JP5481298B2 - 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。

冷凍サイクル装置では、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、複数のシリンダ室で同時に圧縮作用を行う全能力運転と、一方のシリンダ室で圧縮作用をなし、他方では圧縮作用を停止して、圧縮仕事を低減する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］に開示される多気筒圧縮機（容量可変型ロータリ圧縮機）は、シリンダ内で偏心回転するローラ（ローリングピストン）と、ローラに当接してシリンダ室を吸込み室（吸入室）と圧縮室とに区画するブレード（ベーン）と、ブレードの後方にブレード背室（ベーン圧力チャンバ）を備え、ブレード背室に吐出圧または吸込み圧を供給することにより、ブレードの動作を拘束または解除する圧力制御ユニットを構成している。

ブレード背室に吸込み圧（低圧）を導くと、シリンダ内が低圧であるので、ブレードの先端部と後端部とで差圧が生じない。したがって、シリンダ室では圧縮運転が行われない。ブレード背室に吐出圧（高圧）を導くと、ブレードの先端部が低圧で後端部が高圧になり、ブレードに差圧による力が生じ、ブレードはローラに押圧付勢される。したがって、シリンダ室で圧縮運転が行われることとなる。

特表２００８−５２４５１５号公報

ところで、上記［特許文献１］においては、下部側シリンダに対して、上部にある中間仕切り板（中間ベアリング）と、下部にある副軸受（ベアリング）とを締結することにより、ブレード背室の圧力漏れを防止する圧力漏れ防止用締結ユニットを備えている。
具体的には、中間仕切り板と副軸受は、シリンダの内径より大きく、外径より小さい円板状の胴部と、この胴部の一側から半円形状に延設されてブレード背室を閉塞（覆蓋）する延長部とを備えている。これら延長部とシリンダとを部分締結ボルトで締結することにより、ブレード背室からの圧力漏れを防止する。

しかるに、中間仕切り板と軸受は、以上のような変形の外形を有し、製作に手間がかかる。なお、中間仕切り板の内径孔は、組立時にローラが嵌め込まれる回転軸の偏心部が挿通するだけの径があればよいので加工精度は必要ないが、回転軸の一部を枢支する軸受の内径孔は回転軸を芯振れの無いよう枢支しなければならず、高い加工精度を必要とする。

特に、軸受の内径孔加工時に、変形した外形であるので正確な芯出しをなすためのチャック固定が困難であるとともに、回転アンバランスが発生して仕上がり寸法精度が悪化する。軸受の外形を延長部頂点まで伸ばし、単なる円形状とすれば上記悪条件を除去できるが、その反面、材料費がかかり、重量の増大化を招くなどの不具合をともなう。

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、複数のシリンダを備え圧縮能力可変をなす前提で、軸受の小型化による部品費の低減化と、製造性および加工精度の向上化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、密閉ケース内に回転軸を介して連結する電動機部と圧縮機構部を収容する。
上記圧縮機構部は、中間仕切り板を介在して第１のシリンダおよび第２のシリンダを設け、これらシリンダの内径部に低圧ガスを導入するシリンダ室を形成し、各シリンダ室にブレード溝を介してブレード背室を設ける。
上記回転軸は、各シリンダ室に収容される偏心部を有し、この偏心部に回転軸の回転にともなってシリンダ室内で偏心回転するローラを嵌合し、ブレード溝に移動自在にブレードを収容する。ブレードの先端部は、ローラ周壁に当接した状態でシリンダ室を二室に区画する。
第１のシリンダと第２のシリンダにおけ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、ブレード先端部をローラ周壁に接触させる弾性体を備える。いずれか他方のブレード背室は、シリンダの軸受側端面に取付け、軸受とは別部品である閉塞部材と中間仕切り板によって閉塞する。
この閉塞部材に、高圧と低圧を切換えて供給する圧力制御用配管を接続し、この圧力制御用配管とブレード背室とを連通する案内通路を設けてなる。
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、軸受の小型化による部品費の低減化と、製造性および加工精度の向上化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できる。

本発明における第１の実施形態に係る、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の実施形態に係る、多気筒ロータリ式圧縮機の要部の分解斜視図。 同第１の実施形態に係る、図１におけるＡ矢視図。 同第１の実施形態に係る、多気筒ロータリ式圧縮機とアキュームレータの一部を省略した側面図。 本発明における第２の実施形態に係る、多気筒ロータリ式圧縮機とアキュームレータの一部を省略した側面図。 本発明における第３の実施形態に係る、多気筒ロータリ式圧縮機における潤滑油の収容量を説明する図。 本発明における第４の実施形態に係る、多気筒ロータリ式圧縮機における潤滑油の収容量を説明する図。 本発明における第５の実施形態に係る、互いに異なる構成の多気筒ロータリ式圧縮機の一部を省略した図。 本発明における第６の実施形態に係る、多気筒ロータリ式圧縮機における圧縮機構部を拡大した縦断面図。 本発明の実施形態に係る、多気筒ロータリ式圧縮機における回転数に対する差圧の特性から吐出弁の割れ現象の検討結果を表す図。 本発明の実施形態に係る、偏心部摺動長さ／偏心部軸径に対する偏心部摺動損失の特性図。 本発明の実施形態に係る、偏心部摺動長さ／偏心部軸径に対する総合効率の特性図。 本発明における第７の実施形態に係る、多気筒ロータリ式圧縮機の一部を省略した図。 本発明の実施の形態に係る、冷凍サイクル装置の概略の冷凍サイクル構成図であり、全能力運転を選択した場合の冷凍サイクルと、能力半減運転を選択した場合の冷凍サイクル。 本発明における第８の実施形態に係る、冷凍サイクルは省略した多気筒ロータリ式圧縮機の概略構成図。 上記第８の実施形態の変形例に係る、冷凍サイクルは省略した多気筒ロータリ式圧縮機の概略構成図。 上記第８の実施形態に係る、密閉ケースに対する圧力制御用配管と、第１、第２の吸込み管の、互いに異なる挿通位置を概略的に説明する図。 上記第８の実施形態の変形例に係る、密閉ケースに対する圧力制御用配管と、第１、第２の吸込み管の、互いに異なる挿通位置を概略的に説明する図。

以下、本発明の実施形態を、図面にもとづいて説明する。
図１は、第１の実施形態に係る、多気筒ロータリ式圧縮機Ｃの概略の断面構造と、この多気筒ロータリ式圧縮機Ｃを備えた冷凍サイクル装置Ｒの冷凍サイクル構成を示す図である。

はじめに多気筒ロータリ式圧縮機Ｃから説明すると、１は密閉ケースであって、この密閉ケース１内の下部には圧縮機構部３が設けられ、上部には電動機部４が設けられる。上記電動機部４と圧縮機構部３は、回転軸５を介して一体に連結される。
上記圧縮機構部３は、上部側に第１のシリンダ６Ａを備え、下部側に第２のシリンダ６Ｂを備えている。第１のシリンダ６Ａの上端面に主軸受７Ａが取付け固定され、第２のシリンダ６Ｂの下端面に副軸受７Ｂが取付け固定される。これら第１のシリンダ６Ａと第２のシリンダ６Ｂとの間には中間仕切り板２が介設される。

上記回転軸５は、各シリンダ６Ａ、６Ｂ内部を貫通していて、略１８０°の位相差で同一直径の第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の周面に第１のローラ９ａが嵌合され、第２の偏心部ｂの周面に第２のローラ９ｂが嵌合される。

上記第１のシリンダ６Ａの内径部は、主軸受７Ａと中間仕切り板２によって覆われていて、第１のシリンダ室Ｓａが形成される。上記第２のシリンダ６Ｂの内径部は、中間仕切り板２と副軸受７Ｂによって覆われていて、第２のシリンダ室Ｓｂが形成される。
第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂは互いに同一直径および高さ寸法に形成される。そして、上記ローラ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なるように、それぞれローラ９ａ、９ｂがシリンダ室Ｓａ，Ｓｂに収容される。

上記主軸受７Ａには二重に重ねられた吐出マフラ８ａが取付けられていて、主軸受７Ａに設けられる吐出弁機構を覆っている。それぞれの吐出マフラ８ａには吐出孔ｄが設けられる。上記副軸受７Ｂには一重の吐出マフラ８ｂが取付けられていて、副軸受７Ｂに設けられる吐出弁機構を覆う。この吐出マフラ８ｂには吐出孔が設けられていない。

上記主軸受７Ａに設けられる吐出弁機構は第１のシリンダ室Ｓａに対向していて、圧縮作用にともない室内圧力が所定圧力になったとき開放してガスを吐出マフラ８ａ内に吐出する。上記副軸受７Ｂに設けられる吐出弁機構は第２のシリンダ室Ｓｂに対向していて、室内圧力が所定圧力になったとき開放してガスを吐出マフラ８ｂ内に吐出する。

副軸受７Ｂと、第２のシリンダ６Ｂと、中間仕切り板２と、第１のシリンダ６Ａおよび主軸受７Ａとに亘って吐出ガス案内路が設けられる。この吐出ガス案内路は、第２のシリンダ室Ｓｂから吐出弁機構を介して下部側吐出マフラ８ｂに吐出された高圧ガスを、上部側の二重吐出マフラ８ａ内に案内する。
上記密閉ケース１の内底部には、潤滑油を集溜する油溜り部１４が形成される。図１において、上記主軸受７Ａ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、圧縮機構部３のほとんど全部が上記油溜り部１４の潤滑油中に浸漬されている。

