JP5807175B2 - ロータリ圧縮機 - Google Patents

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および室外側熱交換器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および電磁開閉弁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、バイパス路の様な能力可変機構を設ける場合、機構の可動時は勿論のこと機構の停止時における圧縮機効率の低下も大きな課題となる。

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に加え、通常運転時（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することを目的とする。

すなわち、本発明は、シリンダ、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、前記作動室を吸入室と圧縮−吐出室とに仕切るベーン、圧縮するべき作動流体を前記吸入室に流入させる吸入ポート、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、および前記圧縮−吐出室から作動流体を逃がすための帰還ポート、を含む圧縮機構と、前記ピストンに嵌合する偏心部を有するシャフトと、前記シャフトを回転させるモータと、前記吸入ポートに作動流体を導く吸入経路と、前記帰還ポートと連通する背圧室と、前記背圧室内に配置され、弾性変形により前記帰還ポートを開閉するリードバルブ型の逆止弁と、前記背圧室から作動流体を前記吸入経路へ戻す帰還経路と、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た作動流体の流通を許容し、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た作動流体の流通を禁止して前記背圧室内の圧力を増加させる容積変更弁と、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容積変更弁および前記インバータを制御する制御部と、を備えたロータリ圧縮機を提供する。

上記の構成によれば、容積変更弁により帰還経路を通じた作動流体の流通を許容すれば、作動流体が圧縮−吐出室から帰還ポート、背圧室および帰還経路を通って吸入経路へと戻るため、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、容積変更弁により帰還経路を通じた作動流体の流通を禁止すれば、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容積変更弁およ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。また、リードバルブ型の逆止弁を用いることで、簡易な構成で帰還ポートを開閉することができる。

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２Ａは図１のIIＡ-IIＡ線に沿った横断面図、図２Ｂは図１のIIＢ-IIＢ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 図４Ａは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、図４Ｂは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）およびインバータ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、開閉弁の状態およびモータの回転数の関係を示すグラフ 可変容積機構（開閉弁）およ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とロータリ圧縮機の効率との関係を示すグラフ 図９Ａは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、図９Ｂは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、図９Ｃは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 本発明の第２実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図 図１０のXI-XI線に沿った横断面図 帰還ポートの位置の変形例を示す横断面図 本発明の第３実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図 本発明の第４実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図 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、吸入経路１４、吐出経路１１、帰還経路１６、インバータ４２および制御部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およびシャフト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は、鉛直方向に延びており、圧縮機構３とモータ２とを連結している。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。

モータ２は、ステータ２ａおよびロータ２ｂで構成されている。ステータ２ａは、密閉容器１の内周面に固定されている。ロータ２ｂは、シャフト４に固定されており、シャフト４とともに回転する。モータ２として、ＩＰＭＳＭ（Interior Permanent Magnet Synchronous Motor）およびＳＰＭＳＭ（Surface Permanent Magnet Synchronous Motor）等の回転数を変更可能なモータを使用できる。モータ２は、インバータ４２により駆動される。

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。

吐出経路１１、吸入経路１４および帰還経路１６は、それぞれ、配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、密閉容器１の内部空間２８に開口している。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、アキュームレータ１２から圧縮機構３まで延びており、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の吸入ポート３ａに導く役割を担う。帰還経路１６は、圧縮機構３からアキュームレータ１２まで延びており、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５３から圧縮されずに排出された冷媒を後述する背圧室１８から吸入経路１４へ戻す役割を担う。

アキュームレータ１２は、蓄積容器１２ａおよび導入管１２ｂで構成されている。蓄積容器１２ａは、液冷媒およ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、蓄積容器１２ａの内部空間に開口している。蓄積容器１２ａの底部を貫通する形で、吸入経路１４および帰還経路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および帰還経路１６は蓄積容器１２ａの底部から上方に延びており、吸入経路１４の上流端および帰還経路１６の下流端は一定の高さ位置で蓄積容器１２ａの内部空間に開口している。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と連通している。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。また、帰還経路１６の下流端は、導入管１２ｂにつながれていてもよい。

圧縮機構３は、容積式の流体機構であり、モータ２によって動かされることにより、吸入ポート３ａから冷媒を吸入し、その冷媒を圧縮して吐出ポート３ｂから吐出する。図１および図２Ａに示すように、圧縮機構３は、シリンダ５１、ピストン５２、ベーン５４、バネ５５、上側閉塞部材６１および下側閉塞部材６２で構成されている。シリンダ５１は、密閉容器１の内周面に固定されている。シリンダ５１の内部には、自身の外周面とシリンダ５１の内周面との間に作動室５３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５２が配置されている。シリンダ５１には、ベーン溝５６が形成されている。ベーン溝５６には、ピストン５２の外周面に接する先端を有するベーン５４が収納されている。バネ５５は、ベーン５４をピストン５２に向かって押すようにベーン溝５６に配置されている。シリンダ５１とピストン５２との間の作動室５３はベーン５４によって仕切られ、これにより、吸入室５３ａおよび圧縮−吐出室５３ｂが形成されている。なお、ベーン５４は、ピストン５２に一体化されていてもよい。すなわち、ピストン５２およびベーン５４がいわゆるスイングピストンで構成されていてもよい。上側閉塞部材６１および下側閉塞部材６２は、シャフト４の軸方向の両側から作動室５３を閉塞している。また、上側閉塞部材６１および下側閉塞部材６２は、シャフト４を回転自在に支持する軸受としても機能する。

