CN103180613A - 多汽缸旋转式压缩机及制冷循环装置 - Google Patents

Abstract

在多汽缸旋转式压缩机（M）中，压缩机构部（3）设有第一汽缸（6A）及第二汽缸（6B）,第一汽缸（6A）与第二汽缸（6B）之间夹设有中间分隔板（2），在各汽缸（6A、6B）的内径部形成有导入低压气体的缸室（Sa、Sb），在缸室（Sa、Sb）中设有经由叶片槽（10a、10b）连通的叶片背室（11a、11b）。使背压导入通路（20）从汽缸（6B）的端面侧朝叶片背室(11b)开口，将高压导入叶片背室（11b）中来对叶片后端部施加高压的背压，从而在缸室（Sb）中进行压缩运转，或者将低压导入叶片背室（11b）中，使缸室（Sb）中的压缩运转停止而成为停缸运转状态。背压导入通路（20）的远离转轴的外侧开口角部（ha）位于比停缸运转状态下所在的叶片后端部的端面角部（bb）更靠外周侧的位置上。

Description

多汽缸旋转式压缩机及制冷循环装置

技术领域

本发明的实施方式涉及多汽缸旋转式压缩机以及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，大多使用在压缩机构部包括多个缸室的多汽缸旋转式压缩机。在这种压缩机中，如果能够实现全能力运转与能力减半运转之间的切换，则是非常有利的，其中，在上述全能力运转中，在多个缸室中同时进行压缩作用，在上述能力减半运转中，在一个缸室中进行压缩作用，在另一个缸室中停止压缩作用，从而降低压缩功。

例如，日本专利特开2010－163927号公报中公开的多缸压缩机的压缩机构部包括停缸机构，该停缸机构使一个叶片的前端部离开滚筒周面，从而使一个缸室中的压缩运转暂停。若不启用上述停缸机构，则成为在两个缸室内进行压缩运转的全能力运转。

此外，在日本专利特表2008－520901号公报中公开了一种使叶片往复运动的多汽缸旋转式压缩机。作为具体的结构，使背压导入通路与一个叶片的叶片背室连通。通过切换高压或低压并将其导入背压导入通路，使叶片的前端部离开滚筒周面，从而进行使一个缸室的压缩运转暂停的能力减半运转，或者进行在两个缸室内进行压缩运转的全能力运转。

发明内容

日本专利特开2010－163927号公报中公开的多汽缸旋转式压缩机中的停缸机构包括压力导入通路，将高压气体或低压气体从汽缸端面侧导入到将叶片的后端部收容成能自由移动的叶片背室内。即、上述压力导入通路设置在覆盖汽缸端面的中间分隔板上，与叶片背室相对的开口部全部位于叶片发生移动的范围内。

另一方面，在叶片的高度方向上存在规定的间隙，存在叶片随着往复动作而在高度方向上发生斜向倾斜的可能性。若在某些条件下叶片在叶片高度方向上发生倾斜，则会使叶片后端部的端面角部与压力导入通路的开口部的角部发生碰撞而产生噪声，还有可能导致往复动作卡住。

此外，在使叶片进行往复运动的多汽缸旋转式压缩机中，随着叶片的往复运动，积聚在密闭壳体的内底部的润滑油会进入叶片背室及与叶片背室连通的背压导入通路。若运转时间持续很长，则会产生叶片背室和背压导入通路中充满润滑油的现象，而导致压缩机构部的各滑动部的润滑性下降及噪声增大。

本实施方式为解决上述技术问题而完成的，提供一种多汽缸旋转式压缩机以及包括该多汽缸旋转式压缩机并能提高制冷循环效率的制冷循环装置，其中，上述多汽缸旋转式压缩机以包括多个汽缸并且压缩能力可变为前提，无论处于何种运转状况，都能防止叶片后端部产生噪声、叶片卡住，从而噪声低、可靠性高。

此外，提供一种使润滑油不易积聚在叶片背室和背压导入通路中、能提高可靠性和降低噪声的多汽缸旋转式压缩机以及包括该多汽缸旋转式压缩机并能提高制冷循环效率的制冷循环装置。

为了满足上述目的，本发明的多汽缸旋转式压缩机及制冷循环装置具有以下的结构。

在密闭壳体内收容有电动机部以及经由转轴与该电动机部连接的压缩机构部的多汽缸旋转式压缩机中，上述压缩机构部包括：第一汽缸及第二汽缸，该第一汽缸及第二汽缸以夹着中间分隔板的方式设置，在各自的内径部形成有导入低压气体的缸室，并且设有经由叶片槽与上述缸室连通的叶片背室；轴承，该轴承设置在上述第一汽缸和第二汽缸的端面上，并与上述中间分隔板一起对上述缸室进行封闭；上述转轴，该转轴具有收容在上述第一汽缸和第二汽缸各自的缸室内的偏心部；滚筒，该滚筒与该转轴的偏心部嵌合，随着转轴的旋转，分别在上述缸室内偏心移动；叶片，该叶片能自由移动地收容在上述叶片槽内，在前端部与上述滚筒周壁抵接的状态下将缸室划分为两个室；背压导入通路，该背压导入通路具有从汽缸的端面侧相对于设置在上述第一汽缸和第二汽缸上的叶片背室中的一个叶片背室进行开口的开口部；压力切换单元，该压力切换单元将高压或低压经由该背压导入通路引导到上述一个叶片背室中，在引导高压后的状态下对叶片后端部施加高压的背压，使叶片前端部与滚筒周壁接触，在缸室进行压缩运转，或者在引导低压后的状态下使叶片前端部离开滚筒周壁，使缸室的压缩运转停止，成为停缸运转状态，上述背压导入通路的远离上述转轴的外侧开口角部位于比停缸运转状态下所在的叶片后端部的端面角部更靠外周侧的位置上。

在制冷循环装置中，包括上述多汽缸旋转式压缩机、冷凝器、膨胀装置、蒸发器来构成制冷循环。

在密闭壳体内收容有电动机部以及经由转轴与该电动机部连接的压缩机构部的多汽缸旋转式压缩机中，上述压缩机构部包括：第一汽缸及第二汽缸，该第一汽缸及第二汽缸分别具有缸室；第一滚筒及第二滚筒，该第一滚筒及第二滚筒分别在上述各缸室内进行偏心旋转；第一叶片及第二叶片，该第一叶片及第二叶片与上述第一滚筒及第二滚筒抵接来对各上述汽缸内进行划分；叶片背室，该叶片背室形成在上述第二叶片的后端侧；背压导入通路，该背压导入通路与上述叶片背室连通，切换高压或低压并将其供给至叶片背室，从而对第二叶片施加背压；连通路，该连通路将上述叶片背室与上述密闭壳体的内部空间连通；以及单向阀机构，该单向阀机构对上述连通路进行开闭，上述单向阀机构将高压导入到叶片背室内，并构成为在第二叶片朝扩大叶片背室的容积的方向移动时关闭上述连通路，在第二叶片朝缩小叶片背室的容积的方向移动时使连通路开放。

在制冷循环装置中，包括上述多汽缸旋转式压缩机、冷凝器、膨胀装置、蒸发器来构成制冷循环。

附图说明

图1是实施方式1的多汽缸旋转式压缩机的示意纵剖视图。

图2是将实施方式1的多汽缸旋转式压缩机的主要部分分解得到的立体图。

图3是将实施方式1的多汽缸旋转式压缩机的主要部分（X部）放大后的纵剖视图。

图4是实施方式1的多汽缸旋转式压缩机的主要部分的横剖俯视图。

图5是包括实施方式1的多汽缸旋转式压缩机的制冷循环装置的制冷循环结构图。

图6是实施方式2的多汽缸旋转式压缩机的示意纵剖视图。

图7是将实施方式2的多汽缸旋转式压缩机的图6的Y部放大后的图。

图8是实施方式2的多汽缸旋转式压缩机的、沿图7的T-T线的纵剖视图。

图9是实施方式3的多汽缸旋转式压缩机的示意纵剖视图。

图10是实施方式3的多汽缸旋转式压缩机中的、效率与流路阻力部和配管的流路面积比之间的特性图。

具体实施方式

以下，基于附图对本实施方式进行说明。图1是本实施方式的多汽缸旋转式压缩机M的示意纵剖视图。

图中的符号1是密闭壳体，在该密闭壳体1内的下部设有压缩机构部3，在上部设有电动机部4。上述电动机部4与压缩机构部3经由转轴5一体连接。

上述压缩机构部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。在上述第一汽缸6A与第二汽缸6B之间夹设有中间分隔板2。

上述转轴5贯通各汽缸6A、6B的内部，以大致180°的相位差一体地具有相同直径的第一偏心部5a和第二偏心部5b。各偏心部5a、5b安装成位于汽缸6A、6B的内径部。第一滚筒9a与第一偏心部5a的周面嵌合，第二滚筒9b与第二偏心部5b的周面嵌合。

