JP5433354B2 - 多気筒ロータリ式圧縮機と冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、圧縮能力の切換えが可能な多気筒ロータリ式圧縮機と、この多気筒ロータリ式圧縮機を備えて冷凍サイクルを構成する冷凍サイクル装置に関する。

冷凍サイクル装置において、圧縮機構部に複数（主として、２つ）のシリンダ室を備えた多気筒ロータリ式圧縮機が多用されている。この種の圧縮機において、２つのシリンダ室同時に圧縮作用を行う、もしくは一方のシリンダ室でのみ圧縮作用を中断して圧縮仕事を低減する、いわゆる全能力運転と能力半減運転との切換えができれば有利である。

［特許文献１］には、第２のシリンダ室に低圧ガスを導入する吸込み管が連通する一方で、第１のシリンダ室には吸込み管から低圧ガスを導入する、もしくは圧縮機から吐出される高圧ガスの一部を分岐管を介して導くように切換える、開閉弁および三方切換え弁からなる圧力切換え機構を備えた技術が開示されている。

さらに、第２のシリンダ室とブレード溝を介して連通するブレード背室に、ばね部材を収容してブレードを常に弾性的に押圧している。これに対して、第１のシリンダ室とブレード溝を介して連通するブレード背室は密閉容器内に露出し、密閉容器内の圧力がこのブレード背室に収容するブレードに背圧を与えるようになっている。

第２のシリンダ室では、回転軸が回転駆動されれば常に、吸込み管から導かれる低圧ガスを圧縮して高圧化し吐出する。これに対して第１のシリンダ室では、圧力切換え機構の切換え操作により、低圧ガスもしくは高圧ガスがシリンダ室に導かれる。

シリンダ室に低圧ガスが導かれると、ブレードの先端部が低圧で、後端部が密閉容器内の高圧となって差圧が生じ、ブレードは背圧を受けてシリンダ室で圧縮作用が行われる。高圧ガスが導かれると、ブレードの先端部と後端部とが同じ高圧となって差圧が生じない。ブレードは移動せず、シリンダ室での圧縮運転が行われない「休筒運転」となる。

特開２００７−０９２５３４号公報

このような［特許文献１］の圧力切換え機構は、開閉弁と三方切換え弁等の弁類を備え、これら弁類を切換え操作して高圧ガスもしくは低圧ガスを導くようになっている。当然ながら、配管直径と比較して弁類の弁孔直径が小さく、ガスが弁類を流通する際に圧力損失が生じる。
すなわち、圧力切換え機構に弁類を用いるところから圧力損失があって、第１のシリンダ室における圧縮性能に影響を及ぼす虞れが大である。

また、密閉容器の内底部には潤滑油の油溜り部が形成され、圧縮機構部のほとんど大部分は潤滑油中に浸漬状態にある。そして、密閉容器内部には少なくとも第２のシリンダ室で圧縮された高圧ガスが充満して高圧雰囲気下にあり、油溜り部の潤滑油は常に粘性が高く、流動抵抗が大きい状態となっている。

第１のシリンダ室に連通するブレード背室には潤滑油が満たされ、ブレードの後端部は潤滑油を押し退けながら往復移動しなければならない。特に圧縮運転開始時にブレードの往復移動に円滑さを欠くとともに、運転周波数が高くなるとブレードが高速で往復移動し、潤滑油の流動抵抗がさらに大となって、圧縮性能に影響を及ぼす虞れが大である。

本発明は上記事情にもとづきなされたものであり、その目的とするところは、２シリンダを備えて圧縮能力可変をなすことを前提として、休筒運転をなす側のシリンダ室における圧縮性能の低下を阻止するとともに、ブレードの往復移動に円滑さを確保し、高圧縮性能を得られる多気筒ロータリ式圧縮機と、この多気筒ロータリ式圧縮機を備えて冷凍サイクル効率の向上化を図れる冷凍サイクル装置を提供しようとするものである。