本実施形態では、圧縮するべき冷媒を吸入室５３ａに流入させる吸入ポート３ａがシリンダ５１に設けられており、圧縮された冷媒を圧縮−吐出室５３ｂから流出させる吐出ポート３ｂが上側閉塞部材６１に設けられている。吸入ポート３ａには吸入経路１４の下流端が接続されている。図２Ｂに示すように、上側閉塞部材６１には、当該上側閉塞部材６１の上面から窪む凹部６１ａがベーン５４の近傍に形成されており、吐出ポート３ｂは上側閉塞部材６１の下面から凹部６１ａの底面に延びている。すなわち、吐出ポート３ｂは、密閉容器１の内部空間２８に開口している。また、凹部６１ａ内には、弾性変形により吐出ポート３ｂを開閉する吐出弁７１と、吐出弁７１の変形量を規制するストッパー７２が配置されている。

さらに、上側閉塞部材６１には、圧縮−吐出室５３ｂから冷媒を逃がすための帰還ポート３ｃと、帰還ポート３ｃと連通する背圧室１８が設けられている。帰還ポート３ｃは、図２Ａおよび２Ｂに示すように、シャフト４の軸心から見てベーン５４と１８０度をなす位置に形成されている。背圧室１８は、上側閉塞部材６１の上面に形成された窪みとこの窪みを覆うキャップ６３とで構成されており、密閉容器１の内部空間２８から区画されている。さらに、本実施形態では、シリンダ５１に上側閉塞部材６１および下側閉塞部材６２で閉塞される中継室５７が設けられており、この中継室５７に帰還経路１６の上流端が開口している。そして、上側閉塞部材６１には背圧室１８と中継室５７とを連通する連通路６０が設けられている。換言すれば、帰還経路１６の上流端は、中継室５７および連通路６０を介して背圧室１８と接続されている。ただし、中継室５７および連通路６０は必ずしも設けられている必要はなく、帰還経路１６の上流端が直接的に背圧室１８に接続されていてもよい。

背圧室１８内には、図１に示すように、弾性変形により帰還ポート３ｃを開閉する逆止弁７３と、逆止弁７３の変形量を規制するストッパー７４が配置されている。すなわち、逆止弁７３は、薄い金属板でできた長細い形状をしたリードバルブである。逆止弁７３は、背圧室１８から作動室５３への冷媒の流れを阻止する。逆止弁７３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背圧室１８から作動室５３への冷媒の流れを阻止できる。

帰還経路１６には、圧縮機本体４０の外部に位置するように容積変更弁１７が設けられている。この容積変更弁１７は、逆止弁７３と共に可変容積機構を構成する。本実施形態では、容積変更弁１７として開閉弁が用いられている。すなわち、本実施形態では、可変容積機構が冷媒を減圧する能力を有していない。また、吸入室５３ａに吸入された冷媒は圧縮−吐出室５３ｂで実質的に圧縮されることなく、背圧室１８および帰還経路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５３ｂである程度圧縮された冷媒が背圧室１８および帰還経路１６を通じて吸入経路１４に戻されてもよい。

容積変更弁１７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、容積変更弁１７が開かれることにより、容積変更弁１７が帰還経路１６を通じた冷媒の流通を許容する。他方、吸入容積を相対的に大きくすべきときには、容積変更弁１７が閉じられることにより、容積変更弁１７が帰還経路１６を通じた冷媒の流通を禁止して背圧室１８内の圧力を増加させる。容積変更弁１７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。容積変更弁１７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。

制御部４４は、容積変更弁１７を制御してロータリ圧縮機１００の運転モードを高容積モードから低容積モードへ切り替えたとき、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を制御する。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。

以下、本明細書では、ベーン５４およびベーン溝５６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５４がピストン５２によってベーン溝５６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５３ｂ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５３ｂに閉じ込めた冷媒を帰還ポート３ｃから逃がす行程が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約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３ｃ等の位置を適宜変更できる。例えば、帰還ポート３ｃ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およびピストン５２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５３ａ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５３ａの容積は最大になる。その後、吸入室５３ａは圧縮−吐出室５３ｂへと変化する。シャフト４の回転に伴って圧縮−吐出室５３ｂの容積は減少する。図４Ａおよび４Ｂに示すように、吸入室５３ａの容積が点Ａ、点Ｂおよび点Ｃに沿って増加するとき、圧縮−吐出室５３ｂの容積は点Ｄ、点Ｅおよび点Ｆに沿って減少する。

