密閉容器内に、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、圧縮室空間を有するシリンダブロックと、前記圧縮室空間内を往復運動するピストンと、前記圧縮室空間の端部に配置され、かつ前記ピストンとで圧縮室を形成するバルブプレートを備え、前記バルブプレートに、前記圧縮室内で圧縮される冷媒ガスが流入する吸入孔と該圧縮室内で圧縮された冷媒ガスが吐出される吐出孔を設け、さらに、前記ピストンの先端面で、かつ前記吐出孔と対向した位置に、該ピストンの往復動に伴って前記吐出孔を出没する凸部を設け、前記凸部の側面に、少なくとも一つの平面を設け、かつ前記平面の一つにおける前記ピストンの先端面に対する勾配αを、前記凸部の他の側面の前記ピストンの先端面に対する勾配βよりも緩やかになるようにした密閉型圧縮機。前記凸部に設けた勾配αを有する前記平面を、前記吸入孔側に面する位置に配置した請求項1に記載の密閉型圧縮機。前記吐出孔を、前記圧縮室側から前記圧縮室の反対側に向かって断面積が大きくなるように形成した請求項1または2に記載の密閉型圧縮機。前記吐出孔の圧縮室側角部に、前記圧縮室側から圧縮室の反対側に向かって断面積が小さくなるベルマウス部を設けた請求項1から3のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。前記凸部の形状を、前記ピストンの先端面と略平行な面による断面形状が、複数の平面を有する多角形形状とした請求項1から4のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。前記凸部の形状を、前記ピストンの先端面と略平行な面による断面形状が、略長方形となるようにした請求項1から5のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。前記勾配αを、約60°≦α≦約85°の範囲とした請求項1から6のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。しかしながら、上記従来の構成は、ピストン13のバルブプレート25側に設けられた凸部31が吐出孔23に入り込み、デッドボリューム網掛け部分を低減できるものの、図9に示すように、凸部31の側面33および側面35と、吐出孔23の内周面37が略平行であるため、ピストン13が点線で示した位置から実線で示した位置上死点に至るまでに、徐々に冷媒ガス9の流路面積が減少し、過圧縮が生じ、吐出損失が増大するという課題があった。また、図9においては、凸部31の緩やかな側面33により、冷媒ガス9の流れ方向39の変化を小さくできるものの、凸部31が円錐台形状であることから、吸入孔21から吐出孔23に向かって流れる冷媒ガス9の流れにおいて、凸部31の周壁側面への回り込みが生じる。そのため、凸部31の端面先端面において、側面全周から流れ込んだ冷媒ガス9が互いに干渉し、乱流が発生することにより、冷媒ガス9が圧縮室29から吐出孔23へ流出しきれず、圧縮室29内に溜まり込んだ残存した冷媒ガス9がピストン13の吸入動作に伴って再膨張する。その結果、吸入損失が生じるなど、結果として密閉型圧縮機1におけるデッドボリュームの低減、および冷媒ガス流れの改善による効果が十分に発揮できないという課題があった。また、上記従来の密閉型圧縮機1の吐出孔23に、上記非特許文献1に開示される構成を応用することも想定されるが、凸部31による吐出孔23周辺の損失冷媒の複雑な挙動に起因して十分な効果が期待できないことが予測される。本発明は、上記従来の課題を解決するもので、デッドボリュームを低減することによって、再膨張損失を低減するとともに、冷媒ガス流れを改善し、圧縮室内や吐出孔における吐出ガス流れの損失を低減することによって、効率の高い密閉型圧縮機を提供することを目的とする。上記従来の課題を解決するために、本発明の密閉型圧縮機は、ピストンの先端面に設けた凸部の側面に、少なくとも一つの平面を設け、かつ前記平面の一つにおける前記ピストンの先端面に対する勾配αを、前記凸部の他の側面の前記ピストンに対する勾配βよりも緩やかになるようにしたものである。