上記目的を満足するため本発明の多気筒ロータリ式圧縮機は、密閉容器内に電動機部と圧縮機構部とを収容し、密閉容器内底部に潤滑油を集溜する油溜り部を備え、
上記圧縮機構部は、中間仕切り板を介在して設けられ、それぞれの内径部に低圧ガスが導入されるシリンダ室が形成され、このシリンダ室にブレード溝を介して連通するブレード背室が設けられる第１のシリンダおよび第２のシリンダと、それぞれのシリンダ室に収容される偏心部を有し電動機部に連結される回転軸と、回転軸の偏心部に嵌合され回転軸の回転にともなってシリンダ室内でそれぞれ偏心移動する偏心ローラと、ブレード溝に移動自在に収容され偏心ローラ周壁に先端部が当接した状態でシリンダ室を区画するブレードとを具備し、
第１のシリンダと第２のシリンダに設けられるブレード背室のいずれか一方はブレードの後端部に弾性力を付与してブレード先端部を偏心ローラ周壁に接触させ回転軸の回転にともなって常時シリンダ室で圧縮作用を行わせる弾性体を備え、
ブレード背室のいずれか他方は密閉構造となすとともに常時圧縮作用をなすシリンダ室から吐出マフラに吐出された高圧ガスの一部を導いてブレードの後端部に高圧を付与し、ブレード先端部を偏心ローラ周壁に当接させて回転軸の回転にともないシリンダ室で圧縮作用を行わせる、もしくは低圧ガスを導いてブレード先端部を偏心ローラ周壁から離間保持させる圧力切換え手段を備えた。
そして、上記圧力切換え手段が切換え動作するブレード背室と連通するブレード溝のブレード摺接面に、油溜り部の潤滑油を導く油溝を備えた。
そして、上記圧力切換え手段が切換え動作するブレード背室は、開口面が回転軸を枢支する軸受と閉塞板および中間仕切り板によって塞がれて密閉構造となし、少なくとも、軸受と閉塞板との間に、油溜り部の潤滑油を油溝に導く間隙部を備えた。
上記目的を満足するため本発明の冷凍サイクル装置は、上記記載の多気筒ロータリ式圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器を備えて冷凍サイクルを構成する。

本発明によれば、休筒運転をなす側のシリンダ室における圧縮性能の低下を阻止するとともに、ブレードの往復移動に円滑さを確保し、高圧縮性能を得られる多気筒ロータリ式圧縮機と、この多気筒ロータリ式圧縮機を備えて冷凍サイクル効率の向上化を得られる冷凍サイクル装置を提供できる。

本発明における第１の実施の形態に係る、多気筒ロータリ式圧縮機の概略の縦断面図と、冷凍サイクル装置の冷凍サイクル構成図。 同第１の実施の形態に係る、多気筒ロータリ式圧縮機の能力半減運転時と、全能力運転時の圧力切換えを説明する図。 同第１の実施の形態に係る、ブレードへの給油構造を説明する図。 本発明における第２の実施の形態に係る、冷凍サイクル装置の冷凍サイクル構成は省略したうえで、多気筒ロータリ式圧縮機の概略の縦断面図。 同第２の実施の形態に係る、ブレードへの給油構造を説明するシリンダの上面側の図。 同第２の実施の形態に係る、ブレードへの給油構造を説明するシリンダの下面側の図。

以下、本発明の実施の形態を、図面にもとづいて説明する。
図１は、第１の実施の形態に係る多気筒ロータリ式圧縮機Ｒの概略の断面構造と、この多気筒ロータリ式圧縮機Ｒを備えた冷凍サイクル装置の冷凍サイクル構成を示す図である。（なお、図面上の煩雑さを避けるために、説明しても符号を付していない部品がある。以下同）
はじめに多気筒ロータリ式圧縮機Ｒから説明すると、１は密閉容器であって、この密閉容器１内の下部には中間仕切り板２を介して第１の圧縮機構部３Ａと、第２の圧縮機構部３Ｂが設けられ、上部には電動機部４が設けられる。これら第１の圧縮機構部３Ａおよび第２の圧縮機構部３Ｂは、回転軸５を介して電動機部４に連結される。

第１の圧縮機構部３Ａは第１のシリンダ６Ａを備え、第２の圧縮機構部３Ｂは第２のシリンダ６Ｂを備えている。第１のシリンダ６Ａの上面部に主軸受７が取付け固定され、第２のシリンダ６Ｂの下面部に副軸受８が取付け固定される。上記回転軸５は、各シリンダ６Ａ、６Ｂ内部を貫通するとともに、略１８０°の位相差をもって形成される第１の偏心部ａと第２の偏心部ｂを一体に備えている。

各偏心部ａ、ｂは互いに同一直径をなし、各シリンダ６Ａ、６Ｂの内径部に位置するように組立てられる。第１の偏心部ａの周面には、第１の偏心ローラ９ａが嵌合され、第２の偏心部ｂの周面には、第２の偏心ローラ９ｂが嵌合される。

上記第１のシリンダ６Ａの内径部に第１のシリンダ室Ｓａが形成され、第２のシリンダ６Ｂの内径部に第２のシリンダ室Ｓｂが形成される。各シリンダ室Ｓａ、Ｓｂは互いに同一直径および高さ寸法に形成され、上記偏心ローラ９ａ、９ｂの周壁一部が各シリンダ室Ｓａ、Ｓｂの周壁一部に線接触しながら偏心回転自在に収容される。