容積変更弁１７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５３ｂの容積の減少に伴って逆止弁７３が変形し、冷媒が帰還ポート３ｃを通って圧縮−吐出室５３ｂの外に排出される。排出された冷媒は、背圧室１８および帰還経路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５３ｂ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５３ｂが帰還ポート３ｃから隔離され、圧縮−吐出室５３ｂ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５３ｂ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５３ｂ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の左下図およ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５３ｂの容積はゼロになる。

容積変更弁１７が閉じている場合、帰還ポート３ｃが逆止弁７３によって閉じられるため、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、背圧室１８および帰還経路１６における容積変更弁１７よりも上流側部分（以下、これらを「背圧空間」という。）は、比較的高い圧力を有する。なぜなら、容積変更弁１７を閉じると、中間圧まで圧縮された冷媒が背圧空間に徐々に蓄積されるからである。圧縮−吐出室５３ｂの圧力が背圧空間の圧力よりも低い場合には、逆止弁７３により背圧室１８から作動室５３への冷媒の逆流が防止される。すなわち、容積変更弁１７から見て作動室５３の側に逆止弁７３が設けられているので、背圧空間全体がデッドボリュームとなることを回避できる。

ところで、容積変更弁１７が閉じている場合は、帰還ポート３ｃがデッドボリュームＶｄとなる。このデッドボリュームＶｄは、容積変更弁１７が閉じている場合の圧縮機効率を低下させる要因になる。すなわち帰還ポート３ｃ内に存在する冷媒は、圧縮機構３の圧縮過程が進むにつれて圧力は上昇するが、ピストン５２によって作動室５３の外部に排出されることは無く、再び吸入過程にさらされた時に減圧されることで余分な圧縮動力を消費してしまう。容積変更弁１７が閉じている場合の圧縮機効率を考えたときには、このデッドボリュームＶｄは限りなく小さくすることが望ましい。

本実施形態では、ピストン５２の端面と接する上側閉塞部材６１に逆止弁７３を設置する事で、帰還ポート３ｃの長さＬｖを最短にすることができ、これによりデッドボリュームＶｄを極小にすることを可能としている。しかし、一方で容積変更弁１７が開いている場合は、帰還ポート３ｃは冷媒流路を構成するため、流路抵抗を低減させるためには出来るだけ大きな流路断面を取ることが望ましい。

一般的に、吸入ポート３ａの直径Ｄｓと吐出ポート３ｂの直径Ｄｄとの大小関係は、定格条件（機器を設計するときの代表条件）における吸入冷媒密度と吐出冷媒密度に関係する。定格条件における吸入冷媒に対する吐出冷媒の密度比は、例えばエアコンであれば、機器の性能にも左右されるが、約５３程度である。そのため、吸入ポート３ａの直径Ｄｓと吐出ポート３ｂの直径Ｄｄは、おおよそＤｓ＝（５３）０.５×Ｄｄの関係が成立するように設計を行う。

帰還ポート３ｃを冷媒が通過する場合は、冷媒はほぼ圧縮されずに通過することになるため、通過する冷媒の密度は吸入冷媒とほぼ等しい。このため、帰還ポート３ｃの直径Ｄｂは吸入ポート３ａの直径Ｄｓと略同等に設計することが流路抵抗の面から見れば望ましい。しかし、本発明の発明者は、デッドボリュームＶｄが圧縮機性能に与える影響と、帰還ポート３ｃの直径Ｄｂの流路抵抗が圧縮機性能に与える影響とを、解析的、実験的に検討を行った結果、帰還ポート３ｃの直径Ｄｂを吐出ポートの直径Ｄｄと同じかそれ以下にする（Ｄｂ≦Ｄｄ）ことで、圧縮機の性能を最も効率的に保つことが可能であることを見出した。

また、帰還ポート３ｃの直径Ｄｂが吐出ポート３ｂの直径Ｄｄと同じかそれ以下にすることによって、帰還ポート３ｃに対する逆止弁７３と吐出ポート３ｂに対する吐出弁７１とを同じ構成とすることが可能となるので、圧縮機の低コスト化を図ることができる。

また、帰還ポート３ｃの直径Ｄｂがピストン５２の外半径Ｒｐ１と内半径Ｒｐ２に対して、Ｄｂ＜Ｒｐ１−Ｒｐ２の関係に設計しても良い。このような構成にすることで、帰還ポート３ｃをピストン５２の端面シール部ですべてシールする事ができるので、高容積モードでは、圧縮過程中に作動流体が帰還ポート３ｃを通って下流に漏れる等の漏れ経路の増加を防ぐ事ができる。