図２は、同第１の実施形態に係る、上記圧縮機構部３の一部を分解して示す斜視図であり、要部のみ示し、詳細は省略している。
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１０ａを介して連通する第１のブレード背室１１ａが設けられ、上記ブレード溝１０ａには第１のブレード１２ａ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１０ｂを介して連通する第２のブレード背室１１ｂが設けられ、上記ブレード溝１０ｂには第２のブレード１２ｂが移動自在に収容される。
第１、第２のブレード１２ａ、１２ｂそれぞれの先端部は平面視で略円弧状に形成されており、対向するシリンダ室Ｓａ、Ｓｂに突没できる。また、各ブレード１２ａ、１２ｂそれぞれの後端部は、対向するブレード背室１１ａ、１１ｂに突没できるよう寸法設定されている。

ブレード１２ａ、１２ｂ先端部が対向するシリンダ室Ｓａ、Ｓｂに突出した状態で、この先端部は平面視で円形状の上記第１、第２のローラ９ａ、９ｂ周壁に、回転角度にかかわらず線接触する。
上記第１のシリンダ６Ａには、第１のブレード背室１１ａと、このシリンダ６Ａの外周面とを連通する横孔ｆが設けられ、弾性体であるばね部材１３が収容される。ばね部材１３は第１のブレード１２ａの後端部端面と密閉ケース１内周壁との間に介在され、第１のブレード１２ａに弾性力（背圧）を付与する。

図３は、図１におけるＡ矢視図であり、第２のシリンダ６Ｂ一部の下面図でもある。
第２のシリンダ６Ｂにおける第２のブレード背室１１ｂは、副軸受７Ｂのフランジ部周端から外方へ突出した位置に設けられ、そのままでは上下面が開口され密閉ケース１内に開放する。

しかしながら、第２のブレード背室１１ｂの上面開口部は、図１に示すように第２のシリンダの上端面に取付けられる中間仕切り板２によって覆われ、下面開口部は、図１および図３に示す閉塞部材１５によって覆われる。したがって、第２のブレード背室１１ｂの上下面開口部は中間仕切り板２と閉塞部材１５とで閉塞され、密閉構造をなす。
上記閉塞部材１５は、鋳鉄材で形成されるもしくは、ＳＭＦ３種（鉄−炭素系焼結合金）もしくは、ＳＭＦ４種（鉄−炭素−銅系焼結合金）で形成されていて、いずれも複雑な内部構造を金型成形により確実に製造できる素材が選択される。

特に図３に示すように、上記閉塞部材１５の側端面は副軸受７Ｂのフランジ部周端面に沿うよう形成され、この側端面と対向する側端面の一部は突出していて、圧力制御用配管１６が接続される。さらに閉塞部材１５には、圧力制御用配管１６の接続部から第２のブレード背室１１ｂに亘って案内通路１７が設けられる。
換言すれば、第２のブレード背室１１ｂは中間仕切り板２と閉塞部材１５によって密閉構造をなしているが、閉塞部材１５の案内通路１７を介して圧力制御用配管１６と連通している。

上記圧力制御用配管１６は、後述するブレード背圧制御機構Ｋの一部を構成している。このブレード背圧制御機構Ｋは、第２のブレード背室１１ｂに高圧ガス（吐出圧）もしくは低圧ガス（吸込み圧）を選択して導き、第２のブレード１２ｂの後端部に対する背圧の圧力切換えを制御するものである。

再び図１に示すように、多気筒ロータリ式圧縮機Ｃを構成する密閉ケース１の上端部には、吐出管Ｐが接続される。この吐出管Ｐは、凝縮器２０と、膨張装置２１を介して蒸発器２２に接続される。上記蒸発器２２には吸込み管Ｐａが接続され、この吸込み管Ｐａはアキュームレータ２３を介して多気筒ロータリ式圧縮機Ｃに接続される。
すなわち、以上説明した多気筒ロータリ式圧縮機Ｃと、凝縮器２０と、膨張装置２１と、蒸発器２２およびアキュームレータ２３を順次配管接続することで、冷凍サイクル装置Ｒが構成される。

上記多気筒ロータリ式圧縮機Ｃにおいて上記吸込み管Ｐａは、密閉ケース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２５が設けられる。この吸込み案内路２５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２３と、多気筒ロータリ式圧縮機Ｃ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、連通状態にある。

つぎに、上記ブレード背圧制御機構Ｋについて詳述する。
上記閉塞部材１５の案内通路１７に接続される圧力制御用配管１６は密閉ケース１周壁を貫通し、密閉ケース１の側壁に沿って立ち上がり形成される。この圧力制御用配管１６の密閉ケース１に対する挿通位置と、アキュームレータ２３から延出される吸込み管Ｐａの密閉ケース１に対する挿通位置は以下のように設定される。

図４は、同第１の実施形態に係る、密閉ケース１に対する圧力制御用配管１６および吸込み管Ｐａの貫通位置を説明する図である。
上記密閉ケース１は平面視で円形状をなしていて、この円周方向における同一軸位置に揃えられた状態で、圧力制御用配管１６と吸込み管Ｐａが挿通されている。

すなわち、吸込み管Ｐａが中間仕切り板２に接続され、圧力制御用配管１６が第２のシリンダ６Ｂの下端面に取付けられる閉塞部材１５に接続されるので、圧力制御用配管１６の挿通部ｇが下部にあり、この直上部に吸込み管Ｐａの挿通部ｈがある。いずれの挿通部ｇ、ｈにおいても、液漏れもしくはガス漏れの無いようロー付け加工がなされている。

圧力制御用配管１６の直径は吸込み管Ｐａの直径より小さく、アキュームレータ２３の直径よりさらに小さい。密閉ケース１から突出した圧力制御用配管１６が、その位置で立ち上り形成すると吸込み管Ｐａもしくはアキュームレータ２３に当接してしまう。また、アキュームレータ２３から外れるよう大きく延ばすと、見栄えが悪く材料費がかかる。

そこで、図４に示すように、圧力制御用配管１６は密閉ケース１から突出した直後位置で、吸込み管Ｐａとアキュームレータ２３との接触を避けるよう、斜めに折曲される。圧力制御用配管１６はアキュームレータ２３の側壁面と接触しつつ、この上方部位に延出される。
図１にも示すように、圧力制御用配管１６のアキュームレータ２３側壁面との接触部位には取付け金具２６が設けられていて、圧力制御用配管１６の上下方向略中間部を固定支持している。

再び図１に示すように、圧力制御用配管１６の上端部は、密閉ケース１とアキュームレータ２３の上端部よりも上方位置に設けられる圧力切換え弁（圧力切換え手段）２７に接続される。上記圧力切換え弁２７は、冷暖房運転の切換えが可能なヒートポンプ式冷凍サイクルを備えた空気調和機に用いられる四方切換え弁を流用して、コストの抑制を図る。

圧力切換え弁２７の第１のポートｐａには密閉ケース１と凝縮器２０とを連通する吐出管Ｐから分岐される第１の分岐管（高圧管）２８が接続され、第２のポートｐｂには上記圧力制御用配管１６が接続され、第３のポートｐｃには蒸発器２２とアキュームレータ２３とを連通する吸込み管Ｐａから分岐される第２の分岐管（低圧管）２９が接続される。

第４のポートｐｄは、栓体３０で閉塞される。内部に収容される弁体３１は、図に示すように第３のポートｐｃと第４のポートｐｄとを連通する位置と、一点鎖線で示すように第２のポートｐｂと第３のポートｐｃとを連通する位置に電磁的に切換え操作される。なお、第１のポートｐａは常時開放され、第４のポートｐｄは常時閉塞される。

したがって、図１の状態では第１のポートｐａと第２のポートｐｂとが直接連通し、弁体３１を介して第３のポートｐｃと第４のポートｐｄとが連通する。ただし、第４のポートｐｄは栓体３０で閉塞されているので、第１のポートｐａと第２のポートｐｂとの連通だけが残る。

図１に一点鎖線で示す位置に弁体３１が移動すると、弁体３１を介して第２のポートｐｂと第３のポートｐｃとが連通し、第１のポートｐａと第４のポートｐｄが直接連通する。同様に、第４のポートｐｄは栓体３０で閉塞されているので、第２のポートｐｂと第３のポートｐｃとの連通だけが残る。

上記圧力切換え弁２７は、通常のヒートポンプ式空気調和機を構成する冷凍サイクルに用いられる標準品である四方切換え弁を流用したが、この四方切換え弁に代って複数の開閉弁を組合せても同様の作用効果を得られる。
このようにして、ブレード背圧制御機構Ｋは、圧力切換え弁２７と、この圧力切換え弁２７に接続される圧力制御用配管１６と、第１の分岐管２８および第２の分岐管２９とから構成される。そして、後述するように閉塞部材１５を介して第２のブレード背室１１ｂに高圧と低圧を切換えて導き、第２のブレード１２ｂに背圧を付与することができる。

上記した多気筒ロータリ式圧縮機Ｃと、この多気筒ロータリ式圧縮機Ｃを備えて冷凍サイクルを構成する冷凍サイクル装置Ｒにおいては、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、ブレード背圧制御機構Ｋを構成する圧力切換え弁２７の弁体３１が、図１に一点鎖線で示すように切換えられ、第２のポートｐｂと第３のポートｐｃが連通する。したがって、蒸発器２２から第２の分岐管２９と圧力切換え弁２７を介して圧力制御用配管１６と、第２のブレード背室１１ｂに連通される。

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１のシリンダ６Ａにおいてブレード１２ａがばね部材１３に押圧付勢され、この先端部がローラ９ａ周壁に摺接して第１のシリンダ室Ｓａ内を二分する。

低圧の冷媒ガスはアキュームレータ２３から吸込み管Ｐａに導かれるとともに、吸込み案内路２５と、２つの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。
さらに、ブレード背圧制御機構Ｋにより蒸発器２２から導出される低圧の冷媒ガスの一部が、第２の分岐管２９、圧力切換え弁２７、圧力制御用配管１６、閉塞部材１５の案内通路１７を介して第２のブレード背室１１ｂに導かれ、第２のブレード１２ｂに低圧の背圧を付与する。