第１のシリンダ６Ａには、第１のシリンダ室Ｓａとブレード溝を介して連通する第１のブレード背室１０ａが設けられ、上記ブレード溝には第１のブレード１１ａが移動自在に収容される。
第２のシリンダ６Ｂには、第２のシリンダ室Ｓｂとブレード溝を介して連通する第２のブレード背室１０ｂが設けられ、上記ブレード溝には第２のブレード１１ｂが移動自在に収容される。

第１、第２のブレード１１ａ、１１ｂの先端部は平面視で円弧状に形成されており、対向するシリンダ室Ｓａ、Ｓｂに突出できる。この状態でブレード１１ａ，１１ｂ先端部は、平面視で円形状の上記第１、第２の偏心ローラ９ａ、９ｂ周壁に、回転角度にかかわらず線接触する。

上記第２のシリンダ６Ｂのみ、第２のブレード背室１０ｂと、このシリンダ６Ｂの外周面とを連通する横孔が設けられ、弾性体であるばね部材１４が収容される。ばね部材１４は第２のブレード１１ｂの後端部端面と密閉容器１内周壁との間に介在され、このブレード１１ｂに弾性力（背圧）を付与する。

第１のシリンダ６Ａにおける第１のブレード背室１０ａは、主軸受７のフランジ部周端から外方に突出した位置に設けられ、そのままでは上下面が密閉容器１内に開放される。ここでは、上面開口部が主軸受７のフランジ部と閉塞板１２によって閉塞され、下面開口部は中間仕切り板２によって閉塞され、第１のブレード背室１０ａは密閉構造をなす。

第１のブレード背室１０ａの周端部には、薄板状の永久磁石１３が取付けられていて、第１のブレード１１ａの後端部が当接すれば、これを磁気吸着する磁気力を有している。このとき第１のブレード１１ａの先端部は第１のシリンダ室Ｓａ周壁よりも没入し、第１の偏心ローラ９ａが移動してきても、このローラ周壁から離間した位置にある。

上記中間仕切り板２には、後述する圧力切換え弁（圧力切換え手段）Ｋが取付けられる。この圧力切換え弁Ｋの切換え動作に応じて、第１のブレード背室１０ａに高圧ガス（吐出圧）もしくは低圧ガス（吸込み圧）を選択して導くことができ、第１のブレード１１ａの後端部に対する背圧の切換えを行う。

上記密閉容器１の内底部には、潤滑油を集溜する油溜り部１５が形成される。図１において、上記主軸受７のフランジ部を横切る実線は潤滑油の油面を示していて、第１の圧縮機構部３Ａのほとんど全部と、第２の圧縮機構部３Ｂの全部が、上記油溜り部１５の潤滑油中に浸漬される。

なお説明すると、第１のシリンダ６ａの上面部に取付けられ、第１のブレード背室１０ａ上面開口部を閉塞する上記閉塞板１２も、油溜り部１５の潤滑油中に浸漬される。しかしながら、後述するように第１のブレード背室１０ａにおいて第１のブレード１１ａが往復移動しても、油溜り部１５の潤滑油がブレード背室１０ａには浸入してこない。

このようにして構成される多気筒ロータリ式圧縮機Ｒであり、上記密閉容器１の上端部には、吐出管Ｐが接続される。吐出管Ｐは、凝縮器１７と、膨張装置１８および蒸発器１９を介してアキュームレータ２０の上端部に接続される。上記アキュームレータ２０と多気筒ロータリ式圧縮機Ｒとは、吸込み管Ｐａを介して接続される。

特に図示していないが、上記吸込み管Ｐａは、多気筒ロータリ式圧縮機Ｒを構成する密閉容器１を貫通して中間仕切り板２の周端面に接続される。中間仕切り板２においては、吸込み管Ｐａが接続される周面部位から軸芯方向に向って吸込み案内路が設けられる。この吸込み案内路の先端は斜め上方と斜め下方に二股状に分岐される。

斜め上方に分岐した分岐案内路は、第１のシリンダ室Ｓａに連通する。斜め下方に分岐した分岐案内路は、第２のシリンダ室Ｓｂに連通する。したがって、アキュームレータ２０と、多気筒ロータリ式圧縮機Ｒにおける第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂとは、常時、連通状態にあり、弁類が介在しないので圧力損失の発生がない。

以上説明した多気筒ロータリ式圧縮機Ｒと、凝縮器１７と、膨張装置１８と、蒸発器１９およびアキュームレータ２０を順次配管接続することで、冷凍サイクル装置が構成される。

つぎに、上記圧力切換え弁Ｋについて詳述する。
図２（Ａ）（Ｂ）は圧力切換え弁Ｋと、この圧力切換え弁Ｋを備えた多気筒ロータリ式圧縮機Ｒ一部の模式的な縦断面図であり、図２（Ａ）は能力半減運転時の状態を示し、図２（Ｂ）は全能力運転時の状態を示している。

