JP2016200010A - シリンダ回転型圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】シリンダ回転型圧縮機の摺動部位における摩擦力の増加を抑制する。
【解決手段】第２サイドプレート２５ｂよりもシャフト２４の中心軸方向から見たときの面積が大きい第１サイドプレート２５ａに、第１ロータ２２ａ側の面を凹ませた凹み部２５３、および吐出空間１０ａ内の冷媒の圧力を凹み部２５３内へ導く圧力導入通路２５４を形成する。そして、凹み部２５３へ導かれた冷媒の圧力によって、第１サイドプレート２５ａが吐出空間１０ａ内の冷媒の圧力によって受ける小径部側荷重ＰＳと第２サイドプレート２５ｂが吐出空間１０ａ内の冷媒の圧力によって受ける大径部側荷重ＰＬとの荷重差（ＰＳ−ＰＬ）を打ち消すための相殺用の荷重を生じさせる。
【選択図】図１

Description

本発明は、内部に圧縮室を形成するシリンダを回転させるシリンダ回転型圧縮機に関する。

従来、特許文献１に、円筒状のシリンダを中心軸周りに回転させることによって、シリンダの内部に形成された圧縮室の容積を変化させ、流体を圧縮して吐出するシリンダ回転型圧縮機が開示されている。

より詳細には、特許文献１のシリンダ回転型圧縮機は、シリンダに加えて、シリンダの内部に配置されて中心軸に対して偏心した偏心軸周りに回転する円筒状のロータ、ロータに形成された溝部（スリット部）に摺動可能に嵌め込まれて圧縮室を仕切る板状のベーン、シリンダの両端部を閉塞する円板状のサイドプレート、中心軸および偏心軸を形成するシャフト、これらを収容するハウジング等を備えている。

そして、シリンダとロータとを連動回転させることによって、シリンダの内周面、ロータの外周面、ベーンの板面、サイドプレートの板面等によって囲まれた圧縮室の容積を変化させて、流体を圧縮している。さらに、圧縮室にて圧縮された流体を、ハウジングの内部空間（吐出空間）を介して、ハウジングの外部へ吐出している。

特開２０１４−２３８０２３号公報

ところで、特許文献１のシャフトのように、シリンダが回転する中心軸およびロータが回転する偏心軸の２つの軸を形成するシャフトとしては、軸方向全域に亘って同一の外径となる単純円柱形状のものを採用することができない。そこで、特許文献１のシリンダ回転型圧縮機では、軸方向一端側の径が他端側の径よりも小さく形成されたシャフトを採用している。

さらに、各サイドプレートの中心部には、シャフトが回転可能に挿入される軸穴が形成されており、シャフトの軸方向一端側に配置される小径部側サイドプレートの軸穴（小径部側軸穴）の径は、他端側に配置される大径部側サイドプレートの軸穴（大径部側軸穴）の径よりも大きく形成されている。

このため、シャフトの軸方向から見たときの大径部側サイドプレートの面積（大径部側サイドプレートが吐出空間内の流体から圧力を受ける受圧面積）は、大径部側軸穴の面積が小径部側軸穴の面積よりも大きい分、小径部側サイドプレートの面積（小径部側サイドプレートが吐出空間内の流体から圧力を受ける受圧面積）よりも小さくなっている。

このように、大径部側サイドプレートの受圧面積と小径部側サイドプレートの受圧面積が異なっていると、それぞれのサイドプレートが吐出空間内の流体の圧力によって受ける荷重も異なってしまう。そのため、特許文献１のシリンダ回転型圧縮機では、吐出空間内の流体圧力によって、シリンダ等に対して、小径部側サイドプレート側から大径部側サイドプレート側へ向かう軸方向の荷重がかかってしまう。

このような荷重は、シリンダ（具体的には、大径部側サイドプレート）とハウジングとの摺動部位に生じる摩擦力を増加させてしまう。従って、シリンダ回転型圧縮機の機械的損失を増大させてしまう原因となる。さらに、大径部側サイドプレートとハウジングとの摺動部位の摩耗を生じさせ、圧縮機全体としての耐久性能を悪化させてしまう原因となる。

本発明は、上記点に鑑み、シリンダ回転型圧縮機の摺動部位における摩擦力の増加を抑制することを目的とする。

本発明は、上記目的を達成するために案出されたもので、請求項１に記載の発明では、中心軸（Ｃ１）周りに回転する円筒状のシリンダ（２１）と、シリンダ（２１）の内部に配置されて、シリンダ（２１）の中心軸（Ｃ１）に対して偏心した偏心軸（Ｃ２）周りに回転する円筒状のロータ（２２ａ、２２ｂ）と、ロータ（２２ａ、２２ｂ）に形成された溝部（２２２ａ、２２２ｂ）に摺動可能に嵌め込まれて、ロータ（２２ａ、２２ｂ）の外周面とシリンダ（２１）の内周面との間に形成される圧縮室（Ｖａ、Ｖｂ）を仕切るベーン（２３ａ、２３ｂ）と、シリンダ（２１）の軸方向両端部に固定されて、シリンダ（２１）の開口端部を閉塞するサイドプレート（２５ａ、２５ｂ）と、サイドプレート（２５ａ、２５ｂ）およびロータ（２２ａ、２２ｂ）を回転可能に支持するシャフト（２４）と、内部にシリンダ（２１）を収容するとともに、シャフト（２４）の両端部が固定されるハウジング（１０）と、を備え、
ハウジング（１０）の内部には、圧縮室（Ｖａ、Ｖｂ）にて圧縮された圧縮対象流体を流入させる吐出空間（１０ａ）が形成されており、シャフト（２４）の軸方向一端側の径は、軸方向他端側の径よりも小さく形成されており、サイドプレートとして、軸方向一端側に配置される小径部側サイドプレート（２５ａ）および軸方向他端側に配置される大径部側サイドプレート（２５ｂ）が設けられており、小径部側サイドプレート（２５ａ）の中心部にはシャフト（２４）の軸方向一端側が回転可能の挿入される小径部側軸穴（２５２ａ）が形成されており、大径部側サイドプレート（２５ｂ）の中心部にはシャフト（２４）の軸方向他端側が回転可能に挿入される大径部側軸穴（２５２ｂ）が形成されており、
小径部側サイドプレート（２５ａ）のロータ（２２ａ、２２ｂ）側の面には、当該面を凹ませた凹み部（２５３）が形成されており、さらに、小径部側サイドプレート（２５ａ）には、吐出空間（１０ａ）内の圧縮対象流体の圧力を凹み部（２５３）内へ導く圧力導入通路（２５４）が形成されているシリンダ回転型圧縮機を特徴としている。

これによれば、小径部側サイドプレート（２５ａ）に凹み部（２５３）および圧力導入通路（２５４）が形成されているので、凹み部（２５３）内に吐出空間（１０ａ）内の圧縮対象流体の圧力を導くことができる。

従って、小径部側サイドプレート（２５ａ）が吐出空間（１０ａ）内の圧縮対象流体の圧力によって受ける小径部側荷重（ＰＳ）と、大径部側サイドプレート（２５ｂ）が吐出空間（１０ａ）内の圧縮対象流体の圧力によって受ける大径部側荷重（ＰＬ）との間に荷重差（ＰＳ−ＰＬ）が生じても、これを相殺することができる。より詳細には、凹み部（２５３）内に導かれた圧力によって、荷重差（ＰＳ−ＰＬ）を打ち消すための相殺用の荷重を生じさせることができる。

