JP2007263109A - 回転式圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】１回転における負荷トルクの変動に伴う振動を抑制することである。
【解決手段】シリンダ（21）の環状のシリンダ室（C1,C2）が環状ピストン（22）によって外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）とに区画されている。電動機（30）の駆動によってシリンダ（21）が偏心回転し、外側シリンダ室（C1）および内側シリンダ室（C2）の各容積が変化する。そして、内側シリンダ室（C2）の外側シリンダ室（C1）に対する容積比Ｖrを０．７程度に設定し、１回転における負荷トルクの変動に応じて電動機（30）の出力トルクを変化させる。
【選択図】図１

Description

本発明は、回転式圧縮機に関し、特に、負荷トルクの変動に伴う振動対策に係るものである。

従来より、２つのシリンダ室を有する回転式圧縮機として、例えば特許文献１に開示されているように、環状ピストンの偏心回転運動に伴うシリンダ室の容積変化によって冷媒を圧縮する圧縮機がある。

上記特許文献１の圧縮機は、環状のシリンダ室を有するシリンダと、該シリンダ室に配置された環状ピストンとを備えている。上記シリンダは、互いに同心上に配置された外側シリンダと内側シリンダとで構成されている。つまり、この外側シリンダと内側シリンダとの間にシリンダ室が形成され、該シリンダ室が環状ピストンによって外側シリンダ室と内側シリンダ室とに区画されている。上記環状ピストンは、電動機の駆動により、外周面が外側シリンダの内周面と実質的に１点で接し、内周面が内側シリンダの外周面と実質的に１点で接しながら、シリンダ中心に対して偏心回転運動をするように構成されている。

上記環状ピストンの外側には外側ブレードが配置され、内側には外側ブレードの延長線上に内側ブレードが配置されている。上記外側ブレードは、外側シリンダに挿入されて環状ピストンの径方向内方に向かって付勢され、先端が環状ピストンの外周面に圧接している。上記内側ブレードは、内側シリンダに挿入されて環状ピストンの径方向外側に向かって付勢され、先端が環状ピストンの内周面に圧接している。上記外側ブレードおよび内側ブレードは、外側シリンダ室および内側シリンダ室をそれぞれ高圧室と低圧室とに区画している。そして、上記圧縮機は、環状ピストンの偏心回転運動に伴って、各シリンダ室の低圧室で流体の吸入が行われ、高圧室で流体の圧縮が行われる。
特開平６−２８８３５８号公報

しかしながら、上述した特許文献１の圧縮機では、１回転における駆動軸の負荷トルクが変動するため、その負荷トルクの変動に伴って駆動軸およびその駆動軸を駆動する電動機の回転子の回転速度が変動し、電動機の固定子が固定されるケーシングの接線方向の振動が発生するという問題があった。そして、最悪の場合、ケーシングに接続された配管が折損するという問題があった。

本発明は、斯かる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、２つのシリンダ室を有するシリンダとピストンとが相対的に偏心回転する回転式圧縮機において、１回転の負荷トルク変動に伴う振動の発生を抑制することである。

第１の発明は、２つのシリンダ室（C1,C2,82a,82b）を有するシリンダ（21,81a,81b）と、ピストン（22,87a,87b）とを有する圧縮機構（20,80）と、上記シリンダ（21,81a,81b）とピストン（22,87a,87b）とを相対的に偏心回転させて、上記各シリンダ室（C1,C2,82a,82b）の容積を変化させる電動機（30,65）とを備えている。さらに、本発明は、１回転中の上記圧縮機構（20）の負荷トルクの変動に応じて上記電動機（30,65）の出力トルクを変更するトルク制御手段（50）を備えているものである。

上記の発明では、電動機（30,65）の駆動によってシリンダ（21,81a,81b）とピストン（22,87a,87b）とが相対的に偏心回転運動をするのに伴い、２つのシリンダ室（C1,C2,82a,82b）のそれぞれの容積が変化する。そして、各シリンダ室（C1,C2,82a,82b）において、低圧室（吸入室）の容積が増大するのに伴って流体が吸入されると同時に、高圧室（圧縮室）の容積が減少するのに伴って該高圧室の流体が圧縮される。

上記圧縮機構（20,80）の１回転において、回転角度に応じて電動機（30,65）の負荷トルクが変動する。つまり、各シリンダ室（C1,C2,82a,82b）において、概ね圧縮流体の吐出開始の直前直後で負荷トルクが最も大きくなる。したがって、この状態では、電動機（30,65）の出力トルクが固定されているので、シリンダ（21,81a,81b）またはピストン（22,87a,87b）の回転速度が変動する。つまり、負荷トルクが大きくなると、回転速度が遅くなり、負荷トルクが小さくなると、回転速度が早くなる。この回転速度の変動により、圧縮機のケーシングの接線方向の振動が発生してしまう。

ところが、本発明では、トルク制御手段（50）により、電動機（30,65）の出力トルクが１回転における負荷トルクの変動に応じて変更される。具体的に、電動機（30,65）の出力トルクは、負荷トルクが小さくなるに従って減少し、負荷トルクが大きくなるに従って増大するように変更される。つまり、電動機（30,65）の出力トルクが負荷トルクに見合う値となるようにトルク制御される。これにより、シリンダ（21,81a,81b）またはピストン（22,87a,87b）の回転速度がほぼ一定となり、圧縮機の振動の発生が抑制される。

第２の発明は、上記第１の発明において、上記シリンダ（21）が、環状のシリンダ室（C1,C2）を有している。一方、上記ピストン（22）は、上記環状のシリンダ室（C1,C2）に収納され、該シリンダ室（C1,C2）を外側シリンダ室（C1）および内側シリンダ室（C2）の２つのシリンダ室に区画する環状ピストン（22）である。

上記の発明では、電動機（30）の駆動によってシリンダ（21）と環状ピストン（22（52））とが相対的に偏心回転運動をするのに伴い、外側シリンダ室（C1）および内側シリンダ室（C2）のそれぞれの容積が変化する。そして、各シリンダ室（C1,C2）において、低圧室（吸入室）の容積が増大するのに伴って流体が吸入されると同時に、高圧室（圧縮室）の容積が減少するのに伴って該高圧室の流体が圧縮される。

この場合も、圧縮機構（20）の１回転において、回転角度に応じて電動機（30）の負荷トルクが変動し、シリンダ（21）または環状ピストン（22）の回転速度が変動する。これにより、圧縮機のケーシングの接線方向の振動が発生してしまう。ところが、本発明では、トルク制御手段（50）により、電動機（30）の出力トルクが１回転における負荷トルクの変動に応じて変更される。したがって、シリンダ（21）または環状ピストン（22）の回転速度がほぼ一定となり、圧縮機の振動の発生が抑制される。

第３の発明は、上記第２の発明において、上記外側シリンダ室（C1）に対する内側シリンダ室（C2）の容積比が０．６から１．０となるものである。

上記の発明では、外側シリンダ室（C1）に対する内側シリンダ室（C2）の容積比が０．６から１．０に設定されるため、１回転における負荷トルクの変動幅が小さくなる。つまり、図５に示すように、外側シリンダ室（C1）に対する内側シリンダ室（C2）の容積比Ｖrが小さくなるに従って負荷トルクの変動幅（変動量）が大きくなる。特に、容積比Ｖr＝０．６程度以下になると、負荷トルクの変動幅が極端に大きくなる。

ところで、電動機（30）のトルク制御は、電動機（30）への入力電流や入力電圧等を調節することによって電動機（30）の出力トルクを変更させる。例えば、負荷トルクが大きくなると、入力電流を増大させて電動機（30）の出力トルクを増大させ、負荷トルクが小さくなると、入力電流を減少させて電動機（30）の出力トルクを低下させる。ここで、一般に、電動機（30）は、入力電流や入力電圧がほぼ一定で駆動した方が運転効率が高くなる。つまり、入力電流等の変動量（制御量）が大きくなると、電動機（30）の運転効率が著しく低下する。

しかしながら、本発明では、上述したように外側シリンダ室（C1）に対する内側シリンダ室（C2）の容積比Ｖrを所定範囲に規定することにより、１回転における負荷トルクの変動量が小さくなる。したがって、１回転において、電動機（30）の入力電流や入力電圧の変動量が小さくなる。これにより、電動機（30）の運転効率低下が抑制される。

第４の発明は、上記第２または第３の発明において、上記電動機（30）がブラシレスＤＣモータである。

上記の発明では、電動機（30）としてブラシレスＤＣ（直流）モータが用いられるので、ＡＣ（交流）モータを用いる場合よりも、電動機（30）の運転効率が高くなる。特に、回転速度の変動が大きくなり易い低速回転時において、トルク制御を行う場合、ＡＣモータでは効率低下が大きく、実質的に運転が不可能であるが、ＤＣモータでは低速まで割と高い効率が維持される。