上述第一汽缸6A的内径部被主轴承7A和中间分隔板2封闭，从而形成第一缸室Sa。上述第二汽缸6B的内径部被中间分隔板2和副轴承7B封闭，从而形成第二缸室Sb。

将第一缸室Sa和第二缸室Sb设计成彼此具有相同的直径及高度尺寸。上述第一滚筒9a、第二滚筒9b以一边其周壁的一部分经由润滑油膜与第一缸室Sa、第二缸室Sb的周壁的一部分进行线接触一边自由地进行偏心移动的方式收容在缸室Sa、Sb内。

在上述主轴承7A上安装有重叠成两层的排出消声器8a，排出消声器8a覆盖设置在主轴承7A中的排出阀机构。在每个排出消声器8a上均设有排出孔。在上述副轴承7B上安装有单层的排出消声器8b，排出消声器8b覆盖设置在副轴承7B中的排出阀机构。在上述排出消声器8b上没有设置排出孔。

主轴承7A的排出阀机构与第一缸室Sa相对，当随着压缩作用而使室内上升到规定压力时，主轴承7A的排出阀机构开放，将压缩气体排出到排出消声器8a内。副轴承7B的排出阀机构与第二缸室Sb相对，当随着压缩作用而使室内压力上升到规定压力时，副轴承7B的排出阀机构开放，将压缩气体排出到排出消声器8b内。

在副轴承7B、第二汽缸6B、中间分隔板2、第一汽缸6A及主轴承7A上设有排出气体引导通路。该排出气体引导通路将从第二缸室Sb经由排出阀机构排出到下部侧排出消声器8b内的高压气体引导到上部侧的双层排出消声器8a内。

在上述密闭壳体1的内底部形成有积聚润滑油的积油部14。在图1中，横切上述主轴承7A的凸缘部的实线表示润滑油的油面，压缩机构部3几乎全部浸渍在上述积油部14的润滑油中。在转轴5的下端面和压缩机构部3的各滑动部，设有用于供给润滑油的供油通路。

图2是将实施方式1的上述压缩机构部3的一部分进行分解表示的立体图，仅示出主要部分，而省略详细情况。

在第一汽缸6A的内径部、即第一缸室Sa连续设置有叶片槽10a，另外，从叶片槽10a起设有第一叶片背室11a。第一叶片12a能自由移动地收容在上述叶片槽10a内，其前端部能自由地在第二缸室Sa内出入，后端部能自由地在第一叶片背室11a内出入。

在第二汽缸6B的内径部、即第二缸室Sb连续设置有叶片槽10b，另外，从叶片槽10b起设有第二叶片背室11b。第二叶片12b能自由移动地收容在上述叶片槽10b内，其前端部能自由地在第二缸室Sb内出入，后端部能自由地在第二叶片背室11b内出入。

第一叶片12a、第二叶片12b各自的前端部在俯视时形成为大致圆弧状，在它们的前端部突出到相对的第一缸室Sa、第二缸室Sb内的状态下，无论第一叶片12a、第二叶片12b的旋转角度如何，其前端部均与俯视呈圆形的图1所示的上述第一滚筒9a、第二滚筒9b的周壁线接触。

在上述第一汽缸6A中设有将第一叶片背室11a与该汽缸6A的外周面连通的横孔Wf，在横孔Wf中收容有弹簧构件13。弹簧构件13夹设在第一叶片12a的后端部端面与密闭壳体1的内周壁之间，对第一叶片12a施加弹力（背压）。

另外，在第二叶片12b中，没有设置夹设在后端部端面与密闭壳体1的内周壁之间的构件。如后所述，前端部受到第二缸室Sb的压力影响，后端部受到第二叶片背室11b的压力影响，根据前端部和后端部所受到的压力的压差来施加背压或者不施加背压。

图3是将图1中的X部放大表示的图，其是将压缩机构部3的主要部分即第二叶片背室11b和周边部放大后的纵剖视图。图4是在拆卸了中间分隔板2的状态下表示主要部分即第二叶片背室11b部分的俯视图。

首先，从图4开始说明，在第二叶片背室11b内经由保持构件16安装有永磁体17。永磁体17的磁力大小是在第二叶片12b的后端部与保持构件16接触时、或者移动到非常靠近的位置时能磁性吸附第二叶片12b的后端部的程度。

上述永磁体17是稀土类磁体，能以较小的容积获得较大的磁力，并能提高空间效率。上述保持构件16通过将非磁性体的奥氏体系的不锈钢材料进行金属板加工而形成。磁力没有泄漏，从永磁体17高效地传递给第二叶片12b，能防止磁性吸附力的下降，提高刚性，制造效率高。

上述第二叶片背室11b由与叶片槽10b连续设置的大径的第一孔部Wa、与该第一孔部Wa连续设置的小径的半圆状的第二孔部Wb构成。保持构件16由对永磁铁17的上下左右端面进行保持的爪部、及朝爪部的相反侧一体延伸设置的两个弯曲部Wd构成。弯曲部Wd的曲率半径大于第一孔部Wa。

将永磁铁17保持在保持构件16的爪部中，使两个弯曲部Wd朝相互接触的方向弹性变形，并插入第一孔部Wa和第二孔部Wb内。插入后，如果除去对弯曲部Wd的弹力，则能将永磁体17和保持构件16的爪部插入第二孔部Wb中，使保持构件16的弯曲部Wd与第一孔部Wa的周壁弹性紧贴来对永磁体17进行定位。

接下来，根据图3和图1进行说明。

第二汽缸6B中的第二叶片背室11b的上表面开口部被安装在第二汽缸6B的上端面上的中间分隔板2封闭。然而，第二叶片背室11b的下表面开口部设置在从副轴承7B的凸缘部周端面朝外侧突出的位置上，并这样使下表面开口部在密闭壳体1内开口。

因此，第二叶片背室11b的下表面开口部被沿着副轴承7B的凸缘部外周壁的一部分安装的封闭构件（轴承侧构件）18封闭。即，第二叶片背室11b的上下表面开口部被中间分隔板2和封闭构件18封闭，从而构成密闭结构。

上述封闭构件18由铸铁材料形成，或者由SMF3类型（铁-碳系烧结合金）或SMF4类型（铁-碳-铜系烧结合金）形成，无论哪种材料，都要选择能利用模具成型可靠地制造复杂的内部结构的原材料。

从上述封闭构件18的与沿着副轴承7B的凸缘部周端面的端面相对的端面到中途部设有孔部Wg，压力控制用配管19插入孔部Wg并与之连接。而且，孔部Wg的前端部设置成与凹部Wh的下端部交叉并连通，而该凹部Wh从第二汽缸6B的端面侧即封闭构件18的上端面侧朝第二叶片背室11b开口。

压力控制用配管19通过设置在上述封闭构件18上的孔部Wg和凹部Wh与第二叶片背室11b连通。由上述孔部Wg和凹部Wh构成背压导入通路20。即，第二叶片背室11b被中间分隔板2和封闭构件18封闭而成为密闭结构，但其下端面与背压导入通路20连通。

上述压力控制用配管19和背压导入通路20构成后述的叶片背压控制机构（压力切换单元）K的一部分。该叶片背压控制机构K有选择地将高压气体（排出压力）或低压气体（吸入压力）导入第二叶片背室11b来控制对第二叶片12b的后端部施加的背压的压力切换。

然后，特别是根据图3继续对第二叶片背室11b及其周边部进行说明（其中，一部分有关图4中的引用，可参照图4）。

如上所述，构成背压导入通路20的凹部Wh相对于第二叶片背室11b的下端面开口。严格地说，凹部Wh几乎大部分与构成第二叶片背室11b的上述第一孔部Wa相对，但剩下的一部分和远离转轴5的外侧开口角部ha与上述第二孔部Wb相对。

因此，凹部Wh的外侧开口角部ha位于安装在第二叶片背室11b内的永磁铁17的正下部。即使在第二叶片12b被永磁铁17磁性吸附的状态下，凹部Wh的外侧开口角部ha隔着一定距离位于比第二叶片12b的后端部的下端面角部bb更靠外周侧的位置上。

另一方面，在对第二叶片背室11b的上表面开口部进行封闭的上述中间分隔板2中设有第一缓冲用凹部空间21，并相对于第二叶片背室11b进行开口。该缓冲用凹部空间21也与构成背压导入通路20的凹部Wh相同，几乎大部分与构成第二叶片背室11b的第一孔部Wa相对。

第一缓冲用凹部空间21的剩下的一部分和远离转轴5的外侧开口角部21a位于比第二孔部Wb更靠外周侧的位置上。即使第二叶片12b被永磁体17磁性吸附，第二叶片12b的后端部的上端面角部bc也与第一缓冲用凹部空间21的外侧开口角部21a之间存在一定程度的距离。

此外，上述保持构件16的两个弯曲部Wd的一部分设置成不与构成上述背压导入通路20的凹部Wh及第一缓冲用凹部空间21相对。因此，上述永磁体17及保持构件16朝上方的移动受到中间分隔板2的限制，朝下方的移动受到封闭构件18的限制。

