JP2012172571A - ロータリ圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】ロータリ圧縮機の効率を改善する。
【解決手段】ロータリ圧縮機１００は、圧縮機構３、モータ２、吸入経路１４、帰還経路１６、可変容積機構３０、インバータ４２及び制御部４４を備えている。帰還経路１６は、作動室２５から吸入経路１４へと作動流体を戻す役割を担う。可変容積機構３０は、圧縮機構３の吸入容積を変更する役割を担う。吸入容積の減少をモータ２の回転数の増加で補償するように可変容積機構３０及びインバータ４２が制御される。帰還経路１６の入口としての帰還ポートの直径をＤｂ、圧縮吐出ポート２９の直径をＤｄと定義したとき、Ｄｂ≦Ｄｄの関係を満たす。
【選択図】図２

Description

本発明は、ロータリ圧縮機に関する。

圧縮機のモータは、通常、インバータとマイクロコンピュータとで制御されている。モータの回転数を下げれば、圧縮機が用いられた冷凍サイクル装置を定格よりも十分に低い能力で運転できる。特許文献１は、さらに、インバータ制御で実現できないような低い能力で冷凍サイクル装置を運転するための一つの技術を提供する。

図１６は、特許文献１に記載された空気調和装置の構成図である。圧縮機７１５、四方弁７１７、室内側熱交換器７１８、減圧装置７１９及び室外側熱交換器７２０によって冷凍サイクルが構成されている。圧縮機７１５のシリンダには、圧縮行程の開始から途中まで開口する中間吐出口が設けられている。中間吐出口は、バイパス路７２３によって、圧縮機７１５の吸入路に接続されている。バイパス路７２３には、流量制御装置７２１及び電磁開閉弁７２２が設けられている。低い設定周波数の運転時にのみ、電磁開閉弁７２２を開く。これにより、より低い能力での運転が可能となる。

特開昭６１−１８４３６５号公報

ところで、冷凍サイクル装置の効率を上げるための近道は、圧縮機の効率を上げることである。圧縮機の効率は、使用されたモータの効率に大きく依存する。多くのモータは、定格回転数（例えば６０Ｈｚ）の近傍の回転数で最も高い効率を発揮するように設計されている。そのため、極端に低い回転数でモータを駆動したのでは、圧縮機の効率の向上は期待できない。また、バイパス路のような能力可変機構を設けた場合、能力可変機構の稼動時はもちろんのこと、能力可変機構の停止時における圧縮機の効率の低下も大きな問題となる。

こうした事情に鑑み、本発明は、低い能力が必要なとき（負荷が小さいとき）にも高い効率を発揮しうるロータリ圧縮機を提供することを目的とする。本発明は、さらに、負荷が小さいときだけでなく、負荷が大きいとき（例えば定格能力での運転時）にも高い効率を発揮しうるロータリ圧縮機を提供することを目的とする。

すなわち、本発明は、
シリンダと、自身の外周面と前記シリンダの内周面との間に作動室が形成されるように前記シリンダの内部に配置されたピストンと、前記作動室を吸入室と圧縮−吐出室とに仕切るベーンとを有する圧縮機構と、
前記ピストンを動かすモータと、
圧縮するべき作動流体を前記吸入室に導く吸入経路と、
圧縮された作動流体を前記圧縮−吐出室から流出させる吐出ポートと、
前記作動室に面した帰還ポートを入口として有し、前記作動室から前記吸入経路へと作動流体を戻す帰還経路と、
前記帰還経路に設けられ、前記圧縮機構の吸入容積を相対的に小さくすべきときには前記帰還経路を通じて前記作動室から前記吸入経路へと作動流体が戻ることを許容し、前記吸入容積を相対的に大きくすべきときには前記帰還経路を通じて前記作動室から前記吸入経路へと作動流体が戻ることを禁止する可変容積機構と、
前記モータを駆動するインバータと、
前記吸入容積の減少を前記モータの回転数の増加で補償するように前記可変容積機構及び前記インバータを制御する制御部と、
を備え、
前記帰還ポートの直径をＤｂ、前記吐出ポートの直径をＤｄと定義したとき、Ｄｂ≦Ｄｄの関係を満たす、ロータリ圧縮機を提供する。

本発明によれば、帰還経路を使用して作動室から吸入経路へと作動流体を戻すことにより、相対的に小さい吸入容積でロータリ圧縮機を運転できる。他方、作動室から吸入経路へと作動流体が戻ることを禁止すれば、相対的に大きい吸入容積、つまり通常の吸入容積でロータリ圧縮機を運転できる。さらに、本発明によれば、吸入容積の減少をモータの回転数の増加で補償するように可変容積機構及びインバータが制御される。すなわち、モータを低い回転数で駆動する代わりに、吸入容積を減らす。従って、負荷が小さいときにも高い効率を発揮しうるロータリ圧縮機を提供できる。

負荷が小さいときの効率を重視するならば、帰還経路の入口としての帰還ポートの直径は大きければ大きいほど好ましい。なぜなら、帰還ポートにおける圧力損失を低減できるからである。しかし、負荷が大きいときの効率を考慮すると、帰還ポートの直径は小さければ小さいほど好ましい。なぜなら、帰還ポートの直径が小さければ小さいほど帰還ポートによるデッドボリュームも小さいからである。

帰還ポートは作動室に面しているので、相対的に大きい吸入容積でロータリ圧縮機を運転するときに作動室として機能しないデッドボリュームが帰還ポートによって発生する。帰還ポートのデッドボリュームが圧縮機の効率に及ぼす影響は、帰還ポートにおける圧力損失が圧縮機の効率に及ぼす影響に比べて大きいと考えられる。その理由は、以下の通りである。

まず、圧縮された作動流体が吐出ポートを通過するので、吐出ポートにおける作動流体の体積流量は比較的少ない。他方、圧縮前の作動流体が帰還ポートを通過するので、帰還ポートにおける作動流体の体積流量は比較的多い。帰還ポートにおける圧力損失を抑制するために、帰還ポートの直径は大きい方が好ましいように見える。例えば、特開昭５８−１１９９８９号公報には、導出孔（本発明の帰還ポートに対応）の開口面積を拡大するための切欠をシリンダの内周面に設ける構成が記載されている。

しかし、本発明のロータリ圧縮機では、負荷が小さいときに可変容積機構の働きによって帰還経路が使用される。つまり、作動流体の質量流量が少ないときに帰還経路が使用される。そのため、帰還経路の使用時に帰還ポートを通過する作動流体の流量も比較的少ない。従って、帰還ポートの直径がある程度小さかったとしても、圧力損失の問題は生じにくい。

上記の知見に基づき、本発明では、Ｄｂ≦Ｄｄの関係を満たすように、帰還ポートの直径Ｄｂ及び吐出ポートの直径Ｄｄが定められている。帰還ポートが適切な大きさの直径を有しているので、デッドボリュームによる効率の低下を抑制できる。従って、本発明によれば、負荷が大きいときにも高い効率を発揮しうるロータリ圧縮機を提供できる。