第５の発明は、上記第２または第３の発明において、上記トルク制御手段（50）が、電動機（30）の入力電流、入力電圧または入力電流位相を変更して該電動機（30）の出力トルクを変更させるように構成されているものである。

上記の発明では、１回転において、負荷トルクが小さくなると、入力電流または入力電圧を減少させることで、電動機（30）の出力トルクが低下する。負荷トルクが大きくなると、入力電流または入力電圧を増大させることで、電動機（30）の出力トルクが増大する。これにより、電動機（30）の出力トルクが負荷トルクに見合う値に変更される。また、入力電流位相を調整する（進めたり遅らせたりする）ことにより、電動機（30）の出力トルクが増減し、負荷トルクに見合う値に変更される。この入力電流位相の調整によれば、特に、急激に変動する負荷トルクに対して電動機（30）の出力トルクの追従性が向上する。

第６の発明は、上記第２または第３の発明において、上記電動機（30）が、固定状態の環状ピストン（22）に対して回転するシリンダ（21）に連結されているものである。

上記の発明では、シリンダ（21）が可動側となり、環状ピストン（22）が固定側となる。つまり、シリンダ（21）が環状ピストン（22）に対して偏心回転し、トルク制御手段（50）によってシリンダ（21）の回転速度の変動が抑制される。その結果、シリンダ（21）の回転速度変動に起因する振動の発生が抑制される。

第７の発明は、上記第２または第３の発明において、上記電動機（30）が、固定状態のシリンダ（21）に対して回転する環状ピストン（22）に連結されているものである。

上記の発明では、シリンダ（21）が固定側となり、環状ピストン（52）が可動側となる。つまり、環状ピストン（22）がシリンダ（21）に対して偏心回転し、トルク制御手段（50）によって環状ピストン（22）の回転速度の変動が抑制される。その結果、環状ピストン（22）の回転速度変動に起因する振動の発生が抑制される。

第８の発明は、上記第２の発明において、上記圧縮機構（20）が、外側シリンダ室（C1）および内側シリンダ室（C2）の一方を低段側とし他方を高段側として流体を二段圧縮するように構成されているものである。

上記の発明では、先ず、外側シリンダ室（C1）に吸入された低圧の流体が圧縮されて中間圧の流体になる。この中間圧の流体は、内側シリンダ室（C2）に吸入される。この内側シリンダ室（C2）の中間圧の流体は、さらに圧縮されて高圧の流体になる。この一連の動作が圧縮機構（20）の１回転において行われ、回転角度に応じて電動機（30）の負荷トルクが変動する。この場合も、トルク制御手段（50）により、シリンダ（21）または環状ピストン（22）の回転速度がほぼ一定となり、圧縮機の振動の発生が抑制される。

第９の発明は、上記第８の発明において、上記外側シリンダ室（C1）に対する内側シリンダ室（C2）の容積比が０．６から０．８であるものである。

上記の発明では、外側シリンダ室（C1）に対する内側シリンダ室（C2）の容積比が０．６から０．８に設定されるため、１回転における負荷トルクの変動幅が小さくなる。つまり、図１３に示すように、外側シリンダ室（C1）に対する内側シリンダ室（C2）の容積比Ｖr＝０．６および０．８の場合が容積比Ｖr＝０．５（１．０）の場合に比べて負荷トルクの変動幅（変動量）は小さくなる。なお、容積比Ｖr＝１．０の場合は、外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）の容積が同じであり、いわゆる単段圧縮の１シリンダ型のものになる。本発明は、この１シリンダ型圧縮機構よりも１回転における負荷トルクの変動幅が小さくなる。

第１０の発明は、上記第１の発明において、上記シリンダ（81a,81b）が、共にシリンダ室（82a,82b）を有する低段側の第１シリンダ（81a）および高段側の第２シリンダ（81b）により構成されている。一方、上記ピストン（87a,87b）は、上記第１シリンダ（81a）のシリンダ室（82a）に収納される第１ロータリピストン（87a）と、上記第２シリンダ（81b）のシリンダ室（82b）に収納される第２ロータリピストン（87b）とにより構成されている。さらに、上記圧縮機構（80）は、上記電動機（65）によって上記両ロータリピストン（87a,87b）が偏心回転することにより、上記両シリンダ（81a,81b）の間で流体を二段圧縮するように構成されているものである。

上記の発明では、圧縮機構（80）がいわゆる２シリンダ式のロータリ型圧縮機構を構成している。この圧縮機構（80）では、電動機（65）の駆動によって各ロータリピストン（87a,87b）が偏心回転運動をする。このロータリピストン（87a,87b）の偏心回転により、各シリンダ室（82a,82b）の容積が変化し、両シリンダ（81a,81b）の間で流体が二段圧縮される。具体的に、先ず、第１シリンダ（81a）のシリンダ室（82a）に吸入された低圧の流体が圧縮されて中間圧の流体になる。この中間圧の流体は、第２シリンダ室（82b）のシリンダ室（82b）に吸入される。このシリンダ室（82b）の中間圧の流体は、さらに圧縮されて高圧の流体になる。この一連の動作が圧縮機構（20）の１回転において行われ、回転角度に応じて電動機（30）の負荷トルクが変動する。この場合も、トルク制御手段（50）により、各ロータリピストン（87a,87b）の回転速度がほぼ一定となり、圧縮機の振動の発生が抑制される。

第１１の発明は、上記第１０の発明において、上記第１シリンダ（81a）のシリンダ室（82a）に対する第２シリンダ（81b）のシリンダ室（82b）の容積比が０．６から０．８であるものである。

上記の発明では、第１シリンダ（81a）のシリンダ室（82a）に対する第２シリンダ（81b）のシリンダ室（82b）の容積比が０．６から０．８に設定されるため、１回転における負荷トルクの変動幅が小さくなる。つまり、図１３に示すように、外側シリンダ室（C1）に対する内側シリンダ室（C2）の容積比Ｖr＝０．６および０．８の場合が容積比Ｖr＝０．５（１．０）の場合に比べて負荷トルクの変動幅（変動量）は小さくなる。。

第１２の発明は、上記第１０または第１１の発明において、上記圧縮機構（80）は、第１シリンダ（81a）のロータリピストン（87a）の回転位相と第２シリンダ（81b）のロータリピストン（87b）の回転位相とが１８０°ずれるように構成されているものである。

上記の発明では、第１シリンダ（81a）において、ロータリピストン（87a）の回転によってシリンダ室（82a）の容積が減少すると、中間圧まで圧縮された流体が吐出される。そのほぼ同じタイミングで、第２シリンダ（81b）では、ロータリピストン（87b）の回転によってシリンダ室（82b）の容積が増大して第１シリンダ（81a）から吐出された中間圧の流体が吸入される。この吸入された中間圧流体は、第２シリンダ（81b）のシリンダ室（82b）の容積減少によってさらに圧縮されて吐出される。

したがって、本発明によれば、１回転中の圧縮機構（20,80）の負荷トルクの変動に応じて電動機（30,65）の出力トルクを変更するようにしたので、シリンダ（21,81a,81b）またはピストン（22,87a,87b）の回転速度変動を緩和させることができる。したがって、回転速度変動に起因する圧縮機の振動の発生を抑制することができる。

また、第３の発明によれば、外側シリンダ室（C1）に対する内側シリンダ室（C2）の容積比を所定範囲（０．６から１．０）に規定するようにしたので、１回転における負荷トルクの変動量を小さくすることができる。これにより、電動機（30）の出力トルクの変更量を小さくすることができ、電動機（30）の効率低下を抑えることができる。この結果、圧縮機の運転の省エネ化を図ることができる。

また、第４の発明によれば、電動機（30）にブラシレスＤＣモータを用いるようにしたので、ＡＣモータを用いる場合に比べて、電動機（30）の効率を高めることができる。したがって、圧縮機の省エネ運転を一層図ることができる。

また、第９または第１１の発明によれば、２シリンダ式の二段圧縮機構においても、低段側のシリンダ室（C1,82a）に対する高段側のシリンダ室（C2,82b）の容積比を所定範囲（０．６から０．８）に規定するようにした。したがって、１回転における負荷トルクの変動量を小さくすることができ、電動機（30,65）の効率低下を抑えることができる。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、以下の各実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、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。

《発明の実施形態１》
本実施形態１は、図１に示すように、回転式圧縮機である。この圧縮機（1）は、ケーシング（10）内に、圧縮機構（20）と該圧縮機構（20）を駆動する電動機（30）とが収納され、全密閉型に構成されている。上記圧縮機（1）は、例えば、空気調和装置（エアコン）の冷媒回路において、蒸発器から吸入した冷媒を圧縮して凝縮器へ吐出するために用いられる。