另外，也可以将永磁体17的至少一部分设置成不与上述凹部Wh及第一缓冲用凹部空间21相对，上下方向的移动受到上述中间分隔板2及封闭构件18的限制。

而且，以与上述背压导入通路20连通的方式设置第二缓冲用凹部空间22。上述第二缓冲用凹部空间22设置在第二叶片背室11b与第二汽缸6B的外周壁之间，成为下表面开口、上表面与第二汽缸6B的上表面之间留下一定程度的壁厚的状态。

在构成背压导入通路20的孔部Wg与第二缓冲用凹部空间22之间设有连通孔部23，实际上，第二缓冲用凹部空间22相对于背压导入通路20进行开口。插入孔部Wg内的压力控制用配管19的前端部与连通孔部23的一部分相对，但只要没有完全封闭，对第二缓冲用凹部空间22的作用效果没有影响。

再次如图1所示，排出用的制冷剂管P与构成多汽缸旋转式压缩机M的密闭壳体1的上端部连接。该制冷剂管P依次与后述的构成热泵式制冷循环的设备连通，并与经由安装件安装并固定在密闭壳体1上的储罐25连接。

储罐25与密闭壳体1经由吸入用的制冷剂管PP连接。进一步说明的话，制冷剂管PP贯通密闭壳体1而与中间分隔板2的周端面连接。在中间分隔板2中，设有从与制冷剂管PP连接的周面部位朝向轴芯方向分岔成两条通路的分岔引导通路（未图示）。

其中一条分岔引导通路与第一缸室Sa连通，另一条分岔引导通路与第二缸室Sb连通。因此，储罐25与多汽缸旋转式压缩机M中的第一缸室Sa及第二缸室Sb始终处于连通状态。

另一方面，上述压力控制用配管19延伸到密闭壳体1和储罐25的上端部的上方位置，在其端部设有后述的压力切换阀27。上述压力切换阀27沿用在具有能切换制冷制热运转的热泵式制冷循环的空调机中使用的四通阀，从而抑制成本。

第一分岔管（高压管）28从与密闭壳体1的上端部连接的制冷剂管P开始分岔，并与压力切换阀27的第一端口pa连接。第二端口pb与上述压力控制用配管19连接，第三端口pc与从储罐25的制冷剂导入侧的制冷剂管P开始分岔的第二分岔管（低压管）29连接。

第四端口pd由栓体30始终封闭。通过电磁的方式，将收容在内部的阀芯31在如图所示地将第三端口pc与第四端口pd连通的位置和如双点划线所示地将第二端口pb和第三端口pc连通的位置之间切换操作。第一端口pa始终开放，第四端口pd始终封闭。

进一步说明的话，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。不过，由于第四端口pd被栓体30封闭，因此，仅有第一端口pa与第二端口pb连通。

若阀芯31移动到图1中双点划线所示的位置，则第二端口pb经由阀芯31与第三端口pc连通，第一端口pa与第四端口pd直接连通。同样地，由于第四端口pd被栓体30封闭，因此，仅有第二端口pb与第三端口pc连通。

上述压力切换阀27沿用作为构成通常的热泵式空调机的制冷循环中使用的标准件的四通阀，但也可以使用三通阀来取代该四通阀，或将多个开闭阀进行组合，能获得同样的作用效果。

这样，叶片背压控制机构K由压力切换阀27、压力控制用配管19、第一分岔管28及第二分岔管29、设置在封闭构件18中的背压导入通路20构成，并切换高压和低压并将其导入第二叶片背室11b内，能对第二叶片12b施加背压。

图5是将制冷循环装置应用于空调机R的情况下的热泵式制冷循环结构图。

在与多汽缸旋转式压缩机M连接的制冷剂管P上连接有四通阀50，从该四通阀50经由室外热交换器51、膨胀装置52、室内热交换器53而与四通阀50连接。而且，从四通阀50与储罐25连接，如上所述，使用吸入用的制冷剂管PP来将储罐25与多汽缸旋转式压缩机M连通。

在这样的空调机R中，若选择制冷运转，则在多汽缸旋转式压缩机M中如后所述受到压缩并朝制冷剂管P排出的气体制冷剂从四通阀50，如实线箭头所示被引导到室外热交换器51中，与外部气体进行热交换而冷凝为液态制冷剂。即、室外热交换器51起到冷凝器的作用。

从室外热交换器51导出的液态制冷剂被导入膨胀装置52进行绝热膨胀。然后，被导入室内热交换器53，与送风至此处的室内空气进行热交换而蒸发，从室内空气夺取蒸发潜热而起到室内的制冷作用。即、室内热交换器53作为蒸发器。

从室内热交换器53导出的蒸发制冷剂经由四通阀50被吸入多汽缸旋转式压缩机M内，如上所述被压缩而在制冷循环中循环。

若选择制热运转，则四通阀50进行切换，从多汽缸旋转式压缩机M排出到制冷剂管P的气体制冷剂经由四通阀50如虚线箭头所示地被导入室内热交换器53，与室内空气进行热交换而冷凝。室内空气吸收作为冷凝器的室内热交换器53的冷凝热而使温度上升，从而获得室内的制热作用。

从室内热交换器53导出的液态制冷剂被导入膨胀装置52，进行绝热膨胀，然后被导入室外热交换器51内进行蒸发。从作为蒸发器的室外热交换器51导出的蒸发制冷剂从四通阀50被吸入多汽缸旋转式压缩机M，如上所述被压缩而在制冷循环中循环。

在这种空调机R中，在上述制冷运转和制热运转中，都能切换选择能力减半运转（停缸运转）和全能力运转（通常运转）。

例如，在制冷运转时，若选择能力减半运转，则构成上述制冷运转时的制冷循环，并且对构成叶片背压控制机构K的压力切换阀27的阀芯31进行切换。即，如图1的双点划线所示，将压力切换阀27控制成将第二端口pb与第三端口pc连通。

因此，从室内热交换器53经由四通阀50与储罐25连通的制冷剂管P、第二分岔管29、压力切换阀27、压力控制用配管19、背压导入通路20及第二叶片背室11b处于连通状态。

同时，将运转信号发送到电动机部4来驱动转轴5旋转。随着转轴5的旋转，第一滚筒9a、第二滚筒9b在各自的缸室Sa、Sb内进行偏心移动。在第一汽缸6A中，第一叶片12a被弹簧构件13按压施力，而使前端部与滚筒9a的周壁滑动接触，以将第一缸室Sa内一分为二。

在室内热交换器53中蒸发的低压的制冷剂气体从储罐25导入吸入侧的制冷剂管PP中，并被引导到设置在多汽缸旋转式压缩机M的中间分隔板2中的两个分岔引导通路中。然后，从各个分岔引导通路吸入第一缸室Sa和第二缸室Sb内。

接着，通过对构成叶片背压控制机构K的压力切换阀27进行上述切换操作，从室内热交换器53导出的低压的气体制冷剂的一部分从制冷剂管P经由第二分岔管29、压力切换阀27、压力控制用配管19、设置在封闭构件18中的背压导入通路20被导入第二叶片背室11b内。

充满第二叶片背室11b的低压的气体制冷剂对第二叶片12b的后端部施加低压的背压。与第二缸室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，因此，叶片12b的前端部和后端部不会产生压差。

若因转轴5的旋转而使第二滚筒9b偏心移动过来，则第二叶片12b的前端部被滚筒9b推动而后退。第二叶片12b的后端部与安装在第二叶片背室11b中的保持构件16接触或与其接近，永磁体17的磁力经由保持构件16施加在第二叶片12b上，对叶片进行磁性吸附。

因此，第二叶片12b的前端部不会突出到缸室Sb内，保持原有的位置。与转轴5的偏心部5b嵌合的第二滚筒9b继续空转，在第二缸室Sb中不进行压缩作用。即，第二缸室Sb中处于停缸运转状态。

另一方面，在第一缸室Sa中，第一叶片12a受到弹簧构件13的弹力。叶片12a的前端部与第一滚筒9a的周壁抵接，以将第一缸室Sa划分为压缩室和吸入室这二个室。随着滚筒9a的偏心移动，压缩室侧的容积减少，被吸入的气体逐渐被压缩而高压化。

若上升到规定压力而达到高压化，则排出阀机构开放，高压化的气体被排出到排出消声器8a、8b中。进一步被引导到密闭壳体1内并将其充满。密闭壳体1内的充满的高压气体制冷剂被排出到制冷剂管P，从而构成上述那样的制冷循环来起到室内的制冷作用。

其结果是，成为在第二缸室Sb中维持不进行压缩作用的停缸运转状态、仅在第一缸室Sa中进行压缩运转的能力减半运转。

若选择全能力运转，则压力切换阀27的阀芯31被切换到图1的实线位置，第一端口pa与第二端口pb连通。因此，与密闭壳体1连接的排出侧的制冷剂管P、第一分岔管28、压力切换阀27、压力控制用配管19、封闭构件18的背压导入通路20及第二叶片背室11b连通。