第２のシリンダ室Ｓｂに対向する第２のブレード１２ｂ先端部が低圧雰囲気下にあり、第２のブレード背室１１ｂに対向する第２のブレード１２ｂ後端部も低圧雰囲気下にあって、このブレード１２ｂ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２のローラ９ｂが偏心移動してくると、第２のブレード１２ｂは第２のローラ９ｂに蹴られる。第２のブレード１２ｂの後端部が第２のブレード背室１１ｂの周壁に当接し、先端部はシリンダ室Ｓｂ内へは突出せず、そのままの位置を保持する。したがって、第２のシリンダ室Ｓｂおいては圧縮作用が行われない。

なお、第２のブレード１２ｂの後端部を第２のブレード背室１１ｂ周壁に確実に固定するため、ブレード背室１１ｂ周壁に永久磁石を取付けるとよい。第２のブレード１２ｂは磁性材料から形成し、永久磁石が磁気吸着することで上記状態を得る。第２のブレード１２ｂに高圧の背圧がかかれば、ブレード１２ｂは永久磁石から容易に離れる。

一方、第１のシリンダ室Ｓａにおいては、第１のブレード１２ａがばね部材１３の弾性力を受けて先端部が第１のローラ９ａの周壁に当接し、第１のシリンダ室Ｓａを圧縮室と吸込み室に二分する。ローラ９ａの偏心移動にともなってシリンダ室Ｓａの圧縮室の容積が減少し、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、吐出マフラ８ａ，８ｂに吐出された後、密閉ケース１内に充満する。高圧ガスは密閉ケース１から吐出管Ｐを介して凝縮器２０に導かれ、凝縮液化して液冷媒に変る。液冷媒は膨張装置２１で断熱膨張し、蒸発器２２で蒸発して、ここを流通する空気から蒸発潜熱を奪い冷凍作用をなす。

蒸発器２２で蒸発し低圧化したガス冷媒が吸込み管Ｐａを介してアキュームレータ２３に導かれて気液分離され、分離されたガス冷媒がアキュームレータ２３から第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２のシリンダ室Ｓｂにおいて圧縮作用が行われず（休筒運転）、第１のシリンダ室Ｓａにおいてのみ圧縮運転をなすことで、能力半減運転となる。

全能力運転を選択すると、圧力切換え弁２７の弁体３１が図１に示す実線の位置に切換えられ、第１のポートｐａと第２のポートｐｂが連通する。したがって、吐出管Ｐと第１の分岐管２８が圧力切換え弁２７を介して圧力制御用配管１６と連通され、さらに閉塞部材１５から第２のブレード背室１１ｂに連通される。

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１のシリンダ６Ａにおいてブレード１２ａがばね部材１３に押圧付勢され、この先端縁がローラ９ａ周壁に摺接して第１のシリンダ室Ｓａ内を二分する。

低圧の冷媒ガスはアキュームレータ２３から吸込み管Ｐａに導かれるとともに、吸込み案内路２５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１のシリンダ室Ｓａ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ケース１内に充満する。

そして、密閉ケース１内に充満する高圧の冷媒ガスが吐出管Ｐに吐出されて上述した冷凍サイクルを循環する一方で、高圧ガスの一部は第１の分岐管２８から圧力切換え弁２７、圧力制御用配管１６、閉塞部材１５の案内通路１７から第２のブレード背室１１ｂに導かれて充満し、第２のブレード１２ｂに高圧の背圧を付与する。

第２のブレード１２ｂ先端部が第２のシリンダ室Ｓｂに対向して低圧雰囲気下にあるが、後端部が第２のブレード背室１１ｂに対向して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。第２のブレード１２ｂは高圧の背圧を受けて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２のローラ９ｂが偏心移動してくると、第２のブレード１２ｂの先端部が第２のローラ９ｂ周面に当接したまま、ブレード溝１０ｂを往復移動する。第２のブレード１２ｂは第２のシリンダ室Ｓｂを圧縮室と吸込み室とに二分し、圧縮作用が行われる。
したがって、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、全能力運転が行われることとなる。

このように休筒運転をなす側の第２のシリンダ室Ｓｂとブレード溝１０ｂを介して連通する第２のブレード背室１１ｂは、副軸受７Ｂの下端面に取付けられる閉塞部材１５によって閉塞される。
上記副軸受７Ｂは、第２のブレード背室１１ｂを閉塞するための半円形状のフランジ部を突設する必要がなく、円形状の胴部のままでよい。したがって、副軸受７Ｂに回転軸５を枢支する内径孔を加工するにあたって、チャック固定が容易となり、高い芯出し精度を得られる。内径孔の仕上がり精度が高くなり、外形に突出部がないから小型化する。

なお、閉塞部材１５に圧力制御用配管１６を接続することにより、中間仕切り板２、シリンダ６Ａ，６Ｂまたは軸受７Ａ，７Ｂに圧力制御用配管１６を接続する場合に比べ、圧力制御用配管１６の径や接続位置の自由度が向上する。
その結果、圧力制御用配管１６と吸込み管Ｐａとの距離をとることができ、それぞれの密閉ケース１に対する溶接固定作業が容易になり、製造性や信頼性の高い多気筒ロータリ式圧縮機Ｃを提供できる。

上記吸込み管Ｐａと圧力制御用配管１６との密閉ケース１に対する挿通位置を、密閉ケース１の径方向において同一位置に揃えたから、密閉ケース１に対して吸込み管Ｐａと圧力制御用配管１６を同一方向から取付けることができ、組立性が向上する。
そして、上記吸込み管Ｐａと圧力制御用配管１６が密閉ケース１の径方向において同位相にあるため、溶接固定の自動化が容易になり、製造性の向上を得られる。

上記圧力制御用配管１６を、取付け金具２６を介してアキュームレータ２３に取付け固定したから、圧力制御用配管１６とアキュームレータ２３から延出される吸込み管Ｐａを同時に密閉ケース１に取付け固定でき、製造性が向上する。また、取付け後の圧力制御用配管１６の変形や振動を防ぐことができ、高品質の多気筒ロータリ式圧縮機Ｃを得る。

上記圧力制御用配管１６は、アキュームレータ２３に取付け固定するばかりでなく、以下に述べるようにしてもよい。
図５は、第２の実施形態に係る、密閉ケース１とアキュームレータ２３の側面図である。

図５に示すように、ある程度の柔軟性を有する金属片からなる取付け金具２６Ａが、圧力制御用配管１６と吸込み管Ｐａとに巻装されたうえで、適宜、ロー付け等の手段で固定される。したがって、取付け金具２６Ａの剛性をもって圧力制御用配管１６は吸込み管Ｐａに取付け固定される。

この場合も、吸込み管Ｐａと圧力制御用配管１６との密閉ケース１に対する挿通位置を、密閉ケース１の径方向において同一に揃えていて、密閉ケース１に対して吸込み管Ｐａと圧力制御用配管１６を同一方向から取付けることができ、組立性が向上する。
そして、圧力制御用配管１６とアキュームレータ２３から延出される吸込み管Ｐａを同時に密閉ケース１に取付け固定でき、製造性が向上する。取付け後の圧力制御用配管１６の変形や振動を防ぐことができ、高品質の多気筒ロータリ式圧縮機Ｃを得られる。

上記閉塞部材１５を、鋳鉄材もしくは、ＳＭＦ３種もしくは、ＳＭＦ４種で形成したから、第２のブレード背室１１ｂと圧力制御用配管１６とを連通する案内通路１７を金型成形により製造できる。

すなわち、閉塞部材１５の素材を選択したことにより、閉塞部材１５に設けられる案内通路１７形状が複雑化しても安価に形成でき、閉塞部材１５における圧力制御用配管１６の接続位置を自由に設計できる。また、第２のブレード１２ｂの閉塞部材１５に対する摺動性を良好に保ち、摩耗や焼付けを防止して信頼性の向上を得られる。

上述した多気筒ロータリ式圧縮機Ｃにおいては、ブレード背圧制御機構Ｋが第２のブレード背室１１ｂに低圧を導き、第２のブレード１２ｂの先端部と後端部とで差圧が生じないようにして第２のシリンダ室Ｓｂにおける圧縮作用を中止させる休筒運転時に、以下のような現象が生じる。

すなわち密閉ケース１内は、少なくとも第１のシリンダ室Ｓａから吐出された高圧ガスが充満し高圧雰囲気下にある。油溜り部１４に集溜する潤滑油も影響を受けて高圧となり、回転軸５に設けられる潤滑油供給路から圧縮機構部３の各摺動部に導かれる潤滑油の一部が、クリアランスを介して低圧雰囲気の第２のブレード背室１１ｂに浸入する。

そして、潤滑油は第２のブレード背室１１ｂを充満し、閉塞部材１５に設けられる案内通路１７を満たして圧力制御用配管１６内を上昇していく。当然ながら、その分、油溜り部１４に集溜する潤滑油の油面が低下することとなり、本来、主軸受７Ａのフランジ部に沿ってあるはずの油面が第１のシリンダ６Ａの上端面以下に下がる。

さらに、圧力制御用配管１６にリークする潤滑油が増加し、この内部に油面が上昇するのにともなって、油溜り部１４での油面が低下する。ついには、第１のシリンダ６Ａを完全露出させ、さらに中間仕切り板２から第２のシリンダ６Ｂを露出させる虞れがある。したがって、各摺動部におけるシール性と潤滑性が低下し、圧縮性能に悪影響が生じる。
このような現象を防止するために、予め潤滑油を多量に投入し、二重吐出マフラ８ａの上面と略同一程度の油面とすることが考えられる。