上記ケーシング（10）は、円筒状の胴部（11）と、該胴部（11）の上端部および下端部にそれぞれ固定された上部鏡板（12）および下部鏡板（13）とから構成されている。上記上部鏡板（12）には、吸入管（14）が貫通して設けられ、上記胴部（11）には、吐出管（15）が貫通して設けられている。

上記圧縮機構（20）は、ケーシング（10）に固定された上部ハウジング（16）および下部ハウジング（17）と、シリンダ（21）とを備えている。上記シリンダ（21）は、環状のシリンダ室（C1,C2）を有し、上記上部ハウジング（16）と下部ハウジング（17）との間に設けられている。上記上部ハウジング（16）は、シリンダ室（C1,C2）内に配置される環状ピストン（22）を一体に有している。そして、上記シリンダ（21）が環状ピストン（22）に対して偏心回転するように構成されている。つまり、本実施形態では、シリンダ（21）が可動側で環状ピストン（22）が固定側となり、このシリンダ（21）と環状ピストン（22）とが相対的に偏心回転運動をするように構成されている。

上記電動機（30）は、ステータ（31）とロータ（32）とを備えたブラシレスＤＣ（直流）モータである。上記ステータ（31）は、圧縮機構（20）の下方に配置され、ケーシング（10）の胴部（11）に固定されている。上記ロータ（32）には、該ロータ（32）と共に回転する駆動軸（33）が連結されている。この駆動軸（33）は、圧縮機構（20）を上下方向に貫通し、シリンダ室（C1,C2）内に位置する部分に偏心部（33a）が形成されている。この偏心部（33a）は、他の部分よりも大径に形成され、駆動軸（33）の軸心から所定量だけ偏心している。

上記駆動軸（33）の内部には、軸方向にのびる給油路（図示省略）が設けられている。また、上記駆動軸（33）の下端部には、給油ポンプ（34）が設けられている。この給油ポンプ（34）は、ケーシング（10）内の底部に貯まる潤滑油を汲み上げ、駆動軸（33）の給油路を通じて圧縮機構（20）の摺動部へ供給するように構成されている。

上記シリンダ（21）は、外側シリンダ部（24）および内側シリンダ部（25）を備えている。上記外側シリンダ部（24）および内側シリンダ部（25）は、互いに同軸の円環状に形成され、端部が鏡板（26）で連結されることによって一体に形成されている。そして、上記環状のシリンダ室（C1,C2）が外側シリンダ部（24）の内周面と内側シリンダ部（25）の外周面との間に形成されている。また、上記内側シリンダ部（25）の内側には、駆動軸（33）の偏心部（33a）が摺動自在に嵌合している。なお、上記シリンダ（21）は、鋳鋼材やアルミ合金等により形成されている。

上記上部ハウジング（16）および下部ハウジング（17）には、それぞれ駆動軸（33）を回転自在に支持するための軸受け部（16a,17a）が形成されている。このように、本実施形態の圧縮機（1）は、駆動軸（33）がシリンダ室（C1,C2）を上下方向に貫通し、偏心部（33a）の軸方向両側部分が軸受け部（16a,17a）を介してケーシング（10）に保持される貫通構造となっている。

上記環状ピストン（22）は、外周面が外側シリンダ部（24）の内周面より小径に形成され、内周面が内側シリンダ部（25）の外周面より大径に形成されている。そして、上記環状ピストン（22）は、環状のシリンダ室（C1,C2）内に偏心して配置され、該シリンダ室（C1,C2）を外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）とに区画するように構成されている。つまり、上記外側シリンダ室（C1）が外側シリンダ部（24）の内周面と環状ピストン（22）の外周面との間に形成され、上記内側シリンダ室（C2）が環状ピストン（22）の内周面と内側シリンダ部（25）の外周面との間に形成されている。そして、上記シリンダ（21）の鏡板（26）が各シリンダ室（C1,C2）の一端を閉塞する第１閉塞部材を構成し、上部ハウジング（16）が各シリンダ室（C1,C2）の他端を閉塞する第２閉塞部材を構成している。

上記環状ピストン（22）は、外周面が外側シリンダ部（24）の内周面と実質的に１点で接すると共に、その接点と位相が１８０°異なる位置で内周面が内側シリンダ部（25）の外周面と実質的に１点で接するように形成されている。

図２に示すように、上記圧縮機構（20）は、外側シリンダ室（C1）および内側シリンダ室（C2）をそれぞれ圧縮室である高圧室（C1-Hp,C2-Hp）と吸入室である低圧室（C1-Lp,C2-Lp）とに区画するブレード（23）を備えている。このブレード（23）は、環状ピストン（22）を貫通してシリンダ室（C1,C2）の径方向に延びる長方形板状に形成され、両端が外側シリンダ部（24）の内周面と内側シリンダ部（25）の外周面とに固定されている。

上記環状ピストン（22）は、ブレード（23）が貫通可能に一部分が分断されたＣ型に形成されている。この環状ピストン（22）の分断箇所には、揺動ブッシュ（27）が設けられている。この揺動ブッシュ（27）は、吐出側ブッシュ（27A）と吸入側ブッシュ（27B）とにより構成されている。上記吐出側ブッシュ（27A）および吸入側ブッシュ（27B）は、ブレード（23）に対して、それぞれ高圧室（C1-Hp,C2-Hp）側および低圧室（C1-Lp,C2-Lp）側に位置している。

上記吐出側ブッシュ（27A）および吸入側ブッシュ（27B）は、何れも断面形状が略半円形に形成され、平面同士が対向するように配置されている。つまり、この両ブッシュ（27A,27B）の対向面の間は、ブレード（23）が摺動するブレード溝（28）を構成している。上記揺動ブッシュ（27）は、ブレード（23）がブレード溝（28）を進退しながら、環状ピストン（22）に対してブレード（23）およびシリンダ（21）と一体的に揺動するように構成されている。なお、上記両ブッシュ（27A,27B）は、別体ではなく、一部で連結される一体構造に形成してもよい。

上記圧縮機構（20）では、駆動軸（33）の回転に伴い、環状ピストン（22）と外側シリンダ部（24）および内側シリンダ部（25）との各接点が図３における（Ａ）図から（Ｄ）図へ順に移動する。つまり、上記圧縮機構（20）は、駆動軸（33）の回転により、外側シリンダ部（24）および内側シリンダ部（25）が自転することなく、駆動軸（33）の周りを公転運動するように構成されている。

上記上部ハウジング（16）には、吸入管（14）の下方に長穴状の吸入口（41）が形成されている。この吸入口（41）は、上部ハウジング（16）をその軸方向に貫通し、各シリンダ室（C1,C2）の低圧室（C1-Lp,C2-Lp）と上部ハウジング（16）の上方空間（低圧空間（S1））とを連通させている。また、上記外側シリンダ部（24）には、吸入空間（42）と外側シリンダ室（C1）の低圧室（C1-Lp）とを連通させる貫通孔（43）が形成されている。上記環状ピストン（22）には、外側シリンダ室（C1）の低圧室（C1-Lp）と内側シリンダ室（C2）の低圧室（C2-Lp）とを連通させる貫通孔（44）が形成されている。

なお、上記環状ピストン（22）と外側シリンダ部（24）は、上記吸入口（41）に対応した箇所の上端部を図１に破線で示すように面取りし、くさび形状にするとよい。こうすると、低圧室（C1-Lp,C2-Lp）への冷媒の吸入を効率よく行うことができる。

上記ハウジング（16）には、２つの吐出口（45）が形成されている。この各吐出口（45）は、上部ハウジング（16）をその軸方向に貫通している。この各吐出口（45）の下端は、各シリンダ室（C1,C2）の高圧室（C1-Hp,C2-Hp）に臨むように開口している。一方、この各吐出口（45）の上端は、該吐出口（45）を開閉する吐出弁（46）を介して吐出空間（47）に連通している。

この吐出空間（47）は、上部ハウジング（16）とカバープレート（18）との間に形成されている。そして、上記上部ハウジング（16）および下部ハウジング（17）には、吐出空間（47）から下部ハウジング（17）の下方空間（高圧空間（S2））に連通する吐出通路（47a）が形成されている。

一方、上記下部ハウジング（17）には、シールリング（29）が設けられている。このシールリング（29）は、下部ハウジング（17）の環状溝（17b）に装填され、シリンダ（21）の鏡板（26）の下面に圧接している。また、上記シリンダ（21）と下部ハウジング（17）との接触面には、シールリング（29）の径方向内側部分に高圧の潤滑油が導入されるようになっている。これにより、シールリング（29）は、潤滑油の圧力を利用して環状ピストン（22）の下端面とシリンダ（21）の鏡板（26）との間の軸方向隙間を縮小するコンプライアンス機構を構成している。