中間仕切り板２の外周面から回転軸５が挿通する孔部に亘ってスライダ用孔２５が設けられていて、このスライダ用孔２５にスライダ２６が挿入される。そして、密閉容器１に取付け用孔が設けられ、ガイドパイプの一端部が取付けられる。ガイドパイプに非磁性体からなる円筒部材が挿通され、高周波誘導加熱により接合固着される。

円筒部材の一端部は密閉容器１内部に挿入され、スライダ用孔２５端部周面に圧入嵌合される。円筒部材は密閉容器１から外部に突出し、この端部に設けられる電磁コイル２７により閉止される。上記スライダ用孔２５から円筒部材内部に亘って、スライダ２６と、磁性部材２６ａおよび圧縮ばね２８が収容される。

上記スライダ２６の先端部から所定距離だけ存した部位は、細径の段部２６ｂが設けられる。スライダ用孔２５の所定部位にストッパピン２９が、スライダ用孔２５を横断して設けられていて、スライダ２６の先端部と衝止し、これ以上の移動を規制する。スライダ用孔２５の周面部位と上記吸込み案内路は吸込み連通路３０で連通される。

上記中間仕切り板２には、スライダ用孔２５と、第１のブレード背室１０ａとを連通するブレード背室連通路３１が設けられる。さらに、主軸受７のフランジ部と中間仕切り板２および第１のシリンダ６Ａに亘って、スライダ用孔２５と主軸受７に取付けられる第１の吐出マフラ３２内部とを連通する吐出連通路３３が設けられる。

第１の吐出マフラ３２は主軸受７に設けられる第１の吐出弁機構を覆っていて、第１のシリンダ室Ｓａで圧縮され第１の吐出弁機構を介して吐出される高圧ガスを一旦受け入れ、消音作用をなすものである。ここに充満する高圧ガスは密閉容器１内へ導かれるが、一部の高圧ガスは吐出連通路３３を介してスライダ用孔２５へ導かれるようになる。

以上述べたような圧力切換え弁Ｋを内蔵した多気筒ロータリ式圧縮機Ｒと、この圧縮機Ｒを備えた冷凍サイクル装置において、圧力切換え弁Ｋの作用により能力半減運転（休筒運転）と、全能力運転（通常運転）との切換え選択が可能である。

能力半減運転を選択すると、圧力切換え弁Ｋの電磁コイル２７に通電され、磁性部材２６ａとスライダ２６が一体に圧縮ばね２８の弾性力に抗して磁気的に吸引される。スライダ２６の移動により、図２（Ａ）に示すように、段部２６ｂとスライダ用孔２５周面との隙間部分が吸込み連通路３０とブレード背室連通路３１とに連通される。
同時に、吐出連通路３３はスライダ２６の先端部周面で閉成される。したがって、第１のブレード背室１０ａは吸込み案内路を介して吸込み管Ｐａと連通される。

同時に、電動機部４に運転信号が送られ、回転軸５が回転駆動されて、第１、第２の偏心ローラ９ａ、９ｂはそれぞれのシリンダ室Ｓａ、Ｓｂ内で偏心回転を行う。第２のシリンダ６Ｂにおいてブレード１１ｂがばね部材１４に押圧付勢され、この先端縁が偏心ローラ９ｂ周壁に摺接して第２のシリンダ室Ｓｂ内を二分する。

低圧の冷媒ガスはアキュームレータ２０から吸込み管Ｐａに導かれるとともに、吸込み案内路と、分岐案内路を介して第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂに吸込まれて充満する。

圧力切換え弁Ｋにより吸込み連通路３０とブレード背室連通路３１が連通されるので、アキュームレータ２０と吸込み管Ｐａから吸込み案内路に導かれた低圧の冷媒ガスの一部は、吸込み連通路３０から、スライダ用孔２５とスライダ段部２６ｂとの隙間と、ブレード背室連通路３１を介して第１のブレード背室１０ａに導かれ充満する。

第１のシリンダ室Ｓａに対向する第１のブレード１１ａの先端部が低圧雰囲気下にあり、第１のブレード背室１０ａに対向する第１のブレード１１ａの後端部も低圧雰囲気下にあって、このブレード１１ａの先端部と後端部で差圧が生じない。

回転軸５の回転にともなって第１の偏心ローラ９ａが偏心移動してくると、第１のブレード１１ａは第１の偏心ローラ９ａに蹴られて後端部が永久磁石１３に当接し、そのまま磁気吸着されて移動しない。したがって、第１のシリンダ室Ｓａにおいては圧縮作用が行われない。