これによって、ピストンの先端面に設けた凸部が吐出孔に入り込むことで、デッドボリュームを低減し、再膨張損失を低減することにより、圧縮機の効率を向上することができる。さらに、吸入孔から吐出孔に向かって流れる冷媒ガスの流れにおいて、前記平面によって凸部の軸方向に延びる周壁への回り込みを遮り、平面によって遮った冷媒ガスを吐出孔方向へ効率的に導くことができるため、圧縮行程の終了時における冷媒ガスの圧縮室内での溜まり込み量を抑制し、その溜まり込んだ冷媒ガスの再膨張に伴う吸入損失を低減することができる。本発明の密閉型圧縮機は、圧縮室内や吐出孔における吐出ガス流れの損失を低減し、圧縮室内に溜まり込んだ冷媒ガスの再膨張に伴う吸入損失を低減することができるので、密閉型圧縮機の効率を高めることができる。第1の発明は、密閉容器内に、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、圧縮室空間を有するシリンダブロックと、前記圧縮室空間内を往復運動するピストンと、前記圧縮室空間の端部に配置され、かつ前記ピストンとで圧縮室を形成するバルブプレートを備え、前記バルブプレートに、前記圧縮室内で圧縮される冷媒ガスが流入する吸入孔と該圧縮室内で圧縮された冷媒ガスが吐出される吐出孔を設け、さらに、前記ピストンの先端面で、かつ前記吐出孔と対向した位置に、該ピストンの往復動に伴って前記吐出孔を出没する凸部を設け、前記凸部の側面に、少なくとも一つの平面を設け、かつ前記平面の一つにおける前記ピストンの先端面に対する勾配αを、前記凸部の他の側面の前記ピストンの先端面に対する勾配βよりも緩やかになるようにしたものである。かかる構成とすることにより、吐出孔に形成されるデッドボリュームを低減し、再膨張に伴う吸入損失を低減することができるので、圧縮機の効率を向上することに加えて、吸入孔から吐出孔に向かって流れる冷媒ガスの流れにおいて、平面によって凸部の軸方向に延びる周壁への回り込みを遮ることができる。さらに、平面の勾配αが、その他の側面の勾配βよりも勾配を緩やかにすることで、圧縮室から吐出孔へ流入する冷媒ガス流れにおいて、平面に沿った流れの流路抵抗を小さくすることができる。その結果、平面によって遮った冷媒ガスを吐出孔方向へ効率的に導くことができ、圧縮行程終了時における冷媒ガスの圧縮室内での溜まり込み残存を低減し、その溜まり込んだ冷媒ガスの再膨張に伴う吸入損失を低減し、密閉型圧縮機の効率を向上することができる。第2の発明は、特に、第1の発明の凸部における勾配αを有する前記平面を、前記吸入孔側に面する位置に配置したものである。かかることにより、吸入孔から流れ込み、吐出孔に向かう冷媒ガスの流れを、平面により遮り、平面に沿って吐出孔に向かう冷媒ガスの流れを生成し、特に圧縮行程終了時における冷媒ガスの圧縮室内での溜まり込み残存をさらに低減する。その結果、前述の溜まり込んだ冷媒ガスの再膨張に伴う吸入損失を低減し、密閉型圧縮機の効率を向上することができる。第3の発明は、特に、第1または第2の発明の吐出孔を、前記圧縮室側から前記圧縮室の反対側に向かって断面積が大きくなるように形成したものである。かかることにより、凸部の側面と吐出孔の内周面で形成される流路面積を拡げることができ、吐出孔を通過する冷媒ガスの流路抵抗を極力小さくすることができる。その結果、圧縮冷媒ガスの吐出孔からの流出を円滑にし、圧縮行程時の過圧縮を低減し、密閉型圧縮機の入力を低減する作用効果が期待できる。第4の発明は、特に、第1から第3のいずれか一つの発明の吐出孔の圧縮室側角部に、前記圧縮室側から前記圧縮室の反対側に向かって断面積が小さくなるベルマウス部を設けたものである。かかることにより、圧縮行程終了時において、ピストンの凸部によって吐出孔方向へ導かれる冷媒ガスを、より円滑に吐出孔へ導くことができる。その結果、圧縮行程終了時における冷媒ガスの圧縮室内での溜まり込み残存を低減し、その溜まり込んだ冷媒ガスの再膨張に伴う吸入損失を低減して密閉型圧縮機の効率を向上することができる。