ところで、本実施形態では、外側シリンダ室（C1）の容積Ｖoutが内側シリンダ室（C2）の容積Ｖinより大きくなっている。具体的に、上記内側シリンダ室（C2）の外側シリンダ室（C1）に対する容積比Ｖr（Ｖin／Ｖout）が０．７程度に設定されている。なお、この容積比Ｖrは、０．６から１．０の間の値で設定するのが望ましい。

また、上記圧縮機（21）は、電動機（30）の出力トルクを制御するトルク制御手段であるコントローラ（50）を備えている。

上記コントローラ（50）は、圧縮機構（20）の１回転中の負荷トルクの変動に応じて電動機（30）の出力トルクを変化させるように構成されている。このコントローラ（50）は、ロータ（32）の回転角度が入力され、そのロータ（32）の回転角度に応じて予め設定された値の電流を電動機（30）へ供給する。つまり、コントローラ（50）は、電動機（30）の入力電流を制御することで、その電動機（30）の出力トルクを変化させる。なお、上記ロータ（32）の回転角度は、駆動軸（33）の回転角度と同じである。上記ロータ（32）の回転角度は、例えば、回転センサによる検出値や、電動機（30）の誘起電圧または電流から算出される値が用いられる。

具体的に、負荷トルクが大きい回転角度では入力電流を増やし、負荷トルクの小さい回転角度では入力電流を減らす。電動機（30）の出力トルクは、入力電流に比例するので、その入力電流を増減させれば、それに伴って電動機（30）の出力トルクが増減する。これにより、電動機（30）の出力トルクが負荷トルクに見合う値となるので、１回転中における駆動軸（33）の回転速度の変動が抑制され、振動の発生が抑制される。

また、本発明は、入力電流に代えて、入力電圧または入力電流位相をロータ（32）の回転角度に応じて制御し、電動機（30）の出力トルクを変化させるようにしてもよい。例えば、負荷トルクが大きい回転角度では入力電圧を増やし、負荷トルクが小さい回転角度では入力電圧を減らす。これにより、電動機（30）の出力トルクが入力電圧に比例して増減し、負荷トルクに見合う値に変更される。また、入力電流位相を進めたり遅らせたりすることにより、電動機（30）の出力トルクが増減し、負荷トルクに見合う値に変更される。特に、入力電流位相の調整によれば、急激に変動する負荷トルクに対して電動機（30）の出力トルクの追従性が向上する。

−運転動作−
次に、この圧縮機（1）の運転動作について、各図を参照しながら説明する。

先ず、上記電動機（30）を起動すると、ロータ（32）の回転が駆動軸（33）を介して圧縮機構（20）の外側シリンダ部（24）および内側シリンダ部（25）に伝達される。これにより、ブレード（23）が揺動ブッシュ（27）の間で往復運動（進退動作）を行い、且つ、ブレード（23）と揺動ブッシュ（27）が一体的になって、環状ピストン（22）に対して揺動動作を行う。そして、上記外側シリンダ部（24）および内側シリンダ部（25）が環状ピストン（22）に対して揺動しながら公転し、圧縮機構（20）が所定の圧縮動作を行う。

具体的に、上記外側シリンダ室（C1）では、図３（Ｄ）の状態で低圧室（C1-Lp）の容積がほぼ最小となり、ここから駆動軸（33）が図の右回りに回転して図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）の状態へ順次変化するに従って該低圧室（C1-Lp）の容積が増大する。そして、この低圧室（C1-Lp）の容積増大に伴って、冷媒が吸入管（14）、低圧空間（S1）および吸入口（41）を通って該低圧室（C1-Lp）に吸入される。このとき、冷媒は、吸入口（41）から低圧室（C1-Lp）へ直接吸入されるだけでなく、一部は吸入口（41）から吸入空間（42）へ入り、そこから貫通孔（43）を通って低圧室（C1-Lp）へ吸入される。

上記駆動軸（33）が一回転して再び図３（Ｄ）の状態になると、上記低圧室（C1-Lp）への冷媒の吸入が完了する。そして、この低圧室（C1-Lp）は今度は冷媒が圧縮される高圧室（C1-Hp）となり、ブレード（23）を隔てて新たな低圧室（C1-Lp）が形成される。上記駆動軸（33）がさらに回転すると、上記低圧室（C1-Lp）において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（C1-Hp）の容積が減少し、該高圧室（C1-Hp）で冷媒が圧縮される。この高圧室（C1-Hp）の高圧冷媒は、吐出口（45）より吐出空間（47）へ流出し、吐出通路（47a）を通って高圧空間（S2）へ流出する。

上記内側シリンダ室（C2）では、図３（Ｂ）の状態で低圧室（C2-Lp）の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸（33）が図の右回りに回転して図３（Ｃ）、図３（Ｄ）、図３（Ａ）の状態へ順次変化するに従って該低圧室（C2-Lp）の容積が増大する。そして、この低圧室（C2-Lp）の容積増大に伴って、冷媒が吸入管（14）、低圧空間（S1）および吸入口（41）を通って該低圧室（C2-Lp）に吸入される。このとき、冷媒は、吸入口（41）から低圧室（C2-Lp）へ直接吸入されるだけでなく、一部は吸入口（41）から吸入空間（42）へ入り、そこから貫通孔（43）、外側シリンダ室の低圧室（C1-Lp）および貫通孔（44）を通って内側シリンダ室（C2）の低圧室（C2-Lp）へ吸入される。

上記駆動軸（33）が一回転して再び図３（Ｂ）の状態になると、上記低圧室（C2-Lp）への冷媒の吸入が完了する。そして、この低圧室（C2-Lp）は今度は冷媒が圧縮される高圧室（C2-Hp）となり、ブレード（23）を隔てて新たな低圧室（C2-Lp）が形成される。上記駆動軸（33）がさらに回転すると、上記低圧室（C2-Lp）において冷媒の吸入が繰り返される一方、高圧室（C2-Hp）の容積が減少し、該高圧室（C2-Hp）で冷媒が圧縮される。この高圧室（C2-Hp）の高圧冷媒は、吐出口（45）より吐出空間（47）へ流出し、吐出通路（47a）を通って高圧空間（S2）へ流出する。

このように、外側シリンダ室（C1）および内側シリンダ室（C2）で圧縮されて高圧空間（S2）へ流出した高圧の冷媒は、吐出管（15）から吐出され、冷媒回路で凝縮行程、膨張行程および蒸発行程を経た後、再び圧縮機（1）に吸入される。

次に、電動機（30）のトルク制御動作について説明する。なお、ここでは、図３において、（Ａ）が回転角度１８０°の状態を、（Ｂ）が回転角度２７０°の状態を、（Ｃ）が回転角度０°（３６０°）の状態を、（Ｄ）が回転角度９０°の状態をそれぞれ示すものと仮定する。

上記運転動作において、駆動軸（33）の１回転中の圧縮トルク（負荷トルク）は、図４に実線で示すように変動する。つまり、本実施形態の圧縮機（1）の場合、回転角度１８０°付近で圧縮トルクが最大となり、回転角度９０°付近および２７０°付近で圧縮トルクが最小となる。一方、図４に破線で示すように、一般的な１シリンダ型ロータリー圧縮機の場合、回転角度１８０°付近で圧縮トルクが最大となり、回転角度０°（３６０°）付近で圧縮トルクが最小となる。ここで、１回転中のトルク変動幅（圧縮トルクの最大と最小の差）について比較すると、本発明に係る圧縮機（1）のトルク変動幅（約1.1Nm）は、１シリンダ型ロータリー圧縮機のトルク変動幅（約2.3Nm）より著しく小さいことが分かる。なお、図４に示すトルク変動は、中間期で使用するエアコンにおいて発生する運転圧力比（凝縮圧力／蒸発圧力）が約１．６のときのものである。

上記電動機（30）の入力電流は、上述した圧縮トルクの変動に応じて調節される。つまり、入力電流値は、最大圧縮トルク時に最大となり、最小圧縮トルク時に最小となる。このように、駆動軸（33）の１回転において、電動機（30）の入力電流が最小から最大へ変動する。ところが、この入力電流の変動量（制御量）は、１シリンダ型ロータリー圧縮機の場合に比べて、小さくなる。つまり、１シリンダ型ロータリー圧縮機の場合、１回転における圧縮トルクの変動幅が大きいため、その分だけ入力電流の変動量が大きくなる。

一般に、電動機は、入力電流の変動量が小さいほど、効率がよくなる（効率の低下量が小さい）。このことから、同じトルク制御を行う場合でも、１シリンダ型ロータリー圧縮機よりも本発明に係る圧縮機（1）の方が電動機（30）の効率の低下量が小さくてすむ。したがって、圧縮機（1）全体として省エネな運転を行うことができる。

