CN102102669B - 多汽缸旋转式压缩机和制冷循环装置 - Google Patents

Abstract

一种多汽缸旋转式压缩机和制冷循环装置，其中所述多汽缸旋转式压缩机能实现制造性和加工精度的提高，所述制冷循环装置包括所述多汽缸旋转式压缩机以实现制冷循环效率的提高。多汽缸旋转式压缩机(C)隔着中间隔板(2)设置第一汽缸(6A)和第二汽缸(6B)以作为压缩机构部(3)，在它们的内径部内形成导入低压气体的汽缸室(Sa、Sb)，在各汽缸室上经由将叶片(12a、12b)可自由移动地收容的叶片槽(10a、10b)来设置叶片背室(11a、11b)，第一叶片背室包括对叶片后端部施加弹性力且使叶片前端部与滚筒(9a)的周壁接触的弹簧构件(13)，第二叶片背室被与副轴承(7B)分体形成的封闭构件(15)和中间隔板封闭，在封闭构件上连接有切换高压气体与低压气体来进行供应的压力控制用配管(16)，并设置将其与第二叶片背室连通的导向通路(17)。

Description

多汽缸旋转式压缩机和制冷循环装置

技术领域

本发明涉及一种可切换压缩能力的多汽缸旋转式压缩机和包括该多汽缸旋转式压缩机来构成制冷循环的制冷循环装置。

背景技术

在制冷循环装置中，多采用在压缩机构部包括多个(主要是两个)汽缸室的多汽缸旋转式压缩机。在这种压缩机中，若能进行全能力运转和能力减半运转之间的切换，则是有利的，其中，全能力运转是指在多个汽缸室内同时进行压缩作用，能力减半运转是指在一个汽缸室中进行压缩作用而在另一个汽缸室中停止压缩作用，减少压缩功。

专利文献1所公开的多汽缸压缩机(可变容量型旋转式压缩机)包括：在汽缸内偏心旋转的滚筒(旋转活塞)；与滚筒抵接以将汽缸室划分成吸入室和压缩室的叶片(vane)；以及在叶片后方的叶片背室(叶片压力室)，构成通过对叶片背室供应喷出压力或吸入压力来限制或解除叶片动作的压力控制单元。

若将吸入压力(低压)引导至叶片背室，则由于汽缸内是低压，因而在叶片的前端部和后端部不会出现压差。因此，在汽缸室内不进行压缩运转。

若将喷出压力(高压)引导至叶片背室，则叶片的前端部为低压，后端部成为高压，在叶片上产生由压差引起的力，因而叶片被朝滚筒按压施力。因此，在汽缸室内会进行压缩运转。

专利文献1：日本专利特表2008-524515号公报

然而，在上述专利文献1所记载的可变容量型旋转式压缩机中，包括通过将位于上部的中间隔板(中间轴承)和位于下部的副轴承(轴承)相对于下部侧汽缸固定，来防止叶片背室的压力泄漏的压力泄漏防止用固定单元。

具体而言，中间隔板和副轴承包括：比汽缸的内径大，比汽缸的外径小的圆板状的胴部；以及从该胴部的一侧呈半圆形延伸以封闭(覆盖)叶片背室的延长部。

通过局部固定螺栓将这些延长部与汽缸固定，从而能防止压力从叶片背室泄漏。

然而，中间隔板和轴承具有上述变形的外形，因而在制作时很费工夫。另外，由于中间隔板的内径孔只要是在组装时能供嵌装有滚筒的转轴的偏心部插通的直径即可，因此不需要加工精度，但对转轴的一部分枢轴支承的轴承的内径孔必须将转轴支撑成没有中心振摆，因而需要较高的加工精度。

尤其是，在加工轴承的内径孔时，由于是变形后的外形，因此很难进行用于实现正确的定心的卡盘固定，并且会产生旋转不平衡，从而使精加工尺寸精度变差。

虽然只要将轴承的外形伸长到延长部顶点，制成简单的圆形就能消除上述不良条件，但是相反，随之而来的是耗费材料费、导致重量的增大等不良情况。

发明内容

本发明基于上述情况发明而成，其目的在于提供一种多汽缸旋转式压缩机和制冷循环装置，其中，上述多汽缸旋转式压缩机包括多个汽缸，且压缩能力可变，并能实现因轴承的小型化而带来的零件费的降低和制造性及加工精度的提高，上述制冷循环装置包括上述多汽缸旋转式压缩机以实现制冷循环效率的提高。

为满足上述目的，本发明的多汽缸旋转式压缩机在密闭壳体内收容了经由转轴连结的电动机部和压缩机构部，上述压缩机构部包括：第一汽缸和第二汽缸，该第一汽缸和第二汽缸隔着中间隔板设置，并在各自的内径部形成有供低压气体导入的汽缸室，并且设有经由叶片槽与这些汽缸室连通的叶片背室；轴承，该轴承设于这些第一汽缸和第二汽缸的端面，与上述中间隔板一起覆盖上述汽缸室；上述转轴，该转轴具有被收容在上述第一汽缸和第二汽缸各自的汽缸室内的偏心部；滚筒，该滚筒与上述转轴的偏心部嵌合，随着上述转轴的旋转而在上述汽缸室内分别偏心旋转；以及叶片，该叶片被可自由移动地收容在上述叶片槽中，并在其前端部与上述滚筒周壁抵接的状态下将上述汽缸室划分成两个室，设于上述第一汽缸和第二汽缸的上述叶片背室中的任意一个叶片背室包括对上述叶片的后端部施加弹性力以使上述叶片的前端部与上述滚筒的周壁接触的弹性体，上述叶片背室中的另一个叶片背室被安装到上述汽缸的轴承侧端面、作为与轴承分体形成的零件的封闭构件和上述中间隔板封闭，在上述封闭构件上连接有切换高压气体与低压气体来进行供应的压力控制用配管，并设有将上述压力控制用配管与上述另一个叶片背室连通的导向通路。

为满足上述目的，本发明的制冷循环装置采用具有上述多汽缸旋转式压缩机、冷凝器、膨胀装置、蒸发器的制冷循环的结构。

根据本发明，能提供一种多汽缸旋转式压缩机和制冷循环装置，其中，上述多汽缸旋转式压缩机能实现因轴承的小型化而带来的零件费的降低和制造性及加工精度的提高，上述制冷循环装置包括上述多汽缸旋转式压缩机以实现制冷循环效率的提高。

附图说明

图1是本发明第一实施方式的多汽缸旋转式压缩机的示意纵剖视图和制冷循环装置的制冷循环结构图。

图2是上述第一实施方式的多汽缸旋转式压缩机的主要部分的分解立体图。

图3是上述第一实施方式的图1中的A向视放大图。

图4是上述第一实施方式中省略了多汽缸旋转式压缩机和储罐的一部分的侧视图。

图5是本发明第二实施方式中省略了多汽缸旋转式压缩机和储罐的一部分的侧视图。

图6是说明本发明第三实施方式的多汽缸旋转式压缩机中的润滑油的收容量的图。

图7是说明本发明第四实施方式的多汽缸旋转式压缩机中的润滑油的收容量的图。

图8是本发明的第五实施方式中省略了彼此不同结构(A)、(B)的多汽缸旋转式压缩机的一部分的图。

图9是将本发明第六实施方式的多汽缸旋转式压缩机中的压缩机构部放大的纵剖视图。

图10是根据本发明实施方式的多汽缸旋转式压缩机中的压差相对于转速的特性来表示喷出阀的破裂现象的研究结果的图。

图11是本发明实施方式中的偏心部滑动损失相对于偏心部滑动长度/偏心部轴径的特性图。

图12是本发明实施方式中的综合效率相对于偏心部滑动长度/偏心部轴径的特性图。

图13是本发明第七实施方式中省略了多汽缸旋转式压缩机的一部分的图。

图14是本发明实施方式中制冷循环装置的示意的制冷循环结构图，包括选择全能力运转时的制冷循环(A)和选择能力减半运转时的制冷循环(B)。

图15是本发明第八实施方式中省略了制冷循环的多汽缸旋转式压缩机的示意结构图。

图16是上述第八实施方式的变形例中省略了制冷循环的多汽缸旋转式压缩机的示意结构图。

图17是示意说明上述第八实施方式中的相对于密闭壳体的压力控制用配管和第一吸入管、第二吸入管的彼此不同的插通位置(A)、(B)的图。

图18是示意说明上述第八实施方式的变形例中的相对于密闭壳体的压力控制用配管和第一吸入管、第二吸入管的彼此不同的插通位置(A)、(B)的图。

(符号说明)

1 密闭壳体

5 转轴

4 电动机部

3 压缩机构部

C 多汽缸旋转式压缩机

2 中间隔板

Sa 第一汽缸室

Sb 第二汽缸室

10a、10b 叶片槽

11a 第一叶片背室

11b 第二叶片背室

6A 第一汽缸

6B 第二汽缸

7A 主轴承

7B 副轴承

a 第一偏心部

b 第二偏心部

9a 第一滚筒

9b 第二滚筒

12a 第一叶片

12b 第二叶片

13 弹簧构件(弹性体)