第5の発明は、特に、第1から第4のいずれか一つの発明の凸部の形状を、ピストンの先端面と略平行な面による断面形状が、複数の平面を有する多角形形状としたものである。かかることにより、吸入孔から吐出孔に向かって流れる冷媒ガスの流れにおいて、凸部の軸方向に延びる周壁への回り込みを、多角形を形成する複数の平面で遮り、その平面によって遮った冷媒ガスを前記吐出孔方向へ導くことができ、圧縮行程終了時における冷媒ガスの圧縮室内での溜まり込み残存をさらに低減することができる。その結果、その溜まり込んだ冷媒ガスの再膨張に伴う吸入損失を低減し、密閉型圧縮機の効率をさらに向上することができる。第6の発明は、特に、第1から第5のいずれか一つの発明の凸部の形状を、前記ピストンの先端面と略平行な面による断面形状が、略長方形となるようにしたものである。かかることにより、吸入孔から吐出孔に向かって流れる冷媒ガスの流れにおいて、吐出孔へ向かう冷媒ガスの流れを、凸部を囲い、かつ複数の平面に沿った流れとすることができる。したがって、凸部の周囲方向への回り込みを抑制して冷媒ガスを吐出孔方向へ円滑に導くことができる。さらに、圧縮行程終了時における冷媒ガスの圧縮室内での溜まり込み残存を低減し、その溜まり込んだ冷媒ガスの再膨張に伴う吸入損失を低減して密閉型圧縮機の効率を向上することができる。第7の発明は、特に、第1から第6のいずれか一つの発明の凸部における勾配αを、約60°≦α≦約85°の範囲としたものである。かかることにより、冷媒ガスの吐出孔に向かう流れが円滑となり、特に圧縮行程終了時における冷媒ガスの圧縮室内での溜まり込み残存を低減することができ、溜まり込んだ冷媒ガスの再膨張に伴う吸入損失を低減し、密閉型圧縮機の効率を向上することができる。以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によってこの発明が限定されるものではない。実施の形態1図1は、本発明の実施の形態1における密閉型圧縮機の縦断面図である。図2は、同実施の形態1における密閉型圧縮機のピストンの要部斜視図である。図3は、同実施の形態1における密閉型圧縮機の図2のB-B線による要部断面図である。図4は、同実施の形態1における密閉型圧縮機のピストンの圧縮面から見た凸部の吸入孔および吐出孔との配置関係を示す説明図である。図5は、同実施の形態1における密閉型圧縮機の凸部の側面の勾配αと成績係数COPの関係を示す特性図である。図6は、同実施の形態1における異なる構成の凸部を設けたピストンの要部斜視図である。図1に示すように、密閉型圧縮機以下、圧縮機と称す100は、密閉容器101内に冷媒ガス103が充填されており、電動要素105と、電動要素105によって駆動される圧縮要素107とがサスペンションスプリング109によって密閉容器101内において弾性的に支持され、収容されている。圧縮要素107は、電動要素105の回転運動を往復運動に変換するクランクシャフト111と、略円筒形の圧縮室空間を有するシリンダ113を備えたシリンダブロック115を主体に構成されている。クランクシャフト111は、電動要素105の回転子117が固定された主軸部119と、軸心が主軸部119に対して偏心している偏心部121を備えている。そして、主軸部119は、シリンダブロック115の主軸受け部123に支持されている。また、シリンダ113内には、自在に往復動できるようにピストン125が挿入されている。このピストン125は、連結手段127を介してクランクシャフト111の偏心部121と連結されている。すなわち、連結手段127は、一端がクランクシャフト111の偏心部121と回転自在に連結され、他端がピストン125に取り付けられたピストンピン129と回転自在に連結されている。これにより、連結手段127は、クランクシャフト111の回転に伴う偏心部121の旋回を往復動に変換してピストン125に伝達する。