次に、外側シリンダ室（C1）および内側シリンダ室（C2）の容積比Ｖrと、トルク変動比および振動比との関係について説明する。

先ず、外側シリンダ室（C1）および内側シリンダ室（C2）の容積比Ｖr（Ｖin／Ｖout）とトルク変動幅との関係を図５に示す。この図５では、容積比Ｖr（Ｖin／Ｖout）が、５０／５０＝１、４０／６０＝０．６６、２５／７５＝０．３３、１５／８５＝０．１７、０／１００＝０の５パターンについてトルク変動幅を示す。容積比Ｖr（Ｖin／Ｖout）＝０／１００は、即ち１シリンダ型ロータリー圧縮機を示している。なお、図５に示す各トルク変動は、定格運転を行うエアコンにおいて発生する運転圧力比（凝縮圧力／蒸発圧力）＝約３のときのものである。

具体的に、トルク変動幅は、容積比Ｖr＝０／１００の場合が最も大きく、容積比Ｖr＝５０／５０の場合が最も小さい。つまり、容積比Ｖrが１に近いほど、トルク変動幅が小さくなっているのが分かる。したがって、容積比Ｖrが１に近いほど、トルク変動に伴う振動が小さくなる。

また、主要トルク変動の周期（主要なトルク変動の山の２つの谷の間隔）は、容積比Ｖrが１に近いほど短くなっているのが分かる。例えば、容積比Ｖr＝５０／５０の主要トルク変動の周期（図５のｃ）は容積比Ｖr＝２５／７５の主要トルク変動の周期（図５のｂ）よりも短く、この主要トルク変動の周期（図５のｂ）は容積比Ｖr＝０／１００の主要トルク変動の周期（図５のａ）よりも短い。この主要トルク変動の周期が長くなると、ゆっくり加振されることになり、その振動の振幅は大きくなる。一般的に、振幅は、周期（＝１／周波数）の２乗に比例して大きくなる。

ここで、容積比Ｖrに対する、トルク変動比、振動比およびモータ効率（電動機効率）の低下量の関係を図６に示す。ここに、トルク変動比および振動比とは、容積比Ｖr＝０／１００のときのトルク変動幅および振動を「１」として、各容積比Ｖrについてのトルク変動幅および振動をそれぞれ比率で示したものである。モータ効率の低下量は、トルク制御により回転速度変動を最大限に抑制したときのものである。なお、この図６では、モータ効率（電動機効率）の低下量を実線で、トルク変動比を破線で、振動比を一点鎖線でそれぞれ示す。

具体的に、トルク変動比および振動比は、何れも容積比Ｖrが１に近づくほど小さくなっている。また、モータ効率の低下量は、容積比Ｖr＝１の場合がほぼ０％で最小であり、容積比Ｖrが小さくなるに従って大きくなっている。さらに、容積比Ｖrが１．０から０．６までの間はモータ効率の低下度は小さいが、容積比Ｖrが０．６より小さくなると、モータ効率の低下度が大きくなっているのが分かる。このように、容積比Ｖrが０．６から１．０の間では、モータ効率の低下量が非常に小さい範囲でトルク制御が行え、振動を１シリンダ型ロータリー圧縮機の場合よりも小さくできる。

以上のように、本実施形態の圧縮機（1）において、電動機（30）のトルク制御を行うことで、１シリンダ型ロータリー圧縮機に対してトルク制御を行う場合よりも、電動機（30）の効率低下を抑制できる。さらに、外側シリンダ室（C1）および内側シリンダ室（C2）の容積比Ｖrを０．７程度に設定することにより、電動機（30）の効率低下量の小さい範囲でトルク制御を行うにも拘わらず、振動を一層抑制することができる。この結果、圧縮機（1）の振動を抑制できる共に、省エネ運転を行うことができる。

また、本実施形態では、電動機（30）として、ＡＣ（交流）モータよりも高効率なブラシレスＤＣモータを用いるようにしたので、本発明に係る圧縮機（1）を組み込んだエアコンの中間期に必要となる低速運転時も高効率に維持でき、省エネ化を一層図ることができる。

また、従来の２シリンダ式ロータリ圧縮機は、容積比Ｖrが１対１の２つの気筒を上下に並べるものであるため、気筒ごとにロータリピストンや偏心軸部等のクランク機構が必要となる。ところが、本発明の圧縮機（1）は、１気筒内で外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）とに区画し、共通の環状ピストン（22）を設ける構造としたので、クランク機構が１つですみ、低コスト化を図ることができる。

また、上記シリンダ（21）をアルミ合金により形成した場合、回転時の遠心力が低下するので、高速運転時において振動を低減できると共に、駆動軸（33）の撓みを抑制できる。したがって、幅広い範囲で高効率且つ低振動な運転を行うことができる。

《発明の実施形態２》
本実施形態２は、図７および図８に示すように、上記実施形態１における圧縮機構（20）の構成を変更したものである。つまり、本実施形態は、環状ピストン（52）が可動側でシリンダ（21）が固定側となり、環状ピストン（52）がシリンダ（21）に対して偏心回転するように構成されている。

上記圧縮機構（20）は、上部ハウジング（16）とピストン体（55）とを備えている。上部ハウジング（16）は、シリンダ（21）が一体形成されている。上記ピストン体（55）は、シリンダ（21）に対して偏心回転運動をするように構成されている。なお、本実施形態では、下部ハウジング（17）が省略されている。

上記シリンダ（21）は、互いに同軸の円環状に形成された外側シリンダ部（24）および内側シリンダ部（25）を備えている。この外側シリンダ部（24）および内側シリンダ（25）は、上部ハウジング（16）の鏡板（26）の下面に設けられている。そして、この外側シリンダ部（24）の内周面と内側シリンダ部（25）の外周面との間に、環状のシリンダ室（C1,C2）が形成されている。

上記ピストン体（55）は、鏡板（51）と、該鏡板（51）の上面に一体に立設された環状ピストン（52）と円柱状ピストン（53）とを備えている。上記ピストン体（55）は、鋳鋼材やアルミ合金により形成されている。上記環状ピストン（52）は、内径が円柱状ピストン（53）の外径より大径に形成され、該円柱状ピストン（53）と同軸に形成されている。そして、上記ピストン体（55）は、環状ピストン（52）が環状のシリンダ室（C1,C2）内に配置されて該シリンダ室（C1,C2）を外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）とに区画するように構成されている。つまり、上部ハウジング（16）の鏡板（26）が各シリンダ室（C1,C2）の一端を閉塞する第１閉塞部材を構成し、ピストン体（55）の鏡板（51）が各シリンダ室（C1,C2）の他端を閉塞する第２閉塞部材を構成している。なお、上記円柱状ピストン（53）は、内側シリンダ部（25）内に配置されている。

また、本実施形態においても、外側シリンダ室（C1）の容積Ｖoutが内側シリンダ室（C2）の容積Ｖinより大きくなっており、内側シリンダ室（C2）の外側シリンダ室（C1）に対する容積比Ｖr（Ｖin／Ｖout）が０．７程度に設定されている。

上記電動機（30）の駆動軸（33）は、上端部に偏心部（33a）が形成され、該偏心部（33a）がピストン体（55）に連結されている。つまり、この駆動軸（33）の偏心部（33a）は、ピストン体（55）の下面に円筒状に一体形成された嵌合部（54）に回転自在に嵌め込まれている。これにより、駆動軸（33）の回転に伴い、ピストン体（55）がシリンダ（21）に対して偏心回転する。

次に、この圧縮機（1）の運転動作について図９を参照しながら説明する。なお、この運転動作における各シリンダ室（C1,C2）の作用は、上記実施形態１と実質的に同様である。

すなわち、外側シリンダ室（C1）では、図９（Ｄ）の状態で低圧室（C1-Lp）の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸（33）が回転して図９（Ａ）、図９（Ｂ）、図９（Ｃ）の状態へ変化するに従って該低圧室（C1-Lp）の容積が増大し、冷媒が低圧室（C1-Lp）に吸入される。そして、上記駆動軸（33）が一回転すると、上記低圧室（C1-Lp）が高圧室（C1-Hp）となり、さらに駆動軸（33）が回転すると、上記高圧室（C1-Hp）の容積が減少して冷媒が圧縮される。

一方、上記内側シリンダ室（C2）では、図９（Ｂ）の状態で低圧室（C2-Lp）の容積がほぼ最小であり、ここから駆動軸（33）が回転して図９（Ｃ）、図９（Ｄ）、図９（Ａ）の状態へ変化するに従って該低圧室（C2-Lp）の容積が増大し、冷媒が該低圧室（C2-Lp）に吸入される。そして、上記駆動軸（33）が一回転すると、上記低圧室（C2-Lp）が高圧室（C2-Hp）となり、さらに駆動軸（33）が回転すると、上記高圧室（C2-Hp）の容積が減少して冷媒が圧縮される。