本発明の第１実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図 図１に示すロータリ圧縮機のII-II線に沿った横断面図 図１に示すロータリ圧縮機の動作原理図 シャフトの回転角度と吸入室の容積との関係を示すグラフ シャフトの回転角度と圧縮−吐出室の容積との関係を示すグラフ 可変容積機構（開閉弁）及びインバータの制御フローチャート 可変容積機構（開閉弁）及びインバータの別の制御フローチャート ロータリ圧縮機の能力、圧縮機構の吸入容積、開閉弁の状態及びモータの回転数の関係を示すグラフ ロータリ圧縮機の能力とロータリ圧縮機の効率との関係を示すグラフ シャフトの回転角度と吸入経路における冷媒の流速との関係を示すグラフ シャフトの回転角度と帰還経路における冷媒の流速との関係を示すグラフ シャフトの回転角度とアキュームレータの導入管における冷媒の流速との関係を示すグラフ 第２実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図 図９に示すロータリ圧縮機のXA-XA線に沿った横断面図 図９に示すロータリ圧縮機のXB-XB線に沿った横断面図 帰還経路と第１作動室との接続位置の変形例を示す横断面図 第３実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図 第４実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図 図１３に示すロータリ圧縮機の低容積モードにおける部分拡大断面図 図１３に示すロータリ圧縮機の高容積モードにおける部分拡大断面図 本実施形態のロータリ圧縮機を用いた冷凍サイクル装置の構成図 従来の空気調和装置の構成図

（第１実施形態）
図１に示すように、本実施形態のロータリ圧縮機１００は、圧縮機本体４０、アキュームレータ１２、吐出経路１１、吸入経路１４、帰還経路１６、可変容積機構３０、インバータ４２及び制御部４４を備えている。

圧縮機本体４０は、密閉容器１、モータ２、圧縮機構３及びシャフト４を備えている。圧縮機構３は、密閉容器１内の下方に配置されている。モータ２は、密閉容器１内において、圧縮機構３の上方に配置されている。シャフト４によって、圧縮機構３とモータ２とが連結されている。密閉容器１の上部には、モータ２に電力を供給するための端子２１が設けられている。密閉容器１の底部には、潤滑油を保持するためのオイル溜り２２が形成されている。圧縮機本体４０は、いわゆる密閉型圧縮機の構造を有する。

吐出経路１１、吸入経路１４及び帰還経路１６は、それぞれ、冷媒管で構成されている。吐出経路１１は、密閉容器１の上部を貫通しているとともに、密閉容器１の内部で開口している。吐出経路１１は、圧縮された作動流体（典型的には冷媒）を圧縮機本体４０の外部に導く役割を担う。吸入経路１４は、圧縮機構３に接続された一端と、アキュームレータ１２に接続された他端とを有し、密閉容器１の胴部を貫通している。吸入経路１４は、圧縮するべき冷媒をアキュームレータ１２から圧縮機構３の作動室２５に導く役割を担う。帰還経路１６は、吸入経路１４とは異なる位置で圧縮機構３に接続された一端と、アキュームレータ１２に接続された他端とを有し、密閉容器１の胴部を貫通している。帰還経路１６は、圧縮機構３の作動室２５に一旦吸入された冷媒を圧縮前に吸入経路１４へと戻す役割を担う。

圧縮機構３は、容積式の流体機構であり、冷媒を圧縮するようにモータ２によって動かされる。図１及び図２に示すように、圧縮機構３は、シリンダ５、ピストン８、ベーン９、バネ１０、上軸受６及び下軸受７で構成されている。シリンダ５の内部には、自身の外周面とシリンダ５の内周面との間に作動室２５が形成されるように、シャフト４の偏心部４ａに嵌め合わされたピストン８が配置されている。シリンダ５には、ベーン溝２４が形成されている。ベーン溝２４には、ピストン８の外周面に接する先端を有するベーン９が収納されている。バネ１０は、ベーン９をピストン８に向かって押すようにベーン溝２４に配置されている。上軸受６及び下軸受７は、シリンダ５を閉じるようにシリンダ５の上側及び下側にそれぞれ設けられている。シリンダ５とピストン８との間の作動室２５はベーン９によって仕切られ、これにより、吸入室２５ａ及び圧縮−吐出室２５ｂが形成されている。圧縮するべき冷媒は、吸入経路１４及び吸入ポート２７を通じて作動室２５（吸入室２５ａ）に導かれる。圧縮された冷媒が作動室２５（圧縮−吐出室２５ｂ）から密閉容器１の内部空間２８に導かれるように、上軸受６に吐出ポート２９が形成されている。吐出ポート２９には、図示しない吐出弁が設けられている。なお、ベーン９は、ピストン８に一体化されていてもよい。すなわち、ピストン８及びベーン９がいわゆるスイングピストンで構成されていてもよい。

モータ２は、ステータ１７及びロータ１８で構成されている。ステータ１７は、密閉容器１の内周面に固定されている。ロータ１８は、シャフト４に固定されており、かつシャフト４とともに回転する。モータ２により、シリンダ５の内部でピストン８が動かされる。モータ２として、ＩＰＭＳＭ（Interior Permanent Magnet Synchronous Mortar）及びＳＰＭＳＭ（Surface Permanent Magnet Synchronous Mortar）等の回転数を変更可能なモータを使用できる。

制御部４４は、インバータ４２を制御してモータ２の回転数、すなわち、ロータリ圧縮機１００の回転数を調節する。制御部４４として、Ａ／Ｄ変換回路、入出力回路、演算回路、記憶装置等を含むＤＳＰ（Digital Signal Processor）を使用できる。

アキュームレータ１２は、蓄積容器１２ａ及び導入管１２ｂで構成されている。蓄積容器１２ａは、液冷媒及びガス冷媒を保持できる内部空間を有する。導入管１２ｂは、蓄積容器１２ａの上部を貫通しており、かつ蓄積容器１２ａの内部空間に向かって開口している。蓄積容器１２ａの底部を貫通する形で、吸入経路１４及び帰還経路１６がアキュームレータ１２にそれぞれ接続されている。吸入経路１４及び帰還経路１６は、蓄積容器１２ａの底部から上方に延びており、一定の高さで蓄積容器１２ａの内部空間に向かって開口している。すなわち、アキュームレータ１２の内部空間を介して、帰還経路１６が吸入経路１４に接続されている。なお、導入管１２ｂから吸入経路１４に液冷媒が直接進むことを確実に防ぐために、バッフル等の他の部材が蓄積容器１２ａの内部に設けられていてもよい。

可変容積機構３０は帰還経路１６に設けられている。本実施形態では、可変容積機構３０が開閉弁３２及び逆止弁３５で構成されている。すなわち、本実施形態では、可変容積機構３０が冷媒を減圧する能力を有していない。また、吸入室２５ａに吸入された冷媒が圧縮−吐出室２５ｂで実質的に圧縮されることなく、帰還経路１６を通じて吸入経路１４へと戻される。従って、圧力損失による効率の低下が極めて小さい。ただし、ロータリ圧縮機１００の効率に大きな影響を及ぼさない範囲であれば、可変容積機構３０が冷媒を減圧する能力を有していてもよい。同様の理由により、圧縮−吐出室２５ｂで圧縮された冷媒が帰還経路１６を通じて吸入経路１４に戻されてもよい。

開閉弁３２は、圧縮機本体４０の外部において、帰還経路１６に設けられている。他方、逆止弁３５は、圧縮機本体４０の内部に設けられている。図１及び図２に示すように、帰還経路１６は、シリンダ５の内部に形成された上流部分１６ｈと、作動室２５と上流部分１６ｈとを連通する帰還ポート１６ｐとを含む。逆止弁３５は、上流部分１６ｈに設けられている。逆止弁３５によって、帰還経路１６から作動室２５への冷媒の流れが阻止されている。逆止弁３５によれば、電気的な制御に頼ることなく、比較的簡素な構造で帰還経路１６から作動室２５への冷媒の流れを阻止できる。本明細書では、冷媒の流れ方向を基準として帰還経路１６の「上流」及び「下流」を判断する。例えば開閉弁３２から見ると、作動室２５は上流側に位置し、アキュームレータ１２は下流側に位置している。帰還ポート１６ｐから見ると、開閉弁３２は下流側に位置している。