シリンダ113の端部131には、バルブプレート133が配設されており、バルブプレート133、ピストン125、シリンダ113によって圧縮室135が形成されている。バルブプレート133には、それぞれ円形に形成された吸入孔137および吐出孔139が設けられ、さらに吸入孔137を開閉する吸入弁図示せずと吐出孔139を開閉する吐出弁145がそれぞれ周知の構成で設けられている。また、バルブプレート133は、シリンダヘッド141で覆われ、このシリンダヘッド141の内部には、吐出孔139と連通する吐出室147が設けられている。さらに、吸入マフラー143は、シリンダヘッド141とバルブプレート133とで挟持される。吐出室147には、吐出管149が接続され、その吐出管149には、密閉容器101の外部へ延出した出口管151が接続されている。ピストン125のバルブプレート133側の端面、すなわち先端面153には、吐出孔139に対応した位置で、かつピストン125の往復動に伴って吐出孔139を出没する凸部155が一体に設けられている。さらに、バルブプレート133に設けられた吐出孔139は、図3に示す如く、入口側圧縮室135側周縁に、断面が円弧となるベルマウス部173を備えるとともに、その孔径は圧縮室135側から圧縮室135の反対側吐出室147側に向かって断面積が大きくなるように形成されている。なお、吐出孔139のベルマウス部173の円弧の半径は、任意に設定することができる。また、吐出孔139は、ピストン125の凸部155が容易に入り込める大きさに形成されているとともに、圧縮室135の軸心157よりも外周側に偏心させた位置の軸心159に設けられている。したがって、凸部155の軸心161の位置についても、ピストン125の往復動時に吐出孔139を出没するため、吐出孔139の軸心159と略一致しており、圧縮室135の軸心157およびこの軸心157と略一致したピストン125の軸心163よりも外周側に偏心した位置に設けられている。さらに、凸部155は、図2および図4に示す如く、直方体を基調とした形状であり、四つの平面以下、側壁と称す165a、165b、165c、165dと天面167により形成されている。この凸部155は、ピストン125の軸心163に対して垂直な天面167が略長方形の形状となっている。凸部155の四つの側壁165a、165b、165c、165dは、図3に示すように断面形状が若干テーパー形状となっており、ピストン125の先端面153から離れた位置の頂部天面167に向かうにつれて各側壁165a、165b、165c、165dが近づいて水平断面の断面積が小さくなるように形成されている。そして、この凸部155は、その軸心161が吐出孔139の軸心159と一致する位置に配置されている。そして、凸部155吐出孔139とバルブプレート133に設けられた吸入孔137の位置関係は、図4に示す如く、側壁165aの延長線Xからピストン125の軸心163を越える領域に亘る投影面ハッチング領域内に吸入孔137が位置している。さらに、側壁165aとピストン125の先端面153で形成される勾配α図3は、70°に設定されている。なお、後述する実験結果に基づき、勾配αは、約60°≦α≦約85°の範囲において任意に設定することができる。また、この勾配αは、ピストン125と凸部155が金型成形されることから若干の公差が含まれる。次に、その他の側壁165b、165c、165dとピストン125の先端面153で形成される勾配β図3は、約85°に設定されている。なお、勾配βは上述した金型成形時の抜き勾配約5°を除いた角度であり、任意に設定することができる。ここで、勾配αは、勾配βよりも緩やかになるように設定されている。また、側壁165aの向きは、図4に示すように、吸入孔137の軸心中心169とピストン125の軸心中心163を通る線Yに対して、ピストン125の軸心163と交差する方向に延びる側壁165aの延長線Xのなす角度以下、配置角度と称すθが、約45°となるように設定している。