その結果、荷重差（ＰＳ−ＰＬ）によって、各サイドプレート（２５ａ、２５ｂ）とハウジング（１０）との摺動部位に生じる摩擦力が増加してしまうことを抑制することができる。延いては、シリンダ回転型圧縮機の機械的損失の増大を抑制することができる。さらに、シリンダ回転型圧縮機の耐久性能の悪化を抑制することができる。

ここで、本請求項における「吐出空間（１０ａ）内の圧縮対象流体の圧力を凹み部（２５３）内へ導く」とは、圧縮対象流体を直接凹み部（２５３）内へ導くことに限定されない。吐出空間（１０ａ）内の圧縮対象流体と同等の圧力を凹み部（２５３）内へ導くことができれば、圧縮対象流体に混入されている他の流体（例えば、圧縮機の摺動部位を潤滑する潤滑油等）を凹み部（２５３）内へ導くことも含まれる意味である。

また、上記特徴のシリンダ回転型圧縮機において、中心軸（Ｃ１）方向から見たときに、凹み部（２５３）が形成された領域の面積は、内部に導入された圧力によって生じる荷重が荷重差（ＰＳ−ＰＬ）と同等となる大きさに形成されていることが望ましい。これによれば、凹み部（２５３）内へ導かれた圧力によって、荷重差（ＰＳ−ＰＬ）を相殺するために適切な大きさの相殺用の荷重を発生させることができる。

ここで、本請求項における「同等」とは、凹み部（２５３）の内部に導入された圧力によって生じる相殺用の荷重が、荷重差（ＰＳ−ＰＬ）と完全に一致していることのみを意味するものではなく、圧縮機の摺動部位に生じる摩擦力の増加を適切に抑制可能な範囲の値であれば、「同等」という用語の意味に含まれる。

さらに、具体的には、上記特徴のシリンダ回転型圧縮機において、中心軸（Ｃ１）の軸方向から見たときに、凹み部（２５３）が形成された領域の面積は、小径部側サイドプレート（２５ａ）の小径部側面積（ＳＳ）から大径部側サイドプレート（２５ｂ）の大径部側面積（ＳＬ）を減算した面積差（ＳＳ−ＳＬ）以上の大きさに形成されていることを特徴とする。

これによれば、圧力導入通路（２５４）における圧力損失や、シリンダ（２１）内部の流体漏れ等によって、凹み部（２５３）内へ導かれた圧縮対象流体の圧力が吐出空間（１０ａ）の圧力よりも低下してしまっても、凹み部（２５３）内へ導かれた圧縮対象流体の圧力によって、相殺用の荷重を適切に生じさせることができる。

なお、この欄および特許請求の範囲で記載した各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。

第１実施形態の圧縮機の軸方向断面図である。 図１のＩＩ−ＩＩ断面図である。 図１のＩＩＩ−ＩＩＩ断面図である。 図１のＩＶ−ＩＶ断面図である。 第１実施形態の圧縮機の圧縮機構部の分解斜視図である。 第１実施形態の圧縮機の作動状態を説明するための説明図である。 第２実施形態の凹み部を説明するための断面図であって、図４に対応する図面である。 第３実施形態の凹み部を説明するための断面図であって、図４に対応する図面である。

（第１実施形態）
以下、図面を用いて、本発明の第１実施形態を説明する。本実施形態のシリンダ回転型圧縮機１（以下、単に圧縮機１と記載する。）は、車両用空調装置にて車室内へ送風される送風空気を冷却する蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置に適用されており、この冷凍サイクル装置において圧縮対象流体である冷媒を圧縮して吐出する機能を果たす。

また、この冷凍サイクル装置では、冷媒としてＨＦＣ系冷媒（具体的には、Ｒ１３４ａ）を採用しており、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超えない亜臨界冷凍サイクルを構成している。さらに、冷媒には圧縮機１の摺動部位を潤滑する潤滑油である冷凍機油が混入されており、冷凍機油の一部は冷媒とともにサイクルを循環している。

圧縮機１は、図１に示すように、その外殻を形成するハウジング１０の内部に、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機構部２０、および圧縮機構部２０を駆動する電動機部（電動モータ部）３０を収容した電動圧縮機として構成されている。

まず、ハウジング１０は、複数の金属製部材を組み合わせることによって構成されており、内部に略円柱状の空間を形成する密閉容器構造のものである。

より具体的には、ハウジング１０は、図１に示すように、有底円筒状（カップ状）のメインハウジング１１、メインハウジング１１の開口部を閉塞するように配置された有底円筒状のサブハウジング１２、およびサブハウジング１２の開口部を閉塞するように配置された円板状の蓋部材１３を組み合わせることによって形成されている。

なお、メインハウジング１１、サブハウジング１２、および蓋部材１３の当接部には、Ｏリング等からなる図示しないシール部材が介在されており、各当接部から冷媒が漏れることはない。

メインハウジング１１の筒状側面には、圧縮機構部２０にて昇圧された高圧冷媒をハウジング１０の外部（具体的には、冷凍サイクル装置の凝縮器の冷媒入口側）へ吐出する吐出ポート１１ａが形成されている。サブハウジング１２の筒状側面には、ハウジング１０の外部から低圧冷媒（具体的には、冷凍サイクル装置の蒸発器から流出した低圧冷媒）を吸入する吸入ポート１２ａが形成されている。

サブハウジング１２と蓋部材１３との間には、吸入ポート１２ａから吸入された低圧冷媒を、圧縮機構部２０の第１、第２圧縮室Ｖａ、Ｖｂへ導くためのハウジング側吸入通路１３ａが形成されている。さらに、蓋部材１３のサブハウジング１２側の面と反対側の面には、電動機部３０へ電力を供給する駆動回路（インバータ）３０ａが取り付けられている。

次に、電動機部３０は、固定子としてのステータ３１を有している。ステータ３１は、金属磁性材料で形成されたステータコア３１ａ、およびステータコア３１ａに巻き付けられたステータコイル３１ｂによって構成されており、メインハウジング１１の筒状側面の内周面に圧入、焼嵌め、ボルト締め等の手段によって固定されている。

そして、駆動回路３０ａから、密封端子（ハーメチックシール端子）３０ｂを介して、ステータコイル３１ｂに電力が供給されると、ステータ３１の内周側に配置されたシリンダ２１を回転させる回転磁界が発生する。シリンダ２１は、円筒状の金属磁性材料で形成されており、後述するように、圧縮機構部２０の第１、第２圧縮室Ｖａ、Ｖｂを形成するものである。

さらに、シリンダ２１には、図２、図３の断面図に示すように、マグネット（永久磁石）３２が固定されている。これにより、シリンダ２１は、電動機部３０の回転子としての機能を兼ね備える。そして、シリンダ２１は、ステータ３１が生じる回転磁界によって中心軸Ｃ１周りに回転する。