また、帰還ポート３ｃの中心とシリンダ５１の内径中心との距離Ｌｂが、シリンダ５１の内半径Ｒｃと、Ｒｃ−Ｄｂ／２＜Ｌｂ＜Ｒｃの関係にすると良い。このような構成にすることで、ピストン５２の内周部に存在する高温高圧の潤滑油と帰還ポート３ｃとの間のシール長を長くすることができるので、高温高圧の潤滑油が帰還ポート３ｃにピストン５２の端面を経由して染み出してくるのを抑制でき、吸入作動流体に対する過剰な受熱を防ぐ事ができる。また、帰還ポート３ｃの面積の半分以上はシリンダ５１の作動室５３に面しているので、作動流体の流れを損なわずに流路抵抗を抑制することができる。

次に、図５を参照して、制御部４４による容積変更弁１７およびインバータ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およびステップ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、容積変更弁１７が閉じているかどうかを判断する。容積変更弁１７が閉じている場合、ステップＳ５において、容積変更弁１７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、容積変更弁１７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、容積変更弁１７が開いているかどうかを判断する。容積変更弁１７が開いている場合、ステップＳ９において、容積変更弁１７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、容積変更弁１７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５のフローチャートに沿った制御を行うことにより、容積変更弁１７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。

容積変更弁１７を閉じた状態、すなわち、帰還経路１６を通じた冷媒の流通が禁止される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容積変更弁１７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容積変更弁１７に関する処理とは、容積変更弁１７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容積変更弁１７およびインバータ４２を制御する。容積変更弁１７を開いた状態、すなわち、帰還経路１６を通じた冷媒の流通が許容される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容積変更弁１７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容積変更弁１７に関する処理とは、容積変更弁１７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、容積変更弁１７を閉じた状態でモータ２の回転数が３０Ｈｚまで低下すると、容積変更弁１７を開き、モータ２の回転数を６０Ｈｚに上げる。容積変更弁１７を開いた状態でモータ２の回転数が７０Ｈｚまで上昇すると、容積変更弁１７を閉じ、モータ２の回転数を３５Ｈｚに下げる。容積変更弁１７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、容積変更弁１７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、容積変更弁１７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、容積変更弁１７およびインバータ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容積変更弁１７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容積変更弁１７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７を参照して説明する。

図７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、容積変更弁１７が閉じているかどうかを判断する。容積変更弁１７が閉じている場合、ステップＳ１５において、容積変更弁１７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。容積変更弁１７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、容積変更弁１７が開いているかどうかを判断する。容積変更弁１７が開いている場合、ステップＳ１８において、容積変更弁１７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。容積変更弁１７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５又は図７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８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８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５３ａに吸入される。そのため、図９Ａに示すように、吸入経路１４における冷媒の流速は、吸入室５３ａ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。

容積変更弁１７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５３ｂの冷媒が帰還ポート３ｃを通じて背圧室１８に排出される。圧縮−吐出室５３ｂから背圧室１８に排出される冷媒の量は、０〜１８０度の期間における圧縮−吐出室５３ｂの容積の減少量に等しい。図９Ｂ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５３ｂ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および帰還経路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９Ｃ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および帰還経路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５３ａ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に連通している。この構成によれば、水撃の発生を防止できるので、振動、騒音および効率の低下を効果的に抑制できる。

なお、本実施形態では、帰還ポート３ｃおよび背圧室１８が上側閉塞部材６１に設けられているが、帰還ポート３ｃおよび背圧室１８は下側閉塞部材６２に設けられていることが好ましい（参考として、図１０参照）。この構成であれば、高容積モードにおいて帰還ポート３ｃが閉じられている間に帰還ポート３ｃに潤滑油が溜まるため、デッドボリュームを抑制できるからである。

（第２実施形態）
図１０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、圧縮機構３の上方に配置された第２圧縮機構３０を備えている。以下、第１実施形態で説明した圧縮機構３およびこれに関連する要素に「第１」を付して標記する。例えば、シリンダ５１を第１シリンダ５１、ピストン５２を第１ピストン５２、ベーン５４を第１ベーン５４、作動室５３を第１作動室５３、圧縮機構３を第１圧縮機構３、吸入経路１４を第１吸入経路１４と標記する。

シャフト４には、第１偏心部４ａに加えて第２偏心部４ｂが設けられている。第１偏心部４ａの偏心方向は、第２偏心部４ｂの偏心方向と１８０度ずれている。つまり、第１ピストン５２の位相が後述する第２ピストン８２の位相とシャフト４の回転角度で１８０度ずれている。

第２圧縮機構３０は、容積式の流体機構であり、モータ２によって動かされることにより、第２吸入ポート３０ａから冷媒を吸入し、その冷媒を圧縮して第２吐出ポート３０ｂから吐出する。第２吸入ポート３０ａには、第２吸入経路１５によりアキュームレータ１２の内部空間から冷媒が導かれる。本実施形態では、第２圧縮機構３０に帰還ポートが設けられていないので、第２圧縮機構３０の吸入容積は常に一定である。なお、アキュームレータ１２の内部又は外部において、第１吸入経路１４および第２吸入経路１５の一方が他方から分岐していてもよい。