しかしながら、第１のシリンダ室Ｓａとともに第２のシリンダ室Ｓｂでも圧縮作用が行われる全能力運転時には、圧力制御用配管１６が高圧ガスで満たされる。それまで圧力制御用配管１６に浸入していた潤滑油が、逆に、圧力制御用配管１６を出て案内通路１７と第２のブレード背室１１ｂに導かれ、さらにこのクリアランスから油溜り部１４に戻る。

油溜り部１４の油面は上昇して吐出マフラ８ａ上面を越え、ついには吐出孔ｄから内部に浸入して吐出弁機構を潤滑油で満たす。吐出弁機構のガス排出抵抗が大きくなり、圧縮性能の低下と吐油の増大があり、潤滑油コストが増大する。さらに油面が上昇すれば、潤滑油は電動機部４下部を浸漬し、ロータの回転抵抗となって回転効率に影響を及ぼす。

そこで、図６に示すような対策を講じる。
図６は、第３の実施形態に係る、多気筒ロータリ式圧縮機Ｃにおける潤滑油の収容量を説明する図である。なお、上記と同一の構成部品には同番号を付して新たな説明を省略する。（以下、同）
すなわち、閉塞部材１５によって閉塞される第２のブレード背室１１ｂから、閉塞部材１５に設けられる案内通路１７と、閉塞部材１５に接続される圧力制御用配管１６を介して圧力切換え弁２７の第２のポートＰｂ接続位置に至るまでの潤滑油の内容積を、Ｖ１とする。

これに対して、第１のシリンダ（上部側シリンダ）６Ａの上端面位置から、主軸受７Ａに取付けられる二重の吐出マフラ８ａで、上部側吐出孔ｄが設けられる上端面位置までの潤滑油容積を、Ｖ２とする。そして上記内容積Ｖ１は、潤滑油容積Ｖ２よりも小さく（Ｖ１＜Ｖ２）設定される。

このような設定により、第２のシリンダ室Ｓｂにおける非休筒運転時（全能力運転時）に、圧力制御用配管１６と閉塞部材１５と第２のブレード背室１１ｂを満たしていた潤滑油の全て（Ｖ１）が油溜り部１４に戻ったとしても、油溜り部１４における潤滑油の油面は二重マフラ８ａの上端面（Ｖ２）よりも下の位置までしか上昇しない。

したがって、潤滑油が吐出マフラ８ａの吐出孔ｄから内部に浸入することはなく、吐出弁機構は通常の作用をなす。そして、電動機部を構成するロータが潤滑油に浸漬されずにすみ、この回転効率を良好に保持する。
第２のシリンダ室Ｓｂでの圧縮作用を停止する休筒運転時には、密閉ケース１内が高圧化する影響を受け、油溜り部１４の潤滑油が第２のブレード背室１１ｂのクリアランスを介して圧力制御用配管１６に浸入する。

潤滑油の油面が圧力制御用配管１６の四方切換え弁２７第２のポートｐｂ接続位置まで上昇しても、油溜り部１４における油面は上部側シリンダである第１のシリンダ６Ａの上端面位置よりも高い位置を保持する。したがって、第１のシリンダ６Ａにおけるブレード１１ａとブレード溝１０ａとの摺動部などは全て潤滑油中にあり、潤滑性を確保する。

図７は、第４の実施形態に係る、多気筒ロータリ式圧縮機Ｃにおける潤滑油の収容量を説明する図である。
ここでは、第２のシリンダ６Ｂの下端面に薄板からなる閉塞板３５を取付けて第２のブレード背室１１ｂの下面開口部を閉塞する。第２のシリンダ６Ｂの上端面に中間仕切り板２が取付けられ、第２のシリンダ室Ｓｂを覆うとともに、第２のブレード背室１１ｂの上面開口部を閉塞することは変りが無い。

中間仕切り板２には圧力制御用配管１６Ａが接続され、この圧力制御用配管１６Ａと第２のブレード背室１１ｂとを連通する案内通路１７Ａが設けられる。圧力制御用配管１６Ａの上端部は、２つの開閉弁３６Ａ、３６Ｂと、これら開閉弁３６Ａ、３６Ｂを連通する連通管３７とからなる圧力切換え手段３８の連通管３７に接続される。

図中左側の開閉弁３６Ａを第１の開閉弁と呼び、右側の開閉弁３６Ｂを第２の開閉弁と呼ぶ。第１の開閉弁３６Ａは第１の分岐管（高圧管）２８ａを介して吐出管Ｐに連通し、第２の開閉弁３６Ｂは第２の分岐管（低圧管）２９ａを介して吸込み管Ｐａに連通する。

これら圧力制御用配管１６Ａと、第１、第２の開閉弁３６Ａ、３６Ｂおよび連通管３７とからなる圧力切換え手段３８と、第１の分岐管２８ａおよび第２の分岐管２８ｂとでブレード背圧制御機構Ｋａが構成される。

第１の開閉弁３６Ａを閉成し、第２の開閉弁３６Ｂを開放すれば、圧力制御用配管１６Ａから第２のブレード背室１１ｂに低圧が導かれ、第２のブレード１２ｂに低圧の背圧を付与するので休筒運転となる。
第１の開閉弁３６Ａを開放し、第２の開閉弁３６Ｂを閉成すれば、圧力制御用配管１６Ａから第２のブレード背室１１ｂに高圧が導かれ、第２のブレード１２ｂに高圧の背圧を付与するので圧縮運転が行われる。

第２のブレード背室１１ｂから、中間仕切り板２に設けられる案内通路１７Ａと、この案内通路１７Ａに接続される圧力制御用配管１６を介して第１、第２の開閉弁３６Ａ、３６Ｂ相互間の連通管３７に接続する位置に至るまでの潤滑油の内容積をＶ３とする。
そして、第１のシリンダ６Ａの上端面位置から、二重吐出マフラ８ａの上部側吐出孔ｄ位置までの潤滑油容積をＶ２とすると、内容積Ｖ３は、潤滑油容積Ｖ２よりも小さく（Ｖ３＜Ｖ２）設定される。

第２のシリンダ室Ｓｂにおける非休筒運転時（全能力運転時）に、圧力制御用配管１６Ａから案内通路１７Ａと第２のブレード背室１１ｂを介して油溜り部１４に潤滑油が最大限戻っても、潤滑油の油面は二重吐出マフラ８ａの上端面位置より下方の位置までしか上昇しない。したがって、上述したような作用効果を得られる。

第２のシリンダ室Ｓｂでの休筒運転時に、油溜り部１４の潤滑油が第２のブレード背室１１ｂを介して圧力制御用配管１６に浸入し、第１、第２の開閉弁３６Ａ、３６Ｂを連通する連通管３７位置まで上昇しても、油溜り部１４での油面は第１のシリンダ６Ａの上端面位置よりも高い位置となる。したがって、上述したような作用効果を得られる。

なお、第２のシリンダ室Ｓｂで圧縮作用をなす全能力運転時に、ブレード背室制御機構Ｋ，Ｋａは第２のブレード背室１１ｂに高圧ガスを導く。しかも第２のブレード背室１１ｂは閉塞部材１５（閉塞板３５）と中間仕切り板２によって閉塞されているので、油溜り部１４からクリアランスを介して第２のブレード背室１１ｂに潤滑油が導入され難い。

結局、第２のブレード１２ｂとブレード溝１０ｂとの摺動部に対する潤滑油の供給がほとんどない。全能力運転を長時間継続すると、上記摺動部における潤滑性が損なわれ、シール性と摺動性が悪化する。そこで、以下に述べるような対策を講じる。
図８（Ａ）（Ｂ）は、第５の実施形態に係る、互いに異なる第２のブレード背室１１ｂへの給油構造を説明する図である。

はじめに、図８（Ａ）から説明すると、密閉ケース１の上端部に接続される吐出管Ｐと、第１の分岐管２８との接続部位に油分離装置４０Ａを取付ける。密閉ケース１内に充満し、吐出管Ｐに吐出される高圧ガスは油分離装置４０Ａに導かれ、高圧ガスに含まれる潤滑油の油分は、油分離装置４０Ａで高圧ガスから分離される。
純然たるガス分だけとなった高圧ガスは、ここでは図示しない凝縮器をはじめとする油分離装置４０Ａから先の冷凍サイクル構成機器を循環して上述した作用をなす。油分が含まれていないから、冷凍サイクル効率の向上を得られる。

一方、油分離装置４０Ａで分離された潤滑油の油分は、圧力切換え手段２７（３８）に導かれる。全能力運転が選択された場合に、圧力切換え手段２７から圧力制御用配管１６を介して第２のブレード背室１１ｂに潤滑油が導かれ、結果として第２のブレード１２ｂとブレード溝１０ｂとの摺動部に給油される。

全能力運転が長時間継続すれば、第２のブレード１２ｂとブレード溝１０ｂとの摺動部に、より充分な量の潤滑油が給油されることとなり、潤滑性を確保する。焼き付け等の不具合の発生がなく、第２のブレード１２ｂ回りのシール性と摺動性を確保し、圧縮性能と信頼性の向上を図れる。

つぎに、図８（Ｂ）について説明すると、ここで用いられる油分離装置４０Ｂは、略Ｙ字状に形成される三叉構造のパイプ体からなる。油分離装置４０Ｂの左右両端部に吐出管Ｐが接続されていて、図の左側の端部は吐出管Ｐを介して密閉ケース１に連通し、右側の端部は凝縮器に連通する。
油分離装置４０Ｂの下部側端部に第１の分岐管２８が接続され、この第１の分岐管２８から先の構成は上述した通りである。

密閉ケース１内に充満し吐出管Ｐに吐出される高圧ガスは油分離装置４０Ｂに導かれ、一旦、下方に落ち込んでから上昇するよう案内される。高圧ガスに含まれる潤滑油の油分は高圧ガスが下方に落ち込むよう案内されるときに重力の影響で分離され、第１の分岐管２８に導かれる。
潤滑油の油分が分離された高圧ガスは、油分離装置４０Ｂで上昇案内され、これより先の吐出管Ｐに導かれる。したがって、上述したのと全く同様の作用効果を得られることとなる。