図２に示すように、逆止弁３５は、弁体３６、ガイド３７及びバネ３８で構成されている。弁体３６は、２つの面を有する薄い金属板でできており、帰還ポート１６ｐを閉じる第１位置と、帰還ポート１６ｐを開く第２位置との間を往復できるように、ガイド３７の内側に配置されている。弁体３６の一方の面は帰還ポート１６ｐに向かい合っており、他方の面はバネ３８に向かい合っている。バネ３８は、弁体３６を帰還ポート１６ｐに向けて押している。弁体３６とガイド３７との間には適切な広さの隙間が形成されている。弁体３６が帰還ポート１６ｐから離れたとき、言い換えれば、弁体３６が第２位置を占有したとき、作動室２５が帰還経路１６の上流部分１６ｈに連通する。弁体３６が帰還ポート１６ｐに接したとき、言い換えれば、弁体３６が第１位置を占有したとき、作動室２５は帰還経路１６の上流部分１６ｈから隔離される。

帰還ポート１６ｐは、帰還経路１６の入口として作動室２５に面している。吐出ポート２９は、圧縮された冷媒を圧縮−吐出室２５ｂから流出させる役割を担う。帰還ポート１６ｐの直径をＤｂ、吐出ポート２９の直径をＤｄと定義したとき、帰還ポート１６ｐ及び吐出ポート２９は、Ｄｂ≦Ｄｄの関係を満たす。「帰還ポート１６ｐの直径」とは、帰還ポート１６ｐをシリンダ５の内部から正視したときに観察される開口の直径を意味する。仮に、帰還ポート１６ｐが円以外の形状（例えば楕円形）を有している場合には、帰還ポート１６ｐの断面をその断面と面積が等しい円に換算することによって得られる直径（換算直径）を「帰還ポート１６ｐの直径」とみなす。このことは、吐出ポート２９等の他のポートについても同様である。

可変容積機構３０は、ロータリ圧縮機１００の吸入容積（閉じ込め容積）を変更する役割を担う。ロータリ圧縮機１００の吸入容積を相対的に小さくすべきときには帰還経路１６を通じて作動室２５（詳細には圧縮−吐出室２５ｂ）から吸入経路１４へと圧縮前の冷媒が戻ることを許容する。具体的には、開閉弁３２を開く。他方、吸入容積を相対的に大きくすべきときには帰還経路１６を通じて作動室２５から吸入経路１４へと圧縮前の冷媒が戻ることを禁止する。具体的には、開閉弁３２を閉じる。開閉弁３２が開いているとき、ロータリ圧縮機１００は低容積モードで運転される。開閉弁３２が閉じているとき、ロータリ圧縮機１００は高容積モードで運転される。

可変容積機構３０を制御してロータリ圧縮機１００の運転モードが高容積モードから低容積モードへと切り替わったとき、吸入容積の減少をモータ２の回転数の増加で補償するようにインバータ４２が制御される。これにより、低い能力が必要なとき（負荷が小さいとき）にもモータ２の回転数を極端に下げずに済む。すなわち、低い能力が必要なときにも高い効率を発揮しうる回転数でモータ２を駆動できる。従って、ロータリ圧縮機１００の効率も向上する。

図２に示すように、帰還経路１６の上流部分１６ｈ及び帰還ポート１６ｐは、シャフト４の回転角度で１８０度の位置に形成されている。本明細書では、ベーン９及びベーン溝２４の位置をシャフト４の回転方向に沿った「０度」の基準位置と定義する。言い換えれば、ベーン９がピストン８によってベーン溝２４に最大限押し込まれた瞬間におけるシャフト４の回転角度を「０度」と定義する。

高容積モードでは、圧縮−吐出室２５ｂに閉じ込められた冷媒を圧縮する行程（圧縮行程）が０度の回転角度から始まる。他方、低容積モードでは、圧縮−吐出室２５ｂに閉じ込めた冷媒を帰還ポート１６ｐから吐出する行程が０〜１８０度の期間において行われ、圧縮行程が１８０度の回転角度から始まる。従って、高容積モードでの吸入容積をＶとすると、低容積モードでの吸入容積はＶ／２である。もちろん、変化させるべき吸入容積の比率に応じて、帰還ポート１６ｐ等の位置を適宜変更できる。例えば、帰還ポート１６ｐが９０度の位置に形成されている場合、低容積モードでの吸入容積は｛１＋（１／２）^1/2｝Ｖ／２となる。

次に、図３を参照して圧縮機構３の動きを説明する。

図３は、シャフト４及びピストン８が反時計回りに回転する様子を表している。シャフト４の回転に伴って吸入室２５ａの容積は増加する。図３の左上図に示すように、シャフト４が一回転すると吸入室２５ａの容積は最大になる。その後、吸入室２５ａは圧縮−吐出室２５ｂへと変化する。シャフト４の回転に伴って圧縮−吐出室２５ｂの容積は減少する。図４Ａ及び図４Ｂに示すように、吸入室２５ａの容積が点Ａ、点Ｂ及び点Ｃに沿って増加するとき、圧縮−吐出室２５ｂの容積は点Ｄ、点Ｅ及び点Ｆに沿って減少する。

開閉弁３２が開いている場合、図３の右上図に示すように、圧縮−吐出室２５ｂの容積の減少に伴って逆止弁３５が開き、冷媒が帰還ポート１６ｐを通って圧縮−吐出室２５ｂの外に吐出される。吐出された冷媒は、帰還経路１６を通って吸入経路１４へと戻される。そのため、圧縮−吐出室２５ｂの圧力は上昇しない。図３の右下図に示すように、シャフト４の回転角度が１８０度に達すると、圧縮−吐出室２５ｂが帰還経路１６から隔離され、圧縮−吐出室２５ｂで冷媒が圧縮され始める。すなわち、圧縮機構３の吸入容積は「Ｖ／２」である。圧縮行程は、圧縮−吐出室２５ｂの圧力が密閉容器１の内部空間２８の圧力に達するまで継続する。圧縮−吐出室２５ｂの圧力が内部空間２８の圧力に達した後、シャフト４の回転角度が３６０度（０度）に達するまで、吐出行程が行われる。図３の左下図及び左上図に示すように、シャフト４が１回転すると圧縮−吐出室２５ｂの容積はゼロになる。

開閉弁３２が閉じている場合、冷媒は、帰還経路１６を通って作動室２５から吸入経路１４へと戻ることができない。そのため、圧縮機構３の吸入容積は「Ｖ」であり、吸入行程が終了したら直ちに圧縮行程が始まる。このとき、帰還ポート１６ｐから開閉弁３２までの帰還経路１６の部分、すなわち、帰還経路１６の上流部分１６ｈは、比較的高い圧力を有する。なぜなら、開閉弁３２を閉じると、中間圧まで圧縮された冷媒が上流部分１６ｈに徐々に蓄積されるからである。圧縮−吐出室２５ｂの圧力が上流部分１６ｈの圧力よりも低い場合には、逆止弁３５により帰還経路１６から圧縮−吐出室２５ｂへの冷媒の逆流が防止される。すなわち、開閉弁３２から見て作動室２５の側（上流側）に逆止弁３５が設けられているので、帰還経路１６の全部がデッドボリュームとなることを回避できる。