つまり、本実施形態の圧縮機１では、電動機部３０の回転子と圧縮機構部２０のシリンダ２１が一体的に構成されている。もちろん、電動機部３０の回転子と圧縮機構部２０のシリンダ２１とを別部材で構成し、圧入等の手段によって一体化させてもよい。さらに、電動機部３０の固定子（ステータコア３１ａ、およびステータコア３１ａ）は、シリンダ２１の外周側に配置されている。

次に、圧縮機構部２０について説明する。本実施形態では、圧縮機構部２０として、第１圧縮機構部２０ａおよび第２圧縮機構部２０ｂの２つが設けられている。第１圧縮機構部２０ａおよび第２圧縮機構部２０ｂの基本的構成は、互いに同等である。また、第１、第２圧縮機構部２０ａ、２０ｂは、ハウジング１０の内部で冷媒流れに対して並列的に接続されている。

さらに、第１、第２圧縮機構部２０ａ、２０ｂは、図１、図５に示すように、シリンダ２１の軸方向に並んで配置されている。そこで、本実施形態では、２つの圧縮機構部のうち、メインハウジング１１の底面側（軸方向一端側）に配置されるものを第１圧縮機構部２０ａとし、サブハウジング１２側（軸方向他端側）に配置されるものを第２圧縮機構部２０ｂとする。

ここで、図１、図５等では、第２圧縮機構部２０ｂの構成部材のうち、第１圧縮機構部２０ａの同等の構成部材に対応するものの符号を、末尾のアルファベットを「ａ」から「ｂ」へ変更して示している。例えば、第２圧縮機構部２０ａの構成部材のうち、第１圧縮機構部２０ａの第１ロータ２２ａに対応する構成部材である第２ロータについては、「２２ｂ」という符号を付している。

第１圧縮機構部２０ａは、シリンダ２１、第１ロータ２２ａ、第１ベーン２３ａ、シャフト２４等によって構成されている。第２圧縮機構部２０ｂは、シリンダ２１、第２ロータ２２ｂ、第２ベーン２３ｂ、シャフト２４等によって構成されている。つまり、図１に示すように、シリンダ２１およびシャフト２４では、メインハウジング１１の底面側の一部が第１圧縮機構部２０ａを構成しており、サブハウジング１２側の別の一部が第２圧縮機構部２０ｂを構成している。

シリンダ２１は、前述の如く、電動機部３０の回転子として中心軸Ｃ１周りに回転するとともに、内部に第１圧縮機構部２０ａの第１圧縮室Ｖａおよび第２圧縮機構部２０ｂの第２圧縮室Ｖｂを形成する円筒状部材である。シリンダ２１の軸方向一端側には、シリンダ２１の開口端部を閉塞する閉塞用部材である第１サイドプレート２５ａがボルト締め等の手段によって固定されている。また、シリンダ２１の軸方向他端側には、同様に第２サイドプレート２５ｂが固定されている。

第１、第２サイドプレート２５ａ、２５ｂは、シリンダ２１の回転軸に略垂直な方向へ広がる円板状部、および円板状部の中心部に配置されて軸方向に突出するボス部を有している。さらに、ボス部には、それぞれ第１、第２サイドプレート２５ａ、２５ｂの表裏を貫通する第１、第２軸穴２５２ａ、２５２ｂが形成されている。

これらの第１、第２軸穴２５２ａ、２５２ｂには、それぞれ図示しない軸受け機構が配置されており、この軸受け機構にシャフト２４が挿入されていることによって、シリンダ２１がシャフト２４に対して回転自在に支持される。シャフト２４の両端部は、それぞれハウジング１０（具体的には、メインハウジング１１およびサブハウジング１２）に固定されている。従って、シャフト２４がハウジング１０に対して回転することはない。

さらに、本実施形態のシリンダ２１は、内部に互いに区画された第１圧縮室Ｖａおよび第２圧縮室Ｖｂを形成している。このため、シリンダ２１の内部の第１ロータ２２ａと第２ロータ２２ｂとの間には、第１圧縮室Ｖａと第２圧縮室Ｖｂとを区画するための円板状の中間サイドプレート２５ｃが配置されている。この中間サイドプレート２５ｃも、第１、第２サイドプレート２５ａ、２５ｂと同様の機能を有している。

つまり、本実施形態のシリンダ２１のうち、第１圧縮機構部２０ａを構成する部位の軸方向両端部は、第１サイドプレート２５ａおよび中間サイドプレート２５ｃによって閉塞されている。また、シリンダ２１のうち、第２圧縮機構部２０ｂを構成する部位の軸方向両端部は、第２サイドプレート２５ｂおよび中間サイドプレート２５ｃによって閉塞されている。

換言すると、第１サイドプレート２５ａは、中間サイドプレート２５ｃ、第１ロータ２２ａ等とともに、第１圧縮室Ｖａを仕切っている。また、第２サイドプレート２５ｂは、中間サイドプレート２５ｃ、第２ロータ２２ｂ等とともに、第２圧縮室Ｖｂを仕切っている。さらに、中間サイドプレート２５ｃは、第１ロータ２２ａと第２ロータ２２ｂとの間に配置されて、第１圧縮室Ｖａと第２圧縮室Ｖｂとを仕切っている。

なお、本実施形態では、シリンダ２１と中間サイドプレート２５ｃとを一体的に構成しているが、シリンダ２１と中間サイドプレート２５ｃとを別部材で構成し、圧入等の手段によって一体化させてもよい。また、本実施形態では、第１ロータ２２ａの軸方向長さおよび第２ロータ２２ｂの軸方向長さが同等となっており、第１圧縮室Ｖａおよび第２圧縮室Ｖｂは、それぞれの最大容積が互いに略同等の容積となるように仕切られている。

シャフト２４は、シリンダ２１（具体的には、シリンダ２１に固定された各サイドプレート２５ａ、２５ｂ、２５ｃ）、第１ロータ２２ａ、および第２ロータ２２ｂを回転自在に支持する略円筒状の部材である。

シャフト２４の軸方向中央部には、サブハウジング１２側の端部よりも外径寸法の小さい偏心部２４ｃが設けられている。この偏心部２４ｃの中心軸は、シリンダ２１の中心軸Ｃ１に対して偏心した偏心軸Ｃ２である。さらに、偏心部２４ｃには、図示しない軸受け機構を介して、第１、第２ロータ２２ａ、２２ｂが回転自在に支持されている。

このため、第１、第２ロータ２２ａ、２２ｂが回転する際には、共通する偏心軸Ｃ２周りに回転する。換言すると、本実施形態では、第１ロータ２２ａの偏心軸と第２ロータ２２ｂの偏心軸が同軸上に配置されている。

さらに、本実施形態のシャフト２４では、中心軸Ｃ１および偏心軸Ｃ２を形成するとともに、偏心軸Ｃ２の周囲に第１、第２ロータ２２ａ、２２ｂを回転自在に支持するために、軸方向一端側の径を軸方向他端側の径よりも小さく形成している。

より詳細には、図１に示すように、本実施形態のシャフト２４では、中心軸Ｃ１を中心とする軸方向一端側の径が最も細く形成され、中心軸Ｃ１を中心とする軸方向他端側の径が最も太く形成されている。さらに、偏心軸Ｃ２を中心とする軸方向中央部の径が、軸方向一端側の径と軸方向他端側の径との中間値になっている。