同时，将运转信号发送到电动机部4来驱动转轴5进行旋转，第一滚筒9a、第二滚筒9b在各自的缸室Sa、Sb内偏心运动。在第一汽缸6A中，第一叶片12a被弹簧构件13按压施力，而使前端部与滚筒9a的周壁滑动接触，以将第一缸室Sa内一分为二。

在室内热交换器53中蒸发的低压气体制冷剂从储罐25导入吸入侧的制冷剂管PP内，并经由分岔引导通路被吸入第一缸室Sa和第二缸室Sb内。在第一缸室Sa中，如上所述进行压缩作用而达到高压化的气体制冷剂充满密闭壳体1内。

气体制冷剂从密闭壳体1被引导到排出侧的制冷剂管P中，在上述的制冷循环中进行循环。一部分气体制冷剂从制冷剂管P分流到第一分岔管28，并从压力切换阀27、压力控制用配管19、封闭构件18的背压导入通路20导入第二叶片背室11b内。

通过导入第二叶片背室11b内的高压气体制冷剂，第二叶片12b的后端部受到高压的背压。另一方面，第二叶片12b的前端部与第二缸室Sb相对并处于低压气氛下，因此，在前端部和后端部产生压差。因此，被永磁体17磁性吸附的第二叶片12b容易离开永磁体17。

第二叶片12b受到高压的背压而被朝前端部侧按压施力。若第二滚筒9b随着转轴5的旋转进行偏心移动，则第二叶片12b的前端部在保持与第二滚筒9b的周面抵接的状态下在叶片槽10b内往复移动。第二叶片12b将第二缸室Sb一分为二，划分成压缩室和吸入室，进行压缩作用。因此，在第一缸室Sa和第二缸室Sb中同时进行压缩作用，进行全能力运转。

在以上说明的能力减半运转时，第二叶片12b的后端部经由保持构件16被安装在第二叶片背室11b中的永磁体17磁性吸附，成为与保持构件16紧贴的状态。在全能力运转时，第二叶片12b的后端部在第二叶片背室11b内往复运动，移动到与保持构件16存在稍许间隙的位置。

如上所述，构成背压导入通路20的凹部Wh的外侧开口角部ha构成为位于比停缸运转状态下所在的第二叶片12b的后端部的下端面角部bb更靠外周侧的位置上。

因此，即使第二叶片12b的后端部被永磁体17磁性吸附而与保持构件16紧贴，或第二叶片12b的后端部移动到与保持构件16存在稍许间隙的位置，第二叶片12b的后端部的下端面角部bb也不会与构成背压导入通路20的凹部Wh的外侧开口角部ha接触。

此外，为了确保第二叶片12b的顺畅的往复动作，使设有叶片槽10b和叶片背室11b的第二汽缸6B的厚度尺寸形成得比第二叶片12b的高度方向尺寸稍大，从而确保与第二叶片12b的间隙。

即使第二叶片12b因某些原因而以倾斜的状态往复移动，或者在倾斜的状态下经由保持构件16被永磁体17磁性吸附，第二叶片12b的后端部的下端面角部bb也不会与构成背压导入通路20的凹部Wh的外侧开口角部ha抵接。

因此，能提供一种不会产生噪声、能维持静音运转并且能防止第二叶片12b在倾斜状态下的移动被卡住、能提高压缩可靠性的多汽缸旋转式压缩机M。

此外，如上所述，第一缓冲用凹部空间21中的开口部的一部分、即外侧开口角部21a构成为处位于比停缸运转状态下所在的第二叶片12b的上端面角部bc更靠外周侧的位置上。

因此，即使第二叶片12b的后端部以与保持构件16紧贴的状态被永磁体17磁性吸附，第二叶片12b的后端部的上端面角部bc与第一缓冲用凹部空间21的外侧开口角部21a彼此之间也存在间隙而不会接触。

即使第二叶片12b因某些原因而以倾斜的状态往复移动，或者在倾斜的状态下经由保持构件16被永磁体17磁性吸附，也能防止相互接触而产生噪声，并防止第二叶片12b的移动被卡住，从而提高压缩可靠性。

另外，高压气体或低压气体从压力控制用配管19经由封闭构件18的背压导入通路20引导到第二叶片背室11b内。此处，在第二叶片背室11b的上部、即中间分隔板2中设有与第二叶片背室11b连通的第一缓冲用凹部空间21。

而且，在背压导入通路20的上部侧、即封闭构件18和第二汽缸6B中设有与背压导入通路20连通的第二缓冲用凹部空间22。导入第二叶片背室11b的途中或导入之后的高压、低压气体在无处排放的状态下积聚并滞留在缓冲用凹部空间21、22中。

在能力减半运转时，低压的气体制冷剂被引导到压力控制用配管19和背压导入通路20内，充满第二叶片背室11b而对第二叶片12b施加低压的背压。另一方面，密闭壳体1内充满经过压缩的高压气体而成为高压状态。因此，积聚在积油部14内的润滑油也受到影响而成为高压。

在上述转轴5中设有用于将积油部14的润滑油引导到压缩机构部3的各滑动部中的润滑油供给通路。积油部14的受到高压影响的润滑油不仅进入润滑油供给通路，而且经由间隙进入背压导入通路20，进而还可能进入第二叶片背室11b，存在在压力控制用配管19内上升的可能性。

然而，由于在第一缓冲用凹部空间21及第二缓冲用凹部空间22中已经积聚了气体制冷剂，因此，进入的润滑油无法将积聚在这些凹部21、22内的气体制冷剂全部赶出。

其结果是，在使停缸运转状态持续的期间，即使第二叶片背室11b、背压导入通路20及压力控制用配管19内充满作为非压缩流体的润滑油，第一缓冲用凹部空间21、第二缓冲用凹部空间22内也积聚有气体制冷剂。而且，有时在该状态下切换为全能力运转。

或者，有时在外部气体为极其低温的条件下开始全能力运转。此时，高压的气体制冷剂从压力切换阀27经由压力控制用配管19和背压导入通路20被引导到第二叶片背室11b。

若在无外部气体温度上升的状态下持续供给高压的气体制冷剂，则气体制冷剂会发生冷凝而变为液体制冷剂。即，成为与上述的润滑油相同的非压缩流体，从而存在其充满第二叶片背室11b、背压导入通路20及压力控制用配管19的可能性。

由此，在全能力运转时，非压缩流体充满压力控制用配管19和背压导入通路20及第二叶片背室11b，另一方面，在压缩机构部3的作用带来的发热的影响下，气体从非压缩流体蒸发。

随着运转的继续，充满第二叶片背室11b、背压导入通路20和压力控制用配管19的非压缩流体中存在的气体基本消失，仅留下单纯的液体。因此，不包含气体的完全的液体状的非压缩流体直接承受第二叶片12b的往复动作，处于基本上没有非压缩流体的缓冲效果的状态。

尤其是在进行高旋转运转时，非压缩流体的流动无法跟随第二叶片12b中的往复动作。第二叶片12b的后端部受到过大的阻力，动作缺乏顺畅性。背压导入通路20中的非压缩流体的压力能量的变动即压力脉动增大，有产生振动、噪声、配管破裂等问题的可能性。

然而，第一缓冲用凹部空间21相对于第二叶片背室11b开口，并积聚有气体。第二缓冲用凹部空间22也相对于背压导入通路20开口，此处也积聚有气体。

通过积聚在上述缓冲用凹部空间21、22内的气体，能获得减轻因第二叶片12b的往复运动引起的压力脉动的缓冲效果。能防止过大的力作用于第二叶片12b的后端部，降低振动和噪声，防止配管破裂，提高可靠性。

另外，通过将第一缓冲用凹部空间21和第二缓冲用凹部空间22的内容积设定为第二叶片12b从最突出到第二缸室Sb内的下死点移动到从第二缸室Sb最后退的上死点时的进退量以上，能进一步增大上述效果。

在中间分隔板2中设有第一缓冲用凹部空间21，在封闭构件18中设有构成背压导入通路20的凹部Wh，在这样的结构的情况下，将保持构件16或永磁体17的至少一部分设置成不与上述凹部Wh及第一缓冲用凹部空间21相对。

因此，在第二叶片背室11b中能在上下方向无偏差地、可靠地进行安装。即使在压缩运转中，永磁体17和保持构件16也不会从第二叶片背室11b脱落，能获得制造效率和可靠性高的多汽缸旋转式压缩机M。

由于是具有这样的多汽缸旋转式压缩机M来构成制冷循环的制冷循环装置（空调机）R，因此，能大幅提高制冷（空调）效果，进一步提高可靠性。

另外，上述压缩机构部3中，是使从储罐25经由吸入侧的制冷剂管PP导入的气体制冷剂在中间分隔板2内分岔而被引导到第一缸室Sa和第二缸室Sb内的结构，但并不限定于此。