本実施形態では、帰還経路１６の上流部分１６ｈに逆止弁３５が設けられている。従って、帰還経路１６によるデッドボリュームは、帰還ポート１６ｐに占有された空間の体積に相当する。このデッドボリュームは、開閉弁３２を閉じているとき（高容積モード）の圧縮機１００の効率を低下させる。開閉弁３２を閉じているとき、帰還ポート１６ｐに流入した冷媒は、圧縮行程で圧縮される。しかし、帰還ポート１６ｐで圧縮された冷媒は、作動室２５の外部に吐出されない。次の吸入行程で帰還ポート１６ｐが吸入室２５ａに面したとき、帰還ポート１６ｐに残った圧縮冷媒は吸入室２５ａで吸入圧力まで減圧される。つまり、帰還ポート１６ｐに冷媒が残ることによって余分な圧縮動力が消費される。開閉弁３２を閉じているときの圧縮機１００の効率を考えると、デッドボリュームは可能な限り小さいことが望ましい。

他方、開閉弁３２を開いているとき（低容積モード）、帰還ポート１６ｐは冷媒の流路を構成する。帰還ポート１６ｐでの流れ抵抗を低減するため、すなわち、帰還ポート１６ｐでの圧力損失を低減するためには、帰還ポート１６ｐの断面積（流路面積）は可能な限り大きいことが望ましい。

図２に示すように、帰還ポート１６ｐによるデッドボリュームは、シリンダ５の内周面から弁体３６の座面までの距離Lvに依存する。距離Ｌｖが短ければ短いほどデッドボリュームも小さい。しかし、シリンダ５の強度を確保するためには、十分な距離Ｌｖが不可欠である。つまり、デッドボリュームをゼロにすることは実質的に不可能である。

一般的に、ロータリ圧縮機において、吸入ポートの直径及び吐出ポートの直径は、定格条件（機器を設計するときの代表的な条件）における吸入冷媒の密度及び吐出冷媒の密度によって決定される。定格条件における吸入冷媒の密度に対する吐出冷媒の密度の比率は、例えばエアコンであれば、使用された各機器の性能にも左右されるが、約２．５である。そのため、（吸入ポートの直径）＝（２．５）^0.5×（吐出ポートの直径）の関係を満たすように、各ポートの大きさが決定される。

本実施形態によれば、圧縮機１００が低容積モードで運転されているとき、冷媒は殆ど圧縮されずに帰還ポート１６ｐを通過する。帰還ポート１６ｐを通過する冷媒の密度は、吸入冷媒の密度に概ね等しい。圧力損失だけを考慮すれば、帰還ポート１６ｐが、吸入ポート２７の直径に概ね等しい大きさの直径Ｄｂを有していることが望ましい。

しかし、先に詳細に説明したように、帰還ポート１６ｐのデッドボリュームが圧縮機１００の効率に及ぼす影響は、帰還ポート１６ｐにおける圧力損失が圧縮機１００の効率に及ぼす影響に比べて大きいと考えられる。こうした知見に基づき、本実施形態では、Ｄｂ≦Ｄｄの関係を満たすように、帰還ポート１６ｐの直径Ｄｂ及び吐出ポート２９の直径Ｄｄが定められている。これにより、デッドボリュームによる効率の低下を抑制できる。

帰還ポート１６ｐの直径Ｄｂの下限は特に限定されない。例えば（Ｄｄ／１０）≦Ｄｂの関係を満たすように、帰還ポート１６ｐの直径Ｄｂ及び吐出ポート２９の直径Ｄｄを定めることができる。帰還ポート１６ｐが小さすぎると、圧力損失が過大となるおそれがある。また、帰還ポート１６ｐの直径Ｄｂが吐出ポート２９の直径Ｄｄと同じかそれ以下であれば、逆止弁３５の弁体３６として、吐出ポート２９に設けられた逆止弁（図示省略）の弁体と同じものを使用できる。つまり、部品の種類を減らすことによるコスト低減の効果を期待できる。

次に、図５Ａを参照して、制御部４４による可変容積機構３０（開閉弁３２）及びインバータ４２の制御手順を説明する。

ステップＳ１において、要求された能力に応じてモータ２の回転数を調節する。具体的には、必要な冷媒流量が得られるようにモータ２の回転数を調節する。次に、ステップＳ２及びステップＳ６において、モータ２の回転数を下げたのか又は上げたのかを判断する。ステップＳ１で回転数を下げた処理を行っている場合には、ステップＳ３に進み、現在の回転数が３０Ｈｚ以下かどうかを判断する。現在の回転数が３０Ｈｚ以下であれば、ステップＳ４において、開閉弁３２が閉じているかどうかを判断する。開閉弁３２が閉じている場合、ステップＳ５において、開閉弁３２を開く処理と、モータ２の回転数を現在の回転数の２倍の回転数に上げる処理とを実行する。ステップＳ５における各処理の順序は特に限定されないが、開閉弁３２を開くのと概ね同時にモータ２の回転数を上げることができる。

他方、ステップＳ１で回転数を上げる処理を行っている場合には、ステップＳ７に進み、現在の回転数が７０Ｈｚ以上かどうかを判断する。現在の回転数が７０Ｈｚ以上であれば、ステップＳ８において、開閉弁３２が開いているかどうかを判断する。開閉弁３２が開いている場合、ステップＳ９において、開閉弁３２を閉じる処理と、モータ２の回転数を現在の回転数の１／２倍の回転数まで下げる処理とを実行する。ステップＳ９における各処理の順序は特に限定されないが、開閉弁３２を閉じるのと概ね同時にモータ２の回転数を下げることができる。

図５Ａのフローチャートに沿った制御を行うことにより、開閉弁３２の状態とモータ２の回転数との関係は、図６に示すように、ヒステリシスを持ったものとなる。このような制御によれば、圧縮機構３のハンチングを防止できる。

開閉弁３２を閉じた状態、すなわち、帰還経路１６を通じて作動室２５から吸入経路１４へと冷媒が戻ることを禁止した高容積モードでの圧縮機構３の吸入容積は「Ｖ」である。高容積モードで運転中にモータ２の回転数が高回転側から第１回転数（例えば３０Ｈｚ）以下に低下した場合に、制御部４４は、吸入容積を減らすための開閉弁３２に関する処理とモータ２の回転数を上げるためのインバータ４２に関する処理とを実行する。吸入容積を減らすための開閉弁３２に関する処理とは、開閉弁３２を開く処理である。モータ２の回転数を上げるためのインバータ４２に関する処理とは、モータ２の目標回転数を直近の回転数の２倍に設定する処理である。

また、制御部４４は、吸入容積の増加をモータ２の回転数の減少で補償するように開閉弁３２及びインバータ４２を制御する。開閉弁３２を開いた状態、すなわち、帰還経路１６を通じて作動室２５から吸入経路１４へと冷媒が戻ることを許容した低容積モードでの圧縮機構３の吸入容積は「Ｖ／２」である。低容積モードで運転中にモータ２の回転数が第２回転数（例えば７０Ｈｚ）以上に上昇した場合に、制御部４４は、吸入容積を増やすための開閉弁３２に関する処理とモータ２の回転数を下げるためのインバータ４２の処理とを実行する。吸入容積を増やすための開閉弁３２に関する処理とは、開閉弁３２を閉じる処理である。モータ２の回転数を下げるためのインバータ４２に関する処理とは、モータ２の目標回転数を直近の回転数の１／２倍に設定する処理である。