第２圧縮機構３０は、図１０および図１１に示すように、第２シリンダ８１、第２ピストン８２、第２ベーン８４、第２バネ８５、中間板６５および第２閉塞部材６６で構成されている。一方で、第１圧縮機構３は、第１実施形態で説明した上側閉塞部材６１および下側閉塞部材６２の代わりに、中間板６５および第１閉塞部材６４を有している。すなわち、中間板６５は、第１圧縮機構３と第２圧縮機構３０とで共有されている。中間板６５は、第１シリンダ５１と第２シリンダ８１とに挟持され、第１作動室５３を上側から閉塞し、後述する第２作動室８３を下側から閉塞している。また、第１閉塞部材６４は、第１作動室５３を下側から閉塞し、第２閉塞部材６６は、第２作動室８３を上側から閉塞している。また、第１閉塞部材６４および第２閉塞部材６６は、シャフト４を回転自在に支持する軸受としても機能する。

第２シリンダ８１は、第１シリンダ５１に対して同心状に配置されている。第２シリンダ８１の内部には、自身の外周面と第２シリンダ８１の内周面との間に第２作動室８３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８２が配置されている。第２シリンダ８１には、第２ベーン溝８６が形成されている。第２ベーン溝８６には、第２ピストン８２の外周面に接する先端を有する第２ベーン８４が収納されている。第２バネ８５は、第２ベーン８４を第２ピストン８２に向かって押すように第２ベーン溝８６に配置されている。第２シリンダ８１と第２ピストン８２との間の第２作動室８３は第２ベーン８４によって仕切られ、これにより、第２吸入室８３ａおよび第２圧縮−吐出室８３ｂが形成されている。第２ベーン８４は、シャフト４の軸方向において第１ベーン５４と一致する位置に配置されている。このため、第２ピストン８２が上死点（第２ベーン８４を最も後退させる位置）に位置するタイミングは第１ピストン５２が上死点（第１ベーン５４を最も後退させる位置）に位置するタイミングと１８０度ずれている。

本実施形態では、圧縮するべき冷媒を第２吸入室８３ａに流入させる第２吸入ポート３０ａが第２シリンダ８１に設けられており、圧縮された冷媒を第２圧縮−吐出室８３ｂから流出させる第２吐出ポート３０ｂが第２閉塞部材６６に設けられている。第２吸入ポート３０ａには第２吸入経路１５の下流端が接続されている。第２閉塞部材６６には、当該第２閉塞部材６６の上面から窪む凹部が第２ベーン８４の近傍に形成されており、吐出ポート３０ｂは第２閉塞部材６６の下面からその凹部の底面に延びている。すなわち、第２吐出ポート３０ｂは、密閉容器１の内部空間２８に開口している。また、凹部内には、弾性変形により吐出ポート３０ｂを開閉する第２吐出弁７５と、第２吐出弁７５の変形量を規制するストッパー７６が配置されている。

一方、第１圧縮機構３に関しては、第１吐出ポート３ａ、帰還ポート３ｃ、背圧室１８および連通路６０が第１閉塞部材６４に設けられている。第１閉塞部材６４は、吐出ポート３ｂから吐出される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。また、第１閉塞部材６４、第１シリンダ５１、中間板６５、第２シリンダ８１および第２閉塞部材６６には、これらを貫通する流路３５が設けられており、この流路３５を通じて第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なっている。背圧室１８は、キャップ６３によりマフラ２３の内部空間、ひいては密閉容器１の内部空間２８から区画されている。

本実施形態では、第２圧縮機構３０に帰還ポートが設けられていないので、第１圧縮機構３の吸入容積のみが変更可能である。このように第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。

また、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３０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３０および第１圧縮機構３がこの順番で並んでいる。第２圧縮機構３０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３０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、軸受として機能する第１閉塞部材６４および第２閉塞部材６６における摩擦損失を低減できる。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の内部空間および流路３５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および第２圧縮機構３０の位置関係は、上記の関係に限定されず、逆であってもよい。

第１実施形態で説明したように、帰還ポート３ｃ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３０の吸入容積が「Ｖ」のとき、第１圧縮機構３および第２圧縮機構３０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を通じた冷媒の流通が許容される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１２に示すように、帰還ポート３ｃが第１吐出ポート３ｂ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５３ａに吸入された冷媒の略全部が圧縮されることなく背圧室１８および帰還経路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第１圧縮機構３および第２圧縮機構３０の吸入容積の合計は、第２圧縮機構３０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３ｃ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。

さらに、低容積モードにおける第１圧縮機構３の吸入容積を実質的にゼロにする場合は、軸受の信頼性の観点から、第１圧縮機構３を第２圧縮機構３０の下方に配置することが好ましい。本実施形態のように２つの圧縮機構を備える構成では、シャフトに対するピストンの組み付けの都合上、一般的に、シャフトの末端である偏心部の下側部分は偏心部の上側部分よりも細くなる。すなわち、第１圧縮機構３を第２圧縮機構３０の下方に配置すれば、シャフト４における第１閉塞部材６４に支持される部分の直径がシャフト４における第２閉塞部材６６に支持される部分の直径よりも小さくなる。このため、第１閉塞部材６４の軸受容量を第２閉塞部材６６の軸受容量よりも小さくでき、低容積モードにおいてシャフト４にかかる負荷を、第１圧縮機構３を第２圧縮機構３０の上方に配置する場合よりも軽減することができる。

