容範囲内に属する所定の径方向距離（例えば、微小隙間（δ）の径方向距離）との差（絶対値）を加算し、その加算により得られた半径を位置角（θ3）における揺動ピストン（42）の外周面の半径としてもよい。また、回転角（θ1）に対応する最小隙間の径方向距離が許容範囲内に収まる場合、仮想ピストン（70）の外周面の半径を位置角（θ3）における揺動ピストン（42）の外周面の半径としてもよい。
【００９３】
次に、所定の位置角毎に設定された揺動ピストン（42）の外周面の半径から熱膨張量および加工公差量を減算する。なお、熱膨張量は、揺動ピストン（42）の熱変形に伴う半径の増加量に対応し、加工公差量は、揺動ピストン（42）の外周面の基準寸法と最大許容寸法との差（正の最大誤差量）に対応している。
【００９４】
次に、所定の位置角毎に設定された揺動ピストン（42）の外周面の半径（具体的には、熱膨張量および加工公差量を減算した半径）に基づいて、図１２に示すような揺動ピストン（42）の外周面の形状（外形線）を求める。例えば、揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）を原点として所定の位置角毎に極座標点を求め、所定の位置角毎の極座標点に対応する近似曲線（例えば、これらの極座標点を滑らかに繋ぐ近似曲線）を求め、その近似曲線を揺動ピストン（42）の外周面の形状とする。
【００９５】
以上のような設定手順に基づいて揺動ピストン（42）の外周面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、揺動ピストン（42）の外周面を非円形状に形成することができる。
【００９６】
〔実施形態による効果〕
以上のように、駆動軸（36）の偏心部（38）と揺動ピストン（42）との間に浮動ブッシュ（48）が設けられているので、駆動軸（36）の偏心部（38）の外周面は、浮動ブッシュ（48）の内周面を摺動し、浮動ブッシュ（48）の外周面は、揺動ピストン（42）の内周面を摺動する。また、浮動ブッシュ（48）は、駆動軸（36）の偏心部（38）の回転運動に伴って駆動軸（36）の回転速度よりも低い回転速度で回転（自転）する。これにより、浮動ブッシュ（48）の内周面に対する駆動軸（36）の偏心部（38）の相対回転速度（摺動速度）と、揺動ピストン（42）の内周面に対する浮動ブッシュ（48）の外周面の相対回転速度（摺動速度）とを、駆動軸（36）の回転速度よりも低くすることができる。なお、浮動ブッシュ（48）を設けることにより摺動箇所が増加することになるが、摺動損失は摺動箇所の増加よりも摺動速度に依存するので、駆動軸（36）と浮動ブッシュ（48）との間の摺動損失と浮動ブッシュ（48）と揺動ピストン（42）との間の摺動損失との合計を、駆動軸（36）の偏心部（38）が揺動ピストン（42）の内周面を摺動する場合（すなわち、浮動ブッシュ（48）が設けられていない場合）の駆動軸（36）と揺動ピストン（42）との間の摺動損失よりも小さくすることができる。これにより、駆動軸（36）の回転速度を維持しつつ、駆動軸（36）と揺動ピストン（42）との間における摺動損失を低減することができる。
【００９７】
なお、駆動軸（36）の偏心部（38）と揺動ピストン（42）との間に浮動ブッシュ（48）を設けることにより、駆動軸（36）の偏心部（38）と揺動ピストン（42）との間隔が広くなる傾向にある。駆動軸（36）の偏心部（38）と揺動ピストン（42）との間隔が広くなると、揺動ピストン（42）の公転運動中に外力（例えば、遠心力や差圧力など）によって揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）が大きくずれて、揺動ピストン（42）の外周面がシリンダ室（50）の内周面と接触してしまう可能性が高くなる。そのため、この実施形態では、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許容範囲内に収まるように、揺動ピストン（42）の外周面が非円形状に形成されている。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。
【００９８】
また、浮動ブッシュ（48）の内周面に対する駆動軸（36）の偏心部（38）の相対回転速度（摺動速度）と、揺動ピストン（42）の内周面に対する浮動ブッシュ（48）の外周面の相対回転速度（摺動速度）とを、駆動軸（36）の回転速度よりも低くすることができるので、摺動面（具体的には、揺動ピストン（42）の内周面，浮動ブッシュ（48）の外周面および内周面，偏心部（38）の外周面）のＰＶ値を低下させることができる。これにより、軸受部分の信頼性を向上させることができる。
【００９９】
また、外力による仮想ピストン（70）の内周面の軸心（D2）のずれに応じて仮想ピストン（70）の外周面の半径を調整して得られる非円形状に対応するように、揺動ピストン（42）の外周面を形成することにより、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許容範囲内に収まるようにすることができる。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。
【０１００】
なお、シリンダ室（50）の圧縮室（52）からの流体の吐出が完了する時点（吐出完了時点）からシリンダ室（50）の吸入室（51）への流体の吸入が開始する時点（吸入開始時点）までの期間では、揺動ピストン（42）に作用する差圧力が弱くなるので、揺動ピストン（42）に作用する遠心力によって揺動ピストン（42）の内周面の軸心（D2）が径方向外方にずれる傾向にある。そのため、この実施形態では、揺動ピストン（42）の外周面のうち第１位置（P1）から揺動ピストン（42）の公転方向に延びて第２位置（P2）に至る部分（すなわち、吐出完了時点から吸入開始時点までの期間に対応する部分）における揺動ピストン（42）の外周面の半径が、仮想ピストン（70）の外周面の半径よりも短くなっている。これにより、吐出完了時点から吸入開始時点までの期間において、外力（主に遠心力）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することができる。