15 封闭构件

16 压力控制用配管

17 引导通路

Pa 吸入管

26 安装配件

23 储罐

26a 安装配件

d 喷出孔

8a 喷出消声器

28 第一分叉管(高压管)

29 第二分叉管(低压管)

27 压力切换阀(压力切换元件)

P 喷出管

40A、40B 油分离装置

5a 主轴部

5b 副轴部

28 高压管(第一分叉管)

29、29a 低压管(第二分叉管)

20 冷凝器

21 膨胀装置

22 蒸发器

具体实施方式

以下，根据附图对本发明的实施方式进行说明。

图1是表示第一实施方式的多汽缸旋转式压缩机C的示意的截面结构和包括该多汽缸旋转式压缩机C的制冷循环装置R的制冷循环结构的图。

首先从多汽缸旋转式压缩机C开始说明，符号1是密闭壳体，在该密闭容器1内的下部设有压缩机构部3，上部设有电动机部4。电动机部4与压缩机构部3通过转轴5一体连结。

压缩机构部3在上部侧包括第一汽缸6A，在下部侧包括第二汽缸6B。在第一汽缸6A的上端面安装固定有主轴承7A，在第二汽缸6B的下端面安装固定有副轴承7B。在这些第一汽缸6A和第二汽缸6B之间配置有中间隔板2。

转轴5贯穿第一汽缸6A、第二汽缸6B内部，并以大致180°的相位差一体地具有相同直径的第一偏心部a和第二偏心部b。各偏心部a、b被组装成位于各汽缸6A、6B的内径部内。在第一偏心部a的周面嵌合有第一滚筒9a，在第二偏心部b的周面嵌合有第二滚筒9b。

第一汽缸6A的内径部被主轴承7A和中间隔板2覆盖，形成第一汽缸室Sa。此外，第二汽缸6B的内径部被中间隔板2和副轴承7B覆盖，形成第二汽缸室Sb。

第一汽缸室Sa和第二汽缸室Sb形成彼此相同直径和相同的高度尺寸。此外，在汽缸室Sa、Sb内分别收容有第一滚筒9a、第二滚筒9b，以使第一滚筒9a、第二滚筒9b的周壁的一部分一边与各汽缸室Sa、Sb的周壁的一部分线接触一边自由偏心旋转。

在主轴承7A上安装有被重叠成两层的喷出消声器8a，以覆盖设于主轴承7A的喷出阀机构。在各个喷出消声器8a上设有喷出孔d。

在副轴承7B上安装有一个喷出消声器8b，以覆盖设于副轴承7B的喷出阀机构。在该喷出消声器8b上没有设置喷出孔。

设于主轴承7A的喷出阀机构与第一汽缸室Sa相对，随着压缩作用，在室内压力达到规定压力时打开，以将气体喷出到喷出消声器8a内。

设于副轴承7B的喷出阀机构与第二汽缸室Sb相对，在室内压力达到规定压力时打开，以将气体喷出到喷出消声器8b内。

在副轴承7B、第二汽缸6B、中间隔板2、第一汽缸6A以及主轴承7A的范围内设置喷出气体导向流路。上述喷出气体导向流路将从第二汽缸室Sb经由喷出阀机构而喷出到下部侧喷出消声器8b的高压气体导向到上部侧的两层喷出消声器8a内。

在密闭壳体1内的底部形成有收集润滑油的积油部14。图1中，横穿主轴承7A凸缘部的实线表示润滑油的油面，压缩机构部3的几乎全都被浸到积油部14的润滑油中。

图2是将上述第一实施方式的上述压缩机构部3的一部分分解表示的立体图，只表示主要部分，而省略了具体部分。

第一汽缸6A设有通过叶片槽10a与第一汽缸室Sa连通的第一叶片背室11a，在叶片槽10a中可自由移动地收容有第一叶片12a。

第二汽缸6B设有通过叶片槽10b与第二汽缸室Sb连通的第二叶片背室11b，在叶片槽10b中可自由移动地收容有第二叶片12b。

第一叶片12a、第二叶片12b各自的前端部形成俯视时呈大致圆弧状，并能相对于相对的汽缸室Sa、Sb进退。

此外，设定各叶片12a、12b各自的后端部的尺寸，以使其能相对于相对的叶片背室11a、11b进退。

在第一叶片12a、第二叶片12b的前端部朝相对的汽缸室Sa、Sb突出的状态下，该前端部不管旋转角度均与俯视时呈圆形的第一滚筒9a、第二滚筒9b的周壁线接触。

在第一汽缸6A设有将第一叶片背室11a与该第一汽缸6A的外周面连通的横孔f，收容了作为弹性体的弹簧构件13。弹簧构件13被夹在第一叶片12a的后端部端面与密闭壳体1内周壁之间，对第一叶片12a施加弹性力(背压)。

图3是图1的A向视图，也是第二汽缸6B的局部仰视图。

第二汽缸6B的第二叶片背室11b被设置在从副轴承7B的凸缘部周端朝外侧突出的位置，在这种状态下，将上下表面开口，朝密闭壳体1内敞开。

然而，第二叶片背室11b的上表面开口部如图1所示被安装于第二汽缸上端面的中间隔板2覆盖，下面开口部被图1和图3所示的封闭构件15覆盖。

因此，第二叶片背室11b的上下表面开口部被中间隔板2和封闭构件15封闭，成为密闭结构。

封闭构件15由铸铁材、或铁-碳类烧结合金、或铁-碳-铜类烧结合金形成，选择其中能通过模具成形来可靠地制造复杂的内部结构的原材料。

尤其是如图3所示，封闭构件15的侧端面被沿着副轴承7B的凸缘部周端面形成，与该侧端面相反一侧的侧端面的一部分突出，以与压力控制用配管16连接。

而且，在封闭构件15上设有从压力控制用配管16的连接部至第二叶片背室11b的导向通路17。

换言之，第二叶片背室11b由中间隔板2和封闭构件15形成密闭结构，但经由封闭构件15的导向通路17来与压力控制用配管16连通。

压力控制用配管16构成后述叶片背压控制机构K的一部分。上述叶片背压控制机构K是选择高压气体(喷出压力)或低压气体(吸入压力)来将其引导至第二叶片背室11b内，并对施加到第二叶片12b后端部的背压的压力切换进行控制的机构。

再如图1所示，在构成多汽缸旋转式压缩机C的密闭壳体1的上端部连接有喷出管P。该喷出管P经由冷凝器20和膨胀装置21来与蒸发器22连接。蒸发器22上连接有吸入管Pa，该吸入管Pa经由储罐23与多汽缸旋转式压缩机C连接。

即，通过将以上所说明的多汽缸旋转式压缩机C、冷凝器20、膨胀装置21、蒸发器22和储罐23依次用配管连接，从而来构成制冷循环装置R。

在多汽缸旋转式压缩机C中，吸入管Pa穿过密闭壳体1而与中间隔板2的周端面连接。在中间隔板2中，从供吸入管Pa连接的周面部位朝轴芯方向设有吸入导向流路25。上述吸入导向流路25的前端被朝斜上方和斜下方分成双叉状。

朝斜上方分出的分叉导向流路与第一汽缸室Sa连通。朝斜下方分出的分叉导向流路与第二汽缸室Sb连通。因此，储罐23、多汽缸旋转式压缩机C中的第一汽缸室Sa及第二汽缸室Sb通常处于连通状态。

接着，对上述叶片背压控制机构K进行详细说明。

与上述封闭构件15的导向通路17连接的压力控制用配管16贯穿密闭壳体1的周壁而沿密闭壳体1的外侧壁起立形成。上述压力控制用配管16相对于密闭壳体1的插通位置和从储罐23延伸出的吸入管Pa相对于密闭壳体1的插通位置被如下所述进行设定。

图4是说明本发明第一实施方式的压力控制用配管16和吸入管Pa相对于密闭壳体1的贯穿位置的图。

密闭壳体1俯视时呈圆形，在对齐到密闭壳体1的圆周方向上的相同轴上的位置的状态下，插通压力控制用配管16和吸入管Pa。

即，由于吸入管Pa被连接到图1所示的中间隔板2、压力控制用配管16被连接到安装于第二汽缸6B下端面的封闭构件15，因此压力控制用配管16的插通部g位于下部，在插通部g的正上部有吸入管Pa的插通部h。

此外，在插通部g、h中均实施了钎焊加工，以防止液体泄漏或气体泄漏。

压力控制用配管16的直径比吸入管Pa的直径小，与储罐23的直径相比就更小了。若将从密闭壳体1突出的压力控制用配管16以在其位置上朝正上方起立的形态形成，则该压力控制用配管16会与吸入管Pa或储罐23抵接。此外，若为从储罐23离开而较长地延伸，则外观不佳且耗费材料费。