（第３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３００は、第２実施形態のロータリ圧縮機２００において第１圧縮機構３と第２圧縮機構３０の位置を逆にしたような構成を有している。さらに、本実施形態では、第２圧縮機構３０の第２閉塞部材６６に、第２圧縮−吐出室８３ｂから冷媒を逃がすための第２帰還ポート３０ｃと、第２帰還ポート３０ｃと連通する第２背圧室１９が設けられている。そして、帰還経路１６の上流端は、第１背圧室１８だけでなく第２背圧室１９にも接続されている。

シャフト４の回転方向において、第２ベーン８４から第２帰還ポート３０ｃまでの角度は、第１ベーン５４から第１帰還ポート３ｃまでの角度と略同じであることが好ましい。ここで、「略同じ」とは、それらの差が１０度以内のことをいう。例えば、第２帰還ポート３０ｃは、第１帰還ポート３ｃと同様に、シャフト４の軸心から見て第２ベーン８４と１８０度をなす位置に形成されていてもよい。

なお、第２帰還ポート３０ｃについても、第２吐出ポート３０ｂおよび第２ピストン８２との関係が、第１実施形態で好ましい構成として説明したような条件（Ｄｂ≦Ｄｄ、Ｄｂ＜Ｒｐ１−Ｒｐ２、Ｌｂ＜Ｒｃ）を満たすことが好ましい。

第２背圧室１９は、第２閉塞部材６６の下面に形成された窪みとこの窪みを覆うキャップ６７とで構成されており、マフラ２３の内部空間、ひいては密閉容器１の内部空間２８から区画されている。また、第２閉塞部材６６、第２シリンダ８１および中間板６５には、これらを貫通して第２背圧室１９と中継室５７とを連通する流路９が設けられている。換言すれば、帰還経路１６の上流端は、中継室５７および流路９を介して第２背圧室１９と接続されている。

第２背圧室１９内には、弾性変形により第２帰還ポート３０ｃを開閉する第２逆止弁７７と、第２逆止弁７７の変形量を規制するストッパー７８が配置されている。すなわち、第２逆止弁７７は、薄い金属板でできた長細い形状をしたリードバルブである。

本実施形態の構成では、第１圧縮機構３と第２圧縮機構３０とで吸入容積の変化量を略同じにすることができ、第１圧縮機構３および第２圧縮機構３０で発生する一回転あたりの回転トルクが等しくなる。また、第２実施形態で説明したように第１圧縮機構３と第２圧縮機構３０の上死点タイミングが１８０°ずれているので、シャフト４に生じる回転トルク変動を打ち消し合うことができる。その結果、モータ２の回転数制御が容易になりモータ効率が向上する。さらに、回転速度変動が抑えられることから、機器の信頼性が向上し、かつ、騒音をより小さくすることができる。

なお、流路９における第２シリンダ８１に対応する部分が拡大されていて、帰還経路１６の上流端がその拡大された部分に開口するように帰還経路１６が第２シリンダ８１に接合されていてもよい。

（第４実施形態）
図１４に示すように、本実施形態のロータリ圧縮機４００は、第３実施形態のロータリ圧縮機３００において中間板６５の代わりに互いに重ね合わされる第１中間板６８および第２中間板６９が配設された構成を有している。すなわち、第１圧縮機構３および第２圧縮機構は、第１中間板６８と第２中間板６９を別々に有している。

第１中間板６８は、第１作動室５３を下方から閉塞し、第２中間板６９は、第２作動室を上方から閉塞している。本実施形態では、第１中間板６８に、第１帰還ポート３ｃおよび第１背圧室１８が設けられ、第２中間板６９に、第２帰還ポート３０ｃおよび第２背圧室１９が設けられている。

本実施形態の構成では、第２中間板６９によって第１背圧室１８が密閉容器１の内部空間から区画されるとともに第１中間板６８によって第２背圧室１９が密閉容器１の内部空間から区画されるため、図１３に示すようなキャップ６３，６７が不要になり、部品点数を削減することができる。また、第１背圧室１８と第２背圧室１９とをそれらが連続する空間を構成する位置に設ければ、図１３に示すような連通路９が不要になり、構成をさらにシンプルにすることができる。

（応用実施形態）
図１５に示すように、第１実施形態のロータリ圧縮機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および蒸発器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２００〜４００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変更可能である。例えば、容積変更弁１７は必ずしも開閉弁である必要はなく、容積変更弁１７として、帰還経路１６を通じた作動流体の流通を禁止するときは冷媒回路中の高圧冷媒を背圧室１８に導くように帰還経路１６に設けられた三方弁を用いることも可能である。