例如，也可以构成为从储罐25延伸出两根吸入制冷剂管，并分别与第一缸室Sa和第二缸室Sb直接连通。

而且，使第二缸室Sb处于停缸运转状态，但也可以改变为使第一缸室Sa处于停缸运转状态。此外，当然，在第一缸室Sa、第二缸室Sb的排除容积不同的情况下，也能获得同等的作用效果。

沿着副轴承7B的外周端设置具有背压导入通路20的封闭构件18，但也可以是如下的结构：扩大副轴承7B的凸缘部来封闭第二叶片背室11b，并且在该凸缘部直接设置背压导入通路20，而无需上述封闭构件18。因此，将设有背压导入通路20的部位称为“轴承侧构件”。

此外，在中间分隔板2中设有朝第二叶片背室11b开口的第一缓冲用凹部空间21，在轴承侧构件即封闭构件18中设有朝背压导入通路20开口的第二缓冲用凹部空间22，但并不限定于此，也可以仅设置第一缓冲用凹部空间21及第二缓冲用凹部空间22中的任一个。

图6是实施方式2的多汽缸旋转式压缩机N的示意纵剖视图。图中符号101是密闭壳体，在该密闭壳体101内的下部设有压缩机构部103，在上部设有电动机部104。上述电动机部104和压缩机构部103经由转轴105一体连接。

上述压缩机构部103在上部侧包括第一汽缸106A，在下部侧包括第二汽缸106B。在第一汽缸106A的上端面安装固定有主轴承107A，在第二汽缸106B的下端面安装固定有副轴承107B。上述第一汽缸106A与第二汽缸106B中间夹设有中间分隔板102。

上述转轴105贯通各汽缸106A、106B内部，以大致180°的相位差一体地包括相同直径的第一偏心部105a和第二偏心部105b。各偏心部105a、105b安装成位于汽缸106A、106B的内径部。第一滚筒109a与第一偏心部105a的周面嵌合，第二滚筒109b与第二偏心部105b的周面嵌合。

上述第一汽缸106A的内径部被主轴承107A和中间分隔板102封闭，从而形成第一缸室Za。上述第二汽缸106B的内径部被中间分隔板102和副轴承107B封闭，从而形成第二缸室Zb。

将第一缸室Za和第二缸室Zb设计成彼此具有相同的直径及高度尺寸。第一滚筒109a、第二滚筒109b以一边使其周壁的一部分经由润滑油膜与第一缸室Za、第二缸室Zb的周壁的一部分进行线接触一边自由地偏心移动。

在上述主轴承107A上安装有重叠成两层的排出消声器108a，该排出消声器108a覆盖设置在主轴承107A上的排出阀机构。在每个排出消声器108a上均设有排出孔。在上述副轴承107B上安装有单层的排出消声器108b，该排出消声器108b覆盖设置在副轴承107B上的排出阀机构。在该排出消声器108b上没有设置排出孔。

主轴承107A的排出阀机构与第一缸室Za相对，当随着压缩作用而使室内上升到规定压力时，主轴承107A的排出阀机构开放，将压缩气体排放到排出消声器108a内。副轴承7B的排出阀机构与第二缸室Zb相对，当随着压缩作用而使室内压力上升到规定压力时，副轴承107B的排出阀机构开放，将压缩气体排放到排出消声器108b内。

在副轴承107B、第二汽缸106B、中间分隔板102、第一汽缸106A及主轴承107A设有排出气体引导通路。该排出气体引导通路将从第二缸室Zb经由排出阀机构排出到下部侧排出消声器108b内的高压气体引导到上部侧的双层排出消声器108a内。

而且，在密闭壳体101的内底部形成有积聚润滑油的积油部114，压缩机构部103几乎全部浸渍在积油部114的润滑油中。在转轴105的下端面和压缩机构部103的各滑动部，设有用于供给集油部114的润滑油的供油通路。

图2是将实施方式2的上述压缩机构部103的一部分进行分解表示的立体图，仅示意表示主要部分，省略详细结构。

第一汽缸106A中的内径部、即第一缸室Za连续设置有叶片槽110a，而且，从叶片槽110a起设有第一叶片背室111a。第一叶片112a能自由移动地收容在上述叶片槽110a内，其前端部能自由地在第一缸室Za内出入，后端部能自由地在第一叶片背室111a内出入。

第二汽缸106B中的内径部、即第二缸室Zb连续设置有叶片槽110b，而且，从叶片槽110b起设有第二叶片背室111b。第二叶片112b能自由移动地收容在上述叶片槽110b内，其前端部能自由地在第二缸室Zb内出入，后端部能自由地在第二叶片背室111b内出入。

第一叶片112a、第二叶片112b各自的前端部俯视时形成为大致圆弧状，在它们的前端部突出到相对的第一缸室Za、第二缸室Zb内的状态下，无论它们的旋转角度如何，第一叶片112a、第二叶片112b都与俯视呈圆形的图6所示的上述第一滚筒109a、第二滚筒109b的周壁进行线接触。

在上述第一汽缸106A中设有将第一叶片背室111a与该汽缸106A的外周面连通的横孔Wf，并收容有弹簧构件（弹性构件）113。弹簧构件113夹设在第一叶片112a的后端部端面与密闭壳体101的内周壁之间，对第一叶片112a施加弹力（背压）。

另外，在第二叶片112b中没有夹设在后端部端面与密闭壳体101的内周壁之间的构件。如后所述，前端部受到第二缸室Zb的压力影响，后端部受到第二叶片背室111b的压力影响，根据前端部和后端部所受到的压力的压差来施加背压或者不施加背压。

如图6所示，在第二叶片背室111b的背面侧周壁上安装有永磁体115。该磁力的大小是在第二叶片112b的后端部与永磁体115接触时、或者移动到非常靠近的位置时能磁性吸附叶片112b的后端部的程度。如果施加有一定程度的较高的压力，则第二叶片112b容易脱离永磁体115。

第二叶片背室111b的上表面开口部被安装在第二汽缸106B的上端面上的中间分隔板102封闭。然而，第二叶片背室111b的下表面开口部设置在从副轴承107B的凸缘部周端面朝外侧突出的位置上，这样下表面开口部在密闭壳体101内开口。

因此，第二叶片背室111b的下表面开口部被封闭构件118封闭,该封闭构件118位于沿着副轴承107B的凸缘部外周壁的一部分的位置上，并经由安装螺栓116安装在第二汽缸106B上。第二叶片背室111b的上下表面被中间分隔板102和封闭构件118封闭，第二叶片背室111b构成密闭结构。

封闭构件118由铸铁材料形成，或者由SMF3类型（铁-碳系烧结合金）或SMF4类型（铁-碳-铜系烧结合金）形成。即，为了制造封闭构件118，选择能利用模具成型可靠地制造复杂的内部结构的原材料。

图7是将图6所示的Y部、即封闭构件118部分放大后的图，图8是沿图7所示的T-T线的纵剖视图。以下，基于图6、图7及图8对压缩结构部103的主要部分进行说明。

上述封闭构件118的、与第二叶片背室111b相对的上表面的一部分开口，如图8所示，该开口部为设置到封闭构件118的下表面部附近的凹部119。从封闭构件118的一个侧面设置孔部120a，该孔部120a的前端成为在凹部119的底面的一部分上切成半圆状的半圆部120b。

在密闭壳体101的与封闭构件118的孔部120a相对的部位上也设有孔部，在该孔部内插嵌有后述的构成背压导入通路H的压力控制用配管F1，并实施液密封的密封。从密闭壳体1朝其内部延伸的压力控制用配管F1的前端部插入到封闭构件118的孔部120a内并连接。

设置在第二汽缸106B中的第二叶片背室111b与背压导入通路H经由封闭构件118的凹部119连通。在封闭构件118的凹部119中与压力控制用配管F1连接的半圆部120b的延长部位上设有将凹部119的下表面与封闭构件118的下表面连通的孔部、即连通路122。

该连通路122也是将第二叶片背室111b与形成于密闭壳体101内底部的积油部114连通的润滑油连通路。另外，连通路122通过安装在封闭构件118的下表面的单向阀机构G进行开闭。

上述单向阀机构G包括：阀孔123，在连通路122的下端部，该阀孔123在封闭构件118的下表面开口，从而与连通路122连通；阀座124，该阀座124沿着该阀孔123的周部形成；以及阀芯125，该阀芯125与该阀座124接触分离来对阀孔123进行开闭。

通过以上的结构，在封闭构件118中，连通路122设置在背压导入通路H的下部，阀孔123设置在连通路122的最下部。

上述阀芯125的一端部经由安装螺栓127安装固定在封闭构件118的下表面上，另一端部是与阀孔123相对的自由端，因而是簧片阀型。阀芯125的宽度尺寸形成得比阀孔123的直径稍大，阀芯125根据阀芯125的另一端从连通路122经由阀孔123所受到的压力而发生变形，或者不发生变形。