図６に示すように、開閉弁３２を閉じた状態でモータ２の回転数が３０Ｈｚまで低下すると、開閉弁３２を開き、モータ２の回転数を６０Ｈｚに上げる。開閉弁３２を開いた状態でモータ２の回転数が７０Ｈｚまで上昇すると、開閉弁３２を閉じ、モータ２の回転数を３５Ｈｚに下げる。開閉弁３２を開いてモータ２の回転数を上げたときのその回転数を第３回転数、開閉弁３２を閉じてモータ２の回転数を下げたときのその回転数を第４回転数とすると、（第１回転数）＜（第４回転数）、（第３回転数）＜（第２回転数）の関係が成立している。例えば、第１回転数を３０Ｈｚ以下の回転数に設定することで、ロータリ圧縮機１００をより幅広い能力で運転することが可能となる。第１回転数の下限は特に限定されないが、例えば２０Ｈｚである。

運転モードの切り替えを行ったとき、モータ２の回転数は、高容積モードでの吸入容積ＶＨに対する低容積モードでの吸入容積ＶＬの比率（ＶＬ／ＶＨ）に応じて調節されうる。高容積モードから低容積モードへと切り替わるとき、モータ２の回転数（目標回転数）は、モード切り替えの直前におけるモータ２の回転数を比率（ＶＬ／ＶＨ）で除した回転数に設定される。同様に、低容積モードから高容積モードへと切り替わるとき、モータ２の回転数は、モード切り替えの直前におけるモータ２の回転数に比率（ＶＬ／ＶＨ）を乗じた回転数に設定される。このようにすれば、高容積モードと低容積モードとの間の運転モードの切り替えをスムーズに行うことができる。

なお、吸入容積の減少によるロータリ圧縮機１００の能力の減少をモータ２の回転数の増加によるロータリ圧縮機１００の能力の増加で１００％補償することは必須ではない。図６に示す例では、開閉弁３２を開いて吸入容積を１／２に減らしたとき、モータ２の回転数を２倍に増やしているので、モード切り替えによってロータリ圧縮機１００の能力が変化していない。しかし、モード切り替えが原因でロータリ圧縮機１００の能力が増減したとしても特に問題ない。

次に、開閉弁３２及びインバータ４２の別の制御手順について説明する。

高容積モードでモータ２の回転数を第１回転数（例えば３０Ｈｚ）まで下げたとしても冷媒の流量が過剰である場合に、吸入容積を減らすための開閉弁３２に関する処理とモータ２の回転数を上げるためのインバータ４２に関する処理とを実行するように制御部４４が構成されていてもよい。つまり、モータ２の回転数を実際に第１回転数まで下げる前にモード切り替えの要否を判断するように、制御部４４が構成されていてもよい。同様に、低容積モードでモータ２の回転数を第２回転数（例えば７０Ｈｚ）まで上げたとしても冷媒の流量が足りない場合に、吸入容積を増やすための開閉弁３２に関する処理とモータ２の回転数を下げるためのインバータ４２に関する処理とを実行するように制御部４４が構成されていてもよい。つまり、モータ２の回転数を実際に第２回転数まで上げる前にモード切り替えの要否を判断するように、制御部４４が構成されていてもよい。このような制御の例について、図５Ｂを参照して説明する。

図５Ｂに示すように、まず、ステップＳ１１でモータ２の必要な回転数を算出する。「必要な回転数」は、例えば、必要な冷媒流量を得るための回転数を意味する。次に、ステップＳ１２において、必要な回転数が第１回転数（例えば３０Ｈｚ）以下かどうかを判断する。必要な回転数が第１回転数以下である場合、ステップＳ１３において、開閉弁３２が閉じているかどうかを判断する。開閉弁３２が閉じている場合、ステップＳ１５において、開閉弁３２を開くとともに、モータ２の回転数を必要な冷媒流量を得ることができる回転数に調節する。開閉弁３２が開いている場合、ステップＳ１４でモータ２の回転数のみを調節する。

他方、必要な回転数が第１回転数よりも大きい場合、ステップＳ１６において、必要な回転数が第２回転数（例えば７０Ｈｚ）以上かどうかを判断する。必要な回転数が第２回転数以上である場合、ステップＳ１７において、開閉弁３２が開いているかどうかを判断する。開閉弁３２が開いている場合、ステップＳ１８において、開閉弁３２を閉じるとともに、モータ２の回転数を必要な冷媒流量を得ることができる回転数に調節する。開閉弁３２が閉じている場合、ステップＳ１９でモータ２の回転数のみを調節する。

図５Ａ又は図５Ｂを参照して説明した制御を行うことにより、ロータリ圧縮機１００は、図７に実線で示すように、低い能力が必要なとき（負荷が小さいとき）にも高い効率を発揮しうる。図７において、ロータリ圧縮機１００の定格能力を「１００％」とする。ロータリ圧縮機１００の効率は、定格能力を基準とすると、発揮すべき能力の減少、すなわちモータ２の回転数の低下に伴って低下する。破線で示すように、モータ２を定格回転数の５０％の回転数以下で駆動したときに、効率の低下が顕著となる。本実施形態では、相対的に低い能力が必要なときには吸入容積Ｖ／２の低容積モードで運転を行う。これにより、モータ２をなるべく定格回転数に近い回転数で駆動することができる。従って、必要な能力が定格能力の５０％以下の領域においても、ロータリ圧縮機１００は優れた効率を発揮できる。

次に、アキュームレータ１２の内部空間を介して帰還経路１６が吸入経路１４に連通していることに基づく効果を説明する。

吸入経路１４に存在する冷媒は、基本的に、全て吸入室２５ａに吸入される。そのため、図８Ａに示すように、吸入経路１４における冷媒の流速は、吸入室２５ａの容積（図４Ａ参照）の変化率に比例して変化する。具体的には、吸入経路１４における冷媒の流速は、理論的には、シャフト４の回転角度に対して正弦波のプロファイルを示す。

開閉弁３２が開いている場合、シャフト４の回転角度が０〜１８０度の期間において、圧縮−吐出室２５ｂの冷媒が帰還ポート１６ｐを通じて帰還経路１６に吐出される。圧縮−吐出室２５ｂから帰還経路１６に吐出される冷媒の量は、０〜１８０度の期間における圧縮−吐出室２５ｂの容積の減少量に等しい。図８Ｂに示すように、帰還経路１６における冷媒の流速は、シャフト４の回転角度が０〜１８０度の期間に限り、圧縮−吐出室２５ｂの容積（図４Ｂ参照）の変化率に比例して変化する。具体的には、帰還経路１６における冷媒の流速は、理論的には、０〜１８０度の期間で正弦波のプロファイルを示し、１８０〜３６０度の期間でゼロとなる。

アキュームレータ１２には、導入管１２ｂ及び帰還経路１６の両方から冷媒が流入する。アキュームレータ１２に流入した冷媒は、吸入経路１４にのみ進むことができる。従って、アキュームレータ１２の導入管１２ｂにおける冷媒の流速は、吸入経路１４における冷媒の流速と、帰還経路１６における冷媒の流速との差に概ね一致する。具体的には、図８Ｃに示すように、導入管１２ｂにおける冷媒の流速は、理論的には、１８０〜３６０度の期間で正弦波のプロファイルを示し、０〜１８０度の期間でゼロとなる。