また、ロータリ圧縮機１００の起動時において、背圧室１８および帰還経路１６を通じて圧縮−吐出室５３ｂから吸入経路１４へと冷媒が戻ることを許容するように容積変更弁１７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、温水暖房装置およ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。

Claims (15)

1. シリンダ、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、前記作動室を吸入室と圧縮−吐出室とに仕切るベーン、圧縮するべき作動流体を前記吸入室に流入させる吸入ポート、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、および前記圧縮−吐出室から作動流体を逃がすための帰還ポート、を含む圧縮機構と、
   前記ピストンに嵌合する偏心部を有するシャフトと、
   前記シャフトを回転させるモータと、
   前記吸入ポートに作動流体を導く吸入経路と、
   前記帰還ポートと連通する背圧室と、
   前記背圧室内に配置され、弾性変形により前記帰還ポートを開閉するリードバルブ型の逆止弁と、
   前記背圧室から作動流体を前記吸入経路へ戻す帰還経路と、
   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た作動流体の流通を許容し、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た作動流体の流通を禁止して前記背圧室内の圧力を増加させる容積変更弁と、
   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容積変更弁および前記インバータを制御する制御部と、
   を備え、
   作動流体を保持できる内部空間を有し、前記吸入経路およ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と連通している、ロータリ圧縮機。
2. 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、前記吸入室を第１吸入室、前記圧縮−吐出室を第１圧縮−吐出室、前記吸入ポートを第１吸入ポート、前記吐出ポートを第１吐出ポート、前記圧縮機構を第１圧縮機構、前記偏心部を第１偏心部、前記吸入経路を第１吸入経路と定義したとき、
   当該ロータリ圧縮機は、第２シリンダ、自身の外周面と前記第２シリンダの内周面との間に第２作動室が形成されるように前記第２シリンダの内部に配置された第２ピストン、前記第２作動室を第２吸入室と第２圧縮−吐出室とに仕切る第２ベーン、圧縮するべき作動流体を前記第２吸入室に流入させる第２吸入ポート、および圧縮された作動流体を前記第２圧縮−吐出室から流出させる第２吐出ポート、を含む第２圧縮機構と、作動流体を前記アキュームレータの内部空間から前記第２吸入ポートに導く第２吸入経路と、をさらに備え、
   前記シャフトは、前記第２ピストンと嵌合する第２偏心部をさらに有する、請求項１に記載のロータリ圧縮機。
3. 前記第２圧縮機構の吸入容積は、常に一定である、請求項２に記載のロータリ圧縮機。
4. 前記帰還経路を通じた作動流体の流通が許容される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３に記載のロータリ圧縮機。
5. 前記第１圧縮機構および前記第２圧縮機構は、前記第１シリンダと前記第２シリンダとに挟持され、前記第１作動室および前記第２作動室を前記シャフトの軸方向の一方から閉塞する中間板を共有しており、
   前記第１圧縮機構は、前記中間板と反対側から前記第１作動室を閉塞する第１閉塞部材を含み、
   前記第２圧縮機構は、前記中間板と反対側から前記第２作動室を閉塞する第２閉塞部材を含み、
   前記第１閉塞部材および前記第２閉塞部材は、前記シャフトを回転自在に支持する軸受としても機能し、
   前記シャフトにおける前記第１閉塞部材に支持される部分の直径は、前記シャフトにおける前記第２閉塞部材に支持される部分の直径よりも小さい、請求項４に記載のロータリ圧縮機。
6. 前記帰還ポートを第１帰還ポート、前記背圧室を第１背圧室、前記逆止弁を第１逆止弁と定義したとき、
   前記第２圧縮機構は、前記第２圧縮−吐出室から作動流体を逃がすための第２帰還ポートをさらに含み、
   当該ロータリ圧縮機は、前記第２帰還ポートと連通する第２背圧室と、前記第２背圧室内に配置され、弾性変形により前記第２帰還ポートを開閉するリードバルブ型の第２逆止弁と、をさらに備え、
   前記帰還経路の上流端は、前記第１背圧室だけでなく前記第２背圧室にも接続されている、請求項２に記載のロータリ圧縮機。
7. 前記シャフトの回転方向において、前記第１ベーンから前記第１帰還ポートまでの角度は、前記第２ベーンから前記第２帰還ポートまでの角度と略同じである、請求項６に記載のロータリ圧縮機。
8. 前記第１圧縮機構および前記第２圧縮機構は、前記第１シリンダと前記第２シリンダとに挟持され、前記第１作動室および前記第２作動室を前記シャフトの軸方向の一方から閉塞する中間板を共有しており、
   前記第１圧縮機構は、前記中間板と反対側から前記第１作動室を閉塞する第１閉塞部材を含み、
   前記第２圧縮機構は、前記中間板と反対側から前記第２作動室を閉塞する第２閉塞部材を含み、
   前記第１帰還ポートおよび前記第１背圧室は前記第１閉塞部材に設けられ、前記第２帰還ポートおよび前記第２背圧室は前記第２閉塞部材に設けられている、請求項６または７に記載のロータリ圧縮機。
9. 前記第１圧縮機構は、第２圧縮機構側から前記第１作動室を閉塞する第１中間板と、前記第１中間板と反対側から前記第１作動室を閉塞する第１閉塞部材と、を含み、
   前記第２圧縮機構は、前記第１圧縮機構側から前記第２作動室を閉塞する第２中間板と、前記第２中間板と反対側から前記第２作動室を閉塞する第２閉塞部材と、を含み、