因此，如图4所示，压力控制用配管16在从密闭壳体1突出之后的位置上以避免与吸入管Pa及储罐23接触的方式朝斜方折曲。

此外，压力控制用配管16与储罐23的侧壁面接触，并被延伸到其上方部位。

如图1所示，在压力控制用配管16的与储罐23的侧壁面接触的接触部位上设有安装配件26，以固定支承压力用配管16的上下方向大致中间部。

再如图1所示，压力控制用配管16的上端部被连接到设置在比密闭壳体1和储罐23的上端部更靠上方的位置的压力切换阀(压力切换元件)27。压力切换阀27移用在包括可进行制冷制热运转的切换的热泵式制冷循环的空调机中所使用的四通切换阀，以实现抑制成本。

压力切换阀27的第一端口pa连接有从将密闭壳体1与冷凝器20连通的喷出管P分出的第一分叉管(高压管)28，在第二端口pb连接有压力控制用配管16，在第三端口pc连接有从将蒸发器22与储罐23连通的吸入管Pa分出的第二分叉管(低压管)29。

第四端口pd被栓体30封闭。收容在内部的阀芯31通过电磁来操作以切换如图所示将第三端口pc与第四端口pd连通的位置、以及如点划线所示将第二端口pb与第三端口pc连通的位置。另外，第一端口pa始终开放，第四端口pd始终封闭。

因此，在图1的状态下，第一端口pa与第二端口pb直接连通，第三端口pc与第四端口pd经由阀芯31连通。然而，由于第四端口pd被栓体30封闭，因此只剩第一端口pa与第二端口pb的连通。

当阀芯31移动到图1中点划线所示的位置时，第二端口pb与第三端口pc经由阀芯31连通，第一端口pa与第四端口pd直接连通。同样，由于第四端口pd被栓体30封闭，因此只剩第二端口pb与第三端口pc的连通。

上述压力切换阀27移用在构成通常的热泵式空调机的制冷循环中所使用的标准品、即四通切换阀，但将多个开闭阀组合以替代上述四通切换阀，也能起到同样的作用效果。

这样，叶片背压控制机构K包括：压力切换阀27；与该压力切换阀27连接的压力控制用配管16；以及第一分叉管28和第二分叉管29。此外，如后所述，切换高压与低压来将其经由封闭构件15引导至第二叶片背室11b，能对第二叶片12b施加背压。

在上述多汽缸旋转式压缩机C和包括该多汽缸旋转式压缩机C来构成制冷循环的制冷循环装置R中，能选择来切换能力减半运转(停缸运转)与全能力运转(通常运转)。

当选择能力减半运转时，构成叶片背压控制机构K的压力切换阀27的阀芯31被如图1中的点划线所示切换，以使第二端口pb和第三端口pc连通。因此，蒸发器22经由第二分叉管29、压力切换阀27和压力控制用配管16来与第二叶片背室11b连通。

同时，对电动机部4发送运转信号，转轴5被驱动而旋转，第一滚筒9a、第二滚筒9b在各自的汽缸室Sa、Sb内进行偏心旋转。在第一汽缸6A中，叶片12a被弹簧构件13按压作用，该叶片12a的前端部与滚筒9a的周壁滑动接触来将第一汽缸室Sa内一分为二。

接着，低压的制冷剂气体被从储罐23引导至吸入管Pa，并且经由吸入导向流路25和两个分叉导向流路而被吸入到第一汽缸室Sa和第二汽缸室Sb。

而且，通过叶片背压控制机构K而从蒸发器22导出的低压的制冷剂气体的一部分经由第二分叉管29、压力切换阀27、压力控制用配管16、封闭构件15的导向通路17而被引导至第二叶片背室11b，并对第二叶片12b施加低压的背压。

与第二汽缸室Sb相对的第二叶片12b的前端部处于低压气氛下，与第二叶片背室11b相对的第二叶片12b的后端部也处于低压气氛下，因而在上述叶片12b的前端部和后端部不会出现压差。

一旦第二滚筒9b随着转轴5的旋转而偏心移动，第二叶片12b被第二滚筒9b拨开。因此，第二叶片12b的后端部与第二叶片背室11b的周壁抵接，第二叶片12b的前端部不会朝向汽缸室Sb内突出，而是保持着现在的位置。因此，在第二汽缸室Sb中，没有进行压缩作用。

另外，为将第二叶片12b的后端部可靠地固定于第二叶片背室11b的周壁，最好将永磁体安装于叶片背室11b的周壁。将第二叶片12b用磁性材料形成，通过使设于叶片背室11b周壁的永磁体磁吸附，从而能得到上述状态。只要对第二叶片12b施加高压的背压，叶片12b就会容易脱离永磁体。

相反，在第一汽缸室Sa中，第一叶片12a受到弹簧构件13的弹性力而使第一叶片12a的前端部与第一滚筒9a的周壁抵接，将第一汽缸室Sa分成压缩室和吸入室。随着滚筒9a的偏心移动，汽缸室Sa的压缩室的容积减少，被吸入的气体逐渐被压缩。

一旦被吸入的气体上升到规定压力，则打开喷出阀机构，在被喷出到喷出消声器8a、8b之后，将密封壳体1内充满。高压气体被从密闭壳体1经由喷出管P而引导至冷凝器20，在冷凝液化后成为液体制冷剂。

液体制冷剂在膨胀装置21中绝热膨胀，在蒸发器22中蒸发，从在其中连通的空气中夺取蒸发潜热而起到制冷作用。

在蒸发器22中蒸发并低压化的制冷剂经由吸入管Pa而被引导至储罐23中进行气液分离，经分离后的气体制冷剂被从储罐23引导至第一汽缸室Sa和第二汽缸室Sb，从而构成上述这样的制冷循环。

在此，通过在第二汽缸室Sb中不进行压缩作用(停缸运转)、而只在第一汽缸室Sa中进行压缩运转，就能成为能力减半运转。

当选择全能力运转时，压力切换阀27的阀芯31被切换到图1所示的实线的位置，以使第一端口pa与第二端口pb连通。因此，喷出管P和第一分叉管28经由压力切换阀27而与压力控制用配管16连通，再从封闭构件15连通到第二叶片背室11b。

同时，对电动机部4发送运转信号，转轴5被驱动而旋转，第一滚筒9a、第二滚筒9b在各自的汽缸室Sa、Sb内进行偏心旋转。在第一汽缸6A中，第一叶片12a被弹簧构件13按压作用，该第一叶片12a的前端缘与滚筒9a的周壁滑动接触来将第一汽缸室Sa内一分为二。

低压的制冷剂气体被从储罐23引导至吸入管Pa，并且经由吸入导向流路25和分叉导向流路而被吸入到第一汽缸室Sa和第二汽缸室Sb。在第一汽缸室Sa中，如上所述进行压缩作用来将高压气体充满密闭壳体1内。

接着，充满密闭壳体1内的高压制冷剂气体被喷出管P喷出后在上述制冷循环中循环，同时，高压气体的一部分被从第一分叉管28经由压力切换阀27、压力控制用配管16、封闭构件15的导向通路17引导至第二叶片背室11b并将其充满，对第二叶片12b施加高压的背压。

由于第二叶片12b的前端部与第二汽缸室Sb相对而处于低压气氛下，但第二叶片12b的后端部与第二叶片背室11b相对而处于高压气氛下，因此在前端部和后端部出现压差。

其结果是，第二叶片12b受到高压的背压而被朝前端部侧按压施力。

一旦第二滚筒9b随着转轴5的旋转而偏心移动，则第二叶片12b的前端部与第二滚筒9b的周面抵接，并在这种状态下，在叶片槽10b中往复移动。第二叶片12b将第二汽缸室Sb分成压缩室和吸入室，进行压缩作用。

因此，在第一汽缸室Sa和第二汽缸室Sb中同时进行压缩作用，从而进行全能力运转。

与如上所述进行停缸运转侧的第二汽缸室Sb经由叶片槽10b连通的第二叶片背室11b被安装于副轴承7B下端面的封闭构件15封闭。

上述副轴承7B不需要突设用于封闭第二叶片背室11b的半圆形凸缘部，只要圆形的胴部即可。因此，在副轴承7B上加工将转轴5予以枢轴支承的内径孔时，能使卡盘固定变得容易，从而能得到高定心精度。内径孔的精加工精度增高，由于在外形上没有突出部，因此能得以小型化。

另外，通过将压力控制用配管16与封闭构件15连接，与将压力控制用配管16与中间隔板2、第一汽缸6A及第二汽缸6B、或主轴承7A及副轴承7B连接的情形相比，能增加压力控制用配管16的直径和连接位置的自由度。

其结果是，能使压力控制用配管16与吸入管Pa保持距离，并能使压力控制用配管16和吸入管Pa各自在密闭壳体1上的焊接固定作业变得容易，从而能提供一种制造性和可靠性高的多汽缸旋转式压缩机C。

通过将吸入管Pa和压力控制用配管16相对于密闭壳体1的插通位置在密闭壳体1的径向上对齐到相同位置，从而能从相同方向将吸入管Pa和压力控制用配管16安装到密闭壳体1上，使组装性提高。