また、シャフト２４の軸方向一端側は、前述した第１サイドプレート２５ａに形成された第１軸穴２５２ａに挿入されており、シャフト２４の軸方向他端側は、第２サイドプレート２５ｂに形成された第２軸穴２５２ｂに挿入されている。このため、第１軸穴２５２ａの径は、第２軸穴２５２ｂの径よりも小さく形成されている。

つまり、本実施形態では、第１サイドプレート２５ａおよび第２サイドプレート２５ｂが、それぞれ特許請求の範囲に記載された小径部側サイドプレートおよび大径部側サイドプレートに対応している。さらに、第１軸穴２５２ａおよび第２軸穴２５２ｂが、それぞれ特許請求の範囲に記載された小径部側軸穴および大径部側軸穴に対応している。

また、シャフト２４の内部には、図１に示すように、ハウジング側吸入通路１３ａに連通して、外部から流入した低圧冷媒を第１、第２圧縮室Ｖａ、Ｖｂ側へ導くためのシャフト側吸入通路２４ｄが形成されている。シャフト２４の外周面には、シャフト側吸入通路２４ｄを流通する低圧冷媒を流出させる複数（本実施形態では４つ）の第１、第２シャフト側出口穴２４０ａ、２４０ｂが開口している。

シャフト２４の外周面には、図１、図５に示すように、シャフト２４の外周面を内周側に凹ませた第１、第２シャフト側凹部２４１ａ、２４１ｂが形成されている。そして、第１、第２シャフト側出口穴２４０ａ、２４０ｂは、それぞれ第１、第２シャフト側凹部２４１ａ、２４１ｂが形成された部位に開口している。

このため、第１、第２シャフト側出口穴２４０ａ、２４０ｂは、第１、第２シャフト側凹部２４１ａ、２４１ｂの内部に形成される円環状の第１、第２シャフト側連通用空間２４２ａ、２４２ｂに連通している。

第１ロータ２２ａは、シリンダ２１の内部に配置されてシリンダ２１の中心軸方向に延びる円筒状部材である。第１ロータ２２ａの軸方向長さは、図１に示すように、シャフト２４およびシリンダ２１の第１圧縮機構部２０ａを構成する部位の軸方向長さと略同等の寸法に形成されている。

さらに、第１ロータ２２ａの外径寸法は、シリンダ２１の内部に形成される円柱状空間の内径寸法よりも小さく形成されている。より詳細には、第１ロータ２２ａの外径寸法は、図２〜図４に示すように、偏心軸Ｃ２の軸方向から見たときに、第１ロータ２２ａの外周面とシリンダ２１の内周面が１箇所の接触点Ｃ３で接触するように設定されている。

第１ロータ２２ａと中間サイドプレート２５ｃとの間、および第１ロータ２２ａと第１サイドプレート２５ａとの間には、図２等に示すように、伝動機構が配置されている。伝動機構は、第１ロータ２２ａがシリンダ２１と同期回転するように、シリンダ２１（より具体的には、シリンダ２１とともに回転する中間サイドプレート２５ｃおよび第１サイドプレート２５ａ）から第１ロータ２２ａへ回転駆動力を伝達する動力伝達手段である。

この伝動機構については、第１ロータ２２ａと中間サイドプレート２５ｃとの間に配置されたものを例に説明する。伝動機構は、図２に示すように、第１ロータ２２ａの中間サイドプレート２５ｃ側の面に形成された複数（本実施形態では、４つ）の円形状の第１穴部２２１ａ、および中間サイドプレート２５ｃから第１ロータ２２ａ側へ中心軸方向に突出する複数（本実施形態では、４つ）の駆動ピン２５１ｃによって構成されている。

これらの複数の駆動ピン２５１ｃは、第１穴部２２１ａよりも小径に形成されており、第１ロータ２２ａ側へ向かって軸方向に突出して、それぞれ第１穴部２２１ａに嵌め込まれている。このため、駆動ピン２５１ｃおよび第１穴部２２１ａは、いわゆるピン−ホール式の自転防止機構と同等の機構を構成している。第１ロータ２２ａと第１サイドプレート２５ａとの間に設けられる伝動機構についても同様である。

本実施形態の伝動機構によれば、シリンダ２１が中心軸Ｃ１周りに回転すると、各駆動ピン２５１ｃとシャフト２４の偏心部２４ｃとの相対位置（相対距離）が変化する。この相対位置（相対距離）の変化によって、第１ロータ２２ａの第１穴部２２１ａの側壁面が駆動ピン２５１ｃから回転方向の荷重を受ける。その結果、第１ロータ２２ａは、シリンダ２１の回転に同期して偏心軸Ｃ２周りに回転する。

ここで、本実施形態の伝動機構では、複数の駆動ピン２５１ｃおよび第１穴部２２１ａによって、順次、第１ロータ２２ａへ動力を伝達している。従って、複数の駆動ピン２５１ｃおよび第１穴部２２１ａは、偏心軸Ｃ２周りに等角度間隔に配置されていることが望ましい。さらに、それぞれの第１穴部２２１ａには、駆動ピン２５１ｃが接触する外周側壁面の摩耗を抑制するための金属製のリング部材２２３ａが嵌め込まれている。

さらに、第１ロータ２２ａと第１サイドプレート２５ａとの間に配置された伝動機構も、図４に示すように、同様に構成されている。

次に、第１ロータ２２ａの外周面には、図２、図３に示すように、軸方向の全域に亘って内周側へ凹んだ第１溝部（第１スリット部）２２２ａが形成されている。第１溝部２２２ａには、後述する第１ベーン２３ａが摺動可能に嵌め込まれている。

第１溝部２２２ａは、偏心軸Ｃ２の軸方向から見たときに、第１ベーン２３ａの摺動する面（第１ベーン２３ａとの摩擦面）が、第１ロータ２２ａの径方向に対して傾斜している。より詳細には、第１溝部２２２ａは、第１ベーン２３ａの摺動する面が、内周側から外周側へ向かって回転方向へ傾斜している。このため、第１溝部２２２ａに嵌め込まれた第１ベーン２３ａも、第１ロータ２２ａの径方向に対して傾斜した方向に変位する。

第１ロータ２２ａの軸方向中央部の内部には、図３に示すように、第１溝部２２２ａと同様に径方向に対して傾斜して延びて、第１ロータ２２ａの内周側（第１シャフト側連通用空間２４２ａ側）と外周側（第１圧縮室Ｖａ側）とを連通させる第１ロータ側吸入通路２２４ａが形成されている。これにより、外部からシャフト側吸入通路２４ｄへ流入した冷媒は、第１ロータ側吸入通路２２４ａ側へ導かれる。

さらに、図３に示されるように、第１ロータ側吸入通路２２４ａの出口穴は、第１溝部２２２ａに対して回転方向後方側の第１ロータ２２ａの外周面に開口している。このため、第１ロータ側吸入通路２２４ａおよび第１溝部２２２ａは、互いに区画されて、それぞれの内部空間同士が連通しないように形成されている。