この配置角度θは、側壁165aと直角で、かつ、この側壁165aの中心を通る直線Zが、吸入孔137の軸心169とピストン125の軸心163を通る線Yと所定の角度範囲で交差する配置関係と定義することもでき、特に、本実施の形態1においては、直線Zが、吸入孔137の軸心169とピストン125の軸心163の間で交差する角度に設定している。したがって、吸入孔137の位置に応じて、前述の吸入孔137の軸心169とピストン125の軸心163を通る線Yに対して、側壁165aの延長線Xが交差する配置角度θ約45°は異なる場合がある。さらに、ピストン125の先端面153における凸部155の側壁165aが交差した部分凸部155の突出部分には、所定の径の湾曲面171図3が形成されている。換言すると、この凸部155の側壁165aは、部分的に湾曲面171を備えた形状となっている。以上のように構成された圧縮機100について、以下その動作、作用を説明する。ここで、圧縮機100は、周知の如く吸入管図示せずと出口管151の間に、凝縮器、減圧器、蒸発器いずれも図示せずを接続した冷媒回路が接続され、周知の冷凍サイクルを構成している。なお、圧縮される冷媒ガス103には、R600aを採用している。電動要素105に通電すると、回転子117が回転してクランクシャフト111を回転させ、クランクシャフト111の偏心部121の回転旋回運動が連結手段127を介してピストン125に伝えられる。したがって、ピストン125はシリンダ113内を往復動する。ピストン125が、上死点から下死点に向かう吸入行程においては、ピストン125のクランクシャフト111側への移動に伴って圧縮室135の容積が増大するため、圧縮室135内の圧力が低下し、吸入マフラー143と圧縮室135内との圧力差によって吸入弁図示せずが開き、圧縮室135と吸入マフラー143とが吸入孔137を介して連通する。したがって、冷媒ガス103は、冷媒回路から密閉容器101内に導かれ、吸入マフラー143、吸入孔137を順次通過して圧縮室135内へ吸入される。次に、ピストン125が、下死点から上死点に向かう圧縮行程においては、ピストン125のバルブプレート133側への移動に伴って、圧縮室135の容積が減少するため、圧縮室135内の圧力が上昇し、吸入マフラー143と圧縮室135内との圧力差によって吸入弁図示せずが閉じる。その後、圧縮室135内の冷媒ガス103が圧縮され、圧縮室135内の圧力がさらに上昇する。そして、圧縮室135内の圧力が吐出室147内の圧力にまで上昇すると、吐出室147と圧縮室135内との圧力差によって吐出弁145が開き、ピストン125が上死点に達するまでの間、圧縮された冷媒ガス103は吐出孔139からシリンダヘッド141内の吐出室147へ吐出される。吐出室147へ吐出された冷媒ガス103は、吐出管149を通って、出口管151から密閉容器101外の冷媒回路へと送り出され、冷凍サイクルが形成される。以上のような吸入、圧縮、吐出の各行程がクランクシャフト111の1回転毎に繰り返し行なわれ、冷媒ガス103が冷凍サイクル内を循環する。上述した吐出行程における吐出孔139から吐出される冷媒ガス103の流れについて、図3を参照しながら詳細に説明する。なお、ここでは便宜上、ピストン125の移動方向に基づき、吐出行程を圧縮行程に含めて説明する。圧縮行程の後半において、圧縮室135の容積が減少してくると、図3に示すように、ピストン125の先端面153がバルブプレート133に近づき、同時に凸部155が対向する吐出孔139に近づく。そして、圧縮室135内の圧力の上昇に伴って吐出弁145が開く。そして、吐出弁145が開くと同時に圧縮室135内で圧縮された冷媒ガス103が、図中の矢印で示すように吐出孔139を介して一気にシリンダヘッド141内の吐出室147内へ吐出される。そして、さらに圧縮行程が進むと、ピストン125の凸部155が対向する吐出孔139内に入り込み、凸部155と吐出孔139とで形成されるデッドボリューム網掛け部分内に圧縮された冷媒ガス103の一部を残して圧縮行程を終了する。上記圧縮行程における圧縮室135内の冷媒ガス103の流れは、速度も流れ方向も大きく変化する3次元の流れであり、複雑な挙動を示す。