此外，由于吸入管Pa和压力控制用配管16在密闭壳体1的径向上处于相同相位，因此能使焊接固定的自动化变得容易，并能实现制造性的提高。

此外，通过将压力控制用配管16藉由安装配件26安装固定到储罐23上，从而能将压力控制用配管16和从储罐23延伸出的吸入管Pa同时安装固定到密闭壳体1上，使制造性提高。

此外，由于能防止安装后的压力控制用配管16的变形和振动，因此能得到高品质的多汽缸旋转式压缩机C。

压力控制用配管16不只是安装固定于储罐23，也可以如下所述安装固定。

图5是本发明第二实施方式的密闭壳体1和储罐23的侧视图。

如图5所示，用具有一定程度柔软性的金属片来构成安装配件26A，在将该安装配件26A卷装到压力控制用配管16和吸入管Pa之后，根据情况通过钎焊等方法加以固定。

在这种结构下，也能利用安装配件26A的刚性将压力控制用配管16安装固定到吸入管Pa上。

此时，也将吸入管Pa和压力控制用配管16相对于密闭壳体1的插通位置在密闭壳体1的径向上对齐，从而能从相同方向将吸入管Pa和压力控制用配管16安装到密闭壳体1上，使组装性提高。

此外，能将压力控制用配管16和从储罐23延伸出的吸入管Pa同时安装到密闭壳体1上，使制造性提高。能防止安装后的压力控制用配管16的变形和振动，因而能得到高品质的多汽缸旋转式压缩机C。

通过将封闭构件15用能利用模具成形来制造复杂的内部结构的原材料(铸铁材、或铁-碳类烧结合金、或铁-碳-铜类烧结合金等)形成，从而能利用模具成形来制造将第二叶片背室11b和压力控制用配管16连通的导向通路17。

即，通过选择封闭构件15的原材料，即使设于封闭构件15的导向通路17的形状复杂也能廉价地形成，并能自由设计封闭构件15中的压力控制用配管16的连接位置。

此外，能良好地保持第二叶片12b相对于封闭构件15滑动的滑动性，并能防止磨损和烧粘，从而能提高可靠性。

在上述多汽缸旋转式压缩机C中，在叶片背压控制机构K将低压引导至第二叶片背室11b，使第二叶片12b的前端部和后端部不出现压差而使第二汽缸室Sb中的压缩作用中止的停缸运转时，会产生以下现象。

即，密闭壳体1内充满被从至少第一汽缸室Sa喷出的高压气体，而处于高压气氛下。收集到积油部14中的润滑油也受到影响而变成高压，被从设于转轴5的润滑油供应流路引导至压缩机构部3的各滑动部的润滑油的一部分经由缝隙而进入到低压气氛的第二叶片背室11b中。

此外，润滑油充满第二叶片背室11b，并在充满设于封闭构件15的导向通路17后在压力控制用配管16内上升。当然，相应地，收集到积油部14的润滑油的油面会降低，本来应该沿主轴承7A的凸缘部的油面下降至第一汽缸6A的上端面以下。

而且，漏到压力控制用配管16的润滑油增加，随着在该压力控制用配管16内部油面上升，积油部14的液面降低。最后，可能会使第一汽缸6A完全露出，继而使中间隔板2、第二汽缸6B露出。因此，各滑动部的密封性和润滑性降低，可能会对压缩性能带来不良影响。

为了防止这种现象，想到事先投入较多的润滑油，以使油面处于与两层喷出消声器8a的上表面大致相同程度的位置。

然而，当在第一汽缸室Sa和第二汽缸室Sb中均进行压缩作用的全能力运转时，压力控制用配管16被高压气体充满。至此进入到压力控制用配管16中的润滑油会反过来流出压力控制用配管16而被引导至导向通路17和第二叶片背室11b，再从上述缝隙返回到积油部14。

因此，积油部14的油面会上升并超过喷出消声器8a的上表面，接着润滑油会经由喷出孔d进入到内部而充满喷出阀机构。喷出阀机构的气体排出阻力增大，存在压缩性能较低和喷油增多，会使润滑油成本增大。若油面继续上升，则润滑油会将电动机部4的下部浸没，成为滚筒旋转的阻力而对旋转效率带来影响。

因此，采取如图6所示的对策。

图6是说明本发明第三实施方式的多汽缸旋转式压缩机C中的润滑油的收容量的图。另外，对与先前相同的构成零件标注相同的符号而省略新的说明。(下面相同)

即，以从被封闭构件15封闭的第二叶片背室11b经由设于封闭构件15的导向通路17、与封闭构件15连接的压力控制用配管16而到达压力切换阀27的第二端口Pb的连接位置为止的润滑油的内容积为V1。

与此相对的是，以从第一汽缸(上部侧汽缸)6A的上端面位置到安装于主轴承7A的两层喷出消声器8a的设有上部侧的喷出孔d的上端面位置为止的润滑油的容积为V2。

接着，将上述内容积V1设定成比润滑油容积V2小(V1＜V2)。

通过这样设定，在第二汽缸室Sb中进行非停缸运转时(在全能力运转时)，即使作为充满压力控制用配管16、封闭构件15和第二叶片背室11b的全部润滑油(内容积V1)返回到积油部14，积油部14中润滑油的油面也只会上升到比润滑油容积V2时的两层消声器8a的上端面位置更下方的位置。

因此，润滑油不会从喷出消声器8a的喷出孔d进入到内部，喷出阀机构起到通常的作用。此外，构成电动机部4的滚筒也不会被浸到润滑油中，能良好地保持电动机部4的旋转效率。

当停止第二汽缸室Sb中的压缩作用的停缸运转时，密闭壳体1内受到高压的影响，积油部14的润滑油经由第二叶片背室11b的缝隙而进入到压力控制用配管16。

即使润滑油的油面上升到压力控制用配管16的四通切换阀27的第二端口pb的连接位置，积油部14中的油面也会保持比上部侧汽缸(第一汽缸6A)的上端面位置更高的位置。因此，第一汽缸6A中的叶片11a与叶片槽10a间的滑动部等全部处于润滑油中，能确保润滑性。

图7是说明本发明第四实施方式的多汽缸旋转式压缩机C中的润滑油的收容量的图。

在此，在第二汽缸6B的下端面安装由薄板制成的封闭板35来将第二叶片背室11b的下表面开口部封闭。在第二汽缸6B的上端面安装有中间隔板2，覆盖第二汽缸室Sb和封闭第二叶片背室11b的上表面开口部这点上与先前说明的其它实施方式没有不同。

在中间隔板2上连接有压力控制用配管16A，并设有将该压力控制用配管16A与第二叶片背室11b连通的导向通路17A。压力控制用配管16A的上端部与压力切换元件38的连通管37连接，其中，上述压力切换元件38包括上述压力控制用配管16A、两个开闭阀36A、36B、以及将这些开闭阀36A、36B连通的连通管37。

将图中左侧的开闭阀36A称为第一开闭阀，将右侧的开闭阀36B称为第二开闭阀。第一开闭阀36A经由第一分叉管(高压管)28a与喷出管P连通，第二开闭阀36B经由第二分叉管(低压管)29a与吸入管Pa连通。

用包括这些压力控制用配管16A、第一开闭阀36A、第二开闭阀36B和连通管37的压力切换元件38、第一分叉管28a以及第二分叉管28b来构成叶片背压控制机构Ka。

若将第一开闭阀36A关闭，而将第二开闭阀36B打开，则由于低压被从压力控制用配管16A引导至第二叶片背室11b，对第二叶片12b施加低压的背压，因此成为停缸运转。

若将第一开闭阀36A打开，而将第二开闭阀36B关闭，则由于高压被从压力控制用配管16A引导至第二叶片背室11b，对第二叶片12b施加高压的背压，因此进行压缩运转。

以从第二叶片背室11b经由设于中间隔板2的导向通路17A、与该导向通路17A连接的压力控制用配管16A到与第一开闭阀36A、第二开闭阀36B彼此间的连通管37连接的位置的润滑油的内容积为V3。

此外，若以从第一汽缸6A的上端面位置到两层喷出消声器8a的上部侧的喷出孔d位置的润滑油的容积为V2，则将内容积V3设定成比润滑油容积V2小(V3＜V2)。

当第二汽缸室Sb中进行非停缸运转时(在全能力运转时)，即使润滑油最大限度地从压力控制用配管16A经由导向通路17A和第二叶片背室11b返回到积油部14，润滑油的油面也只上升到比两层喷出消声器8a的上端面位置更下方的位置。

因此，能良好地保持上述这种电动机部4的旋转效率。

当第二汽缸室Sb中进行停缸运转时，积油部14的润滑油经由第二叶片背室11b进入到压力控制用配管16，即使上升到将第一开闭阀36A与第二开闭阀36B连通的连通管37的位置，积油部14中的油面也处于比第一汽缸6A的上端面位置更高的位置。因此，第一汽缸6A中的叶片11a与叶片槽10a间的滑动部等全部处于润滑油中，能得到可确保润滑性这样的与上述相同的作用效果。