第１ベーン２３ａは、第１ロータ２２ａの外周面とシリンダ２１の内周面との間に形成される第１圧縮室Ｖａを仕切る板状の仕切り部材である。第１ベーン２３ａの軸方向長さは、第１ロータ２２ａの軸方向長さと略同等の寸法に形成されている。さらに、第１ベーン２３ａの外周側先端部は、シリンダ２１の内周面に対して摺動可能に配置されている。

従って、本実施形態の第１圧縮機構部２０ａでは、シリンダ２１の内壁面、第１ロータ２２ａの外周面、第１ベーン２３ａの板面、第１サイドプレート２５ａ、中間サイドプレート２５ｃに囲まれた空間によって、第１圧縮室Ｖａが形成される。つまり、第１ベーン２３ａは、シリンダ２１の内周面と第１ロータ２２ａの外周面との間に形成される第１圧縮室Ｖａを仕切っている。

また、第１サイドプレート２５ａには、第１圧縮室Ｖａにて圧縮された冷媒をハウジング１０の内部に形成された吐出空間１０ａへ吐出させる第１吐出穴２５１ａが形成されている。さらに、第１サイドプレート２５ａには、第１吐出穴２５１ａから吐出空間１０ａへ流出した冷媒が、第１吐出穴２５１ａを介して第１圧縮室Ｖａへ逆流してしまうことを抑制するリード弁からなる第１吐出弁が配置されている。

さらに、第１サイドプレート２５ａには、図１、図４に示すように、第１ロータ２２ａに対向する側の面を凹ませることによって形成された凹み部２５３、および吐出空間１０ａ内の冷媒の圧力を凹み部２５３内へ導く圧力導入通路２５４が形成されている。この凹み部２５３は、図４に示すように、中心軸Ｃ１の軸方向から見たときに、中心軸Ｃ１周りに円環状に形成されている。

より詳細には、中心軸Ｃ１の軸方向から見たときの第１サイドプレート２５ａの面積を小径部側面積ＳＳと定義し、第２サイドプレート２５ｂの面積を大径部側面積ＳＬと定義したときに、凹み部２５３が形成された領域の面積は、小径部側面積ＳＳから大径部側面積ＳＬを減算した面積差（ＳＳ−ＳＬ）と同等、あるいは面積差（ＳＳ−ＳＬ）よりも僅かに大きな値に設定されている。

このため、中心軸Ｃ１の軸方向から見たときに、凹み部２５３が形成された領域の外径は、第２サイドプレート２５ｂの第２軸穴２５２ｂの外径と同等、あるいは第２軸穴２５２ｂの外径よりも僅かに大きな値になっている。換言すると、本実施形態では、凹み部２５３が形成された領域の面積が、面積差（ＳＳ−ＳＬ）以上の大きさに設定されている。

次に、第２圧縮機構部２０について説明する。前述の如く、第２圧縮機構部２０ｂの基本的構成は、第１圧縮機構部２０ａと同様である。従って、第２ロータ２２ｂは、図１に示すように、シャフト２４およびシリンダ２１の第２圧縮機構部２０ｂを構成する部位の軸方向長さと略同等の寸法の円筒状部材で構成されている。

さらに、第２ロータ２２ｂの偏心軸Ｃ２と第１ロータ２２ａの偏心軸Ｃ２は、同軸上に配置されているので、偏心軸Ｃ２の軸方向から見たときに、第２ロータ２２ｂの外周面とシリンダ２１の内周面は、第１ロータ２２ａと同様に、図２、図３に示す接触点Ｃ３で接触している。

第２ロータ２２ｂと中間サイドプレート２５ｃとの間、および第２ロータ２２ｂと第１サイドプレート２５ａとの間には、第１ロータ２２ａへ回転駆動力を伝達する伝導機構と同様の伝動機構が設けられている。従って、第２ロータ２２ｂには、複数の駆動ピン２５１ｃが嵌め込まれる複数の円形状の第２穴部が形成されている。この第２穴部にも、第１穴部２２１ａと同様のリング部材が嵌め込まれている。

また、第２ロータ２２ｂの外周面には、図２、図３に破線で示すように、軸方向の全域に亘って内周側へ凹んだ第２溝部（第２スリット部）２２２ｂが形成されている。第２溝部２２２ｂには、第１溝部２２２ａの第１ベーン２３ａと同様に、第２ベーン２３ｂが摺動可能に嵌め込まれている。

第２ロータ２２ｂの軸方向中央部の内部には、図３に破線で示すように、第２溝部２２２ｂと同様に径方向に傾斜して延びて、第２ロータ２２ｂの内周側と外周側（第２圧縮室Ｖｂ側）とを連通させる第２ロータ側吸入通路２２４ｂが形成されている。

従って、本実施形態の第２圧縮機構部２０ｂでは、シリンダ２１の内壁面、第２ロータ２２ｂの外周面、第２ベーン２３ｂの板面、第２サイドプレート２５ｂ、中間サイドプレート２５ｃに囲まれた空間によって、第２圧縮室Ｖｂが形成される。つまり、第２ベーン２３ｂは、シリンダ２１の内周面と第２ロータ２２ｂの外周面との間に形成される第２圧縮室Ｖｂを仕切っている。

また、第２サイドプレート２５ｂには、第２圧縮室Ｖｂにて圧縮された冷媒を吐出空間１０ａへ吐出させる第２吐出穴２５１ｂが形成されている。さらに、第２サイドプレート２５ｂには、第２吐出穴２５１ｂから吐出空間１０ａへ流出した冷媒が、第２吐出穴２５１ｂを介して第２圧縮室Ｖｂへ逆流してしまうことを抑制するリード弁からなる第２吐出弁が配置されている。

なお、本実施形態の第２サイドプレート２５ｂには、第１サイドプレート２５ａの凹み部２５３および圧力導入通路２５４に対応する構成は形成されていない。

さらに、本実施形態の第２圧縮機構部２０ｂでは、図２、図３に破線で示すように、第２ベーン２３ｂ、第２ロータ側吸入通路２２４ｂ、第２サイドプレート２５ｂの第２吐出穴２５１ｂ等が、第１圧縮機構部２０ａの第１ベーン２３ａ、第１ロータ側吸入通路２２４ａ、第１サイドプレート２５ａの第１吐出穴２５１ａ等に対して、略１８０°位相のずれた位置に配置されている。

次に、図６を用いて、本実施形態の圧縮機１の作動について説明する。図６は、圧縮機１の作動状態を説明するために、シリンダ２１の回転に伴う第１圧縮室Ｖａの変化を連続的に示した説明図である。

つまり、図６のシリンダ２１の各回転角θに対応する断面図では、図３と同等の断面図における第１ロータ側吸入通路２２４ａ、および第１ベーン２３ａ等の位置を実線で示している。また、図６では、各回転角θにおける第２ロータ側吸入通路２２４ｂ、および第２ベーン２３ｂの位置を破線で示している。さらに、図６では、図示の明確化のため、シリンダ２１の回転角θ＝０°に対応する断面図に各構成部材の符号を付している。

まず、回転角θが０°になっている際には、接触点Ｃ３と第１ベーン２３ａの外周側先端部が重なっている。この状態では、第１ベーン２３ａの回転方向前方側に最大容積の第１圧縮室Ｖａが形成されるとともに、第１ベーン２３ａの回転方向後方側にも、最小容積（すなわち、容積が０）の吸入行程の第１圧縮室Ｖａが形成されている。