   前記第１中間板と前記第２中間板は、互いに重ね合わされ、
   前記第１帰還ポートおよび前記第１背圧室は前記第１中間板に設けられ、前記第２帰還ポートおよび前記第２背圧室は前記第２中間板に設けられている、請求項６または７に記載のロータリ圧縮機。
10. シリンダ、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、前記作動室を吸入室と圧縮−吐出室とに仕切るベーン、圧縮するべき作動流体を前記吸入室に流入させる吸入ポート、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、および前記圧縮−吐出室から作動流体を逃がすための帰還ポート、を含む圧縮機構と、
    前記ピストンに嵌合する偏心部を有するシャフトと、
    前記シャフトを回転させるモータと、
    前記吸入ポートに作動流体を導く吸入経路と、
    前記帰還ポートと連通する背圧室と、
    前記背圧室内に配置され、弾性変形により前記帰還ポートを開閉するリードバルブ型の逆止弁と、
    前記背圧室から作動流体を前記吸入経路へ戻す帰還経路と、
    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た作動流体の流通を許容し、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た作動流体の流通を禁止して前記背圧室内の圧力を増加させる容積変更弁と、
    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容積変更弁およ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Ｄｂが、前記吐出ポートの直径Ｄｄと、Ｄｂ≦Ｄｄの関係にあるロータリ圧縮機。
11. シリンダ、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、前記作動室を吸入室と圧縮−吐出室とに仕切るベーン、圧縮するべき作動流体を前記吸入室に流入させる吸入ポート、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、および前記圧縮−吐出室から作動流体を逃がすための帰還ポート、を含む圧縮機構と、
    前記ピストンに嵌合する偏心部を有するシャフトと、
    前記シャフトを回転させるモータと、
    前記吸入ポートに作動流体を導く吸入経路と、
    前記帰還ポートと連通する背圧室と、
    前記背圧室内に配置され、弾性変形により前記帰還ポートを開閉するリードバルブ型の逆止弁と、
    前記背圧室から作動流体を前記吸入経路へ戻す帰還経路と、
    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た作動流体の流通を許容し、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た作動流体の流通を禁止して前記背圧室内の圧力を増加させる容積変更弁と、
    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容積変更弁およ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Ｄｂが、前記ピストンの外半径Ｒｐ１と内半径Ｒｐ２と、Ｄｂ＜Ｒｐ１−Ｒｐ２の関係にあるロータリ圧縮機。
12. シリンダ、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、前記作動室を吸入室と圧縮−吐出室とに仕切るベーン、圧縮するべき作動流体を前記吸入室に流入させる吸入ポート、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、および前記圧縮−吐出室から作動流体を逃がすための帰還ポート、を含む圧縮機構と、
    前記ピストンに嵌合する偏心部を有するシャフトと、
    前記シャフトを回転させるモータと、
    前記吸入ポートに作動流体を導く吸入経路と、
    前記帰還ポートと連通する背圧室と、
    前記背圧室内に配置され、弾性変形により前記帰還ポートを開閉するリードバルブ型の逆止弁と、
    前記背圧室から作動流体を前記吸入経路へ戻す帰還経路と、
    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た作動流体の流通を許容し、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た作動流体の流通を禁止して前記背圧室内の圧力を増加させる容積変更弁と、
    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容積変更弁および前記インバータを制御する制御部と、
    を備え、
    前記帰還ポートの中心と前記シリンダの内径中心との距離Ｌｂが、前記シリンダの内半径Ｒｃと、Ｌｂ＜Ｒｃの関係にあるロータリ圧縮機。
13. 作動流体を保持できる内部空間を有し、前記吸入経路およ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と連通している、請求項１０〜１２のいずれか１項に記載のロータリ圧縮機。
14. 前記圧縮機構は、前記シャフトの軸方向の両側から前記作動室を閉塞する一対の閉塞部材をさらに含み、
    前記一対の閉塞部材の一方に、前記帰還ポートおよび前記背圧室が設けられている、請求項１〜１３のいずれか１項に記載のロータリ圧縮機。
15. 前記圧縮機構および前記モータを収容する密閉容器をさらに備え、
    前記吐出ポートは、前記密閉容器の内部空間に開口しており、
    前記背圧室は、前記密閉容器の内部空間から区画されている、請求項１〜１４のいずれか１項に記載のロータリ圧縮機。

Images