【０１０１】
また、平面視においてシリンダ室（50）の内周面に沿うように吐出ポート（62）を長円形状に形成することにより、吐出ポート（62）と揺動ピストン（42）の内部空間（揺動ピストン（42）の内周面に囲まれた空間）との連通を防止することができる。これにより、揺動ピストン（42）の内部空間から吐出ポート（62）への潤滑油の漏れを防止することができる。
【０１０２】
（圧縮機構の変形例）
図１３に示すように、軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）（この例では、主軸受孔（56）の軸心（D1））がシリンダ室（50）の内周面の軸心（D0）に対して所定方向に偏心するように、シリンダ（41）とフロントヘッド（46）とが偏心組立されていてもよい。なお、軸受孔（56,57）の軸心（D1,D3）（この例では、主軸受孔（56）の軸心（D1））は、シリンダ室（50）の内周面の軸心（D0）から主軸部（37）に作用する外力（荷重ベクトル）のベクトル軌跡の偏り方向の反対方向に偏心していることが好ましい。この例では、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、シリンダ室（50）の内周面の軸心（D0）とブレード（43）の揺動中心（B1）とを結ぶ仮想線からシリンダ室（50）の内周面の軸心（D0）を中心として揺動ピストン（42）の公転方向（この例では、時計回り方向）に１３５°進んだ方向に偏っている（図６(Ａ)を参照）。そのため、この例では、主軸受孔（56）の軸心（D1）は、シリンダ室（50）の内周面の軸心（D0）とブレード（43）の揺動中心（B1）とを結ぶ仮想線からシリンダ室（50）の内周面の軸心（D0）を中心として揺動ピストン（42）の公転方向（この例では、時計回り方向）に３１５°進んだ方向に偏心している。すなわち、シリンダ室（50）の内周面の軸心（D0）とブレード（43）の揺動中心（B1）とを結ぶ仮想線に対してシリンダ室（50）の内周面の軸心（D0）と主軸受孔（56）の軸心（D1）とを結ぶ仮想線が揺動ピストン（42）の公転方向（図１３では、時計回り方向）になす角度（偏心角度（θ5）は、３１５°となっている。なお、この例では、副軸受孔（57）の軸心（D3）は、主軸受孔（56）の軸心（D1）と一致している。  
【０１０３】
以上のように構成した場合も、上記のような揺動ピストンの外周面形状の設定手順（図６〜図１２）に基づいて、揺動ピストン（42）の外周面の形状を設定することが可能である。なお、この場合、最小隙間基準線（L0）と最小隙間変化曲線（L1,L2,L3,L4）と最小隙間下限曲線（LL）は、図１４に示すような波形となり、揺動ピストン（42）の外周面の形状（外形線）は、図１５に示すような近似曲線となる。すなわち、シリンダ室（50）の内周面の軸心（D0）から主軸部（37）に作用する外力（荷重ベクトル）のベクトル軌跡の偏り方向の反対方向に主軸受孔（56）の軸心（D1）を偏心させることにより、揺動ピストン（42）の外周面の形状を真円形状に近づけることができる。これにより、仮想ピストン（70）の外周面の半径の調整量（増減量）を少なくすることができる。
【０１０４】
（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、揺動ピストンの外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。
【０１０５】
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】
【０１０６】
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】
【０１０７】
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（直軸部）
３８          偏心部
３９          副軸部（直軸部）
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）
４８          浮動ブッシュ
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
Ｄ０          シリンダ室の内周面の軸心
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
【図１】
2016166563.tif 000009
【図２】
2016166563.tif 000010
【図３】
2016166563.tif 000011
【図４】
2016166563.tif 000012
【図５】
2016166563.tif 000013
【図６】
2016166563.tif 000014
【図７】
2016166563.tif 000015
【図８】
2016166563.tif 000016
【図９】
2016166563.tif 000017
【図１０】
2016166563.tif 000018
【図１１】
2016166563.tif 000019
【図１２】
2016166563.tif 000020
【図１３】
2016166563.tif 000021
【図１４】
2016166563.tif 000022
【図１５】
2016166563.tif 000023