本実施形態においても、上記実施形態１と同様に、コントローラ（50）によって電動機（30）のトルク制御が行われる。したがって、１シリンダ型の圧縮機に対してトルク制御を行う場合よりも、電動機（30）の効率低下を抑制でき、圧縮機（1）の省エネ化を図ることができる。

また、上記ピストン体（55）をアルミ合金により形成した場合、実施形態１と同様に、高速運転時において振動および駆動軸（33）の撓みが抑制され、広範囲に亘って高効率且つ低振動な運転を行うことができる。その他の構成、作用および効果は実施形態１と同様である。

《発明の実施形態３》
本実施形態３は、図１０および図１１に示すように、上記実施形態１における圧縮機構（20）が冷媒を２段圧縮するように構成されているものである。つまり、本実施形態の圧縮機構（20）は、外側シリンダ室（C1）が低段側圧縮室を、内側シリンダ室（C2）が高段側圧縮室をそれぞれ構成している。

上記圧縮機（1）は、例えば、二酸化炭素（Ｃ０２）を冷媒とし、２段圧縮１段膨張サイクルを行う冷媒回路に用いられる。この冷媒回路は、図示しないが、圧縮機（1）と放熱器（ガスクーラー）とレシーバと中間冷却器と膨張弁と蒸発器とが順に冷媒配管によって接続されている。この冷媒回路において、圧縮機（1）の内側シリンダ室（C2）から吐出された高圧冷媒は、放熱器、レシーバ、膨張弁および蒸発器を順に流れ、圧縮機（1）の外側シリンダ室（C1）へ流入する。一方、中間冷却器には、外側シリンダ室（C1）で圧縮された中間圧冷媒が流入すると共に、レシーバからの液冷媒の一部が減圧されて流入する。この中間冷却器では、外側シリンダ室（C1）からの中間圧冷媒が冷却される。この冷却された中間圧冷媒は、内側シリンダ室（C2）へ戻って再び圧縮される。この循環を繰り返し、例えば、蒸発器で室内空気を冷却する。

上記圧縮機（1）のケーシング（10）の胴部（11）には、吸入管（14）と流入管（1a）と流出管（1b）とが貫通して設けられている。吸入管（14）は蒸発器に接続され、流入管（1a）および流出管（1b）は中間冷却器に接続されている。上記ケーシング（10）の上部鏡板（12）には、吐出管（15）が貫通して設けられている。この吐出管（15）は、放熱器に接続されている。

上記圧縮機構（20）の上部ハウジング（16）には、カバープレート（18）が設けられている。上記ケーシング（10）内において、カバープレート（18）の上方が高圧空間（4a）に形成され、下部ハウジング（17）の下方が中間圧空間（4b）に形成されている。上記高圧空間（4a）には、吐出管（15）の一端が開口し、上記中間圧空間（4b）には、流出管（1b）の一端が開口している。

上部ハウジング（16）とカバープレート（18）との間には、中間圧チャンバ（4c）と高圧チャンバ（4d）とが形成されると共に、上部ハウジング（16）には、中間圧通路（4e）が形成されている。また、上部ハウジング（16）と下部ハウジング（17）とには、外側シリンダ（24）の外周に位置してポケット（4f）が形成されている。上記中間圧通路（4e）の一端には、流入管（1a）が接続される一方、上記ポケット（4f）は、吸入管（14）が接続されて吸込圧の低圧雰囲気に構成されている。

上記外側シリンダ（24）には、半径方向に貫通する第１吸入口（41a）が形成され、該第１吸入口（41a）は、図１１におけるブレード（23）の右側に形成されている。つまり、第１吸入口（41a）は、外側シリンダ室（C1）とポケット（4f）と吸入管（14）とを相互に連通させている。

上記中間圧通路（4e）の他端は、第２吸入口（41b）に形成されている。この第２吸入口（41b）は、ブレード（23）の右側に形成され、内側シリンダ室（C2）に開口し、該内側シリンダ室（C2）と中間圧空間（4b）とを連通させている。

上記上部ハウジング（16）には、第１吐出口（45a）と第２吐出口（45b）が形成されている。これら吐出口（45a,45b）は、上部ハウジング（16）を軸方向に貫通している。上記第１吐出口（45a）は、一端が外側シリンダ室（C1）の高圧側に開口し、他端が中間圧チャンバ（4c）に開口している。上記第２吐出口（45b）は、一端が内側シリンダ室（C2）の高圧側に開口し、他端が高圧チャンバ（4d）に開口している。そして、上記第１吐出口（45a）および第２吐出口（45b）の外端には、リード弁である吐出弁（46）が設けられている。

上記中間圧チャンバ（4c）と中間圧空間（4b）とは、上部ハウジング（16）と下部ハウジング（17）に形成された連通路（4g）によって連通している。また、上記高圧チャンバ（4d）は、図示しないが、カバープレート（18）に形成された高圧通路を介して高圧空間（4a）に連通している。

また、本実施形態においても、外側シリンダ室（C1）の容積Ｖoutが内側シリンダ室（C2）の容積Ｖinより大きくなっており、内側シリンダ室（C2）の外側シリンダ室（C1）に対する容積比Ｖr（Ｖin／Ｖout）が０．７程度に設定されている。

この圧縮機（1）において、電動機（30）を起動すると、上記実施形態１と同様に、外側シリンダ（24）および内側シリンダ（25）が環状ピストン（22）に対して揺動しながら公転する。そして、上記圧縮機構（20）が所定の圧縮動作を行う。

上記外側シリンダ室（C1）において、その容積が駆動軸（33）の回転に伴って増大すると、低圧冷媒が吸入管（14）からポケット（4f）および第１吸入口（42）を通って吸入される。さらに、駆動軸（33）が回転すると、外側シリンダ室（C1）の容積が減少し、冷媒が圧縮される。この外側シリンダ室（C1）の圧力が所定の中間圧となって中間圧チャンバ（4c）との差圧が設定値に達すると、吐出弁（46）が開き、外側シリンダ室（C1）から中間圧冷媒が中間圧チャンバ（4c）に吐出され、中間圧空間（4b）を介して流出管（1b）から流出する。

一方、上記内側シリンダ室（C2）において、その容積が駆動軸（33）の回転に伴って増大すると、中間圧冷媒が流入管（1a）から中間圧通路（4e）および第２吸入口（43）を通って吸入される。さらに、駆動軸（33）が回転すると、内側シリンダ室（C2）の容積が減少し、冷媒が圧縮される。この内側シリンダ室（C2）の圧力が所定の高圧となって高圧チャンバ（4d）との差圧が設定値に達すると、吐出弁（46）が開き、内側シリンダ室（C2）から高圧冷媒が高圧チャンバ（4d）に吐出され、高圧空間（4a）を介して吐出管（15）から流出する。このように、本実施形態の圧縮機（1）では、外側シリンダ室（C1）で圧縮された冷媒が内側シリンダ室（C2）でさらに圧縮されて２段圧縮される。

ここで、一般に、空気調和装置（インバータエアコン）は、運転圧力比が約１．６から約２．０の低圧力比の領域で運転される頻度が高い。ここに、運転圧力比とは、冷媒回路における蒸発圧力に対する凝縮圧力の比である。

図１２に示すように、運転頻度が高い低運転圧力比の領域では、内側シリンダ室（C2）の外側シリンダ室（C1）に対する容積比Ｖrが高いほど、圧縮効率が高くなる。例えば、容積比Ｖrが０．８の場合、運転圧力比が１．５付近で圧縮効率が最大となり、容積比Ｖrが０．６の場合、運転圧力比が１．９付近で圧縮効率が最大となる。一方、容積比Ｖrが０．５の場合、運転圧力比が２．５付近で圧縮効率が最大となり、運転圧力比が約２．０以下になると、著しく圧縮効率が低下する。つまり、外側シリンダ室（C1）と内側シリンダ室（C2）とで２段圧縮する場合、容積比Ｖrが小さくなるほど、圧縮機構（20）全体の圧縮比が大きくなる。そうすると、運転圧力比が低い運転条件下では、過圧縮損失が生じ易くなり、圧縮効率が低下する。

次に、容積比Ｖr（Ｖin／Ｖout）とトルク変動幅との関係を図１３に、容積比Ｖr（Ｖin／Ｖout）とトルク変動比との関係を図１４にそれぞれ示す。これら図において、トルク変動幅およびトルク変動比は、何れも容積比Ｖr＝０．６および０．８の場合が容積比Ｖr＝０．５および１の場合より小さいことが分かる。したがって、トルク変動が小さい分、振動が抑制される。なお、トルク変動比とは、容積比Ｖr＝１のトルク変動幅を「１」とし、各容積比Ｖrについてのトルク変動幅を比率で示したものである。また、図１３および図１４は、運転圧力比が約２の状態で測定したものである。