一方、第２のシリンダ室Ｓｂにおいては、第２のブレード１１ｂがばね部材１４の弾性力を受けて先端部が第２の偏心ローラ９ｂの周面に当接し、第２のシリンダ室Ｓｂを二分する。偏心ローラ９ｂの偏心移動にともなってシリンダ室Ｓｂの区画された一方の容積が減少し、吸込まれたガスが徐々に圧縮される。

ガスが所定圧まで上昇すると吐出弁機構が開放され、一旦吐出マフラに吐出された後、密閉容器１内に導かれ充満する。そして、高圧ガスは吐出管Ｐから凝縮器１７に導かれ、凝縮液化して液冷媒に変る。液冷媒は膨張装置１８に導かれて断熱膨張し、蒸発器１９において蒸発して、蒸発器１９を流通する空気から蒸発潜熱を奪う。

蒸発器１９で蒸発した冷媒がアキュームレータ２０に導かれて気液分離され、分離された低圧のガス冷媒がアキュームレータ２０から吸込み管Ｐａを介して第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂに導かれ、上述のような冷凍サイクルを構成する。
第１のシリンダ室Ｓａにおいて、圧縮作用が行われないことから休筒運転をなし、第２のシリンダ室Ｓｂにおいてのみ圧縮運転をなすことで、能力半減運転が行われることとなる。

全能力運転を選択すると、圧力切換え弁Ｋの電磁コイル２２が断電される。圧縮ばね２８の弾性力が磁性部材２６ａとスライダ２６に作用し、これらが押圧移動させられる。スライダ２６の先端部がストッパピン２９に衝止され、それ以上の移動が規制される。

図２（Ｂ）に示すように、段部２６ｂとスライダ用孔２５周面との隙間部分が、ブレード背室連通路３１と吐出連通路３３とに連通される。一方、吸込み連通路３０はスライダ２６の磁性部材２６ａ周面で閉成される。したがって、第１のブレード背室１０ａが圧力切換え弁Ｋを介して第１の吐出マフラ３２内部と連通されることとなる。

電動機部４に運転信号が送られ、回転軸５が回転駆動されて、第１、第２の偏心ローラ９ａ、９ｂはそれぞれのシリンダ室Ｓａ、Ｓｂ内で偏心回転を行う。第２のシリンダ６Ｂにおいてブレード１１ｂがばね部材１４に押圧付勢され、この先端縁が偏心ローラ９ｂ周壁に摺接して第２のシリンダ室Ｓｂ内を二分する。

低圧の冷媒ガスはアキュームレータ２０から吸込み管Ｐａに導かれるとともに、吸込み案内路と、分岐案内路を介して第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂに吸込まれる。第２のシリンダ室Ｓｂにおいては、上述したように圧縮作用が行われて高圧ガスが密閉容器１内に充満する。

高圧ガスの一部は第１の吐出マフラ３２内に侵入し、さらに吐出連通路３３とブレード背室連通路３１を介して第１のブレード背室１０ａに充満する。第１のブレード１１ａ先端部が低圧雰囲気下にあるが、後端部が高圧雰囲気下にあるので、先端部と後端部で差圧が生じる。後端部が高圧雰囲気なのでブレード１１ａは先端部側へ押圧付勢される。

回転軸５の回転にともなって第１の偏心ローラ９ａが偏心移動してくると、第１のブレード１１ａは第１の偏心ローラ９ａ周面に当接したまま、第１のブレード背室１０ａを往復移動する。第１のブレード１１ａは第１のシリンダ室Ｓａを二分し、よって圧縮作用が行われる。

高圧化したガスは第１の吐出マフラ３２内へ吐出され、一旦溜められてから密閉容器１内に導かれる。吐出マフラ３２内の高圧ガスの一部は吐出連通路３３に導かれ、ブレード背室連通路３１を介して第１のブレード背室１０ａに充満する。第１のブレード１１ａは継続して後端部が高圧雰囲気下になり、先端部と差圧が生じて圧縮作用が行われる。

このように、第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂにおいて同時に圧縮作用をなし、全能力運転をなす。そして、以上の多筒ロータリ式圧縮機Ｒを備えた冷凍サイクル装置であるから、冷凍サイクル効率の向上を得られる。

能力半減運転と全能力運転のいずれにおいても、第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂには、常に低圧の冷媒ガスがアキュームレータ２０から直接導かれ、この吸込み通路に弁類が全く存在しない構成である。
したがって、多気筒ロータリ式圧縮機Ｒに吸込みガスが導かれる途中で圧力損失の発生がなく、圧縮性能の向上化を得られる。

さらに、第１のシリンダ６Ａに設けられる第１のブレード背室１０ａは、上面開口部が主軸受７のフランジ部と閉塞板１２によって閉塞され、下面開口部は中間仕切り板２によって閉塞され密閉構造をなす。そして、圧力切換え弁Ｋの作用によって、第１のブレード背室１０ａには高圧ガスもしくは低圧ガスが導かれて充満する。