図９は、第６の実施形態に係る、多気筒ロータリ式圧縮機Ｃの要部を拡大した縦断面図である。
図１に示す構成部品と同一の構成部品については、同番号を付して新たな説明を省略する。また、冷凍サイクル装置Ｒの冷凍サイクル構成を省略しているが、先に、図１において説明したものと、同一構成を備えていることは勿論である。

ここでは、上記回転軸５における主軸受７Ａに軸支される部位を、「主軸部５ａ」と呼び、副軸受７Ｂに軸支される部位を、「副軸部５ｂ」と呼ぶ。そして、主軸部５ａの軸径を「φＤａ」とし、副軸部５ｂの軸径を「φＤｂ」と定める。
また、上記第１のシリンダ６Ａの軸方向中心位置から、回転軸主軸部５ａの軸負荷位置までの軸方向距離を「Ｌ１」とする。上記軸負荷位置とは、主軸部５ａにおける第１のシリンダ室Ｓａ側端部から、主軸部５ａにおける軸径φＤａの半分の距離「Ｄａ／２」を言う。

さらに、第１のシリンダ６Ａの軸方向中心位置から、第２のシリンダ６Ｂの軸方向中心位置までの軸方向距離を「Ｌ２」とし、第２のシリンダ６Ｂの軸方向中心位置から、回転軸副軸部５ｂの軸負荷位置までの軸方向距離を「Ｌ３」とする。上記軸負荷位置とは、副軸部５ｂにおける第２のシリンダ室Ｓｂ側端部から、副軸部５ｂにおける軸径φＤｂの半分の距離「Ｄｂ／２」を言う。
このような条件のうえで、以下の（１）式が成立するように設定される。

上述したように副軸受７Ｂ側のシリンダ室である、第２のシリンダ室Ｓｂで圧縮運転と非圧縮運転との切換を可能とした多気筒ロータリ式圧縮機Ｃにおいて、主軸受７Ａに軸支される回転軸５の主軸部５ａ軸径φＤａと、副軸受７Ｂに軸支される回転軸５の副軸部５ｂ軸径φＤｂとの関係が定められる。

これは、回転軸５に形成される第１の偏心部ａに第１のローラ９ａを副軸部５ｂ側から組み込むためと、電動機回転子の振れまわりの影響を考慮し、主軸部５ａの軸径φＤａは、副軸部５ｂの軸径φＤｂと、少なくとも同等以上の、大なる径に設定しなければならない。（φＤａ≧φＤｂ）
その反面、副軸部５ｂの軸径φＤｂを小さくするにしたがって、軸面に対する面圧が上がる。特に、回転軸５の低回転域（低能力域）において、副軸部５ｂ周面に潤滑油の油膜が形成され難くなり、信頼性が悪化することが避けられない。

主軸部５ａにかかるガス負荷をＧａとし、副軸部５ｂにかかるガス負荷をＧｂとしたとき、上述した２気筒ロータリ圧縮機Ｃにおいては、低能力域で副軸部５ｂ側である第２のシリンダ室Ｓｂを休筒させるため、主軸部５ａにかかるガス負荷Ｇａと、副軸部５ｂにかかるガス負荷Ｇｂとの比は、以下の（２）式のようになる。
Ｇａ：Ｇｂ ＝ （Ｌ２＋Ｌ３）：１ ……（２）
また、主軸部５ａに対する面圧Ｆａと、副軸部５ｂに対する面圧Ｆｂとの比は、負荷を受ける摺動長比が軸径比と同等とすると、以下の（３）式のようになる。
Ｆａ：Ｆｂ ＝ （Ｌ２＋Ｌ３）／φＤａ^２ ：Ｌ１／φＤｂ^２ ……（３）
ここで、回転軸５の副軸部５ｂにおいて主軸部５ａと同等以上の面圧を確保するためには、先に述べた（φＤａ≧φＤｂ）の条件を加えて、（１）式が導き出される。

上記（１）式を満足することにより、単位時間内に圧縮機構部３に流入する作動流体（冷媒）の最大理論体積流量を、最小理論体積流量の３０倍以上に可変できる。
なお説明すると、たとえば家庭用の空気調和機に本圧縮機Ｃを用いた場合に、発生時間が極めて長い設定温度付近における微小空調領域において、圧縮機Ｃの最小能力を、より小さくした連続運転が可能となる。従来のような断続運転になることはなく、省エネ性および快適性を両立させることができる。

同時に、圧縮機Ｃの最大能力を、より大きく得られることになる。特に、外気が低温時の暖房運転など大能力が要求される場合においても、体感的な快適性を満足でき、省エネで快適性の高い空気調和機を提供できる。
結局、（１）式を満足することで、信頼性を確保しつつ、休筒運転による効率向上が充分に得られる。そして、このような多気筒ロータリ式圧縮機Ｃを備えて冷凍サイクルを構成する冷凍サイクル装置は、さらに冷凍効率の向上を得られる。

表１は、上述の（１）式を具体的に表現した設計例である。

以上の設計例では、単位時間内に圧縮機構部３に流入する作動流体（冷媒）の最大理論体積流量は、最小理論体積流量の４０倍となり、圧縮機Ｃの最小能力と最大能力の幅をより拡大できて、圧縮性能のさらなる向上化を得られる。

この多気筒ロータリ式圧縮機Ｃにおいては、回転軸５の１秒間の最小回転数を５ｒｐｓ以上に設定すると良い。このことにより、トルク変動に対する回転慣性力を確保でき、回転振動振幅の小さい安定した回転が得られる。そして、低回転域におけるモータ効率の急激な低下を防止でき、高効率の圧縮機Ｃを得られる。
さらに、多気筒ロータリ式圧縮機Ｃにおいては、回転軸５の１秒間の最大回転数を１８０ｒｐｓ以下に設定すると良い。このことにより、圧縮機Ｃにおける運転騒音の増大を抑制し、圧縮機Ｃから冷凍サイクル回路への潤滑油の吐油の増大を抑制できる。

図１０は、冷媒としてＲ４１０Ａを用いた家庭用エアコンに適用される２シリンダロータリ式圧縮機Ｃにおいて、横軸に運転した回転数を取り、縦軸に運転中の吸込み圧と吐出圧との差圧を取って、圧縮機構部３に備えられる吐出弁の割れについて検討した結果を示す。
図から分るように、実用域において、１８０ｒｐｓ以下では、上記主軸受７Ａや副軸受７Ｂに設けられる吐出弁機構を構成する吐出弁の割れは全く見られず、信頼性の高い圧縮機Ｃを提供できる。

そしてさらに、休筒運転が可能な多気筒ロータリ式圧縮機Ｃでありながら、アキュームレータ２３と第１、第２のシリンダ室Ｓａ，Ｓｂとを連通する吸込み管Ｐａには、ブレード背圧制御機構Ｋを構成する圧力切換え手段（圧力切換え弁）２７を備えていない。
これにより、各シリンダ室Ｓａ，Ｓｂへの冷媒吸込み流量が大なる運転条件下においても吸込み抵抗が増大することがない。圧縮効率を下げずに、運転可変幅をより高流量側に拡大できて有利である。

また、上述した多気筒ロータリ式圧縮機Ｃにおいては、回転軸５の回転数が低くなると電動機部４であるモータの効率が低下する。そのため、低能力域では第２のシリンダ室Ｓｂにおいて非圧縮運転状態である休筒運転をなし、かつ回転軸５の回転数を２倍に上げることでモータ効率を上げるよう制御している。

しかしながら、この場合は回転数を上げることによる軸摺動損失の増加を招き、軸摺動損失割合の大きい設計仕様においては、休筒運転によるモータ効率の向上が得られない。特に、多気筒ロータリ式圧縮機Ｒにおいて最も軸摺動損失の大きい箇所は回転軸５に形成される第１の偏心部ａと第２の偏心部ｂであり、これら偏心部ａ，ｂでの摺動損失を低減させる必要がある。

回転軸５の副軸部５ｂ軸径φＤｂを主軸部５ａ軸径φＤａよりも小さく設定したので、これにともない第１、第２の偏心部ａ，ｂの直径を小さくできる。すなわち、圧縮機Ｃにおいて最も軸摺動損失の大きい箇所である第１、第２の偏心部ａ，ｂの摺動損失の低減を得られ、効率を下げずに運転可変幅をより高流量側に拡大できる。

再び図９に示すように、回転軸５に形成される第１の偏心部ａおよび第２の偏心部ｂの、第１のローラ９ａと第２のローラ９ｂに対する摺動長さを「Ｌ４」とし、第１の偏心部ａおよび第２の偏心部ｂの軸径を「φＤｃｒ」とする。
図１１は、横軸に（Ｌ４／φＤｃｒ）をとり、縦軸に各偏心部ａ，ｂにおける摺動損失［Ｗ］をとった場合の、Ｌ４／φＤｃｒと各偏心部ａ，ｂにおける摺動損失の特性図であり、２気筒運転時および休筒運転時それぞれについて同能力下で比較して示す。

なお、偏心部摺動損失［Ｗ］の値は、第１、第２の偏心部ａ，ｂの第１、第２のローラ９ａ，９ｂに対する摺動長さＬ４を一定とし、第１、第２の偏心部軸径φＤｃｒを変化させて導いている。休筒運転時の回転数は２気筒運転時の２倍としている。
２気筒運転時の変化を破線で示し、休筒運転時の変化を実線で示している。この図１１から、Ｌ４／φＤｃｒ値の減少とともに偏心部摺動損失［Ｗ］の損失差が漸次、大きくなるのが分る。