在阀芯125的下表面弯曲形成的阀压板126通过安装螺栓127与阀芯125一起进行安装，阀芯125仿效阀压板126的弯曲形状进行弯曲变形。阀压板126的强度比阀芯125的强度大，能限制阀芯125的最大弯曲量。即，阀芯125是最大开放量受到阀压板126限制的簧片阀型，以后将“阀芯”称为“簧片阀”。

在这样的单向阀机构G中，构成为在上述簧片阀125的最大开放时，簧片阀125与阀座124之间的流路面积A1小于阀座124的内周面积A2（A1＜A2）。

图8表示簧片阀125最大限度地弯曲而使阀孔123开放的状态。图中用阴影表示的、簧片阀125与阀座124之间的流路面积A1表示为π、阀座124的内径φDv、阀座124与簧片阀125间的平均距离L的乘积。

与此相对的是，阀座124的内周面积A2表示为π×（Dv/2）²。簧片阀125与阀座124之间的流路面积A1小于阀座124的内周面积A2（A1＜A2），因此，成为π×φDv×L＜π×（Dv/2）²。

另一方面，上述背压导入通路H、即压力控制用配管F1构成叶片背压控制机构C的一部分。该叶片背压控制机构C有选择地将高压气体（排出压力）或低压气体（吸入压力）导入第二叶片背室111b内，从而控制对第二叶片112b的后端部施加的背压的压力切换。

再次如图6所示，排出用的制冷剂管F与构成多汽缸旋转式压缩机N的密闭壳体101的上端部连接。该制冷剂管F依次与构成热泵式制冷循环的设备连通，并与经由安装件131安装固定在密闭壳体101上的储罐132的上端部连接。

储罐132的下端部与密闭壳体101经由吸入用的制冷剂管Fa连接。进一步说明的话，制冷剂管Fa贯通密闭壳体101而与中间分隔板102的周端面连接。在中间分隔板102中，设有从与制冷剂管Fa连接的周面部位朝向轴芯方向分岔成两条通路的分岔引导通路（未图示）。

其中的一条分岔引导通路与第一缸室Za连通，另一条分岔引导通路与第二缸室Zb连通。因此，储罐132与多汽缸旋转式压缩机N中的第一缸室Za及第二缸室Zb始终处于连通状态。

上述压力控制用配管F1延伸到密闭壳体101和储罐132的上端部的上方位置，在其端部设有后述的压力切换阀133。上述压力切换阀133沿用在具有能切换制冷制热运转的热泵式制冷循环的空调机中使用的四通阀，从而抑制成本。

第一分岔管（高压管）135从与密闭壳体101的上端部连接的制冷剂管F开始分岔，并与压力切换阀133的第一端口fa连接。第二端口fb与压力控制用配管F1连接，第三端口fc与从储罐132的制冷剂导入侧的制冷剂管F开始分岔的第二分岔管（低压管）136连接。

第四端口fd由栓体137始终封闭。通过电磁的方式，将收容在内部的倒U字形阀138在如图所示地将第三端口fc与第四端口fd连通的位置和如双点划线所示地将第二端口fb与第三端口fc连通的位置之间进行切换操作。第一端口fa始终开放，第四端口fd始终封闭。

进一步说明的话，在图6的状态下，第一端口fa与第二端口fb直接连通，第三端口fc与第四端口fd经由倒U字形阀138连通。不过，由于第四端口fd被栓体137封闭，因此，仅有第一端口fa与第二端口fb连通。

若倒U字形阀138移动到图6中双点划线所示的位置，则第二端口fb经由倒U字形阀138与第三端口fc连通，第一端口fa与第四端口fd直接连通。同样地，第四端口fd被栓体137封闭，因此，仅有第二端口fb与第三端口fc连通。

上述压力切换阀133沿用作为构成通常的热泵式空调机的制冷循环中所使用的标准件的四通阀，但也可以使用三通阀来取代该四通阀，或是将多个开闭阀进行组合，能获得同样的作用效果。

由此，叶片背压控制机构C由压力切换阀133、压力控制用配管F1、第一分岔管135及第二分岔管136、设置在封闭构件118中的背压导入通路H构成，并切换高压和低压后将其导入第二叶片背室111b内，从而能对第二叶片112b施加背压。

图5是将制冷循环装置应用于空调机R的情况下的热泵式制冷循环结构图。此处，省略上述的叶片背压控制机构C来进行表示。

在与多汽缸旋转式压缩机N连接的制冷剂管F上连接有四通阀150，从四通阀150经由室外热交换器151、膨胀装置152而与室内热交换器153连接。从室内热交换器153经由四通阀150与储罐132连接，而且，利用吸入用制冷剂管Fa与多汽缸旋转式压缩机N连通，但此处未图示。

在这样的空调机R中，若选择制冷运转，则在多汽缸旋转式压缩机N中如后所述受到压缩并朝制冷剂管F排出的气体制冷剂从四通阀150如实线箭头所示被引导到室外热交换器151，与外部气体进行热交换而冷凝为液态制冷剂。即，室外热交换器151起到冷凝器的作用。

从室外热交换器151导出的液态制冷剂被导入膨胀装置152进行绝热膨胀。然后，被导入室内热交换器153，与室内空气进行热交换而蒸发，从室内空气夺取蒸发潜热而起到室内的制冷作用。即，室内热交换器153成为蒸发器。

从室内热交换器153导出的蒸发制冷剂经由四通阀150被吸入多汽缸旋转式压缩机N内，如上所述，被压缩而循环进行制冷循环。

若选择制热运转，则对四通阀150进行切换，从多汽缸旋转式压缩机N排出到制冷剂管F的气体制冷剂经由四通阀150如虚线箭头所示地被导入室内热交换器153，与室内空气进行热交换而冷凝。室内空气吸收作为冷凝器的室内热交换器153的冷凝热而使温度上升，从而获得室内的制热作用。

从室内热交换器153导出的液态制冷剂被导入膨胀装置152，进行绝热膨胀，然后被导入室外热交换器151内进行蒸发。从作为蒸发器的室外热交换器151导出的蒸发制冷剂从四通阀150被吸入多汽缸旋转式压缩机N，如上所述，被压缩而在制冷循环中循环。

在该空调机R中，在上述制冷运转和制热运转中，都能切换选择能力减半运转（停缸运转）和全能力运转（通常运转）。

例如，在制冷运转时，若选择能力减半运转，则构成上述制冷运转时的制冷循环，并且对收容在叶片背压控制机构C的压力切换阀133内的倒U字形阀138进行切换。如图6的双点划线所示，将压力切换阀133控制成将第二端口fb与第三端口fc连通。

从室内热交换器153与储罐132连通的制冷剂管F、第二分岔管136、压力切换阀133、压力控制用配管F1、背压导入通路H及第二叶片背室111b处于连通状态。

同时，将运转信号发送到电动机部104来驱动转轴105旋转。随着转轴105的旋转，第一滚筒109a、第二滚筒109b在各自的缸室Za、Zb内偏心移动。在第一汽缸106A中，第一叶片112a被弹簧构件113按压施力，而使前端部与滚筒109a的周壁滑动接触，以将第一缸室Za内一分为二。

在室内热交换器153中蒸发的低压的制冷剂气体从储罐132导入吸入侧的制冷剂管Fa中，并被引导到设置在多汽缸旋转式压缩机N的中间分隔板102中的两个分岔引导通路中。然后，从各个分岔引导通路吸入到第一缸室Za和第二缸室Zb内。

此外，通过对压力切换阀133进行上述切换操作，从室内热交换器153导出的低压的气体制冷剂的一部分从制冷剂管F经由第二分岔管136、压力切换阀133、压力控制用配管F1、与封闭构件118连通的背压导入通路H而被导入第二叶片背室111b内。

充满第二叶片背室111b的低压的气体制冷剂对第二叶片112b的后端部施加低压的背压。与第二缸室Zb相对的第二叶片112b的前端部处于低压气氛下，与第二叶片背室111b相对的第二叶片112b的后端部也处于低压气氛下，因此，叶片112b的前端部和后端部不会产生压差。

若因转轴105的旋转而使第二滚筒109b偏心移动过来，则第二叶片112b的前端部被滚筒109b推动而后退。第二叶片112b的后端部与安装在第二叶片背室111b上的永磁体115接触或与之接近，第二叶片112b被永磁体115磁性吸附。

因此，第二叶片112b的前端部不会突出到第二缸室Zb内，保持原有的位置。与转轴105的偏心部105b嵌合的第二滚筒109b继续空转，在第二缸室Zb中不进行压缩作用。即，第二缸室Zb中处于停缸运转状态。

另一方面，在第一缸室Za中，第一叶片112a受到弹簧构件113的弹力。叶片112a的前端部与第一滚筒109a的周壁抵接，将第一缸室Za划分为压缩室和吸入室这二个室。随着滚筒109a的偏心移动，压缩室侧的容积减少，被吸入的气体逐渐被压缩而高压化。