このことにより、第１のブレード１１ａは、先端部は勿論のこと、後端部においても、常にガス雰囲気となっている。
したがって、従来のような休筒運転をなす側のブレードの後端部が潤滑油に晒された状態で往復移動する構造のものと比較して、格段に流動抵抗が小さくなる。運転周波数が高い場合においても圧縮性能の低下を招くことなく、高性能化を得られる。

なお、上述の多気筒ロータリ式圧縮機Ｒにおいて、休筒運転をなす側の第１のブレード背室１０ａを完全密閉構造としたことで、ここで往復移動する第１のブレード１１ａの潤滑性を確保する必要が生じている。

図３は、第１のブレード１１ａ側面への給油構造を説明する図である。
上述したように、第１のブレード背室１０ａの上面開口部は主軸受７のフランジ部と閉塞板１２とで閉塞される。なお説明すると、主軸受７のフランジ部外形は円形状をなし、この形状に沿うよう閉塞板１２の端縁は円弧状に形成され、互いの周縁が密接状態にあって隙間が存在しない。

ただし、第１のブレード１１ａへの給油のために、ブレードが第１のシリンダ室Ｓａに最も突出した状態で、この両側面後端部と対向するブレード溝３５部位に、上下方向に亘って油溝３６が設けられるとともに、主軸受７フランジ部周縁に密接する閉塞板１２端縁で、両方の油溝３６に亘って対向するよう導油用切欠き（間隙部）３７が設けられる。

再び図１に示すように、第１の圧縮機構部３Ａの大部分は油溜り部１５の潤滑油中に浸漬されていて、主軸受７フランジ部と閉塞板１２も同様な状態となっている。そのため、再び図３に示すように、油溜り部１５の潤滑油が導油用切欠き３７から第１のブレード１１ａ上面と油溝３６上端部に浸入する。

潤滑油は流下して第１のブレード１１ａとブレード溝３５の両側面を部分的に濡らす。全能力運転時に第１のブレード１１ａがブレード溝３５に沿って往復移動すれば、油溝３６に導かれた潤滑油が第１のブレード１１ａとブレード溝３５の全面に広がり、第１のブレード１１ａの円滑な移動を保証する。

なお、上述の構成では主軸受７のフランジ部外形を円形状とし、この形状に沿うよう閉塞板１２の端縁を円弧状に形成したが、これに限定されるものではなく、主軸受７フランジ部の外形一部を切削して平坦状とし、ここに矩形状に形成した閉塞板１２を密接するようにしてもよい。

この場合は、導油用切欠きを油溝３６と連通する部位の２ヶ所を半円状に切欠き加工すればよく、上述のように両方の油溝３６に亘って対向するような導油用切欠き３７を設けことよりも、加工工数と加工時間の低減を得られ、主軸受７に対する閉塞板１２の位置決めが容易になる。
さらにまた、いずれにしても導油用切欠き３７は閉塞板１２に設ける代りに、主軸受７のフランジ部に設けるようにしてもよい。

図４は、第２の実施の形態における多気筒ロータリ式圧縮機Ｒａの概略の縦断面図であり、先に図１で説明した冷凍サイクル装置の構成は省略してある。そして、図１で説明した構成部品と同一のものについては同番号を付して新たな説明を省略する。

この実施の形態では、第１のシリンダ室Ｓａにおいて通常の圧縮運転をなし、第２のシリンダ室Ｓｂにおいて休筒運転が可能のように構成される。具体的には、第２のシリンダ室Ｓｂにブレード溝を介して連通する第２のブレード背室１０ｂは、上面開口部が中間仕切り板２Ａで閉塞され、下面開口部が副軸受８の周面一部に突設される閉塞用突部８ａによって閉塞される。

アキュームレータ２０から多気筒ロータリ式圧縮機Ｒａに延出される吸込み管Ｐａが密閉容器１を貫通し、中間仕切り板２Ａに設けられる吸込み連通路に接続する。この吸込み連通路は中間仕切り板２Ａ内部で二股状に分岐して第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂとに連通することは変りがない。

圧力切換え機構（圧力切換え手段）Ｋａとして、上記吸込み管Ｐａと密閉容器１とを連通するとともに、中途部に三方切換え弁４０が設けられた連通管４１と、一端部が上記三方切換え弁４０を介して連通管４１と連通する案内管４２を備えている。

上記連通管４１の密閉容器１接続部は、油溜り部１５の潤滑油油面の上方であって、電動機部４下端との間に設けられている。したがって、密閉容器１から連通管４１へ、密閉容器１内に充満する高圧ガスが導かれ、あるいは吸込み管Ｐａから連通管４１へ、アキュームレータ２０で気液分離された低圧の冷媒ガスが導かれることとなる。