図１２は、本発明の実施形態における冷凍サイクル装置を空気調和機として適用した場合の、同能力時のＬ４／φＤｃｒと総合効率の特性図である。ここでも、横軸にＬ４／φＤｃｒをとり、第１、第２の偏心部ａ，ｂにおける第１、第２のローラ９ａ，９ｂに対する摺動長さＬ４を一定とし、偏心部軸径φＤｃｒを変化させて導いている。縦軸は総合効率である。

この図１２から、休筒運転による効率向上を得るには、
Ｌ４／φＤｃｒ ≧ ０．４３ ……（４）
（４）式を満足する必要がある、との結論が得られる。

上記冷凍サイクル装置Ｒにおいて、たとえば外気温が低い環境下で、設定温度を下げたままで冷凍サイクル運転をなすと、蒸発器２２で蒸発するはずの冷媒が、完全に蒸発し切れない。そのまま冷凍サイクル運転を終了すると、蒸発器２２に液冷媒が残る、いわゆる寝込んだ状態となる。
蒸発器２２と圧縮機Ｃとの間にアキュームレータ２３が介設されているが、蒸発器２２から多量の液冷媒が瞬時に導かれると、アキュームレータ２３において完全な気液分離ができない。

そのため、つぎの冷凍サイクル運転起動時に、蒸発器２２に寝込んだ液冷媒の一部が、そのまま圧縮機Ｃに吸込まれる。いわゆる液バック現象が生じて、圧縮機構部３における吐出弁機構の損傷に繋がる。
後述するように、多気筒ロータリ式圧縮機Ｃは、液バック現象が生じた場合の対策を備えている。

図１３は、第７の実施形態に係る、多気筒ロータリ式圧縮機Ｃの一部を省略し、かつ要部を拡大した縦断面図である。
図１に示す構成部品と同一の構成部品については、同番号を付して新たな説明を省略する。冷凍サイクル装置Ｒの冷凍サイクル構成も省略しているが、先に図１において説明したものと、同一構成を備えていることは勿論である。

上記ブレード背圧制御機構Ｋを構成する圧力切換え弁（圧力切換え手段）２７も、先に説明したものと同一のものが用いられる。したがって、圧力切換え弁２７の第１のポートｐａには、密閉ケース１と凝縮器２０とを連通する吐出管Ｐから分岐される第１の分岐管（高圧管）２８が接続される。

圧力切換え弁２７の第２のポートｐｂには、閉塞部材１５の案内通路１７と連通する圧力制御用配管１６が接続される。そして、第３のポートｐｃには蒸発器２２とアキュームレータ２３とを連通する吸込み管Ｐａから分岐される、後述する第２の分岐管（低圧管）２９ａが接続される。

圧力切換え弁２７の第４のポートｐｄは、栓体３０で閉塞される。内部に収容される弁体３１は、第３のポートｐｃと第４のポートｐｄとを連通する位置と、第２のポートｐｂと第３のポートｐｃとを連通する位置に電磁的に切換え操作される。第１のポートｐａは常時開放され、第４のポートｐｄは常時閉塞されることも変りがない。

上記第２の分岐管２９ａは、吸込み管Ｐａのアキュームレータ２３上流部位から分岐されるが、この分岐管２９ａの吸込み管Ｐａからの分岐位置は、圧力切換え弁２７よりも下方部位にある。
そして、第２の分岐管２９ａは吸込み管Ｐａから斜め直状をなして上方へ延出され、端部が圧力切換え弁２７の第３のポートｐｃに接続される。第２の分岐管２９ａの管径は、吸込み管Ｐａよりも細いものが選択されているので、あたかも、吸込み管Ｐａを幹とし、第２の分岐管２９ａは幹（吸込み管Ｐａ）から枝分かれ状になる構成である。

このような圧力切換え弁２７回りの配管構成であって、圧力切換え弁２７自体の作用について、基本的には先に図１で示したものと何ら変りがない。すなわち、能力半減運転を選択すると、圧力切換え弁２７における弁体３１が移動して第２のポートＰｂと第３のポートＰｃが連通して、蒸発器２２から低圧冷媒が圧力切換え弁２７に導かれる。

そして、圧力制御用配管１６から第２のブレード背室１１ｂに導かれ、第２のブレード１２ｂに低圧の背圧を掛ける。第２のシリンダ室Ｓｂが低圧雰囲気下にあるので、上記ブレード１２ｂの先端部と後端部とで差圧が生じない。このシリンダ室Ｓｂでは圧縮運転が行われない、休筒運転となる。

全能力運転を選択すると、第１のポートＰａと第２のポートＰｂが連通し、高圧ガスが第１の分岐管２８と圧力切換え弁２７を介して圧力制御用配管１６に導かれる。第２のブレード背室１１ｂにある第２のブレード１２ｂに高圧の背圧が掛けられ、このブレード１２ｂの先後端部で差圧が生じて、第２のシリンダ室Ｓｂでも圧縮運転が行われる。

問題は、能力半減運転を選択したときに、圧力切換え弁２７と吸込み管Ｐａとが第２の分岐管２９ａを介して連通することにある。すなわち、上述したように蒸発器２２に液冷媒が寝込んだ状態にあると、蒸発器２２から導出される液冷媒の一部が、アキュームレータ２３に導かれる以前に第２の分岐管２９ａに導かれてしまう。

本来ならば、液冷媒は第２の分岐管２９ａから圧力切換え弁２７に導かれ、さらに圧力制御用配管１６を介して第２のブレード背室１１ｂに溜まる。液冷媒は潤滑性が無いので、圧力切換え弁２７においては弁体３１の円滑な移動切換え動作を阻害し、第２のブレード背室１１ｂにおいては第２のブレード１２ｂの円滑な往復動動作を阻害してしまう。

しかしながら、ここでは蒸発器２２から出て吸込み管Ｐａに導かれた寝込み液冷媒の一部は、アキュームレータ２３の上流側部位で第２の分岐管２９ａに分流される。第２の分岐管２９ａは上述したように、吸込み管Ｐａに対して斜め上方へ向かう、いわゆる枝分かれ状に接続される構造となっている。

蒸発器２２で完全蒸発した冷媒の比重に対して、寝込んでいた液冷媒の比重は重い。そのため、吸込み管Ｐａから第２の分岐管２９ａへ一部の液冷媒が浸入したとしても、比重の軽い蒸発冷媒のみが第２の分岐管２９ａ内を上昇する。そして、蒸発冷媒は圧力切換え弁２７に導かれて行くが、比重の重い液冷媒のほとんどは分岐管２９ａ内に残る 。

第２の分岐管２９ａ内に残った液冷媒は、やがては分岐管２９ａの傾斜に沿って戻り、吸込み管Ｐａに至る。そして、自然的に吸込み管Ｐａ内を流下し、アキュームレータ２３に導かれ、ここで気液分離される。

結局、蒸発器２２に寝込んだ液冷媒の一部が第２の分岐管２９ａに浸入しても、この分岐管２９ａにおいて実質的な気液分離作用をなす。すなわち、低圧管である第２の分岐管２９ａは、吸込み管Ｐａから浸入してきた液冷媒を気液分離する気液分離部として機能することとなる。
単に、第２の分岐管２９ａを吸込み管Ｐａから枝分かれ状に接続するだけの簡素な構成で、コストに影響することなく、圧力切換え弁２７の弁体３１および第２のブレード１２ｂの円滑な往復動動作が確保され、潤滑性悪化を回避できて、高い信頼性を得られる。

さらに、第２のブレード１２ｂの円滑な往復動動作を確保して潤滑性悪化を回避し、より高い信頼性を得るためには、多気筒ロータリ式圧縮機Ｃに対し、後述する制御をなすことで確実となる。
図１４（Ａ）（Ｂ）は、本発明の実施形態における多気筒ロータリ式圧縮機Ｃを備えた冷凍サイクル装置Ｒの概略の冷凍サイクル構成図であり、図１４（Ａ）は全能力運転を選択した場合の冷凍サイクルを示し、図１４（Ｂ）は能力半減運転を選択した場合の冷凍サイクルを示す。

図１に示す冷凍サイクル装置Ｒの構成部品と同一の構成部品については、同番号を付して新たな説明を省略する。なお、図中４０は、多気筒ロータリ式圧縮機Ｃ他の冷凍サイクル構成部品を制御するとともに、圧力切換え弁２７を切換え制御する制御部である。
上記制御部４０は、冷凍サイクル運転の起動時にあたって、圧力切換え弁２７を図１４（Ａ）に示す、全能力運転となるよう選択する。ある程度、この状態を継続すれば冷凍負荷が減少するので、今度は、圧力切換え弁２７を図１４（Ｂ）に示す能力半減運転状態に切換える。

そのまま冷凍サイクル運転を終了する場合もあれば、全能力運転と能力半減運転を何回か繰り返して終了に至る場合もある。好ましくは、制御部４０は、冷凍サイクル運転終了時にあたって、能力半減運転の状態に切換える制御をなすと良い。
また、冷凍サイクル運転の起動時において制御部４０は、一旦、能力半減運転の状態である、圧力制御用配管１６を介して第２のブレード背室１１ｂと低圧側である第２の分岐管２９とを連通するよう制御する。そして、所定時間が経過したら、全能力運転状態に切換える制御をなす。

たとえば、夜間に外気が低下した場合、圧力制御用配管１６内に凝縮して液化した冷媒が貯留する虞れがある。このような状態で、つぎの冷凍サイクル運転を開始する場合がある。
通常のように運転起動時から全能力運転状態にすると、高圧の冷媒ガスが圧力切換え弁２７を介して圧力制御用配管１６に導かれると同時に、圧力制御用配管１６中の滞留する液冷媒が第２のブレード背室１１ｂに導かれてしまう。液冷媒は第２のブレード背室１１ｂにおける潤滑油の粘度を下げ、第２のブレード１２ｂの円滑な往復動動作を阻害する。