本実施の形態1においては、ピストン125の先端面153に設けた凸部155を、四つの側壁165a、165b、165c、165dを有する直方体を基調とする形状としているため、冷媒ガス103が凸部155の周囲へ回り込み難い形状となっている。したがって、特に圧縮行程の終了間際においては、図3に示すごとく、吐出孔139と凸部155で形成される冷媒ガス103の流路が狭くなり、冷媒ガス103は、流速が速くなる。そして、吐出孔139へ流れ込む冷媒ガス103は、各側壁165a、165b、165c、165dの面に沿って吐出孔139に向かう方向へ導かれる流れになると考えられる。すなわち、シリンダ113の内壁に沿って流れる冷媒ガス103は、凸部155の主に側壁165b、165dによってその方向の流れが遮られ、側壁165b、165dと隣接する165a、165cとの角部では、乱流が想定されるものの、吐出孔139へ導かれる流れ成分が多くなると考えられる。また、凸部155の側壁165c側へ回り込んだ冷媒ガス103は、双方からその流れが衝突し、一部は側壁165cの面に沿って吐出孔139へ導かれると考えられる。さらに、吸入孔137から吐出孔139へ向かって流れる冷媒ガス103は、同様に側壁165aによってその方向への流れが遮られ、側壁165aの面に沿って吐出孔139へ導かれる流れ成分が多くなると考察する。しかも、ピストン125の先端面153における凸部155の突出する部分の根元が、湾曲面171となっており、冷媒ガス103の各側壁165a、165b、165c、165dの面に沿う流れを円滑化する作用が期待できる。ここで、凸部155と吐出孔139とで形成されるデッドボリュームの容積が、密閉型圧縮機100の効率に大きく影響することは周知であるものの、本発明は、そのデッドボリュームの容積と同等以上にピストン125の凸部155の形状が影響することを、実験的に見出した。以下、ピストン125の凸部155の形状に伴う作用効果について説明する。図5は、上記構成の圧縮機100について、側壁165aの勾配αと効率の関係を測定した結果を表した特性図である。ここで、横軸は、凸部155の側壁165aとピストン125の先端面153とで形成される勾配αであり、縦軸は成績係数COPである。また、図5に示した測定結果は、気筒容積が6.0ccで、かつ、運転周波数が50Hzの圧縮機100によるものである。図5に示す通り、凸部155の側壁165aの勾配αが約60°≦α≦約85°の範囲で効率が高くなることを実験的に確認した。次に、図5に示す勾配αの実験結果について推察する。凸部155の四つの側壁165a、165b、165c、165dにおいて吸入孔137方向に面し、面積が広い側壁165aのピストン125の先端面153との勾配αを、約60°≦α≦約85°とすることで、側壁165aと吐出孔139の内周面とで形成される冷媒ガス103の流路面積が、他の側壁165b、165c、165dと吐出孔139の内周面とで形成される冷媒ガス103の流路面積よりも広くなるので、冷媒ガス103の流速が速いと考えられる吸入孔137に最も近い凸部155の側壁165aによって吐出孔139方向に誘導された冷媒ガス103が多くなると考えられる。さらに、凸部155の側壁165aの勾配αが緩やかになることで、圧縮室135から吐出孔139へ流入する冷媒流れにおいて、側壁165aに沿った流れの流路抵抗が小さくなり、より多くの冷媒ガス103が吐出孔139へ誘導されたと考えられる。すなわち、凸部155と吐出孔139の内周面が接近することによって生じる冷媒ガス103の流路抵抗が低減され、これに伴って冷媒ガス103の流れがより一層整流化され、圧縮室135内に溜まり込む冷媒ガス103の量が減少して、吸入行程開始直前における溜まり込んだ冷媒ガス103の再膨張に伴う吸入損失を低減し、その結果、圧縮機100の電気入力の低減成績係数COPの向上に効果が現れたと推察する。