若上升到规定压力而达到高压化，则使排出阀机构开放，高压化的气体被排出到排出消声器108a、108b。进一步被引导到密闭壳体101内并将其充满。密闭壳体101内的充满的高压气体制冷剂被排出到制冷剂管F，从而构成上述的制冷循环来起到室内的制冷作用。

其结果是，成为在第二缸室Zb中维持不进行压缩作用的停缸运转状态、仅在第一缸室Za中进行压缩运转的能力减半运转。

此时，密闭壳体101内充满在第一缸室Za中经过压缩的高压气体而处于高压的气氛下。形成在密闭壳体101的内底部的积油部114的润滑油也处于高压状态，构成单向阀机构G的簧片阀125从下表面侧受到高压。另一方面，低压的气体制冷剂被导入形成在簧片阀125的上表面侧的背压导入通路H内。

簧片阀125在高压的影响下形成为直线状，一端部与阀座124接触，从而封闭阀孔123。不存在图8中阴影所示的部分、即簧片阀125与阀座124之间的流路面积A1，连通路122被完全封闭。积油部114的润滑油无法经由连通路122流入背压导入通路H及第二叶片背室111b内。

即，低压的气体制冷剂被导入压力控制用配管F1和背压导入通路H中，并充满第二叶片背室111b，对第二叶片112b施加低压的背压。另一方面，密闭壳体101内充满经过压缩的高压气体而处于高压状态，积聚在积油部114的润滑油也受到高压的影响。

在上述转轴105中设有将积油部114的润滑油引导到压缩机构部103的各滑动部中的润滑油供给通路，对积油部114的受到高压影响的润滑油进行引导。单向阀机构G发挥作用而封闭阀孔123和连通路122，因此，积油部114的润滑油经由间隙被引导到第二叶片背室111b内，从而确保第二叶片112b的润滑性。

若选择全能力运转，则压力切换阀133的U字形阀138被切换到图6的实线位置，第一端口fa与第二端口fb连通。因此，与密闭壳体101连接的排出侧的制冷剂管F、第一分岔管135、压力切换阀133、压力控制用配管F1、封闭构件118的背压导入通路H及第二叶片背室111b连通。

同时，将运转信号发送到电动机部104来驱动转轴105旋转，第一滚筒109a、第二滚筒109b在各自的缸室Za、Zb内偏心运动。在第一汽缸106A中，第一叶片112a被弹簧构件1103按压施力，前端部与滚筒109a的周壁滑动接触而将第一缸室Za内一分为二。

在室内热交换器153中蒸发的低压气体制冷剂从储罐132被导入吸入侧的制冷剂管Fa内，并经由分岔引导通路被吸入第一缸室Za和第二缸室Zb内。在第一缸室Za中，如上所述，进行压缩作用而达到高压化的气体制冷剂充满密闭壳体101内。

高压的气体制冷剂从密闭壳体1被引导到排出侧的制冷剂管F，在上述制冷循环中循环。一部分高压气体制冷剂从制冷剂管F分流到第一分岔管135，并从压力切换阀133、压力控制用配管F1、封闭构件118的背压导入通路H导入到第二叶片背室111b内。

第二叶片112b的后端部受到高压的背压，另一方面，第二叶片112b的前端部与第二缸室Zb相对并处于低压气氛下，因此，在前端部和后端部产生压差。因此，原来被永磁体115磁性吸附的第二叶片112b容易离开永磁体115，被朝前端部侧按压施力。

若第二滚筒109b随着转轴105的旋转进行偏心移动，则第二叶片112b的前端部保持与第二滚筒109b的周面抵接，并在叶片槽110b内进行往复移动。第二叶片112b将第二缸室Zb一分为二，划分成压缩室和吸入室，进行压缩作用。

因此，在第一缸室Za和第二缸室Zb中同时进行压缩作用，进行全能力运转。

另外，此时，高压的气体制冷剂被导入背压导入通路H中，另一方面，积油部114的润滑油也因充满密闭壳体101的气体制冷剂而受到高压的影响。在能力减半运转时，封闭阀孔123后的簧片阀125的上部和下部基本变为相同的高压气氛，因此，原本应该维持与能力减半运转时相同的姿势即直线状。

然而，在高压被导入第二叶片背室111b内时，第二叶片112b朝第二缸室Zb侧、即扩大第二叶片背室111b的容积的方向移动（前进），然后朝减小第二叶片背室111b的容积的方向移动（后退）。

在第二叶片112b朝扩大叶片背室111b的容积的方向移动时，第二叶片背室111b成为负压，处于背压导入通路H和连通路122中的高压气体被吸入叶片背室111b内。在其影响下，簧片阀125也朝叶片背室111b侧移动而关闭阀孔123。

在第二叶片112b朝缩小第二叶片背室111b的容积的方向移动时变为正压，吸入到叶片背室111b内的高压气体被推向背压导入通路H和连通路122。簧片阀125离开阀座124，从而使阀孔123开放。这样，簧片阀125随着叶片112b的往复运动而对阀孔123进行开闭。

然而，在能力减半运转时，低压的气体制冷剂被导入压力控制用配管F1和背压导入通路H中，并充满第二叶片背室111b。另一方面，密闭壳体101内充满经过压缩的高压气体而成为高压状态，积聚在积油部114内的润滑油也受到高压的影响。

积油部114的润滑油经由间隙进入第二叶片背室111b内，而且，随着时间经过而被引导到背压导入通路H中，在压力控制用配管F1内上升。若长时间持续能力减半运转，则背压导入通路H中充满润滑油的可能性较大。而且，有时就这样直接切换为全能力运转。

或者，有时在外部气体为极其低温的条件下开始全能力运转。此时，高压的气体制冷剂从压力切换阀133经由压力控制用配管F1和背压导入通路20被引导到第二叶片背室111b内，随着时间经过，气体制冷剂会发生冷凝而变为液态制冷剂。

即，上述的润滑油和液态制冷剂均为非压缩流体，存在它们充满第二叶片背室111b、背压导入通路H及压力控制用配管F1的可能性。另一方面，在压缩机构部3的作用带来的发热的影响下，气体从非压缩流体进行蒸发，仅有单纯的液体。

因此，在第二叶片背室111b中，完全的液体状的非压缩流体直接承受第二叶片112b的往复动作，成为基本上没有缓冲效果的状态。若就这样进行高旋转运转，则非压缩流体的流动无法跟随第二叶片112b的往复动作。

第二叶片112b的后端部受到过大的阻力，动作缺乏顺畅性。背压导入通路H中的非压缩流体的压力能量的变动即压力脉动增大，有产生振动、噪声、配管破裂等问题的可能性。

然而，本实施方式中，在高压被导入第二叶片背室111b内的全能力运转时，在第二叶片112b朝扩大第二叶片背室111b的容积的方向移动时，单向阀机构G完全关闭连通路122。

因此，能阻止积油部114的润滑油从连通路122进入第二叶片背室111b和背压导入通路H中。

同样，在高压被导入第二叶片背室111b内的全能力运转时，在第二叶片112b朝缩小第二叶片背室111b的容积的方向移动时，单向阀机构G使连通路22开放。充满第二叶片背室11b和背压导入通路H的非压缩性流体排向积油部114。

通过这样的第二叶片112b和单向阀机构G的泵送作用，背压导入通路H及压力控制用配管F1内的非压缩性流体快速地排放到密闭壳体101内的积油部114中。能避免上述那样的压力脉动等不良情况，也能防止积油部114的液面下降。

此外，在全能力运转时，被导入背压导入通路H内的高压在压缩机构部103中被压缩，成为从密闭壳体101内排出的高压的气体制冷剂。通过第二叶片112b和单向阀机构G的泵送作用，高压气体将非压缩性流体从背压导入通路H快速地排放到密闭壳体101内，可靠地防止第二叶片背室111b中的异常高压。

通过用高压气体来充满第二叶片背室111b和背压导入通路H，能确保缓冲容量相对于因第二叶片112b的往复运动引起的压力脉动更大。叶片背室111b和背压导入通路H内的压力变动变得更小，能提高可靠性。

而且，设置在封闭构件118中的连通路122设置在背压导入通路H的下部，构成单向阀机构G的阀孔123设置在连通路122的最下部。另一方面，充满背压导入通路H的非压缩性流体是液体，受到重力的影响，因此，非压缩性流体从阀孔123顺畅地排出到密闭壳体101内。

此外，如上所述，在单向阀机构G中，构成为在上述簧片阀125的最大开放时，簧片阀125与阀座124之间的流路面积A1小于阀座124的内周面积A2（A1＜A2）。

在簧片阀125的结构下，在最大开放时，若减小簧片阀125与阀座124之间的流路面积，则流路阻力增大，能抑制通过阀孔123的流量。另一方面，阀座124的内周面积越大，能以越小的压力差打开簧片阀125。