上述したように、冷凍サイクル運転終了時に、圧力切換え弁２７を能力半減運転の状態に切換えておくと、次回の冷凍サイクル起動時に、能力半減運転の状態で運転が開始され、第１のシリンダ室Ｓａで圧縮運転が行われ、第２のシリンダ室Ｓｂで第２のローラ９ｂが空回りする。

または、制御部４０は、冷凍サイクル起動時に一旦は、圧力制御用配管１６を介して第２のブレード背室１１ｂと低圧側の第２の分岐管２９と連通するように圧力切換え弁２７を制御する。能力半減運転の状態とするので、第１のシリンダ室Ｓａで圧縮運転が行われ、第２のシリンダ室Ｓｂで第２のローラ９ｂが空回りする。

その一方で、蒸発器２２から吸込み管Ｐａを介して第１のシリンダ室Ｓａに蒸発冷媒が吸込まれ、吸込み管Ｐａは負圧下の状態にある。圧力制御用配管１６の一端側である第２のブレード背室１１ｂの圧力と、他端側である圧力切換え弁２７を介して吸込み管Ｐａの圧力とを比較すると、第２のブレード背室１１ｂ側が吸込み管Ｐａ側よりも高い。

したがって、圧力制御用配管１６に滞留する液冷媒は、圧力切換え弁２７から吸込み管Ｐａに導かれ、さらにはアキュームレータ２３で気液分離される。このようにして圧力制御用配管１６内の液冷媒が第２のブレード背室１１ｂに導かれるのを阻止したあと、制御部４０は図１４（Ａ）に示す全能力運転状態に圧力切換え弁２７を切換え制御する。

冷凍サイクル運転終了時に能力半減運転の状態にしておけば、冷凍サイクル運転の開始時に改めて能力半減運転の状態に切換える必要が無く、制御のフローが簡素化する。いずれにしても、以上のような多気筒ロータリ式圧縮機Ｃに対する制御をなすことで、第２のブレード１２ｂの円滑な潤滑性を確保し、高い信頼性が得られる。

上述の実施の形態では、第２のシリンダ６Ｂに閉塞部材１５を取付け、第２のブレード背室１１ｂを閉塞構造としたが、これに限定されるものではなく、上部側である第１のシリンダ６Ａに閉塞部材１５を取付け、第１のブレード背室１１ａを閉塞構造として、第１のシリンダ室Ｓａ側を圧縮運転と非圧縮運転に切換えられるようにしても良い。

上記実施の形態では、吸込み管Ｐａから低圧ガスを中間仕切り板２の吸込み案内路２５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に導くようにしたが、これに限定されるものではない。
すなわち、アキュームレータ２３から２本の吸込み管が延出され、一方の吸込み管が第１のシリンダ室Ｓａに連通し、他方の吸込み管が第２のシリンダ室Ｓｂに連通するタイプの圧縮機であってもよい。

具体的には、第８の実施形態に係る、図１５に示す多気筒ロータリ式圧縮機Ｃもしくは、第８の実施形態の変形例に係る、図１６に示す多気筒ロータリ式圧縮機Ｃから説明できる。
はじめに図１５から説明すると、ここでは多気筒ロータリ式圧縮機Ｃ以外の冷凍サイクル装置Ｒの構成部品については省略してある。多気筒ロータリ式圧縮機Ｃを構成する電動機部４は先に説明したものと同一であり、圧縮機構部３は基本的に、先に説明したものと全く同一である。

圧縮機構部３における相違点として、第１のシリンダ６Ａと第２のシリンダ６Ｂとの間に介在される中間仕切り板２Ａは、先に説明した中間仕切り板２と比較して、薄板のものが用いられている。そして、この中間仕切り板２Ａには、先に図１他に示したように吸込み管が接続されていない。

上記中間仕切り板２Ａは、単に、主軸受７Ａとともに第１のシリンダ６Ａの内径部を覆って、第１のシリンダ室Ｓａを形成する。および、副軸受７Ｂとともに第２のシリンダ６Ｂの内径部を覆って、第２のシリンダ室Ｓｂを形成するだけである。
これに代って、アキュームレータ２３から２本の吸込み管Ｐａ１、Ｐａ２が延出され、それぞれが第１のシリンダ６Ａと第２のシリンダ６Ｂに接続される。第１のシリンダ６Ａと第２のシリンダ６Ｂには、各吸込み管Ｐａ１，Ｐａ２とシリンダ室Ｓａ，Ｓｂとを連通する案内通路が設けられている。

各シリンダ室Ｓａ，Ｓｂ内に収容されるローラ９ａ，９ｂが偏心移動し、それに追従してブレード１２ａ，１２ｂが往復動することで、アキュームレータ２３から低圧の蒸発冷媒が各吸込み管Ｐａ１，Ｐａ２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、基本的な作用は変りが無い。

また、第２のブレード背室１１ｂの上面開口部は上記中間仕切り板２Ａによって覆われ、下面開口部は第２のシリンダ６Ｂ下面に取付けられる閉塞部材１５によって覆われ、これらによって密閉構造となすことも変りが無い。ブレード背圧制御機構Ｋを構成する圧力制御用配管１６および圧力切換え弁２７の構成と配管接続についても変りが無い。

上記多気筒ロータリ式圧縮機Ｃにおいて、圧力切換え弁２７に対する切換え制御により、第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂとで圧縮作用をなす全能力運転と、第２のシリンダ室Ｓｂにおける圧縮運転は停止し（休筒運転）、第１のシリンダ室Ｓａのみで圧縮作用をなす能力半減運転との切換えが可能である。

これに対して図１６に示す多気筒ロータリ式圧縮機Ｃでは、アキュームレータ２３から２本の吸込み管Ｐａ１，Ｐａ２が延出されて、第１のシリンダ６Ａと第２のシリンダ６Ｂに接続されることについては変りが無い。そして、第１、第２のシリンダ６Ａ，６Ｂ相互間に介在される中間仕切り板２Ａは、図１５と同様、薄板のものが用いられる。

図１５との相違点として、閉塞部材１５が第１のシリンダ６Ａ上面に取付けられ、第１のブレード背室１１ａの上面開口部が覆われる。第２のブレード背室１１ａの下面開口部は中間仕切り板２Ａによって覆われ、これらによって密閉構造となす。ブレード背圧制御機構Ｋを構成する圧力切換え弁２７と、圧力制御用配管１６他の配管構成は変りが無い。

したがって、上記多気筒ロータリ式圧縮機Ｃにおいて、圧力切換え弁２７に対する切換え制御により、第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂとで圧縮作用をなす全能力運転と、第１のシリンダ室Ｓａにおける圧縮運転は停止し（休筒運転）、第２のシリンダ室Ｓｂのみで圧縮作用をなす能力半減運転との切換えが可能である。

先に図４において、密閉ケース１に対する圧力制御用配管１６および吸込み管Ｐａの貫通位置を示した。
ここでは、図１５および図１６で説明した、アキュームレータ２３から２本の吸込み管Ｐａ１，Ｐａ２が延出され、第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂに連通される構成に適用して、密閉ケース１に対する圧力制御用配管１６および２本の吸込み管Ｐａ１，Ｐａ２の接続構造を説明する。

図１７（Ａ）は、図１５で説明した第２のシリンダ６Ｂに閉塞部材１５を取付けて第２のブレード背室１１ｂを閉塞する場合の、密閉ケース１に対する圧力制御用配管１６と、第１、第２の吸込み管Ｐａ１、Ｐａ２の貫通位置を示した概略図である。
すなわち、第１の吸込み管Ｐａ１は上部にあり、第２の吸込み管Ｐａ２は下部にあるので、密閉ケース１に対する挿通部ｈａ、ｈｂは上下に並ぶ。圧力制御用配管１６は第２のシリンダ６Ｂの下面部に取付けられる上記閉塞部材１５に接続されるので、この挿通部ｇは第２の吸込み管挿通部ｈｂよりも下部に位置する。

なお、密閉ケース１に対する第１の吸込み管Ｐａ１の挿通部ｈａと、第２の吸込み管Ｐａ２の挿通部ｈｂおよび圧力制御用配管１６の挿通部ｂは、全て同一軸線上Ｌに揃えて設けたが、これに限定されるものではない。
図１７（Ｂ）は、図１５の構成の変形例での、密閉ケース１に対する圧力制御用配管１６と、第１、第２の吸込み管Ｐａ１、Ｐａ２の貫通位置を示した概略図である。

すなわち、密閉ケース１に対する第１の吸込み管Ｐａ１の挿通部ｈａと、第２の吸込み管Ｐａ２の挿通部ｈｂは同一軸線Ｌ上に揃えられるが、圧力制御用配管１６の挿通部ｇは軸線Ｌから外れた位置に設けられる。
図１８（Ａ）は、図１６で説明した第１のシリンダ６ａに閉塞部材１５を取付けて第１のブレード背室１１ａを閉塞する場合の、密閉ケース１に対する圧力制御用配管１６と、第１、第２の吸込み管Ｐａ１、Ｐａ２の貫通位置を示した概略図である。

第１の吸込み管Ｐａ１は上部にあり、第２の吸込み管Ｐａ２は下部にあるので、密閉ケース１に対する挿通部ｈａ、ｈｂは上下に並ぶ。圧力制御用配管１６は第１のシリンダ６ａの上面部に取付けられる上記閉塞部材１５に接続されるので、この挿通部ｇは第１の吸込み管挿通部ｈａの上部に位置する。

密閉ケース１に対する第１の吸込み管Ｐａ１の挿通部ｈａと、第２の吸込み管Ｐａ２の挿通部ｈｂおよび圧力制御用配管１６の挿通部ｂは、全て同一軸線上Ｌに揃えて設けたが、図１８（Ｂ）に概略に示すように、圧力制御用配管１６の挿通部ｇを軸線Ｌから外れた位置に設けてもよい。