ここで、吸入行程の第１圧縮室Ｖａとは、容積を拡大させる行程となっている第１圧縮室Ｖａを意味し、圧縮行程の第１圧縮室Ｖａとは、容積を縮小させる行程となっている第１圧縮室Ｖａを意味している。

さらに、回転角θが０°から増加するに伴って、図６の回転角θ＝４５°〜３１５°に示すように、シリンダ２１、第１ロータ２２ａ、および第１ベーン２３ａが変位して、第１ベーン２３ａの回転方向後方側に形成される吸入行程の第１圧縮室Ｖａの容積が増加する。

これにより、サブハウジング１２に形成された吸入ポート１２ａから吸入された低圧冷媒が、ハウジング側吸入通路１３ａ→シャフト側吸入通路２４ｄの第１シャフト側出口穴２４０ａ→第１ロータ側吸入通路２２４ａの順に流れて、吸入行程の第１圧縮室Ｖａ内へ流入する。

この際、第１ベーン２３ａには、ロータ２２の回転に伴う遠心力が作用するので、第１ベーン２３ａの外周側先端部がシリンダ２１の内周面に押しつけられる。これにより、第１ベーン２３ａは、吸入行程の第１圧縮室Ｖａと圧縮行程の第１圧縮室Ｖａとを区画している。

そして、回転角θが３６０°に達すると（すなわち、回転角θ＝０°に戻ると）、吸入行程の第１圧縮室Ｖａが最大容積となる。さらに、回転角θが３６０°から増加すると、回転角θ＝０°〜３６０°で容積を増加させた吸入行程の第１圧縮室Ｖａと第１ロータ側吸入通路２２４ａとの連通が遮断される。これにより、第１ベーン２３ａの回転方向前方側に、圧縮行程の第１圧縮室Ｖａが形成される。

さらに、回転角θが３６０°から増加するに伴って、図６の回転角θ＝４０５°〜６７５°に点ハッチングで示すように、第１ベーン２３ａの回転方向前方側に形成された圧縮行程の第１圧縮室Ｖａの容積が縮小する。

これにより、圧縮行程の第１圧縮室Ｖａ内の冷媒圧力が上昇する。そして、第１圧縮室Ｖａ内の冷媒圧力が吐出空間１０ａ内の圧力に応じて決定される第１吐出弁の開弁圧（すなわち、第１圧縮室Ｖａの最大圧力）を超えると、第１圧縮室Ｖａ内の冷媒が第１吐出穴２５１ａを介して吐出空間１０ａへ吐出される。

なお、上記の作動説明では、第１圧縮機構部２０ａの作動態様の明確化のため、回転角θが０°から７２０°まで変化する間の第１圧縮室Ｖａの変化を説明したが、実際には、回転角θが０°から３６０°まで変化する際に説明した冷媒の吸入行程と、回転角θが３６０°から７２０°まで変化する際に説明した冷媒の圧縮行程は、シリンダ２１が１回転する際に同時に行われる。

また、第２圧縮機構部２０ｂについても同様に作動して、冷媒の圧縮および吸入が行われる。この際、第２圧縮機構部２０ｂでは、第２ベーン２３ｂ等が、第１圧縮機構部２０ａの第１ベーン２３ａ等に対して、１８０°位相のずれた位置に配置されている。従って、圧縮行程の第２圧縮室Ｖｂでは、第１圧縮室Ｖａに対して、１８０°位相のずれた回転角で冷媒の圧縮および吸入が行われる。

このため、本実施形態では、第１圧縮室Ｖａ内の冷媒圧力が最大圧力に到達するシリンダ２１の回転角θと第２圧縮室Ｖｂ内の冷媒圧力が最大圧力に到達するシリンダ２１の回転角θも、１８０°ずれている。

そして、圧縮行程の第２圧縮室Ｖｂ内の冷媒圧力が上昇し、第２圧縮室Ｖｂ内の冷媒圧力が、第２サイドプレート２５ｂに配置された第２吐出弁の開弁圧（すなわち、第２圧縮室Ｖｂの最大圧力）を超えると、第２圧縮室Ｖｂ内の冷媒が第２吐出穴２５１ｂを介して吐出空間１０ａへ吐出される。

第２圧縮機構部２０ｂから吐出空間１０ａへ吐出された冷媒は、第１圧縮機構部２０ａから吐出された冷媒と合流して、ハウジング１０の吐出ポート１１ａから吐出される。吐出空間１０ａ内の冷媒は、第１サイドプレート２５ａの圧力導入通路２５４を介して、凹み部２５３内に流入する。

本実施形態の圧縮機１は、以上の如く作動し、冷凍サイクル装置において、冷媒（圧縮対象流体）を吸入し、圧縮して吐出することができる。また、本実施形態の圧縮機１では、電動機部３０の内周側に圧縮機構部２０が配置されているので、圧縮機１全体としての小型化を図ることができる。

また、本実施形態の圧縮機１では、第１圧縮室Ｖａおよび第２圧縮室Ｖｂの最大容積が互いに略同等となっており、さらに、第１圧縮室Ｖａ内の冷媒が最大圧力に到達するシリンダ２１の回転角θと第２圧縮室Ｖｂ内の冷媒が最大圧力に到達するシリンダ２１の回転角θが、１８０°ずれている。

これにより、単一の圧縮機構部を備え、この圧縮機構部の吐出容量が本実施形態の第１圧縮室Ｖａと第２圧縮室Ｖｂとの合計吐出容量と同等となっているシリンダ回転型圧縮機よりも、圧縮機全体としてのトルク変動を抑制することができる。従って、圧縮機全体としての騒音や振動の増加を抑制することができる。

なお、本実施形態における圧縮機全体としてのトルク変動としては、第１圧縮機構部２０ａの第１圧縮室Ｖａ内の冷媒の圧力変動によって生じるトルク変動と第２圧縮機構部２０ｂの第２圧縮室Ｖｂ内の冷媒の圧力変動によって生じるトルク変動との合算値（合計トルク変動）を採用することができる。

ところで、本実施形態の圧縮機１では、シャフト２４の径に応じて、第２サイドプレート（大径部側サイドプレート）２５ｂの第２軸穴２５２ｂの径を、第１サイドプレート（小径部側サイドプレート）２５ａの第１軸穴２５２ａの径よりも大きく形成している。

このため、シャフト２４の中心軸方向から見たときの第２サイドプレート２５ｂの大径部側面積ＳＬ（第２サイドプレート２５ｂが吐出空間１０ａ内の冷媒から圧力を受ける受圧面積）は、第１サイドプレート２５ａの小径部側面積ＳＳ（第１サイドプレート２５ａが吐出空間１０ａ内の冷媒から圧力を受ける受圧面積）よりも小さくなっている。

さらに、吐出空間１０ａ内の冷媒圧力をＰ０と定義すると、第１サイドプレート２５ａが吐出空間１０ａ内の冷媒の圧力によって受ける小径部側荷重ＰＳは、以下数式Ｆ１で算出される。
ＰＳ＝ＳＳ×Ｐ０…（Ｆ１）
この小径部側荷重ＰＳは、軸方向一端側から他端側へ向かう荷重である。