另外，当在第二汽缸室Sb中进行压缩作用的全能力运转时，叶片背室控制机构K、Ka将高压气体引导至第二叶片背室11b。而且，由于第二叶片背室11b被封闭构件15(封闭板35)和中间隔板2封闭，因此润滑油很难被从积油部14经由缝隙导入到第二叶片背室11b。

最终，由于对第二叶片12b与叶片槽10b间的滑动部的润滑油的供应不足，因此若长时间持续全能力运转，则会损害第二叶片12b与叶片槽10b间的滑动部的润滑性，使密封性和滑动性变差。因此，采取如下所述的对策。

图8(A)、图8(B)是说明本发明第五实施方式的彼此不同的向第二叶片背室11b供油的供油构造的图。

首先，从图8(A)开始说明，在连接到密闭壳体1上端部的喷出管P与第一分叉管28连接的连接部位安装了油分离装置40A。充满密闭壳体1内且被喷出管P喷出的高压气体被引导至油分离装置40A，高压气体所含的润滑油成分在油分离装置40A中从高压气体中分离。

分离了润滑油成分而只剩下气体成分的高压气体在此处未图示的冷凝器等位于油分离装置40A之前的制冷循环构成设备中循环来起到上述作用。由于不含油成分，因而能提高制冷循环效率。

另一方面，在油分离装置40A中被分离的润滑油成分被引导至压力切换元件27(38)。当选择了全能力运转时，润滑油从压力切换元件27经由压力控制用配管16而被引导至第二叶片背室11b，从而对第二叶片12b与叶片槽10b间的滑动部供油。

若长时间持续全能力运转，则会对第二叶片12b与叶片槽11b间的滑动部供应更为充分量的润滑油，从而能确保润滑性。因此，不会出现烧粘等不良情况，确保了第二叶片12b周围的密封性和滑动性，从而实现压缩性能和可靠性的提高。

接着，对图8(B)进行说明，在此所使用的油分离装置40B包括被形成为近似Y字形的三叉结构的管体。在油分离装置40B的左右两端部连接有喷出管P，图中左侧的端部经由喷出管P与密闭壳体1连通，右侧的端面与冷凝器连通。

在油分离装置40B的下部侧端部连接有第一分叉管28，在该第一分叉管28之前的结构如上所述。

充满密闭壳体1内并被喷出管P喷出的高压气体被引导至油分离装置40B，以先朝下方下降然后上升的方式被导向。高压气体所含的润滑油成分在高压气体以朝下方下降的方式被导向时受重力影响而分离，并被引导至第一分叉管28。

润滑油成分经分离后的高压气体在油分离装置40B中被导向以使其上升，从而被引导至更前方的喷出管P。因此，能得到与上述相同的作用效果。

图9是将本发明第六实施方式的多汽缸旋转式压缩机C的主要部分放大的纵剖视图。

对与图1所示的构成零件相同的构成零件标注相同的符号，省略新的说明。此外，虽然省略了制冷循环装置R的制冷循环结构，但当然也包括与先前在图1中所说明的结构相同的结构。

在此，将转轴5的被主轴承7A枢轴支承的部位称为主轴部5a，将被副轴承7B枢轴支承的部位称为副轴部5b。此外，以主轴部5a的轴径为φDa，以副轴部5b的轴径为φDb。

此外，将从第一汽缸6A的轴向中心位置起到转轴的主轴部5a的第一轴负载位置为止的轴向距离设为L1。在此，第一轴负载位置是指从主轴部5a的第一汽缸室Sa侧端部起的主轴部5a的轴径φDa的一半的距离Da/2。

而且，将第一汽缸6A的轴向中心位置起到第二汽缸6B的轴向中心位置为止的轴向距离设为L2，将第二汽缸6B的轴向中心位置起到转轴副轴部5b的第二轴负载位置为止的轴向距离设为L3。在此，第二轴负载位置是指从副轴部5b的第二汽缸室Sb侧端部起的副轴部5b的轴径φDb的一半的距离Db/2。

在这样的条件下，设定满足下式(1)。

[数学式1]

$\sqrt{\{L1/(L2+L3)\}}\×\mathrm{\φDa}\≤\mathrm{\φDb}\≤\mathrm{\φDa}...\left(1\right)$

如上所述，在副轴承7B侧的汽缸室(第二汽缸室Sb)中可切换压缩运转与非压缩运转的多汽缸旋转式压缩机C中，确定被主轴承7A枢轴支承的转轴5的主轴部5a的轴径φDa与被副轴承7B枢轴支承的转轴5的副轴部5b的轴径φDb之间的关系。

这是因为，考虑到将第一滚筒9a从副轴部5b侧组装到形成于转轴5的第一偏心部a的情况和电动机转子的旋转振动的影响，主轴部5a的轴径φDa必须设定成至少大于等于副轴部5b的轴径φDb这样的较大的直径(φDa≥φDb)。

相反，随着减小副轴部5b的轴径φDb，对轴面的面压上升。尤其是，在转轴5的低转速区域(低能力区域)中，在副轴部5b的周面上很难形成润滑油的油膜，这样无法避免可靠性变差。

当将施加到主轴部5a的气体负载设为Ga，将施加到副轴部5b的气体负载设为Gb时，在上述双汽缸旋转式压缩机C中，在低能力区域中副轴部5b侧的第二汽缸室Sb停缸，因此，施加到主轴部5a的气体负载Ga与施加到副轴部5b的气体负载Gb之比如下式(2)所示。

Ga∶Gb＝(L2+L3)∶1……(2)

此外，若受到负载的滑动长度之比与轴径比为同等，则对主轴部5a的面压Fa与对副轴部5b的面压Fb之比如下式(3)所示。

Fa∶Fb＝(L2+L3)/φDa²∶L1/φDb²……(3)

在此，为了确保在转轴5的副轴部5b上有大于等于主轴部5a的面压，在加上先前所述的(φDa≥φDb)的条件之后，推导出上述式(1)。

[数学式2]

$\sqrt{\{L1/(L2+L3)\}}\×\mathrm{\φDa}\≤\mathrm{\φDb}\≤\mathrm{\φDa}...\left(1\right)$

通过满足上述式(1)，从而能将单位时间内流入压缩机构部3的工作流体(制冷剂)的最大理论体积流量改变成最小理论体积理论的30倍以上。

进一步进行说明的话，例如在家用空调机中采用双汽缸旋转式压缩机C的情况下，在产生时间极长的设定温度附近的微小空调区域内，能实现进一步减小双汽缸旋转式压缩机C的最小能力的连续运转。

即，不会出现以往那样的断断续续的运转，能同时实现节能性和舒适性。

同时，能更大地得到双汽缸旋转式压缩机C的最大能力。尤其是，能提供在外部气体温度低时进行的制热运转等要求大能力的情况下也可满足体感舒适度、节能且舒适性高的空调机。

最终，通过满足式(1)，在确保了可靠性的同时，能充分得到因停缸运转而带来的效率提高。此外，在包括这种多汽缸旋转式压缩机C来构成制冷循环的制冷循环装置中，能得到制冷效率的进一步提高。

表1是具体表现上述式(1)的设计例。

表1

在上述设计例中，单位时间内流入压缩机构部3的工作流体(制冷剂)的最大理论体积流量是最小理论体积流量的40倍，能进一步扩大多汽缸旋转式压缩机C的最小能力与最大能力的幅度，以得到压缩性能的进一步提高。

在上述多汽缸旋转式压缩机C中，最好将转轴5的一秒内的最小转速设定成5rps以上。通过这样，能确保对应于转矩变动的旋转惯性力，从而能实现旋转振动振幅小的稳定的旋转。此外，能防止低转速区域中电动机效率的急剧下降，从而能得到高效率的多汽缸旋转式压缩机C。

而且，在多汽缸旋转式压缩机C中，最好将转轴5的一秒内的最大转速设定成180rps以下。通过这样，能抑制多汽缸旋转式压缩机C中运转噪声的增大，并能抑制润滑油从多汽缸旋转式压缩机C向制冷循环回路的喷油的增大。

图10表示的是在采用没有破坏臭氧层之虞的新替代物质HFC(氢氟烃)制冷剂(R410A)作为制冷剂的家用空调机中所采用的双汽缸旋转式压缩机C中，横轴选取运转的转速、纵轴选取运转中的吸入压与喷出压的压差来对压缩机构部3所包括的喷出阀的破裂进行研究的结果。

从图中可知，在实用区域，在180rps以下的范围内，完全没有发现构成设于上述主轴承7A和副轴承7B的喷出阀机构的喷出阀的破裂，能提供可靠性高的压缩机C。

此外，虽然是能进行停缸运转的多汽缸旋转式压缩机C，但在将储罐23与第一汽缸室Sa、第二汽缸室Sb连通的吸入管Pa上不包括构成叶片背压控制机构K的压力切换元件(压力切换阀)27。