なお、以上説明した多気筒ロータリ式圧縮機Ｃにおいて、電動機部４はブラシレスＤＣ同期モータもしくはＡＣモータが用いられる。密閉ケース１内底部に形成される油溜り部１４には潤滑油として、ポリオールエステル油またはエーテル系油（冷媒によっては、鉱油、アルキルベンゼン、ＰＡＧ、フッ素系油でも良い）が用いられる。

吸込み管Ｐａと圧力制御用配管１６を密閉ケース１に接続するのにあたって、予め密閉ケース１に接続用孔を設け、ここにガイドパイプを接続する。さらに、吸込み管Ｐａおよび圧力制御用配管１６の先端にテーパパイプを接続し、これを上記ガイドパイプ内に挿入する。
第１の実施形態では、中間仕切り板２および第２のブレード背室１１ｂに、上記テーパパイプを圧入にてシール接合する。

先に図４で説明したように、圧力制御用配管１６は、アキュームレータ２３側壁面に設けられた取付け金具２６によって、上下方向の略中間部が支持固定される。
実際には、ここで圧力切換え弁２７の第２のポートｐｂから延出される上部側の圧力制御用配管１６と、密閉ケース１を介して第２のブレード背室１１ｂから延出される下部側の圧力制御用配管１６が接続される。

これら上下部の圧力制御用配管１６の接続位置は、密閉ケース１内底部に形成される油溜り部１４の液面よりも上方部位に設定する。特に、下部側圧力制御用配管１６の端部を拡管加工して、圧縮機Ｃ単体で気密試験を実施するための圧力封止用カペラが取付けられるようにすると良い。
いずれにしても、パイプの密閉ケース１への取付け性が向上し、さらにロー付け等の製造性についてはパイプ間のロー材の回りこみも無く、固定バーナなどによる自動ロー付けも容易に行える。

また、圧力制御用配管１６を接続するためのテーパパイプが第２のブレード背室１１ｂに直接接続しないアダプタに取付けるようにすれば、パイプ圧入によるブレード溝１０ｂの変形を確実に防止できる。
圧力制御用配管１６は、第２のブレード１２ｂに背圧を付与するだけで、ガス流量を必要としない。したがって、パイプ径の細いものを用いることができ、これは密閉ケース１における耐圧強度確保の面からも有利である。

以上説明した多気筒ロータリ式圧縮機Ｃは全て、２気筒ロータリ式圧縮機として、２シリンダタイプのものについて説明したが、３シリンダ以上のタイプの圧縮機であっても適用でき、各シリンダ室の排除容積が異なるタイプの圧縮機であっても適用できる。
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…密閉ケース、５…回転軸、４…電動機部、３…圧縮機構部、Ｃ…多気筒ロータリ式圧縮機、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、１０ａ、１０ｂ…ブレード溝、１１ａ…第１のブレード背室、１１ｂ…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、７Ａ…主軸受、７Ｂ…副軸受、ａ…第１の偏心部、ｂ…第２の偏心部、９ａ…第１のローラ、９ｂ…第２のローラ、１２ａ…第１のブレード、１２ｂ…第２のブレード、１３…ばね部材（弾性体）、１５…閉塞部材、１６…圧力制御用配管、１７…案内通路、Ｐａ…吸込み管、２６…取付け金具、２３…アキュームレータ、２６ａ…取付け金具、ｄ…吐出孔、８ａ…吐出マフラ、２８…第１の分岐管（高圧管）、２９…第２の分岐管（低圧管）、２７…圧力切換え弁（圧力切換え手段）、Ｐ…吐出管、４０Ａ，４０Ｂ…油分離装置、５ａ…主軸部、５ｂ…副軸部、２８…高圧管（第１の分岐管）、２９、２９ａ…低圧管（第２の分岐管）、２０…凝縮器、２１…膨張装置、２２…蒸発器。

Claims (9)

1. 密閉ケース内に、回転軸を介して連結される電動機部と圧縮機構部を収容する多気筒ロータリ式圧縮機において、
   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、
   これら第１のシリンダと第２のシリンダの端面に設けられ、上記中間仕切り板とともに上記シリンダ室を覆う軸受と、
   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する上記回転軸と、
   この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回転するローラと、
   上記ブレード溝に移動自在に収容され、上記ローラ周壁に先端部が当接した状態でシリンダ室を二室に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、ブレード先端部をローラ周壁に接触させる弾性体を備え、
   上記ブレード背室のいずれか他方は、シリンダの軸受側端面に取付けられ、軸受とは別部品である閉塞部材および、中間仕切り板によって閉塞され、
   上記閉塞部材に、高圧と低圧を切換えて供給する圧力制御用配管が接続されるとともに、この圧力制御用配管と上記他方のブレード背室とを連通する案内通路が設けられる
   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のシリンダのシリンダ室に低圧ガスを導入する吸込み管および、上記閉塞部材に接続される圧力制御用配管は、上記密閉ケースに対する挿通位置が密閉ケースの円周方向における同一位置に揃えられる
   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. 上記閉塞部材に接続される圧力制御用配管は、上記第１のシリンダと第２のシリンダのシリンダ室に低圧ガスを導入する吸込み管に取付け金具を介して固定される、もしくは、この吸込み管に連通するアキュームレータに取付け金具を介して固定される
   ことを特徴とする請求項１および請求項２のいずれかに記載の多気筒ロータリ式圧縮機。
4. 上記第１のシリンダと第２のシリンダは上下に配置され、上部側シリンダを覆う軸受に吐出孔を有する吐出マフラが取付けられ、
   上記圧力制御用配管は、高圧を導く高圧管および低圧を導く低圧管と連通する圧力切換え手段に接続され、
   上記閉塞部材によって閉塞されるブレード背室から閉塞部材に設けられる案内通路と圧力制御用配管を介して上記圧力切換え手段までの内容積が、上部側シリンダの上端面位置から上記吐出マフラの吐出孔位置までの潤滑油容積よりも小さく設定される
   ことを特徴とする請求項１ないし請求項３のいずれかに記載の多気筒ロータリ式圧縮機。
5. 上記圧縮機構部における上記軸受は、
   上記第１のシリンダの上記電動機部側に取付けられ、上記中間仕切り板とともに第１のシリンダの内径部を覆って第１のシリンダ室を形成する主軸受および、上記第２のシリンダの反電動機部側に取付けられ、上記中間仕切り板とともに第２のシリンダの内径部を覆って第２のシリンダ室を形成する副軸受を備え、
   上記回転軸は、
   上記主軸受に軸支される主軸部および、上記副軸受に軸支される副軸部を有し、
   上記回転軸の上記主軸部の軸径をφＤａとし、上記回転軸の上記副軸部の軸径をφＤｂとしたとき、下記（１）式が成立するように構成される
   ことを特徴とする請求項１ないし請求項４のいずれかに記載の多気筒ロータリ式圧縮機。
   

   

   ただし、
   Ｌ１： 第１のシリンダの軸方向中心位置から、回転軸主軸部の軸負荷位置（主軸部における第１のシリンダ室側端部から主軸部軸径の半分の距離）までの軸方向距離。
   Ｌ２： 第１のシリンダの軸方向中心位置から、第２のシリンダの軸方向中心位置までの軸方向距離。
   Ｌ３： 第２のシリンダの軸方向中心位置から、回転軸副軸部の軸負荷位置（副軸部における第２のシリンダ室側端部から副軸部軸径の半分の距離）までの軸方向距離。
6. 上記密閉ケースに、上記圧縮機構部で圧縮された高圧ガスを吐出案内する吐出管が接続され、
   この吐出管から分岐して上記圧力制御用配管に連通する高圧管が設けられ、
   上記吐出管と上記高圧管との分岐部に、密閉ケースから吐出管へ吐出された高圧ガスに含まれる潤滑油を分離する分離装置が設けられ、
   この分離装置で分離された高圧ガスは分離装置よりも先の吐出管へ導かれ、分離装置で分離された潤滑油は高圧管と圧力制御用配管を介してブレード背室に導かれる
   ことを特徴とする請求項１ないし請求項５のいずれかに記載の多気筒ロータリ式圧縮機。
7. 上記圧力制御用配管は、高圧を導く高圧管および低圧を導く低圧管と連通する圧力切換え手段に接続され、
   上記圧力切換え手段は、上記高圧管が接続されるポートと、上記低圧管が接続されるポートと、上記圧力制御配管が接続されるポートを有するとともに、内部に、圧力制御用配管接続ポートに対して高圧管接続ポートおよび低圧管接続ポートを選択的に連通するよう移動する弁体を収容した圧力切換え弁であり、
   上記低圧管は、上記第１のシリンダと第２のシリンダのシリンダ室に低圧ガスを導入する吸込み管から分岐されるとともに、上記吸込み管から浸入してきた液冷媒を気液分離する気液分離部を構成する
   ことを特徴とする請求項４ないし請求項６のいずれかに記載の多気筒ロータリ式圧縮機。
8. 請求項１ないし請求項７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。
9. 上記冷凍サイクルを構成する多気筒ロータリ式圧縮機は、
   冷凍サイクル運転中は、上記圧力制御用配管を介して上記ブレード背室と、高圧側である多気筒ロータリ式圧縮機と凝縮器と間の配管から分岐される高圧管とを連通する、もしくは、低圧側である蒸発器と多気筒ロータリ式圧縮機との間の配管から分岐される低圧管と連通する、のいずれにも拘わらず、
   冷凍サイクル運転起動時に、上記圧力制御用配管を介して上記ブレード背室と低圧側である上記低圧管と連通するよう制御される
   ことを特徴とする請求項８記載の冷凍サイクル装置。

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