シャフト４の回転角度が１８０度のとき、帰還経路１６の冷媒の流れは、最大流速ｖからゼロまで急減する。また、シャフト４の回転角度が１８０度のとき、導入管１２ｂの冷媒の流れは、ゼロから最大流速ｖまで急増する。このような急激な流速の変化は、水撃の発生を助長し、吸入経路１４及び帰還経路１６を構成している配管の振動による信頼性の低下、騒音の発生といった問題を引き起こす可能性がある。さらに、吸入経路１４に伝わった圧力波が吸入室２５ａの体積効率を低下させ、これによりロータリ圧縮機１００の効率が低下する可能性もある。しかし、本実施形態では、アキュームレータ１２の内部空間を介して、帰還経路１６が吸入経路１４に接続されている。この構成によれば、水撃の発生を防止できるので、振動、騒音及び効率の低下を効果的に抑制できる。

（第２実施形態）
図９に示すように、本実施形態のロータリ圧縮機２００は、第１実施形態で説明した圧縮機構３に加えて、第２圧縮機構３３を備えている。以下、第１実施形態で説明した圧縮機構３の要素に「第１」を付して標記する。例えば、シリンダ５を第１シリンダ５、ピストン８を第１ピストン８、ベーン９を第１ベーン９、作動室２５を第１作動室２５、圧縮機構３を第１圧縮機構３と標記する。

図９及び図１０Ａに示すように、本実施形態において、可変容積機構３０は、リード１３６及び弁止め１３７を含むリード弁１３５を逆止弁として有する。リード１３６及び弁止め１３７は、ネジ、ボルト等の固定部品１３８によって第１シリンダ５に固定されている。リード弁１３５は、リード１３６の表面と裏面との間の圧力差によって開閉する。すなわち、リード弁１３５の機能は、第１実施形態で説明した逆止弁３５と同じである。帰還ポート１６ｐを確実に開閉できる限りにおいて、可変容積機構３０における逆止弁の構造は限定されない。

図９及び図１０Ｂに示すように、第２圧縮機構３３は、第２シリンダ５５、第２ピストン５８、第２ベーン５９及び第２バネ６０で構成されている。第２シリンダ５５は、第１シリンダ５に対して同心状に配置されている。第２シリンダ５５の内部には、自身の外周面と第２シリンダ５５の内周面との間に第２作動室７５が形成されるように、シャフト４の第２偏心部４ｂに嵌め合わされた第２ピストン５８が配置されている。第２シリンダ５５には、第２ベーン溝６４が形成されている。第２ベーン溝６４には、第２ピストン５８の外周面に接する先端を有する第２ベーン５９が収納されている。第２バネ６０は、第２ベーン５９を第２ピストン５８に向かって押すように第２ベーン溝６４に配置されている。第２シリンダ５５と第２ピストン５８との間の第２作動室７５は第２ベーン５９によって仕切られ、これにより、第２吸入室７５ａ及び第２圧縮−吐出室７５ｂが形成されている。圧縮するべき冷媒は、第２吸入経路１５及び第２吸入ポート７７を通じて第２作動室７５（第２吸入室７５ａ）に導かれる。圧縮された冷媒が第２作動室７５（第２圧縮−吐出室７５ｂ）から密閉容器１の内部空間２８に導かれるように、上軸受６に第２吐出ポート７９が形成されている。第２吐出ポート７９には、図示しない吐出弁が設けられている。

下軸受７は、第１圧縮機構３で圧縮された冷媒を受け入れることができる内部空間を有するマフラ２３で覆われている。第１圧縮機構３の第１吐出ポート２９は、下軸受７に形成されている。第１圧縮機構３で圧縮された冷媒がマフラ２３の内部空間から密閉容器１の内部空間２８へと移動するように、下軸受７、第１シリンダ５、中板５３、第２シリンダ５５及び上軸受６を貫通する流路２６が形成されている。

第１偏心部４ａの突出方向は、第２偏心部４ｂの突出方向と１８０度ずれている。つまり、第１ピストン８の位相が第２ピストン５８の位相とシャフト４の回転角度で１８０度ずれている。

第１圧縮機構３に対して、第１吸入経路１４を通じて冷媒が供給される。第２圧縮機構３３に対して、第２吸入経路１５を通じて冷媒が供給される。冷媒は、第１圧縮機構３又は第２圧縮機構３３で圧縮され、密閉容器１の内部空間２８に吐出される。第１吸入経路１４及び第２吸入経路１５は、それぞれ、アキュームレータ１２に接続されている。なお、アキュームレータ１２の内部又は外部において、吸入経路１４及び１５の一方が他方から分岐していてもよい。

図９及び図１０Ｂに示すように、第２圧縮機構３３に帰還経路１６は接続されていないので、第２圧縮機構３３の吸入容積は常に一定である。第１圧縮機構３の吸入容積のみを変更できるように、帰還経路１６が第１圧縮機構３にのみ接続されている。第１圧縮機構３の吸入容積のみを変更できるようにすることで、ロータリ圧縮機２００の生産コストを抑制できる。

本実施形態では、第１圧縮機構３がモータ２から遠い側に配置され、第２圧縮機構３３がモータ２に近い側に配置されている。すなわち、シャフト４の軸方向に沿って、モータ２、第２圧縮機構３３及び第１圧縮機構３がこの順番で並んでいる。第２圧縮機構３３は、一定の吸入容積を有しているので、低容積モードにおいても大きい負荷トルクを必要とする。従って、第２圧縮機構３３がモータ２から近い側に配置されていると、低容積モードでシャフト４に加わる荷重が軽減され、これにより、軸受６及び７等における損失を低減できる。また、低容積モードで小さい吸入容積を有する第１圧縮機構３が下側に配置されていると、圧縮された冷媒がマフラ２３を通じて密閉容器１の内部空間２８へと流れることによって発生する圧力損失を低減できる。ただし、第１圧縮機構３及び第２圧縮機構３３の位置関係は、上記の関係に限定されない。

第１実施形態で説明したように、帰還ポート１６ｐを１８０度の位置に形成した場合、第１圧縮機構３の吸入容積として、「Ｖ」又は「Ｖ／２」を選択できる。さらに、第２圧縮機構３３の吸入容積が「Ｖ」のとき、圧縮機構３及び３３の吸入容積の合計として、「２Ｖ」又は「１．５Ｖ」を選択できる。

他方、帰還経路１６を通じて第１作動室２５から第１吸入経路１４へと冷媒が戻ることを許容した低容積モードにおいて、第１圧縮機構３の吸入容積を実質的にゼロにすることもできる。具体的には、図１１に示すように、帰還ポート１６ｐが第１吐出ポート２９に近い位置に形成されていてもよい。この構成によれば、低容積モードにおいて、第１吸入室２５ａに吸入された冷媒の略全部が圧縮されることなく帰還経路１６を通じてアキュームレータ１２に戻される。つまり、第１圧縮機構３の機能をキャンセルすることができる。低容積モードにおける圧縮機構３及び３３の吸入容積の合計は、第２圧縮機構３３の吸入容積Ｖに等しい。

なお、「第１圧縮機構３の吸入容積を実質的にゼロにする」とは、第１圧縮機構３の吸入容積が完全にゼロであることを必ずしも意味しない。例えば、高容積モードでの吸入容積がＶであるとき、低容積モードでの吸入容積が｛１−（１／２）^1/2｝Ｖ／２未満、好ましくはＶ／１０未満となるように、帰還ポート１６ｐの位置を決定することができる。この構成によれば、低容積モードで第１圧縮機構３が冷媒に対して圧縮仕事を行っておらず、その機能が失われていると言える。