藉此，在吸入各汽缸室Sa、Sb的制冷剂吸入流量较大的运转条件下，也不会使吸入阻力增大。能在不降低压缩效率的前提下将运转可变幅度进一步朝高流量侧扩大，因而有利。

此外，在上述多汽缸旋转式压缩机C中，一旦转轴5的转速降低，则作为电动机部4的电动机的效率也会降低。因此，在低能力区域内，通过在第二汽缸室Sb中实现非压缩运转状态的停缸运转，且将转轴5的转速提高至两倍，从而控制成提高电动机效率。

然而，这种情况下，会因提高转速而使轴滑动损失增加，在轴滑动损失比例较大的设计规格中，无法通过停缸运转而提高电动机效率。尤其是，在多汽缸旋转式压缩机C中，轴滑动损失最大的部位是形成于转轴5的第一偏心部a和第二偏心部b，需要降低这些偏心部a、b上的滑动损失。

由于将转轴5的副轴部5b的轴径φDb设定得比主轴部5a的轴径φDa小，因此能减小第一偏心部a、第二偏心部b的直径。即，能实现在多汽缸旋转式压缩机C中作为轴滑动损失最大的部位的第一偏心部a、第二偏心部b的滑动损失的降低，因而能在不降低效率的前提下将运转可变幅度朝更高流量侧扩大。

再如图9所示，将形成于转轴5的第一偏心部a和第二偏心部b的相对于第一滚筒9a和第二滚筒9b的滑动长度设为L4，将第一偏心部a和第二偏心部b的轴径设为φDcr。

图11是在横轴选取(L4/φDcr)、纵轴选取第一偏心部a、第二偏心部b的滑动损失W的情况下的L4/φDcr与第一偏心部a、第二偏心部b的滑动损失的特性图，在相同能力下分别对双汽缸旋转时和停缸旋转时进行比较来表示。

另外，偏心部滑动损失W的值是将第一偏心部a、第二偏心部b的相对于第一滚筒9a、第二滚筒9b的滑动长度L4设定成定值、使第一偏心部、第二偏心部的轴径φDcr改变而推导出来的。停缸运转时的转速为双汽缸运转时的两倍。

用虚线表示双汽缸运转时的变化，用实线表示停缸运转时的变化。从上述图11中可知，随着L4/φDcr的值的减小，偏心部滑动损失W的损失差逐渐增大。

图12是将本发明实施方式的制冷循环装置用作空调机的情况下的相同能力时的L4/φDcr与综合效率的特性图。本图也是横轴选取L4/φDcr，将第一偏心部a、第二偏心部b的相对于第一滚筒9a、第二滚筒9b的滑动长度L4设定成定值，使偏心部的轴径φDcr改变而推导出来的。纵轴是综合效率。

从上述图12可以得到如下结论：为了通过停缸运转来提高效率，需要满足式(4)。

L4/φDcr≥0.43……(4)

在上述制冷循环装置R中，例如在外部气温较低的环境下以降低设定温度的状态进行制冷循环运转时，应在蒸发器22中蒸发的制冷剂不会完全蒸发。在这种情况下结束制冷循环运转的话，会成为在蒸发器22中残留有液体制冷剂的所谓积存状态(日文：寝んだ状態)。

虽然在蒸发器22与多汽缸旋转式压缩机C之间设有储罐23，但若在瞬间有很多的液体制冷剂被从蒸发器22导入，则在储罐23中无法进行完全的气液分离。

因此，在下一次制冷循环运转起动时，积存在蒸发器22中的液体制冷剂的一部分就这样被吸入到多汽缸旋转式压缩机C。便会产生所谓的回液(日文：液バツク)现象，与压缩机构部3中的喷出阀机构损伤关联。

如后所述，多汽缸旋转式压缩机C包括针对产生回液现象的情形的对策。

图13是本发明第七实施方式中省略了多汽缸旋转式压缩机C的一部分，且将主要部分放大的纵剖视图。

对与图1所示的构成零件相同的构成零件标注相同的符号，省略新的说明。虽然同样省略了制冷循环装置R的制冷循环结构，但当然也包括与先前在图1中所说明的结构相同的结构。

构成叶片背压控制机构K的压力切换阀(压力切换元件)27也采用与在图1中所说明的压力切换阀相同的阀。因此，在压力切换阀27的第一端口pa连接有从将密闭壳体1与冷凝器20连通的喷出管P分出的第一分叉管(高压管)28。

在压力切换阀27的第二端口pb连接有与封闭构件15的导向通路17连通的压力控制用配管16。此外，在第三端口pc连接有从将蒸发器22与储罐23连通的吸入管Pa分出的后述第二分叉管(低压管29a)。

压力切换阀27的第四端口pd被栓体30封闭。收容在内部的阀芯31通过电磁来操作以切换将第三端口pc与第四端口pd连通的位置、以及将第二端口pb与第三端口pc连通的位置。在第一端口pa始终开放、第四端口pd始终封闭这点上相同。

第二分叉管29a被从吸入管Pa的储罐23上游部位分出，该分叉管29a的从吸入管Pa分出的分叉位置位于比压力切换阀27更靠下方的部位。

此外，第二分叉管29a被从吸入管Pa呈斜线状朝上方延伸，其端部被连接到压力切换阀27的第三端口pc。由于第二分叉管29a的管径选择比吸入管Pa细的管径，因此，同样地，以吸入管Pa为主干，第二分叉管29a是从主干(吸入管Pa)成为分支状的结构。

对于这种压力切换阀27部分的配管结构和压力切换阀27自身的作用，基本上与先前图1所示的相同。即，当选择能力减半运转时，压力切换阀27中的阀芯31移动以使第二端口Pb与第三端口Pc连通，从而将低压制冷剂从蒸发器22引导至压力切换阀27。

接着，低压制冷剂被从压力控制用配管16引导至叶片背室11b，对第二叶片12b施加低压的背压。由于第二汽缸室Sb处于低压气氛下，因此，在上述叶片12b的前端部和后端部不会出现压差。因此，在上述汽缸室Sb中没有进行压缩运转，而成为停缸运转。

当选择全能力运转时，使第一端口Pa与第二端口Pb连通，并将高压气体经由第一分叉管28和压力切换阀27引导至压力控制用配管16。对位于第二叶片背室11b的第二叶片12b施加高压的背压，在该叶片12b的前后端部出现压差，在第二汽缸室Sb中也进行压缩运转。

问题在于，在选择了能力减半运转时，压力切换阀27与吸入管Pa经由第二分叉管29a而连通。即，如上所述，若处于液体制冷剂积存在蒸发器22中的状态，则被从蒸发器22中导出的液体制冷剂的一部分在被引导至储罐23之前会被引导至第二分叉管29a。

本来，液体制冷剂被从第二分叉管29a引导至压力切换阀27，继而经由压力控制用配管16而积存在第二叶片背室11b中。由于液体制冷剂没有润滑性，因此在压力切换阀27中阻碍了阀芯31流畅的移动切换动作，在第二叶片背室11b中阻碍了第二叶片12b流畅的往复运动动作。

然而，在此，从蒸发器22中流出而被引导至吸入管Pa的积存液体制冷剂的一部分在储罐23的上游侧部位被分流到第二分叉管29a。第二分叉管29a如上所述是相对于吸入管Pa朝斜上方(即所谓的呈分支状)连接的结构。

积存的液体制冷剂的比重比在蒸发器22中完全蒸发的制冷剂的比重重。因此，即使一部分的液体制冷剂从吸入管Pa进入第二分叉管29a，也只有比重较轻的蒸发制冷剂会在第二分叉管29a内上升。接着，蒸发制冷剂被引导至压力切换阀27，而比重较重的液体制冷剂几乎全留在分叉管29a内。

留在第二分叉管29a内的液体制冷剂最终沿着分叉管29a的倾斜返回，直至吸入管Pa。接着，液体制冷剂在吸入管Pa内自然流下，被引导至储罐23，在此被气液分离。

最终，即使积存在蒸发器22中的液体制冷剂的一部分进入到第二分叉管29a，也会在上述分叉管29a中进行实质性的气液分离作用。即，作为低压管的第二分叉管29a起到将从吸入管Pa进入的液体制冷剂气液分离的气液分离部的作用。

只需用将第二分叉管29a从吸入管Pa呈分支状连接这样简单的结构，在不会对成本带来影响的前提下，确保压力切换阀27的阀芯31和第二叶片12b的流畅的往复运动动作，避免润滑性变差，从而得到很高的可靠性。

而且，为了确保第二叶片12b的流畅的往复运动动作、避免润滑性变差、并得到更高的可靠性，通过对多汽缸旋转式压缩机C进行后述控制来实现。

图14(A)、图14(B)是本发明实施方式的包括多汽缸旋转式压缩机C的制冷循环装置R的示意的制冷循环结构图，其中，图14(A)表示选择了全能力运转时的制冷循环，图14(B)表示选择了能力减半运转时的制冷循环。

对与图1所示的制冷循环装置R的构成零件相同的构成零件标注相同的符号，省略新的说明。另外，图中符号40是对多汽缸旋转式压缩机C等制冷循环构成零件进行控制并且对压力切换阀27进行切换控制的控制部。