一方、第２サイドプレート２５ｂが吐出空間１０ａ内の冷媒の圧力によって受ける大径部側荷重ＰＬは、以下数式Ｆ２で算出される。
ＰＬ＝ＳＬ×Ｐ０…（Ｆ２）
この大径部側荷重ＰＬは、軸方向他端側から一端側へ向かう荷重である。

前述の如く、小径部側面積ＳＳは大径部側面積ＳＬよりも大きいので、小径部側荷重ＰＳは大径部側荷重ＰＬよりも大きくなる。このため、本実施形態の圧縮機１では、小径部側荷重ＰＳと大径部側荷重ＰＬとの荷重差（ＰＳ−ＰＬ）によって、第１、第２サイドプレート２５ａ、２５ｂが固定されたシリンダ２１全体に対して、一端側から多端側へ向かう軸方向の荷重がかかりやすい。

このような荷重は、第２サイドプレート２５ｂとハウジング１０（具体的には、サブハウジング１２）との摺動部位に生じる摩擦力を増加させてしまう。そして、圧縮機１の作動時の機械的損失を増大させてしまう原因となる。さらに、第２サイドプレート２５ｂとハウジング１０との摺動部位の摩耗を生じさせ、圧縮機１の耐久性能を悪化させてしまう原因となる。

これに対して、本実施形態の圧縮機１では、第１サイドプレート２５ａに凹み部２５３および圧力導入通路２５４が形成されているので、凹み部２５３内に吐出空間１０ａ内の冷媒の圧力を導くことができる。従って、小径部側荷重ＰＳと大径部側荷重ＰＬとの間に荷重差（ＰＳ−ＰＬ）が生じても、これを相殺することができる。

より詳細には、本実施形態の圧縮機１では、凹み部２５３内へ導かれた圧力によって、軸方向他端側から一端側へ向かう方向の荷重であって、荷重差（ＰＳ−ＰＬ）を打ち消すための相殺用の荷重を生じさせることができる。

その結果、荷重差（ＰＳ−ＰＬ）が生じることによって、第２サイドプレート２５ｂとハウジング１０との摺動部位に生じる摩擦力が増加してしまうことを抑制することができる。延いては、圧縮機１の作動時の機械的損失の増大を抑制することができる。さらに、圧縮機１の耐久性能の悪化を抑制することができる。

また、本実施形態の圧縮機１では、シャフト２４の中心軸方向から見たときに、凹み部２５３が形成された領域の面積が、小径部側面積ＳＳから大径部側面積ＳＬを減算した面積差（ＳＳ−ＳＬ）と同等、あるいは面積差（ＳＳ−ＳＬ）よりも僅かに大きな値に設定されている。これにより、凹み部２５３の内部に導入された圧力によって生じる荷重を、荷重差（ＰＳ−ＰＬ）に近づけることができ、荷重差（ＰＳ−ＰＬ）を適切に打ち消すことができる。

このことをより詳細に述べると、荷重差（ＰＳ−ＰＬ）を打ち消すためには、シャフト２４の中心軸方向から見たときの凹み部２５３が形成された領域の面積が、面積差（ＳＳ−ＳＬ）と同等であることが望ましい。

ところが、実際の圧縮機１では、圧力導入通路２５４における圧力損失やシリンダ２１内部の冷媒漏れによって、凹み部２５３内の冷媒の圧力が吐出空間１０ａ内の冷媒の圧力よりも低下してしまうことがある。このような場合には、凹み部２５３が形成された領域の面積を、面積差（ＳＳ−ＳＬ）よりも僅かに大きな値に設定しておくことで、荷重差（ＰＳ−ＰＬ）を適切に打ち消すための相殺用の荷重を生じさせることができる。

また、本実施形態の圧縮機１では、凹み部２５３が中心軸Ｃ１周りに円環状に形成されているので、凹み部２５３内へ導かれた圧力による荷重を、シリンダ２１の中心軸Ｃ１周りに均等に作用させることができる。従って、凹み部２５３を形成したことによって、シリンダ２１がシャフト２４に対して傾斜してしまうことを抑制することができる。さらに、複数の圧力導入通路２５４を設ける必要がなく、１つの圧力導入通路２５４を設けることで、凹み部２５３の全域に圧力を導入することができる。

（第２、第３実施形態）
第２、第３実施形態では、それぞれ図７、図８に示すように、凹み部の形状を変更した例を説明する。なお、図７、図８は、第１実施形態で説明した図４に対応する断面図であって、第１実施形態と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。

より具体的には、第２実施形態では、シャフト２４の中心軸方向から見たときに、複数の円形状の凹み穴を中心軸Ｃ１周りに配置することで、凹み部２５３ａを形成している。複数の円形状の凹み部は互いに一部が重なり合うように配置されているので、凹み部２５３ａは、中心軸Ｃ１周りに円環状に形成されている。その他の圧縮機１の構成および作動は、第１実施形態と同様である。

また、第３実施形態では、シャフト２４の中心軸方向から見たときに、複数の扇形状の凹み穴を中心軸Ｃ１周りに配置することで、凹み部２５３ｂを形成している。複数の扇形状の凹み部は中心側が互いに連通するように形成されているので、凹み部２５３ｂは、中心軸Ｃ１周りに円環状に形成されている。その他の圧縮機１の構成および作動は、第１実施形態と同様である。

従って、第２、第３実施形態のように、凹み部２５３ａ、２５３ｂを形成しても第１実施形態と同様の効果を得ることができる。すなわち、荷重差（ＰＳ−ＰＬ）が生じることによって、第２サイドプレート２５ｂとハウジング１０との摺動部位に生じる摩擦力が増加してしまうことを抑制することができる。

さらに、第２、第３実施形態のように、凹み部２５３ａ、２５３ｂを形成することで、シャフト２４の中心軸方向から見たときの凹み部２５３ａ、２５３ｂの面積を調整しやすい。例えば、伝動機構の駆動ピンの位置の影響を受けることなく、凹み部２５３ａ、２５３ｂの面積を所望の値に調整しやすい。

また、第２、第３実施形態のように、複数の円形状あるいは扇形状の凹み穴を組み合わせることによって、凹み部２５３ａ、２５３ｂを形成する場合は、複数の凹み穴を中心軸Ｃ１に対して対象に配置することが望ましい。さらに、複数の凹み穴を異なる大きさとしてもよい。このような凹み部２５３ａ、２５３ｂは、切削加工、鍛造加工、放電加工等で形成することができる。

（他の実施形態）
本発明は上述の実施形態に限定されることなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で、以下のように種々変形可能である。

上述の実施形態では、本発明に係るシリンダ回転型圧縮機１を車両用空調装置の冷凍サイクルに適用した例を説明したが、本発明に係るシリンダ回転型圧縮機１の適用はこれに限定されない。つまり、本発明に係るシリンダ回転型圧縮機１は、種々の流体を圧縮する圧縮機として幅広い用途に適用可能である。