上記案内管４２の他端部は密閉容器１を貫通して、中間仕切り板２Ａに設けられるブレード背室連通路４３に接続される。このブレード背室連通路４３は第２のブレード背室１０ｂに連通する。第２のブレード背室１０ｂにおける周面には、第２のブレード１１ｂが当接した状態でこれを磁気吸着する永久磁石１３が設けられることは変りがない。

このようにして構成されていて、第２のシリンダ室Ｓｂで休筒運転をなすには、三方切換え弁４０を切換えて、吸込み管Ｐａから連通管４１を介して案内管４２へ低圧の冷媒ガスが導かれるようにする。第２のブレード背室１０ｂには低圧の冷媒ガスが充満する一方で、吸込み管Ｐａから第２のシリンダ室Ｓｂへ低圧の冷媒ガスが導かれる。

したがって、第２のブレード１１ｂの先端部と後端部とが同じ低圧雰囲気となって差圧が生じない。第２のシリンダ室Ｓｂでは圧縮運転が行われず、第１のシリンダ室Ｓａのみで圧縮運転をなすので、能力半減運転となる。

第２のシリンダ室Ｓｂで圧縮作用をなすには、三方切換え弁４０を切換えて、連通管４１から案内管４２へ密閉容器１内に充満する高圧の冷媒ガスを導くようにする。第２のブレード背室１０ｂには高圧の冷媒ガスが充満する一方で、第２のシリンダ室Ｓｂには吸込み管Ｐａから低圧の冷媒ガスが導かれる。

したがって、第２のブレード１１ｂの先端部と後端部とで差圧を生じ、ブレード１１ｂが往復移動して第２のシリンダ室Ｓｂで圧縮運転が行われる。第１のシリンダ室Ｓａでも圧縮運転をなすので、全能力運転となる。
上記第１の実施の形態における圧力切換え弁Ｋと比較して、第２の実施の形態における圧力切換え機構Ｋａでは三方切換え弁４０を用いるところから、ある程度の圧力損失が生じることは避けられない。

ただし、極く簡素な構成であり、組立も容易であるので、廉価に提供できる利点がある。当然ながら、圧力切換え機構Ｋａの代用として上述の圧力切換え弁Ｋを備え、吐出マフラ３２ｂから第２のブレード背室１０ｂに高圧ガスを導くようにしてもよい。
ここでの特徴として、第２のブレード背室１０ｂに連通するブレード溝３５ｂに、先に図３で説明したような油溝３６が設けられるとともに、第２のシリンダＳｂの上面と下面に、上記油溝３６と連通する油案内経路４４，４５が設けられている。

図５は、第２の実施の形態における第２のシリンダ６Ｂでの上面側の油案内経路４４を説明する図であり、図６は、同実施の形態における第２のシリンダ６Ｂでの下面側の油案内経路４５を説明する図である。

たとえば図５に示すように、第２のシリンダ６Ｂの上面に円環状の油案内経路４４が設けられる。この油案内経路４４は第２のブレード背室１０ｂの周囲を囲むように設けられていて、円環状の端部は上記油溝３６に連通する。さらに、油案内経路４４の一部は、破線で示す中間仕切り板２Ａの端面から外方へ突出している。

実際に油案内経路４４の加工にあたって、歯先が円環状に形成された加工刃具を用いることとなり、加工刃具の軸芯は動かさずに回転することだけですむ。より短時間で加工でき、コストに良影響を得る。

中間仕切り板２Ａの端面から外方は油溜り部１５の潤滑油が満たされていて、中間仕切り板２Ａの端面から突出する油案内経路４４の部分から潤滑油が導かれ、第２のシリンダ６Ｂ上面と中間仕切り板２Ａとの間に浸入して油溝３６に導かれる。第２のブレード１１ｂが往復移動すれば、ブレード溝３５との摺接面に給油がなされる。

また図６に示すように、第２のシリンダ６Ｂの下面においては、一端部が油溝３６と連通するように、左右方向に直状の油案内経路４５，４５が設けられる。これら油案内経路４５の他端部は、図に破線で示す副軸受８の周端面から外方へ突出するよう設けられる。

副軸受８の周端面から外方は油溜り部１５の潤滑油に晒されていて、周端面から突出する油案内経路４５，４５の端部から潤滑油が導かれ、第２のシリンダ６Ｂ下面と副軸受８との間に侵入して油溝３６，３６に導かれる。第２のブレード１１ｂが往復移動すれば、ブレード溝３５との摺接面に給油がなされる。

なお、以上の構成とは相違し、油案内経路４５，４５を中間仕切り板２Ａや副軸受８に設けて、第２のシリンダ６Ｂのブレード溝３５に設けられる油溝３６と連通する構成が考えられる。