上述控制部40在制冷循环运转起动时，将压力切换阀27选择成图14(A)所示的全能力运转。由于一定程度持续这种状态会使制冷负载减少，因此，这次将压力切换阀27切换成图14(B)所示的能力减半运转状态。

既有就这样结束制冷循环的情况，也有反复进行数次全能力运转和能力减半运转直至结束的情况。较为理想的是，控制部40在制冷循环运转结束时进行切换到能力减半运转状态的控制。

此外，在制冷循环运转起动时，控制部40暂时控制成能力减半运转的状态、即经由压力控制用配管16将第二叶片背室11b与作为低压侧的第二分叉管29连通。接着，在经过规定时间之后，进行切换到全能力运转状态的控制。

例如，当在夜间外部气体温度较低时，可能会有在压力控制用配管16内冷凝后液化的制冷剂积存的可能性。在此状态下，有时也会开始下一次的制冷循环运转。

若如通常那样从运转起动时就切换成全能力运转状态，则在高压的制冷剂气体被经由压力切换阀27而引导至压力控制用配管16的同时，在压力控制用配管16中积存的液体制冷剂会被引导至第二叶片背室11b。液体制冷剂会使第二叶片背室11b中的润滑油的粘度下降，从而阻碍第二叶片12b的流畅的往复运动动作。

如上所述，若在制冷循环运转结束时，预先将压力切换阀27切换到能力减半运转的状态，则在下一次制冷循环起动时，能以能力减半运转的状态开始运转，在第一汽缸室Sa中进行压力运转，第二滚筒9b在第二汽缸室Sb中空转。

此外，控制部40在制冷循环起动时暂时对压力切换阀27进行控制，以经由压力控制用配管16将第二叶片背室11b与低压侧的第二分叉管29连通。由于处于能力减半运转的状态，因此，在第一汽缸室Sa中进行压缩运转，第二滚筒9b在第二汽缸室Sb中空转。

另一方面，蒸发制冷剂被从蒸发器22经由吸入管Pa吸入到第一汽缸室Sa，吸入管Pa处于负压下的状态。若对作为压力控制用配管16的一端侧的第二叶片背室11b的压力与经过作为另一端侧的压力切换阀27后吸入管Pa的压力进行比较，则第二叶片背室11b侧的压力比吸入管Pa侧的压力高。

因此，积存在压力控制用配管16中的液体制冷剂被从压力切换阀27引导至吸入管Pa，进而在储罐23中气液分离。这样，在阻止了压力控制用配管16内的液体制冷剂被引导至第二叶片背室11b之后，控制部40切换压力切换阀27来控制成图14(A)所示的全能力运转状态。

若在制冷循环运转结束时切换成能力减半运转的状态，则不需要在制冷循环运转开始时再次切换成能力减半运转的状态，能使控制流程简单化。无论是何种方式，通过进行上述对多汽缸旋转式压缩机C的控制，就能确保第二叶片12b的流畅的润滑性，并能得到较高的可靠性。

在上述实施方式中，将封闭构件15安装到第二汽缸6B，以使第二叶片背室11b成为封闭结构，但不限定于此，也可以将封闭构件15安装到作为上部侧的第一汽缸9A，以使第一叶片背室11a成为封闭结构，从而将第一汽缸室Sa侧切换成压缩运转和非压缩运转。

在上述实施方式中，将低压气体从吸入管Pa经由中间隔板2的吸入导向流路25和分叉导向流路来引导至第一汽缸室Sa和第二汽缸室Sb，但不限定于此。

即，也可以是从储罐23延伸出两根吸入管，一方的吸入管与第一汽缸室Sa连通，另一方的吸入管与第二汽缸室Sb连通的压缩机。

具体而言，能根据本发明第八实施方式的图15所示的多汽缸旋转式压缩机C或第八实施方式的变形例的图16所示的多汽缸旋转式压缩机C来进行说明。

首先从图15开始说明，在此省略了多汽缸旋转式压缩机C之外的制冷循环装置R的构成零件。构成多汽缸旋转式压缩机C的电动机部4与之前所说明的一样，压缩机构部3基本上与先前所说明的完全相同。

作为压缩机构部3的不同点，夹在第一汽缸6A与第二汽缸6B之间的中间隔板2A与先前的实施方式中所说明的中间隔板2相比，使用薄板材料。此外，在上述中间隔板2A上没有如图1等所示连接吸入管Pa。

中间隔板2A与主轴承7A一起覆盖第一汽缸6A的内径部，形成第一汽缸室Sa，此外，中间隔板2A与副轴承7B一起覆盖第二汽缸6B的内径部，形成第二汽缸室Sb。

除此之外，从储罐23延伸出两根吸入管Pa1、Pa2，它们分别与第一汽缸6A和第二汽缸6B连接。在第一汽缸6A和第二汽缸6B上设有将各吸入管Pa1、Pa2与第一汽缸室Sa、第二汽缸室Sb连通的导向通路。

通过使被收容到各汽缸室Sa、Sb内的滚筒9a、9b偏心移动，叶片12a、12b也随此往复运动，从而低压的蒸发制冷剂被从储罐23经由各吸入管Pa1、Pa2吸入到第一汽缸室Sa和第二汽缸室Sb，这样的基本作用没有改变。

此外，第二叶片背室11b的上表面开口部被中间隔板2A覆盖，下表面开口部被安装于第二汽缸6B下表面的封闭构件15覆盖，藉此成为密闭结构。构成叶片背压控制机构K的压力控制用配管16和压力切换阀27的结构和配管连接也相同。

在多汽缸旋转式压缩机C中，通过对压力切换阀27的切换控制，能切换在第一汽缸室Sa和第二汽缸室Sb中进行压缩作用的全能力运转、在第二汽缸室Sb中停止压缩运转(停缸运转)而只在第一汽缸室Sa中进行压缩作用的能力减半运转。

而且，在图16所示的多汽缸旋转式压缩机C中，从储罐23延伸出两根吸入管Pa1、Pa2，并将它们连接到第一汽缸6A和第二汽缸6B，在这点上没有改变。此外，夹在第一汽缸6A与第二汽缸6B彼此之间的中间隔板2A也与图15一样，使用薄板材料。

与图15的不同点在于，封闭构件15安装于第一汽缸6A的上表面，覆盖了第一叶片背室11a的上表面开口部。第二叶片背室11a的下表面开口部被中间隔板2A覆盖，藉此成为密闭结构。构成叶片背压控制机构K的压力切换阀27、压力控制配管16等配管结构没有改变。

在上述结构的多汽缸旋转式压缩机C中，通过对压力切换阀27的切换控制，能切换在第一汽缸室Sa和第二汽缸室Sb中进行压缩作用的全能力运转、在第一汽缸室Sa中停止压缩运转(停缸运转)而只在第二汽缸室Sb中进行压缩作用的能力减半运转。

在之前的图4中，表示了压力控制用配管16和吸入管Pa相对于密闭壳体1的贯穿位置。

在此，关于图15和图16中所说明的从储罐23延伸出两根吸入管Pa1、Pa2，并将它们与第一汽缸室Sa和第二汽缸室Sb连通的结构，说明压力控制用配管16和两根吸入管Pa1、Pa2相对于密闭壳体1的连接结构。

图17(A)是表示图15中所说明的将封闭构件15安装到第二汽缸6B来封闭第二叶片背室11b的情形下的压力控制用配管16和第一吸入管Pa1、第二吸入管Pa2相对于密闭壳体1的贯穿位置的示意图。

即，由于第一吸入管Pa1位于上部，第二吸入管Pa2位于下部，因此插通部ha、hb相对于密闭壳体1上下排列。由于压力控制用配管16与安装于第二汽缸6B下表面部的封闭构件15连接，因此该压力控制用配管16的插通部g位于第二吸入管插通部hb的下部。

另外，第一吸入管Pa1相对于密闭壳体1的插通部ha、第二吸入管Pa2相对于密闭壳体1的插通部hb以及压力控制用配管16相对于密闭壳体1的插通部g全部在同一轴线L上对齐设置，但不限定于此。

图17(B)是表示图15的结构的变形例中压力控制用配管16和第一吸入管Pa1、第二吸入管Pa2相对于密闭壳体1的贯穿位置的示意图。

即，第一吸入管Pa1相对于密闭壳体1的插通部ha和第二吸入管Pa2相对于密闭壳体1的插通部hb在同一轴线L上对齐，但压力控制用配管16相对于密闭壳体1的插通部g被设置在偏离轴线L的位置。

图18(A)是表示图16中所说明的将封闭构件15安装到第一汽缸6a来封闭第一叶片背室11a的情形下的压力控制用配管16和第一吸入管Pa1、第二吸入管Pa2相对于密闭壳体1的贯穿位置的示意图。

由于第一吸入管Pa1位于上部，第二吸入管Pa2位于下部，因此插通部ha、hb相对于密闭壳体1上下排列。由于压力控制用配管16与安装于第一汽缸6a上表面部的封闭构件15连接，因此该压力控制用配管16的插通部g位于第一吸入管插通部ha的上部。