（第３実施形態）
第３実施形態は、第２実施形態の変形例に相当する。図１２に示すように、本実施形態に係るロータリ圧縮機３００は、第１圧縮機構３及び第２圧縮機構３３の各吸入容積を変更できるように構成された可変容積機構３０を備えている。可変容積機構３０は、帰還経路１６に設けられており、開閉弁３２、第１逆止弁３５及び第２逆止弁３５０で構成されている。第２逆止弁３５０は、第１逆止弁３５と同じ構造を有する。

帰還経路１６は、第１圧縮機構３に接続された第１分岐１６１と、第２圧縮機構３３に接続された第２分岐１６２とを有する。第１分岐１６１及び第２分岐１６２は、開閉弁３２から見て上流側で合流している。つまり、開閉弁３２は、第１逆止弁３５及び第２逆止弁３５０に共用されている。第２分岐１６２は、第２シリンダ５５の内部に形成された第２上流部分１６２ｈと、第２圧縮機構３３の作動室７５と第２上流部分１６２ｈとを連通する第２帰還ポート１６２ｐとを含む。第２逆止弁３５０は、第２上流部分１６２ｈに設けられている。このように、第２圧縮機構３３の吸入容積を変更するための構造として、第１圧縮機構３の吸入容積を変更するための構造と同じ構造が採用されている。

シャフト４の周方向において、第１逆止弁３５が設けられている位置は、第２逆止弁３５０が設けられている位置に一致している。第１実施形態で説明したように、低容積モードにおける第１圧縮機構３の吸入容積は、例えば、高容積モードにおける第１圧縮機構３の吸入容積の半分である。また、低容積モードにおける第２圧縮機構３３の吸入容積は、例えば、高容積モードにおける第２圧縮機構３３の吸入容積の半分である。つまり、本実施形態では、第２圧縮機構３３の吸入容積の変化量が、第１圧縮機構３の吸入容積の変化量に等しい。この構成によれば、運転モードによらず、第１圧縮機構３で発生する一回転あたりの回転トルクは、第２圧縮機構３３で発生する一回転あたりの回転トルクに等しい。さらに、第２実施形態で説明したように、第１偏心部４ａの突出方向は、第２偏心部４ｂの突出方向と１８０度ずれている。つまり、第１ピストン８の位相が第２ピストン５８の位相とシャフト４の回転角度で１８０度ずれている。従って、第１圧縮機構３と第２圧縮機構３３との間で、回転トルクの変動を打ち消しあうことができる。トルクの変動が小さければ、モータ２の回転数制御が容易になるとともに、モータ効率が向上する。また、回転速度の変動を抑制できるので、ロータリ圧縮機３００を構成する各機器の信頼性が向上するとともに、騒音も低減できる。

第２帰還ポート１６２ｐの直径をＤｂ₂、第２吐出ポート７９（図１０Ｂ参照）の直径をＤｄ₂としたとき、Ｄｂ₂≦Ｄｄ₂（詳細には（Ｄｄ₂／１０）≦Ｄｂ₂≦Ｄｄ₂）の関係を満たすように、第２帰還ポート１６２ｐの直径Ｄｂ₂及び第２吐出ポート７９の直径Ｄｄ₂を定めることができる。これにより、第１圧縮機構３に関して第１実施形態で説明した効果と同じ効果が第２圧縮機構３３についても得られる。

なお、第１分岐１６１及び第２分岐１６２のそれぞれに開閉弁３２が設けられていてもよい。この場合、第１圧縮機構３の吸入容積と第２圧縮機構３３の吸入容積とを独立して変更することができる。また、第１逆止弁３５の構造が、第２逆止弁３５０の構造と異なっていてもよい。例えば、第１実施形態で説明した構造の逆止弁を第１逆止弁３５として使用し、第２実施形態で説明した構造の逆止弁（リード弁）を第２逆止弁３５０として使用できる。

（第４実施形態）
図１３に示すように、本実施形態のロータリ圧縮機５００は、第１実施形態のロータリ圧縮機１００のものと異なる構造の可変容積機構３０を有している。その他の構成は、第１実施形態で説明した通りである。

ロータリ圧縮機５００は、可変容積機構３０として、三方弁９０、容積制御弁９１及び高圧経路９２を有している。帰還経路１６は、シリンダ５の内部に形成された上流部分１６ｈと作動室２５に向かって開口している帰還ポート１６ｐとを有する。帰還ポート１６ｐを開閉できるように、上流部分１６ｈに容積制御弁９１が配置されている。高圧経路９２は、三方弁９０に接続された一端と、オイル溜り２２に接続された他端とを有する。高圧経路９２は、圧縮された冷媒の圧力に等しい圧力を容積制御弁９１に供給するための経路である。本実施形態のロータリ圧縮機５００は、圧縮された冷媒で密閉容器１の内部空間２８が満たされる、いわゆる高圧シェル型の圧縮機である。オイル溜り２２には、圧縮された冷媒の圧力に略等しい圧力を有するオイルが保持されている。三方弁９０は、吸入経路１４と高圧経路９２とのいずれかを帰還経路１６の上流部分１６ｈに接続できるように構成されている。三方弁９０を制御することにより、高容積モードと低容積モードとのいずれかのモードでロータリ圧縮機５００を運転できる。

図１４Ａ及び図１４Ｂに示すように、容積制御弁９１は、プランジャ９６及びバネ９７を含む。プランジャ９６は、帰還ポート１６ｐに向かい合っている底面を有する筒の形状を有しており、筒状の上流部分１６ｈにスライドできるように配置されている。バネ９７は、プランジャ９６の内側に結合されており、プランジャ９６に対し、帰還ポート１６ｐから離れる方向の力を付与している。帰還経路１６の上流部分１６ｈには、溝１６ｇがプランジャ９６の外周面に沿って形成されている。溝１６ｇは、プランジャ９６のスライド方向に沿って延びているとともに、スライド方向に関して、プランジャ９６の長さよりも長い寸法を有する。

図１４Ａに示すように、低容積モードでは、吸入経路１４が帰還経路１６の上流部分１６ｈに連通するように三方弁９０を制御する。すると、プランジャ９６が帰還ポート１６ｐから離れ、帰還ポート１６ｐ及び溝１６ｇを通じて、作動室２５から帰還経路１６へと冷媒が流れることができる。すなわち、三方弁９０によって吸入経路１４が帰還経路１６の上流部分１６ｈに接続されているときに容積制御弁９１が開いて作動室２５から吸入経路１４への冷媒の流れが許容される。

他方、図１４Ｂに示すように、高容積モードでは、高圧経路９２が帰還経路１６の上流部分１６ｈに連通するように三方弁９０を制御する。すると、オイル溜り２２のオイルの圧力がプランジャ９６の背面に作用し、バネ９７の力よりも大きい力でプランジャ９６が帰還ポート１６ｐに押し付けられ、作動室２５から帰還経路１６へと冷媒が流れることができない状態となる。すなわち、三方弁９０によって高圧経路９２が帰還経路１６の上流部分１６ｈに接続されているときに容積制御弁９１が閉じて作動室２５から吸入経路１４への冷媒の流れが禁止される。

第１実施形態で説明したように、逆止弁３５を採用した場合は、逆止弁３５がシャフト４の回転に同期して開閉する。これに対し、本実施形態で採用された容積制御弁９１は、常に開いた状態、又は常に閉じた状態となる。そのため、振動、騒音及び圧力損失の低減に有利である。