上述の実施形態では、シリンダ回転型圧縮機１の動力伝達手段として、ピン−ホール式の自転防止機構と同様の構成のものを採用した例を説明したが、動力伝達手段はこれに限定されない。例えば、オルダムリング式の自転防止機構と同様の構成のもの等を採用してもよい。

上述の実施形態では、圧縮機構部２０を、第１圧縮機構部２０ａおよび第２圧縮機構部２０ｂの２つの圧縮機構部で構成した例を説明したが、もちろん１つの圧縮機構部で構成してもよい。

上述の実施形態では、第１ベーン２３ａの外周側先端部と第１ロータ２２ａの内周面とを摺動させる形式（スライドプレート式）のシリンダ回転型圧縮機について説明したが、本発明に係るシリンダ回転型圧縮機の形式はこれに限定されない。例えば、第１ベーン２３ａの外周側先端部に形成された固定部（ヒンジ部）が第１ロータ２２ａの内周面に形成された溝部に揺動自在に支持される形式（スイングプレート式）のシリンダ回転型圧縮機であってもよい。

上述の実施形態では、圧力導入通路２５４を介して、吐出空間１０ａ内の冷媒を凹み部２５３内へ導入させた例を説明したが、吐出空間１０ａ内の冷媒の圧力を凹み部２５３内へ導くことができれば、冷媒以外の流体を凹み部２５３内へ導いてもよい。例えば、冷媒に混入された冷凍機油を圧力導入通路２５４を介して凹み部２５３内へ導いてもよい。

より具体的には、吐出空間１０ａ内にて、第１、第２圧縮機構部２０ａ、２０ｂから吐出された高圧気相冷媒から冷凍機油を分離する。さらに、吐出空間１０ａの下方側に冷凍機油を貯める貯油空間を形成し、ハウジング１０に貯油空間に貯められた冷凍機油を圧力導入通路２５４側へ導くオイル戻し通路を形成すればよい。

さらに、凹み部２５３内へ冷凍機油を導くことによって、第１ロータ２２ａと第１サイドプレート２５ａとの摺動部位、第１ロータ２２ａと第１サイドプレート２５ａとの間に設けられる伝動機構へ冷凍機油を供給することができるので、圧縮機１全体としての耐久性能を向上させることができる。

上述の実施形態では、回転子と一体的に構成されたシリンダ２１の外周側に固定子が配置された電動機部３０を採用した例を説明したが、電動機部３０はこれに限定されない。例えば、電動機部とシリンダ２１を、シリンダ２１の中心軸Ｃ１方向に並べて配置し、電動機部とシリンダ２１とを連結させてもよい。また、電動機部の回転中心とシリンダ２１の中心軸Ｃ１とを同軸上に配置することなく、電動機部の回転駆動力をベルトを介してシリンダ２１へ伝達してもよい。

２１ シリンダ
２２ａ、２２ｂ 第１、第２ロータ
２２２ａ、２２２ｂ 第１、第２溝部
２３ａ、２３ｂ 第１、第２ベーン
２４ シャフト
２５ａ 第１サイドプレート（小径部側サイドプレート）
２５ｂ 第２サイドプレート（大径部側サイドプレート）
２５３、２５３ａ、２５３ｂ 凹み部
２５４ 圧力導入通路
Ｖａ、Ｖｂ 第１、第２圧縮室

Claims (4)

1. 中心軸（Ｃ１）周りに回転する円筒状のシリンダ（２１）と、
   前記シリンダ（２１）の内部に配置されて、前記シリンダ（２１）の中心軸（Ｃ１）に対して偏心した偏心軸（Ｃ２）周りに回転する円筒状のロータ（２２ａ、２２ｂ）と、
   前記ロータ（２２ａ、２２ｂ）に形成された溝部（２２２ａ、２２２ｂ）に摺動可能に嵌め込まれて、前記ロータ（２２ａ、２２ｂ）の外周面と前記シリンダ（２１）の内周面との間に形成される圧縮室（Ｖａ、Ｖｂ）を仕切るベーン（２３ａ、２３ｂ）と、
   前記シリンダ（２１）の軸方向両端部に固定されて、前記シリンダ（２１）の開口端部を閉塞するサイドプレート（２５ａ、２５ｂ）と、
   前記サイドプレート（２５ａ、２５ｂ）および前記ロータ（２２ａ、２２ｂ）を回転可能に支持するシャフト（２４）と、
   内部に前記シリンダ（２１）を収容するとともに、前記シャフト（２４）の両端部が固定されるハウジング（１０）と、を備え、
   前記ハウジング（１０）の内部には、前記圧縮室（Ｖａ、Ｖｂ）にて圧縮された圧縮対象流体を流入させる吐出空間（１０ａ）が形成されており、
   前記シャフト（２４）の軸方向一端側の径は、軸方向他端側の径よりも小さく形成されており、
   前記サイドプレートとして、軸方向一端側に配置される小径部側サイドプレート（２５ａ）および軸方向他端側に配置される大径部側サイドプレート（２５ｂ）が設けられており、
   前記小径部側サイドプレート（２５ａ）の中心部には前記シャフト（２４）の軸方向一端側が回転可能の挿入される小径部側軸穴（２５２ａ）が形成されており、
   前記大径部側サイドプレート（２５ｂ）の中心部には前記シャフト（２４）の軸方向他端側が回転可能に挿入される大径部側軸穴（２５２ｂ）が形成されており、
   前記小径部側サイドプレート（２５ａ）の前記ロータ（２２ａ、２２ｂ）側の面には、当該面を凹ませた凹み部（２５３）が形成されており、
   さらに、前記小径部側サイドプレート（２５ａ）には、前記吐出空間（１０ａ）内の前記圧縮対象流体の圧力を前記凹み部（２５３）へ導く圧力導入通路（２５４）が形成されていることを特徴とするシリンダ回転型圧縮機。
2. 前記吐出空間（１０ａ）内の圧力によって前記小径部側サイドプレート（２５ａ）が受ける荷重を小径部側荷重（ＰＳ）と定義し、前記吐出空間（１０ａ）内の圧力によって前記大径部側サイドプレート（２５ｂ）が受ける荷重を大径部側荷重（ＰＬ）と定義し、前記小径部側荷重（ＰＳ）と前記大径部側荷重（ＰＬ）との差を荷重差（ＰＳ−ＰＬ）と定義し、
   さらに、前記中心軸（Ｃ１）方向から見たときに、前記凹み部（２５３）が形成された領域の面積は、内部に導入された圧力によって生じる荷重が前記荷重差（ＰＳ−ＰＬ）と同等となる大きさに形成されていることを特徴とする請求項１に記載のシリンダ回転型圧縮機。
3. 前記中心軸（Ｃ１）方向から見たときに、前記凹み部（２５３）が形成された領域の面積は、前記小径部側サイドプレート（２５ａ）の小径部側面積（ＳＳ）から前記大径部側サイドプレート（２５ｂ）の大径部側面積（ＳＬ）を減算した面積差（ＳＳ−ＳＬ）以上の大きさになっていることを特徴とする請求項１または２に記載のシリンダ回転型圧縮機。
4. 前記中心軸（Ｃ１）の軸方向から見たときに、前記凹み部（２５３）は、前記シャフト（２４）の周りに円環状に形成されていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載のシリンダ回転型圧縮機。

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