第一吸入管Pa1相对于密闭壳体1的插通部ha、第二吸入管Pa2相对于密闭壳体1的插通部hb以及压力控制用配管16相对于密闭壳体1的插通部g全部在同一轴线L上对齐设置，但也可以如图18(B)所示，将压力控制用配管16相对于密闭壳体1的插通部g设置在偏离轴线L1的位置。

另外，在以上所说明的多汽缸旋转式压缩机C中，电动机部4使用无刷DC同步电动机或AC电动机。在形成于密封壳体1内底部的积油部14中，使用多元醇酯(POE)油或醚类油(根据制冷剂的不同，也可以是矿物油、烷基苯、聚亚烷基二醇(PGA)、氟类油)作为润滑油。

在将吸入管Pa和压力控制用配管16与密闭壳体1连接时，预先在密闭壳体1上设置连接用孔，将导管与该连接用孔连接。而且，在吸入管Pa和压力控制用配管16的前端连接锥形管，并将其插入导管内。

在第一实施方式中，在中间隔板2和第二叶片背室11b上，通过压入锥形管来进行密封接合。

如之前的图4所说明的那样，压力控制用配管16的上下方向大致中间部被设于储罐23侧壁面的安装配件26支承固定。

实际上，在此将从压力切换阀27的第二端口pb延伸出的上部侧的压力控制用配管16与经由密闭壳体1从第二叶片背室11b延伸出的下部侧的压力控制用配管16连接。

将这些上下部的压力控制用配管16的连接位置设定在形成于密闭壳体1内底部的积油部14的液面的上方部位。尤其是，最好对下部侧压力控制用配管16的端部进行扩管加工，来安装用于用多汽缸旋转式压缩机C单体实施气密试验的压力封闭用联接器。

无论是何种方式，都能提高将管安装到密闭壳体1的安装性，而且在钎焊等的制造性上没有管间的焊料的蔓延，还能容易地进行用固定燃烧器等进行的自动钎焊。

此外，若用于连接压力控制用配管16的锥形管安装到不与第二叶片背室11b直接连接的适配器上，则能可靠地防止因管的压入而引起的叶片槽10b的变形。

压力控制用配管16只需对第二叶片12b施加背压，而不需要气体流量。因此，能使用管径较细的配管，这在确保密闭壳体1的耐压强度方面是有利的。

以上所说明的多汽缸旋转式压缩机C全部都用作为双汽缸旋转式压缩机的双缸式的旋转式压缩机进行了说明，但也能适用三缸以上类型的压缩机，还可以适用各汽缸室的排气容积不同的类型的压缩机。

本发明并不局限于上述实施方式，在实施阶段可在不脱离其主旨的范围内将构成要素变形后具体化。而且，能通过上述实施方式所揭示的多个构成要素的适当组合来形成各种发明。

Claims (8)

1.一种多汽缸旋转式压缩机，其在密闭壳体内收容了经由转轴连结的电动机部和压缩机构部，其特征在于，

所述压缩机构部包括：

第一汽缸和第二汽缸，该第一汽缸和第二汽缸隔着中间隔板设置，并在各自的内径部形成有供低压气体导入的汽缸室，并且设有经由叶片槽与这些汽缸室连通的叶片背室；

轴承，该轴承设于这些第一汽缸和第二汽缸的端面，与所述中间隔板一起覆盖所述汽缸室；

所述转轴，该转轴具有被收容在所述第一汽缸和第二汽缸各自的所述汽缸室内的偏心部；

滚筒，该滚筒与所述转轴的偏心部嵌合，随着所述转轴的旋转而在所述汽缸室内分别偏心旋转；以及

叶片，该叶片被可自由移动地收容在所述叶片槽中，并在其前端部与所述滚筒周壁抵接的状态下将所述汽缸室划分成两个室，

设于所述第一汽缸和第二汽缸的所述叶片背室中的任意一个叶片背室包括对所述叶片的后端部施加弹性力以使所述叶片的前端部与所述滚筒的周壁接触的弹性体，

所述叶片背室中的另一个叶片背室被封闭构件和所述中间隔板封闭，所述封闭构件被安装到所述汽缸的轴承侧端面，并且是与轴承分体形成的零件，

在所述封闭构件上连接有切换高压气体与低压气体来进行供应的压力控制用配管，并设有将所述压力控制用配管与所述另一个叶片背室连通的导向通路，

所述压缩机构部中的所述轴承包括：

主轴承，该主轴承被安装到所述第一汽缸的所述电动机部侧，并与所述中间隔板一起覆盖所述第一汽缸的内径部以形成所述第一汽缸室；以及副轴承，该副轴承被安装到所述第二汽缸的与电动机部相反的一侧，并与所述中间隔板一起覆盖所述第二汽缸的内径部以形成所述第二汽缸室，

所述转轴具有被所述主轴承枢轴支承的主轴部和被所述副轴承枢轴支承的副轴部，

所述转轴在将所述转轴的所述主轴部的轴径设为φDa、将所述转轴的所述副轴部的轴径设为φDb时构成为满足下式（1）：

$\sqrt{\{L1/(L2+L3)\}}\×\mathrm{\φDa}\≤\mathrm{\φDb}\≤\mathrm{\φDa}\·\·\·\left(1\right)$

其中，

L1：从第一汽缸的轴向中心位置起至转轴主轴部的轴负载位置为止的轴向距离，所述转轴主轴部的轴负载位置从主轴部的第一汽缸室侧端部离开主轴部轴径一半的距离；

L2：从第一汽缸的轴向中心位置起至第二汽缸的轴向中心位置为止的轴向距离；

L3：从第二汽缸的轴向中心位置起至转轴副轴部的轴负载位置为止的轴向距离，所述转轴副轴部的轴负载位置从副轴部的第二汽缸室侧端部离开副轴部轴径一半的距离。

2.如权利要求1所述的多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，将低压气体导入所述第一汽缸和第二汽缸的所述汽缸室的吸入管和被连接到所述封闭构件的压力控制用配管以相对于所述密闭壳体的插通位置在所述密闭壳体的圆周方向的同一位置上对齐的方式配置。

3.如权利要求2所述的多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，被连接到所述封闭构件的所述压力控制用配管被安装配件固定到将低压气体导入所述第一汽缸和第二汽缸的所述汽缸室的所述吸入管，或被安装配件固定到与所述吸入管连通的储罐。

4.如权利要求1所述的多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，

所述第一汽缸和第二汽缸上下配置，在覆盖上部侧汽缸的所述轴承上安装具有喷出孔的喷出消声器，

所述压力控制用配管被连接到与引导所述高压气体的高压管和引导所述低压气体的低压管连通的压力切换元件，

从被所述封闭构件封闭的所述叶片背室经由设于所述封闭构件的所述导向通路和所述压力控制用配管到所述压力切换元件为止的内容积被设定成比从所述上部侧汽缸的上端面位置到所述喷出消声器的喷出孔位置为止的润滑油容积小。

5.如权利要求1所述的多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，

在所述密闭壳体上连接有将在所述压缩机构部被压缩的所述高压气体导向喷出的喷出管，

并设有从所述喷出管分叉而与所述压力控制用配管连通的所述高压管，

在所述喷出管与所述高压管的分叉部设有将被从所述密闭壳体喷出到所述喷出管的所述高压气体所含的润滑油分离的分离装置，

在所述分离装置中被分离的高压气体被向所述分离装置之前的喷出管引导，在所述分离装置中被分离的润滑油经由所述高压管和所述压力控制用配管而被引导至所述叶片背室。

6.如权利要求4所述的多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，

所述压力控制用配管被连接到与引导高压气体的高压管和引导低压气体的低压管连通的所述压力切换元件，

所述压力切换元件是具有与所述高压管连接的端口、与所述低压管连接的端口以及与所述压力控制配管连接的端口，并且将以使高压管连接端口和低压管连接端口选择性地与压力控制用配管连接端口连通的方式移动的阀芯收容在内部的压力切换阀，

所述低压管从将所述低压气体导入所述第一汽缸和第二汽缸的汽缸室的吸入管分叉出，并且构成将从所述吸入管进入的液体制冷剂气液分离的气液分离部。

7.一种制冷循环装置，其特征在于，具有权利要求1所述的多汽缸旋转式压缩机、冷凝器、膨胀装置、蒸发器，从而构成制冷循环。

8.如权利要求7所述的制冷循环装置，其特征在于，

构成所述制冷循环的所述多汽缸旋转式压缩机被控制成：

无论在制冷循环运转中是通过所述压力控制用配管将所述叶片背室同从高压侧的所述多汽缸旋转式压缩机与所述冷凝器之间的配管分叉出的高压管连通，还是通过所述压力控制用配管将所述叶片背室同从低压侧的所述蒸发器与所述多汽缸旋转式压缩机之间的配管分叉出的低压管连通，

在制冷循环运转起动时均通过所述压力控制用配管将所述叶片背室与低压侧的所述低压管连通。