容積比Ｖr＝１は外側シリンダ室（C1）および内側シリンダ室（C2）の容積が同じ場合を示すが、その場合、冷媒は外側シリンダ室（C1）で圧縮されずに内側シリンダ室（C2）のみで圧縮されることになり、２段圧縮ではなく単段圧縮される。つまり、容積比Ｖr＝１は、実質的に従来の１シリンダ式のロータリ圧縮機による単段圧縮が行われる場合と同様である。ここで、容積比Ｖr＝０．５の場合、トルク変動幅およびトルク変動比がＶr＝１より大きくなっている。つまり、振動が大きいため、トルク制御によって振動を抑制する必要があるが、その結果として運転効率が従来の１シリンダ式のロータリ圧縮機より低下する場合もあり得ることが分かる。

以上のように、本実施形態の２段圧縮構造によれば、内外シリンダ室（C1,C2）の容積比Ｖrを０．６〜０．８程度に設定することにより、従来の１シリンダ式の圧縮機に比べて、圧縮効率を高めることができると共に、振動を抑制することができる。

《発明の実施形態４》
本実施形態４は、図１５および図１６に示すように、上記実施形態３における圧縮機構（20）の２段圧縮構造を変更したものである。つまり、上記実施形態３の圧縮機構（20）は、２つのシリンダ室（C1,C2）が同一平面内に形成されているが、本実施形態の圧縮機構（80）は、２つのシリンダ室（82a,82b）が上下に積層されたもので、いわゆる２段式のロータリ圧縮機を構成している。

具体的に、本実施形態の圧縮機（60）は、縦長で円筒形の密閉容器であるケーシング（61）内に、低段側圧縮機構（80a）および高段側圧縮機構（80b）を備える圧縮機構（80）と電動機（65）とが収納されて構成されている。ケーシング（61）内において、電動機（65）は圧縮機構（80）の上側に配置されている。

上記ケーシング（61）は、その胴部を吸入管（62）が貫通し、その上部を吐出管（63）が貫通している。吐出管（63）は、その入口側がケーシング（61）内で屈曲し水平方向に延びて開口している。

上記電動機（65）は、ステータ（66）とロータ（67）とにより構成されている。ステータ（66）は、ケーシング（61）の内周面に固定されている。ロータ（67）は、ステータ（66）の内側に配置されている。ロータ（67）の中央部には、上下方向に延びる駆動軸（70）の主軸部（71）が連結されている。

上記駆動軸（70）は、駆動軸を構成している。駆動軸（70）には、下側から順に第１偏心部（72）と第２偏心部（73）とが形成されている。第１偏心部（72）および第２偏心部（73）は、主軸部（71）よりも大径に且つ主軸部（71）の軸心よりも偏心して形成されている。第１偏心部（72）と第２偏心部（73）とでは、主軸部（71）の軸心に対する偏心方向が逆になっている。また、第１偏心部（72）の高さは、第２偏心部（73）よりも高くなっている。

上記圧縮機構（80）は、下側から順にリアヘッド（84）と、第１シリンダ（81a）と、ミドルプレート（86）と、第２シリンダ（81b）と、フロントヘッド（83）とが積層された状態で構成されている。第１シリンダ（81a）内には、第１ロータリピストン（87a）が収納されている。第２シリンダ（81b）内には、第２ロータリピストン（87b）が収納されている。

上記第１シリンダ（81a）と第１ロータリピストン（87a）とリアヘッド（84）とミドルプレート（86）とは、低段側圧縮機構（80a）を構成している。第２シリンダ（81b）と第２ロータリピストン（87b）とフロントヘッド（83）とミドルプレート（86）とは、高段側圧縮機構（80b）を構成している。低段側圧縮機構（80a）および高段側圧縮機構（80b）は、いずれも容積型流体機械の一種である揺動ピストン型のロータリ式流体機械で構成されている。

図１６に示すように、低段側圧縮機構（80a）の第１ロータリピストン（87a）は円環状に形成されている。低段側圧縮機構（80a）の第１ロータリピストン（87a）には、第１偏心部（72）が回転自在に嵌め込まれている。また、高段側圧縮機構（80b）の第２ロータリピストン（87b）も円環状に形成されている。高段側圧縮機構（80b）の第２ロータリピストン（87b）には、第２偏心部（73）が回転自在に嵌め込まれている。

上記各ロータリピストン（87a,87b）は、内周面が上記各偏心部（72,73）の外周面と摺接し、外周面が上記各シリンダ（81a,81b）の内周面と摺接する。そして、各ロータリピストン（87a,87b）の外周面と各シリンダ（81a,81b）の内周面との間には、シリンダ室（82a,82b）が形成されている。各ロータリピストン（87a,87b）は、側面に平板状のブレード（74）が突設されている。各ブレード（74）は、後述する吐出ポート（89a,89b）と吸入ポート（88a,88b）との間に設けられた揺動ブッシュ（75）を介して各シリンダ（81a,81b）に支持されている。各ブレード（74）は、上記シリンダ室（82a,82b）を高圧側と低圧側とに区画している。

以上により、上記圧縮機構（80）は、各偏心部（72,73）の回転によって各ロータリピストン（87a,87b）がシリンダ室（82a,82b）内で揺動しながら公転するように構成されている。そして、各ロータリピストン（87a,87b）の回転位相は、互いに１８０°ずれている。

上記低段側圧縮機構（80a）の第１シリンダ（81a）と高段側圧縮機構（80b）の第２シリンダ（81b）とは、内径が互いに等しく形成されている。低段側圧縮機構（80a）の第１ロータリピストン（87a）と高段側圧縮機構（80b）の第２ロータリピストン（87b）とは、外径が互いに等しく形成されている。低段側圧縮機構（80a）の第１シリンダ（81a）の高さは、高段側圧縮機構（80b）の第２シリンダ（81b）よりも高くなっている。

上記ミドルプレート（86）には、環状の中間通路（90）が形成されている。また、ミドルプレート（86）には、低段側圧縮機構（80a）の吐出ポート（89a）が形成されている。この吐出ポート（89a）は、低段側圧縮機構（80a）の第１シリンダ室（82a）の高圧側と中間通路（90）とを連通している。一方、フロントヘッド（83）には、高段側圧縮機構（80b）の吐出ポート（89b）が形成されている。この吐出ポート（89b）は、高段側圧縮機構（80b）の第２シリンダ室（82b）の高圧側とケーシング（61）内の空間とを連通している。これらの吐出ポート（89a,89b）には、その出口を開閉する図外の吐出弁が設けられている。

上記低段側圧縮機構（80a）の第１シリンダ（81a）には、吸入ポート（88a）が形成されている。この吸入ポート（88a）は、第１シリンダ（81a）を半径方向に貫通し、その終端が第１シリンダ室（82a）に開口している。この吸入ポート（88a）には、吸入管（62）が接続されている。また、高段側圧縮機構（80b）の第２シリンダ（81b）には、ミドルプレート（86）から続く吸入ポート（88b）が形成されている。この吸入ポート（88b）は、始端が中間通路（90）に開口し、終端が第２シリンダ室（82b）に開口している。

上記ケーシング（61）内の底部には、潤滑油が貯留されている油溜りが形成されている。駆動軸（70）の下端部には、油溜りに浸漬された遠心式の給油ポンプ（92）が設けられている。この給油ポンプ（92）は、駆動軸（70）内を上下方向に延びて低段側圧縮機構（80a）および高段側圧縮機構（80b）に連通する給油通路（91）に接続されている。そして、給油ポンプ（92）は、給油通路（91）を通じて低段側圧縮機構（80a）の摺動部および高段側圧縮機構（80b）の摺動部に油溜りの潤滑油を供給するように構成されている。

また、本実施形態においても、第１シリンダ室（82a）の容積Ｖ１が第２シリンダ室（82b）の容積Ｖ２より大きくなっており、第２シリンダ室（82b）の第１シリンダ室（82a）に対する容積比Ｖr（Ｖ２／Ｖ１）が０．７程度に設定されている。

この圧縮機（60）において、電動機（65）を起動すると、各ロータリピストン（87a,87b）がシリンダ室（81a,81b）内で揺動しながら公転する。そして、圧縮機構（80）が所定の圧縮動作を行う。

この圧縮動作について、図１６を参照しながら説明する。この図１６では、ロータリピストン（87a,87b）が右回転で揺動し、ロータリピストン（87a,87b）が上死点に接する状態を回転角０°、ロータリピストン（87a,87b）が下死点に接する状態を回転角１８０°としている。先ず、駆動軸（70）の回転角０°の状態から僅かに回転して、第１ロータリピストン（87a）と第１シリンダ（81a）の接触位置が吸入ポート（88a）の開口部を通過すると、吸入ポート（88a）から第１シリンダ室（82a）へ冷媒が流入し始める。そして、駆動軸（70）の回転角が３６０°になるまで第１シリンダ室（82a）に冷媒が流入し続ける。