通过构成为在簧片阀125的最大开放时，簧片阀125与阀座124之间的流路面积A1小于阀座124的内周面积A2，从而能以较小的压力差可靠地打开簧片阀125，并且能抑制通过阀孔123的流量。

进一步说明的话，若在背压导入通路H中充满非压缩性流体的状态下开始全能力运转，则在第二叶片112b和单向阀机构G的泵送作用下非压缩性流体快速地从连通路122和阀孔123排出到密闭壳体101内。背压导入通路H中充满高压气体，对第二叶片112b施加背压。

然而，只要持续进行全能力运转，则单向阀机构G进行动作，持续对连通路122和阀孔123进行开闭，因此，充满背压导入通路H的高压气体对第二叶片112b施加背压，同时，从连通路122和阀孔123重新返回密闭壳体101内。

通过上述设定，构成为在簧片阀125的最大开放时，簧片阀125与阀座124之间的流路面积A1小于阀座124的内周面积A2。因此，能以较小的压力差可靠地使簧片阀125开放，并且能降低通过阀孔123重新返回密闭壳体101内的高压气体的流量，降低损失。

图9是实施方式3的多汽缸旋转式压缩机Na的纵剖视图。

对于与上述实施方式2中进行说明的多汽缸旋转式压缩机N相同的结构零部件标注相同的符号，并省略新的说明。

排出用的制冷剂管F与密闭壳体101的上端部连接，从该制冷剂管F分岔出构成叶片背压控制机构C的一部分的第一分岔管135A，该第一分岔管135A与压力切换阀133的第一端口fa连接。

此处，不同之处在于,在第一分岔管135A中设有流路阻力部140，该流路阻力部140的从制冷剂管F开始分岔的部位起规定长度范围内的配管直径形成得比与压力切换阀133的第一端口fa连接的部位的配管直径小。

若在背压导入通路H和压力控制用配管F1中充满了非压缩性流体的状态下开始全能力运转，则排出到制冷剂管F中的高压气体的一部分被引导到第一分岔管135A内。然后，经由压力切换阀133被引导到压力控制用配管F1中，对充满此处的非压缩性流体进行推压。

能将压缩机N的运转频率抑制得较低，因此，引导到第一分岔管135A中的高压气体的流速较慢。因此，在将高压气体引导到第一分岔管135A的流路阻力部140时的流路阻力极小，高压气体能顺畅地流动。

如果在上述的第二叶片112b和单向阀机构G的泵送作用下充满压力控制用配管F1和背压导入通路H的非压缩性流体再次返回密闭壳体101内，则高压气体充满压力控制用配管F1和背压导入通路H。在此影响下，压缩机N的运转频率上升，从制冷剂管F分流到第一分岔管135A的高压气体的流速增大。

然而，此处，在第一分岔管135A中以规定的长度设置了使配管直径减小的流路阻力部140。流路阻力部140对于进行增速后的高压气体施加有效的流路阻力，从而限制高压气体的流量。因此，通过阀孔123而再次返回密闭壳体101内的高压气体的流量下降，能降低损失，得到高性能化。

而且，若从全能力运转切换到能力减半运转，则切换为将低压气体从压力切换阀133导入压力控制用配管F1内。由于第一分岔管135A中包括流路阻力部140，因此，在全能力运转时，高压气体在节流的状态下被导向压力切换阀133，因此，切换阀133的切换动作能顺畅地进行，能快速地进行运转切换。

图10中，将流路阻力部140的流路截面积设为E1，将第一分岔管135A中的流路阻力部140以外的配管部分的流路面积设为E2，横轴是流路阻力部140与第一分岔管135A的流路面积比，图10是效率相对于该流路面积比的特性图。

从图10可见，1/50≤E1/E2≤1/10的范围最佳。

若E1/E2＜1/50，则从能力减半运转切换为全能力运转时，在流路阻力部40中流过的高压气体的流路阻力过大，流量大幅度下降，导致切换性能恶化。

此外，若E1/E2＞1/10，则在第二叶片112b的往复运动和单向阀机构G的泵送作用下再次返回密闭壳体101内的气体的流量增多，从而产生损失，导致效率下降。

以上，说明了本实施方式，但上述实施方式只是作为示例进行了提示，并不旨在限定实施方式的范围。该新的实施方式能用其它各种方式进行实施，在不脱离主旨的范围内，能进行各种省略、置换、变更。这些实施方式及其变形包含在发明的范围和主旨中，并且包含在权利要求书中记载的发明和其等同的范围内。

Claims (11)

1.一种多汽缸旋转式压缩机，在密闭壳体内收容有电动机部以及经由转轴与该电动机部连接的压缩机构部，其特征在于，

所述压缩机构部包括：

第一汽缸及第二汽缸，该第一汽缸及第二汽缸分别具有缸室；

第一滚筒及第二滚筒，该第一滚筒及第二滚筒分别在各所述缸室内进行偏心旋转；

第一叶片及第二叶片，该第一叶片及第二叶片与所述第一滚筒及第二滚筒抵接来对各所述汽缸内进行划分；

叶片背室，该叶片背室形成在所述第二叶片的后端侧；

背压导入通路，该背压导入通路与所述叶片背室连通，切换高压或低压并将其供给至叶片背室，从而对第二叶片施加背压；

连通路，该连通路将所述叶片背室与所述密闭壳体的内部空间进行连通；以及

单向阀机构，该单向阀机构对所述连通路进行开闭，

所述单向阀机构构成为将高压导入到叶片背室内，并在第二叶片朝扩大叶片背室的容积的方向移动时关闭所述连通路，在第二叶片朝缩小叶片背室的容积的方向移动时使连通路开放。

2.如权利要求1所述的多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，导入所述背压导入通路中的高压是在所述压缩机构部进行压缩并从密闭壳体内排出的高压气体。

3.如权利要求1所述的多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，

所述单向阀机构包括：阀孔，该阀孔相对于所述连通路开口；阀座，该阀座形成在所述阀孔的一端部上；以及阀芯，该阀芯与所述阀座接触分离来对阀孔进行开闭，

所述连通路设置在所述背压导入通路的最下部，

所述阀孔设置在所述连通路的最下部。

4.如权利要求1所述的多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，

所述单向阀机构包括：阀孔，该阀孔相对于所述连通路开口；阀座，该阀座形成在该阀孔的一端部上；以及阀芯，该阀芯与该阀座接触分离来对阀孔进行开闭，

所述阀芯是通过阀压板来限制最大开放量的簧片阀型，构成为在所述簧片阀的最大开放时，所述阀芯与所述阀座之间的流路面积小于阀座周面积。

5.如权利要求1所述的多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，在所述背压导入通路中的、对所述叶片背室供给高压来对所述第二叶片施加高压的高压侧导入通路的一部分设置流路阻力部。

6.如权利要求1所述的多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，

包括压力切换单元，该压力切换单元将高压或低压经由所述背压导入通路引导到所述第二叶片的后端侧的所述叶片背室中，在引导高压后的状态下对叶片后端部施加高压的背压，使叶片前端部与滚筒周壁接触，在缸室进行压缩运转，或者在引导低压后的状态下使叶片前端部离开滚筒周壁，使缸室的压缩运转停止，成为停缸运转状态，

所述背压导入通路的远离所述转轴的外侧开口角部位于比停缸运转状态下所在的叶片后端部的端面角部更靠外周侧的位置上。

7.如权利要求6所述的多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，

还包括第一缓冲用凹部空间，该第一缓冲用凹部空间在所述叶片背室的上部具有相对于该叶片背室进行开口的开口部，使从背压导入通路引导到叶片背室中的气体滞留在所述第一缓冲用凹部空间中，

所述第一缓冲用凹部空间的远离所述转轴的外侧开口角部位于比停缸运转状态下所在的叶片后端部的端面角部更靠外周侧的位置上。

8.如权利要求6所述的多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，包括第二缓冲用凹部空间，该第二缓冲用凹部空间设置在所述背压导入通路的上部，并与背压导入通路连通，使导入到背压导入通路中的气体滞留在所述第二缓冲用凹部空间中。

9.如权利要求8所述的多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，所述第一缓冲用凹部空间和第二缓冲用凹部空间各自的空间容积设定为所述叶片从最突出到缸室内的下死点移动到从缸室最后退的上死点时的进退量以上。

10.如权利要求6所述的多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，

在所述叶片背室中包括：永磁体，该永磁体在停缸运转状态下对叶片后端部进行磁性吸附；以及保持构件，该保持构件将所述永磁体保持在叶片背室中，

所述永磁体和所述保持构件中的至少一个安装成其在轴向的移动受到设置在第一汽缸或第二汽缸的端面上的中间分隔板以及轴承或轴承侧构件的限制。

11.一种制冷循环装置，其特征在于，包括权利要求1至10中任一项所述的多汽缸旋转式压缩机、冷凝器、膨胀装置、蒸发器来构成制冷循环。

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