一方、勾配αを約60°よりも緩やかすると、側壁165aによって吐出孔139方向へ誘導される冷媒ガス103の量は増加するものの、側壁165cによって吐出孔139方向へ誘導された冷媒ガス103と互いに干渉し、乱流が発生することで、冷媒ガス103が圧縮室135から流出しきれず、圧縮室135内に溜まり込んだ残存した冷媒ガス103がピストン125の吸入動作に伴って再膨張し、その結果、吸入損失が生じるなど、結果として密閉型圧縮機100におけるデッドボリューム低減および冷媒ガス流れの改善による効果が十分に発揮できなくなったと推察する。この実験結果は、デッドボリュームの容積や吐出孔139の形状およびピストン125の凸部155の形状以外に、凸部155の四つの側壁165a、165b、165c、165dの中で、吸入孔137の軸心169に最も近い側壁165aとピストン125の先端面153のなす勾配αが効率に影響することを裏付けている。また、本実施の形態1の凸部155は、運転周波数により効率向上効果に差はあるものの、図5で確認した運転周波数50Hz以外にも、前後の運転周波数においても、圧縮機100の効率が向上することを実験的に確認している。したがって、上述の凸部155の側壁165aの勾配αの設定と、50Hzを含む複数の運転周波数によるインバータ駆動制御を採用した場合においても、本実施の形態1の圧縮機100は、さらなる省エネルギー化が期待できる。さらに、本実施の形態1においては、吐出孔139の入口側周縁に、断面が円弧となるようなベルマウス部173を設けることによって、吐出孔139に向かって冷媒ガス103がスムーズに誘導されるため、吐出孔139の入口部分の損失を改善することができる。すなわち、凸部155の側壁平面165a、165b、165c、165dによって吐出孔139の軸方向に整流される冷媒ガス103は、ベルマウス部173の円弧に沿って流れ易くなり、円滑に吐出孔139を通過する。換言すると、冷媒ガス103は、凸部155とベルマウス部173の相乗作用によって流れが円滑化されるため、圧縮行程終了時における圧縮室135内での溜まり込みが低減されることとなる。したがって、凸部155による吐出孔139におけるデッドボリュームの減少効果に加えて、冷媒ガス103の溜まり込みに伴う再膨張損失が低減され、圧縮機100の入力を低減することができる。さらに、本実施の形態1においては、吐出孔139の孔径を圧縮室135側から圧縮室135の反対側吐出室147側に向かって断面積が大きくなるように形成することによって、凸部155と吐出孔139の内壁で形成される流路面積を拡げることができ、吐出孔139を通過する冷媒ガス103の通路抵抗を極力小さくすることができる。すなわち、凸部155と吐出孔139の内壁で形成される流路は、吐出孔139の出口側吐出室147側に向かって断面積が大きくなり、冷媒ガス103が吐出室147へ流出しやすくなるため、圧縮行程終了時における圧縮室135内での溜まりこみが低減され、冷媒ガス103の溜まり込みに伴う再膨張損失が低減でき、圧縮機100の入力を低減することができる。なお、本実施の形態1の吐出孔139は、圧縮室135側から圧縮室135の反対側に向かって断面積が大きくなるように形成したが、断面積が一様の円筒形状の吐出孔139であっても、効率向上効果に差が見られるものの、従来の密閉型圧縮機1と比べて、効率向上効果が期待でき、同様に実施可能である。また、これまでの説明において、凸部155は、直方体を基調としたものとして説明したが、図6に示すごとく、凸部175が、円錐台を軸方向において切断し、平面177aを形成した形状を基調とする構成においても、平面177aと側面177bの関係を同様の条件とすることにより、効率向上効果に差が見られるものの、同様の作用効果が期待できる。すなわち、凸部155、175は、ピストン125とシリンダ113による圧縮行程終了間際において、冷媒ガス103の凸部155、175の周囲側面への回り込みを抑制する平面165a、177aを有する形状が好ましく、図2および図6に示す凸部155、175の構成は、冷媒ガス103の周囲側面への回り込みを抑制する構成として同様の作用が期待できる。