本実施形態において、高圧経路９２は、オイル溜り２２に接続された（開口した）一端を有する。容積制御弁９１に高圧を供給する目的を達成するためには、高圧経路９２の一端は、密閉容器１の内部空間２８のどの部分に接続されていてもよい。また、ロータリ圧縮機５００を冷凍サイクル装置に使用した場合には、高圧経路９２が冷媒回路の高圧部分（例えば、ロータリ圧縮機５００と放熱器との間の部分）に接続されていてもよい。ただし、本実施形態によれば、プランジャ９６に高圧を作用させて容積制御弁９１を閉じる場合に、オイルによるシール効果が得られる。このことは、冷媒の漏れによる効率の低下を防止する観点で好ましい。

（応用実施形態）
図１５に示すように、ロータリ圧縮機１００を使用して冷凍サイクル装置６００を構築できる。冷凍サイクル装置６００は、ロータリ圧縮機１００、放熱器６０２、膨張機構６０４及び蒸発器６０６を備えている。これらの機器は、冷媒回路を形成するように冷媒管によって上記の順番で接続されている。放熱器６０２は、例えば空気−冷媒熱交換器で構成されており、ロータリ圧縮機１００で圧縮された冷媒を冷却する。膨張機構６０４は、例えば膨張弁で構成されており、放熱器６０２で冷却された冷媒を膨張させる。蒸発器６０６は、例えば空気−冷媒熱交換器で構成されており、膨張機構６０４で膨張した冷媒を加熱する。第１実施形態のロータリ圧縮機１００に代えて、第２〜第４実施形態のロータリ圧縮機２００，３００又は５００を使用してもよい。

（その他）
本明細書で説明したいくつかの実施形態は、発明の要旨を逸脱しない範囲内で相互に組み合わせることができる。例えば、第１実施形態で説明した逆止弁３５を第３実施形態で説明した三方弁９０と組み合わせても、第１実施形態で説明した効果が得られる。

また、ロータリ圧縮機１００の起動時において、帰還経路１６を通じて作動室２５から吸入経路１４へと冷媒が戻ることを許容するように可変容積機構３０を制御することもできる。つまり、起動時に一時的に低容積モードでロータリ圧縮機１００を運転する。

本発明は、給湯機、温水暖房装置及び空気調和装置等に利用できる冷凍サイクル装置の圧縮機に有用である。本発明は、特に、幅広い能力が要求される空気調和装置の圧縮機に有用である。

１ 密閉容器
２ モータ
３，３３ 圧縮機構
４ シャフト
５，５５ シリンダ
８，５８ ピストン
９，５９ ベーン
１２ アキュームレータ
１４，１５ 吸入経路
１６ 帰還経路
１６ｐ，１６２ｐ 帰還ポート
２５，７５ 作動室
２５ａ，７５ａ 吸入室
２５ｂ，７５ｂ 圧縮−吐出室
２９，７９ 吐出ポート
３０ 可変容積機構
３２ 開閉弁
３５，１３５，３５０ 逆止弁
４０ 圧縮機本体
４２ インバータ
４４ 制御部
９０ 三方弁
９１ 容積制御弁
９２ 高圧経路
１００，２００，３００，５００ ロータリ圧縮機
１６１，１６２ 分岐

Claims (9)

1. シリンダと、自身の外周面と前記シリンダの内周面との間に作動室が形成されるように前記シリンダの内部に配置されたピストンと、前記作動室を吸入室と圧縮−吐出室とに仕切るベーンとを有する圧縮機構と、
   前記ピストンを動かすモータと、
   圧縮するべき作動流体を前記吸入室に導く吸入経路と、
   圧縮された作動流体を前記圧縮−吐出室から流出させる吐出ポートと、
   前記作動室に面した帰還ポートを入口として有し、前記作動室から前記吸入経路へと作動流体を戻す帰還経路と、
   前記帰還経路に設けられ、前記圧縮機構の吸入容積を相対的に小さくすべきときには前記帰還経路を通じて前記作動室から前記吸入経路へと作動流体が戻ることを許容し、前記吸入容積を相対的に大きくすべきときには前記帰還経路を通じて前記作動室から前記吸入経路へと作動流体が戻ることを禁止する可変容積機構と、
   前記モータを駆動するインバータと、
   前記吸入容積の減少を前記モータの回転数の増加で補償するように前記可変容積機構及び前記インバータを制御する制御部と、
   を備え、
   前記帰還ポートの直径をＤｂ、前記吐出ポートの直径をＤｄと定義したとき、Ｄｂ≦Ｄｄの関係を満たす、ロータリ圧縮機。
2. （Ｄｄ／１０）≦Ｄｂの関係をさらに満たす、請求項１に記載のロータリ圧縮機。
3. 作動流体を保持できる内部空間を有し、前記吸入経路及び前記帰還経路が接続されたアキュームレータをさらに備え、
   前記アキュームレータの前記内部空間を介して、前記帰還経路が前記吸入経路に接続されている、請求項１又は２に記載のロータリ圧縮機。
4. 前記可変容積機構が、前記帰還経路に設けられた開閉弁を含む、請求項１〜３のいずれか１項に記載のロータリ圧縮機。
5. 前記帰還経路が、前記シリンダの内部に形成された上流部分を含み、
   前記可変容積機構が、三方弁と、前記上流部分に設けられた容積制御弁と、圧縮された作動流体の圧力に等しい圧力を前記容積制御弁に供給する高圧経路と、を含み、
   前記三方弁は、前記吸入経路及び前記高圧経路のいずれかを前記帰還経路の前記上流部分に接続するように構成されている、請求項１〜４のいずれか１項に記載のロータリ圧縮機。
6. 前記シリンダを第１シリンダ、前記ピストンを第１ピストン、前記ベーンを第１ベーン、前記作動室を第１作動室、前記圧縮機構を第１圧縮機構と定義したとき、
   当該ロータリ圧縮機は、第２シリンダ、第２ピストン及び第２ベーンを有し、かつ前記第１圧縮機構と共通の前記モータによって前記第２ピストンが動かされる第２圧縮機構をさらに備え、
   前記第２圧縮機構の吸入容積が一定であり、
   前記第１圧縮機構の前記吸入容積のみを変更できるように、前記帰還経路が前記第１圧縮機構にのみ接続されている、請求項１〜５のいずれか１項に記載のロータリ圧縮機。
7. 前記帰還経路を通じて前記第１作動室から前記吸入経路へと作動流体が戻ることを許容した低容積モードにおいて、前記第１圧縮機構の前記吸入容積が実質的にゼロである、請求項６に記載のロータリ圧縮機。
8. 前記シリンダを第１シリンダ、前記ピストンを第１ピストン、前記ベーンを第１ベーン、前記作動室を第１作動室、前記圧縮機構を第１圧縮機構と定義したとき、
   当該ロータリ圧縮機は、第２シリンダ、第２ピストン及び第２ベーンを有し、かつ前記第１圧縮機構と共通の前記モータによって前記第２ピストンが動かされる第２圧縮機構をさらに備え、
   前記帰還経路が、前記第１圧縮機構に接続された第１分岐と、前記第２圧縮機構に接続された第２分岐と、を有し、
   前記容積可変機構が、前記第１圧縮機構の前記吸入容積及び前記第２圧縮機構の吸入容積を変更できるように構成されている、請求項１〜５のいずれか１項に記載のロータリ圧縮機。
9. 前記第２圧縮機構の前記吸入容積の変化量が、前記第１圧縮機構の前記吸入容積の変化量に等しい、請求項８に記載のロータリ圧縮機。

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