続いて、第１シリンダ室（82a）への冷媒の流入が終了した状態（駆動軸（70）の回転角３６０°）において、駆動軸（70）が僅かに回転し、第１ロータリピストン（87a）と第１シリンダ（81a）の接触位置が吸入ポート（88a）の開口部を通過した時点で、第１シリンダ室（82a）における冷媒の閉じ込みが完了する。そして、この状態から駆動軸（70）がさらに回転すると冷媒の圧縮が開始され、第１シリンダ室（82a）内の冷媒の圧力が中間通路（90）の冷媒の圧力を上回ると、吐出弁が開いて中間圧の冷媒が吐出ポート（89a）から中間通路（90）へ吐出される。冷媒の吐出は、駆動軸（70）の回転角が３６０°になるまで続く。

一方、高段側圧縮機構（80b）では、駆動軸（70）の回転に伴って中間通路（90）内の中間圧冷媒が吸入ポート（88b）から第２シリンダ室（82b）へ流入する。つまり、第２ロータリピストン（87b）と第２シリンダ（81b）の接触位置が吸入ポート（88b）の開口部を通過すると、中間通路（90）から第２シリンダ室（82b）へ冷媒が流入し始める。そして、駆動軸（70）の回転角が３６０°になるまで第２シリンダ室（82b）に中間圧冷媒が流入し続ける。

続いて、第２ロータリピストン（87b）と第２シリンダ（81b）の接触位置が吸入ポート（88b）の開口部を通過して第２シリンダ室（82b）における冷媒の閉じ込みが完了すると、冷媒の圧縮が開始される。そして、第２シリンダ室（82b）内の冷媒の圧力がケーシング（61）内の空間の冷媒の圧力を上回ると、吐出弁が開いて高圧冷媒が吐出ポート（89b）からケーシング（61）内の空間へ吐出される。冷媒の吐出は、駆動軸（70）の回転角が３６０°になるまで続く。ケーシング（61）内の空間へ吐出された冷媒は、吐出管（63）から冷媒回路へ吐出される。このように、本実施形態の圧縮機（60）では、低段側の第１シリンダ室（82a）で圧縮された冷媒が高段側の第２シリンダ室（82b）でさらに圧縮されて２段圧縮される。

本実施形態においても、上記実施形態３と同様に、容積比Ｖr（Ｖ２n／Ｖ１）とトルク変動幅との関係および容積比Ｖr（Ｖ２／Ｖ１）とトルク変動比との関係が図１３および図１４に示すものになる。つまり、トルク変動幅およびトルク変動比は、何れも容積比Ｖr＝０．６および０．８の場合が容積比Ｖr＝０．５および１の場合よりも小さくなる。したがって、トルク変動が小さい分、振動が抑制される。したがって、低段側および高段側のシリンダ室（82a,82b）が上下に積層された２段圧縮構造においても、そのシリンダ室（82a,82b）の容積比Ｖrを０．６〜０．８程度に設定することにより、従来の１シリンダ式の圧縮機に比べて、圧縮効率を高めることができると共に、振動を抑制することができる。

以上説明したように、本発明は、共にピストンの偏心回転によって容積が変化する２つのシリンダ室を有する回転式圧縮機として有用である。

実施形態１に係る圧縮機を示す縦断面図である。 実施形態１に係る圧縮機構を示す横断面図である。 実施形態１に係る圧縮機構の動作を回転角９０°毎に示す横断面図である。 １回転における圧縮トルクの変動状態を示すグラフである。 容積比Ｖrに対する圧縮トルクの変動状態を示すグラフである。 容積比Ｖrに対するトルク変動比、振動比およびモータ効率低下量を示すグラフである。 実施形態２に係る圧縮機を示す縦断面図である。 実施形態２に係る圧縮機構を示す横断面図である。 実施形態２に係る圧縮機構の動作を回転角９０°毎に示す横断面図である。 実施形態３に係る圧縮機を示す縦断面図である。 実施形態３に係る圧縮機構を示す横断面図である。 運転圧力比と圧縮効率との関係を容積比Ｖrに基づいて示すグラフである。 容積比Ｖrに対する圧縮トルクの変動状態を示すグラフである。 容積比Ｖrに対するトルク変動比を示すグラフである。 実施形態４に係る圧縮機を示す縦断面図である。 実施形態４に係る圧縮機構を示す横断面図である。

符号の説明

1,60 圧縮機
20 圧縮機構
21 シリンダ
22 環状ピストン（ピストン）
30 電動機
50 コントローラ（トルク制御手段）
C1 外側シリンダ室（シリンダ室）
C2 内側シリンダ室（シリンダ室）
65 電動機
80 圧縮機構
81a 第１シリンダ（シリンダ）
81b 第２シリンダ（シリンダ）
82a 第１シリンダ室（シリンダ室）
82b 第２シリンダ室（シリンダ室）
87a 第１ロータリピストン（ピストン）
87b 第２ロータリピストン（ピストン）

Claims (12)

1. ２つのシリンダ室（C1,C2,82a,82b）を有するシリンダ（21,81a,81b）と、ピストン（22,87a,87b）とを有する圧縮機構（20,80）と、
   上記シリンダ（21,81a,81b）とピストン（22,87a,87b）とを相対的に偏心回転させて、上記各シリンダ室（C1,C2,82a,82b）の容積を変化させる電動機（30,65）と、
   １回転中の上記圧縮機構（20）の負荷トルクの変動に応じて上記電動機（30,65）の出力トルクを変更するトルク制御手段（50）とを備えている
   ことを特徴とする回転式圧縮機。
2. 請求項１において、
   上記シリンダ（21）は、環状のシリンダ室（C1,C2）を有する一方、
   上記ピストン（22）は、上記環状のシリンダ室（C1,C2）に収納され、該シリンダ室（C1,C2）を外側シリンダ室（C1）および内側シリンダ室（C2）の２つのシリンダ室に区画する環状ピストン（22）である
   ことを特徴とする回転式圧縮機。
3. 請求項２において、
   上記外側シリンダ室（C1）に対する内側シリンダ室（C2）の容積比が０．６から１．０である
   ことを特徴とする回転式圧縮機。
4. 請求項２または３において、
   上記電動機（30）は、ブラシレスＤＣモータである
   ことを特徴とする回転式圧縮機。
5. 請求項２または３において、
   上記トルク制御手段（50）は、電動機（30）の入力電流、入力電圧または入力電流位相を変更して該電動機（30）の出力トルクを変更させるように構成されている
   ことを特徴とする回転式圧縮機。
6. 請求項２または３において、
   上記電動機（30）は、固定状態の環状ピストン（22）に対して回転するシリンダ（21）に連結されている
   ことを特徴とする回転式圧縮機。
7. 請求項２または３において、
   上記電動機（30）は、固定状態のシリンダ（21）に対して回転する環状ピストン（22）に連結されている
   ことを特徴とする回転式圧縮機。
8. 請求項２において、
   上記圧縮機構（20）は、外側シリンダ室（C1）および内側シリンダ室（C2）の一方を低段側とし他方を高段側として流体を二段圧縮するように構成されている
   ことを特徴とする回転式圧縮機。
9. 請求項８において、
   上記外側シリンダ室（C1）に対する内側シリンダ室（C2）の容積比が０．６から０．８である
   ことを特徴とする回転式圧縮機。
10. 請求項１において、
    上記シリンダ（81a,81b）は、共にシリンダ室（82a,82b）を有する低段側の第１シリンダ（81a）および高段側の第２シリンダ（81b）により構成される一方、
    上記ピストン（87a,87b）は、上記第１シリンダ（81a）のシリンダ室（82a）に収納される第１ロータリピストン（87a）と、上記第２シリンダ（81b）のシリンダ室（82b）に収納される第２ロータリピストン（87b）とにより構成され、
    上記圧縮機構（80）は、上記電動機（65）によって上記両ロータリピストン（87a,87b）が偏心回転することにより、上記両シリンダ（81a,81b）の間で流体を二段圧縮するように構成されている
    ことを特徴とする回転式圧縮機。
11. 請求項１０において、
    上記第１シリンダ（81a）のシリンダ室（82a）に対する第２シリンダ（81b）のシリンダ室（82b）の容積比が０．６から０．８である
    ことを特徴とする回転式圧縮機。
12. 請求項１０または１１において、
    上記圧縮機構（80）は、第１シリンダ（81a）のロータリピストン（87a）の回転位相と第２シリンダ（81b）のロータリピストン（87b）の回転位相とが１８０°ずれるように構成されている
    ことを特徴とする回転式圧縮機。

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