しかしながら、中間仕切り板２Ａと第２のシリンダ６Ｂおよび副軸受８を順次組立てていくと、公差分のズレが生じ易い。そのため、油案内経路４５から油溝３６への給油量にバラツキが生じ、極端な場合は休筒運転時にブレードとブレード溝とのクリアランスを通じて第２のブレード背室１０ｂに潤滑油が過大にリークし、性能低下を招く虞れがある。

第２の実施の形態における構成を採用すれば、第２のシリンダ６Ｂに油溝３６と油案内経路４４、４５を設けることとなり、構成部品の組立時におけるズレの発生がなく、ブレード溝３５への給油量のバラツキを抑えて高い信頼性を確保でき、高圧縮性能に繋げられる。

さらに、本発明は上述した実施の形態そのままに限定されるものではなく、実施段階ではその要旨を逸脱しない範囲で構成要素を変形して具体化できる。そして、上述した実施の形態に開示されている複数の構成要素の適宜な組合せにより種々の発明を形成できる。

１…密閉容器、４…電動機部、３Ａ…第１の圧縮機構部、３Ｂ…第２の圧縮機構部、１５…油溜り部、２…中間仕切り板、Ｓａ…第１のシリンダ室、Ｓｂ…第２のシリンダ室、３５…ブレード溝、１０ａ…第１のブレード背室、１０ｂ…第２のブレード背室、６Ａ…第１のシリンダ、６Ｂ…第２のシリンダ、ａ…第１の偏心部、ｂ…第２の偏心部、５…回転軸、９ａ…第１の偏心ローラ、９ｂ…第２の偏心ローラ、１１ａ…第１のブレード、１１ｂ…第２のブレード、１４…ばね部材（弾性体）、３２…吐出マフラ、Ｋ…圧力切換え弁（圧力切換え手段）、３６…油溝、７…主軸受、１２…閉塞板、３７…導油用切欠き（間隙部）、４４，４５…油案内経路、Ｒ…多気筒ロータリ式圧縮機、１７…凝縮器、１８…膨張装置、１９…蒸発器。

Claims (3)

1. 密閉容器内に電動機部と圧縮機構部とを収容し、密閉容器内底部に潤滑油を集溜する油溜り部を備え、
   上記圧縮機構部は、
   中間仕切り板を介在して設けられ、それぞれの内径部に低圧ガスが導入されるシリンダ室が形成されるとともに、これらシリンダ室にブレード溝を介して連通するブレード背室が設けられる第１のシリンダおよび第２のシリンダと、
   上記第１のシリンダと第２のシリンダにおけるそれぞれのシリンダ室に収容される偏心部を有し、上記電動機部に連結される回転軸と、
   上記回転軸の偏心部に嵌合され、回転軸の回転にともなって上記シリンダ室内でそれぞれ偏心移動する偏心ローラと、
   上記ブレード溝に移動自在に収容され、上記偏心ローラ周壁に先端部が当接した状態でシリンダ室を区画するブレードとを具備し、
   上記第１のシリンダと第２のシリンダに設けられるブレード背室のいずれか一方は、ブレードの後端部に弾性力を付与して、ブレード先端部を偏心ローラ周壁に接触させ、回転軸の回転にともなって常時、シリンダ室で圧縮作用を行わせる弾性体を備え、
   ブレード背室のいずれか他方は、密閉構造となすとともに、常時圧縮作用をなす上記シリンダ室から吐出マフラに吐出された高圧ガスの一部を導いてブレードの後端部に高圧を付与し、ブレード先端部を偏心ローラ周壁に当接させて回転軸の回転にともないシリンダ室で圧縮作用を行わせる、もしくは低圧ガスを導いてブレード先端部を偏心ローラ周壁から離間保持させる圧力切換え手段を備え、
   上記圧力切換え手段が切換え動作するブレード背室と連通するブレード溝のブレード摺接面に、上記油溜り部の潤滑油を導く油溝を備え、
   上記圧力切換え手段が切換え動作するブレード背室は、開口面が上記回転軸を枢支する軸受と閉塞板および上記中間仕切り板によって塞がれて密閉構造となし、
   少なくとも、上記軸受と閉塞板との間に、上記油溜り部の潤滑油を上記油溝に導く間隙部を備えた
   ことを特徴とする多気筒ロータリ式圧縮機。
2. 上記第１のシリンダと第２のシリンダのいずれかは、上記油溝と連通する油案内経路を備えた
   ことを特徴とする請求項１記載の多気筒ロータリ式圧縮機。
3. 請求項１ないし請求項２のいずれかに記載の多気筒ロータリ式圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器を備えて冷凍サイクルを構成する
   ことを特徴とする冷凍サイクル装置。

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