JP5810221B2 - 回転式圧縮機および冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明の実施形態は、回転式圧縮機と、この回転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。

回転式圧縮機を備えた冷凍サイクル装置が多用される。この種の回転式圧縮機では、回転軸を介して電動機部と圧縮機構部を連結していて、圧縮機構部には、内部にシリンダ室を形成するシリンダと、シリンダ室で偏心運動するローラと、このローラに当接してシリンダ室内を圧縮室と吸込み室に区画するベーンを備えている。

回転軸が回転し、ローラがシリンダ室内で偏心運動して吸込まれたガス冷媒を圧縮するが、このとき高圧化したガス冷媒がローラと回転軸を押し、回転軸が微小量だけ撓む。するとローラが傾き、ベーンとローラの接触面が不均一で局所的に当る、いわゆる片当り状態になり、ベーンとローラの接触部の摺動抵抗が増大して、摩耗が進行する（例えば、特許第４４８８１０４号公報）。

ベーンのローラに対する片当りを解消し、局所的な面圧を緩和して信頼性を向上させるには、ベーンを２枚に分割して配置することが有効である。すなわち、２枚のベーンのそれぞれが微妙に滑るような状態となることで、ローラと分割ベーンとの摺動面の接触力を分散でき、摺動摩耗を抑制して、信頼性の向上に繋げられる。

しかるに、通常構造である１枚のベーンを備えた場合の、ベーンの高さ寸法に対するシリンダとベーンの高さの差でできる微小隙間の割合を過小に設定すると、ベーンの動きが悪くなり摺動損失の増大に繋がる。微小隙間の割合を過大に設定すると、シリンダ室における圧縮側から吸込み側へのガス冷媒の漏れ量が増え、漏れ損失の増大に繋がる。

このような事情から、ベーンを２枚に分割したうえで、シリンダ室における圧縮室から吸込み室へのガス冷媒の漏れ損失を抑制し、分割ベーンとローラとの摺動損失を増大させることなく、ローラの円滑運動を確実に得られる回転式圧縮機と、この回転式圧縮機を備えた冷凍サイクル装置が望まれていた。

本実施形態の回転式圧縮機では、密閉ケース内に、電動機部と、この電動機部と回転軸を介して連結される圧縮機構部を収容し、圧縮機構部は、シリンダ室を有するシリンダと、シリンダ室内で偏心運動するローラと、ローラに当接してシリンダ室内を圧縮室と吸込み室に区画するベーンとを具備する。
前記ベーンは、回転軸の軸方向であるシリンダの高さ方向に分割ベーンを２枚重ねて配置され、１枚の分割ベーンの高さ寸法をＨ、シリンダの高さ寸法と分割ベーンを２枚重ねた高さ寸法との差である微小隙間をＬとしたとき、分割ベーン１枚当りにおけるベーン高さ寸法Ｈに対する微小隙間Ｌの割合を、 ０．００１＜微小隙間Ｌ／分割ベーン枚数／ベーン高さＨ＜０．００１５ とした。

図１は、本実施形態に係る、回転式圧縮機の縦断面図と、冷凍サイクル装置の概略の冷凍サイクル構成図である。 図２は、同実施形態に係る、回転式圧縮機における圧縮機構部の横断平面図である。 図３は、同実施形態に係る、圧縮機構部のシリンダおよびローラと、ベーン構造を説明する図である。 図４は、同実施形態に係る、微小隙間と性能の関係を示す特性図である。 図５は、参考例としての、シリンダの高さ方向に１枚のベーンを備えた場合の、微小隙間と性能の関係を示す特性図である。 図６Ａは、同実施形態に係る、ベーンに設けられる油溝の、互いに異なる構造を示す図である。 図６Ｂは、同実施形態に係る、ベーンに設けられる油溝の、互いに異なる構造を示す図である。 図７は、同実施形態に係る、シリンダに設けられる吸込み用孔とスプリング収容孔の位置関係を示す断面図である。 図８は、同実施形態の変形例に係る、シリンダに設けられる吸込み用孔とスプリング収容孔の位置関係を示す断面図である。 図９Ａは、同実施形態に係る、圧縮機構部の要部の縦断面図である。 図９Ｂは、同実施形態に係る、圧縮機構部の要部の縦断面の拡大図である。 図１０は、同実施形態の変形例に係る、圧縮機構部の要部の縦断面図である。 図１１は、同実施形態のさらに異なる変形例に係る、圧縮機構部の要部の縦断面図である。 図１２は、同実施形態のさらに異なる変形例に係る、圧縮機構部の要部の縦断面図である。 図１３Ａは、同実施形態のさらに異なる変形例に係る、圧縮機構部の要部の縦断面図である。 図１３Ｂは、同実施形態のさらに異なる変形例に係る、圧縮機構部の要部の従来構造の縦断面図である。 図１４は、同実施形態のさらに異なる変形例に係る、冷凍サイクル装置の冷凍サイクル回路と、回転式圧縮機の一部縦断面図である。 図１５は、同実施形態のさらに異なる変形例に係る、冷凍サイクル装置の冷凍サイクル回路と、回転式圧縮機の一部縦断面図である。

以下、本実施形態を図面にもとづいて説明する。
図１は、２シリンダタイプの回転式圧縮機Ｋの概略縦断面図であるとともに、この回転式圧縮機Ｋを備えた冷凍サイクル装置の冷凍サイクル回路Ｒの構成図である。
はじめに、２シリンダタイプの回転式圧縮機Ｋから説明する。

図中１は密閉ケースであり、この密閉ケース１の上部に電動機部２が収容され、下部に圧縮機構部３が収容される。さらに、圧縮機構部３は、密閉ケース１内底部に集溜する潤滑油の油溜り部（図示しない）内に浸漬されている。
電動機部２と圧縮機構部３は、互いに回転軸４を介して連結され、電動機部２が回転軸４を回転駆動することにより、圧縮機構部３が後述するようにガス冷媒を吸込んで圧縮し、かつ吐出できるようになっている。

前記圧縮機構部３は、上部に第１のシリンダ５Ａを備え、下部に第２のシリンダ５Ｂを備えていて、これら第１のシリンダ５Ａと第２のシリンダ５Ｂとの間には、中間仕切り板６が介在される。
第１のシリンダ５Ａの上面には主軸受７が重ねられ、この主軸受７は密閉ケース１内周壁に取付けられる。第２のシリンダ５Ｂの下面には副軸受８が重ねられ、第２のシリンダ５Ｂと中間仕切り板６および第１のシリンダ５Ａとともに主軸受７に取付けられる。

前記回転軸４は、この中間部が主軸受７に回転自在に枢支され、下端部は副軸受８に回転自在に枢支される。さらに、第１のシリンダ５Ａと中間仕切り板６および第２のシリンダ５Ｂの内径部を貫通していて、第１、第２のシリンダ５Ａ，５Ｂ内径部において略１８０°の位相差で同一直径の第１の偏心部と、第２の偏心部を一体に備えている。

第１の偏心部の周面に第１のローラ９ａが嵌合され、第２の偏心部の周面に第２のローラ９ｂが嵌合される。第１、第２のローラ９ａ，９ｂは、回転軸４の回転にともなって、それぞれ周壁一部が、第１のシリンダ５Ａおよび第２のシリンダ５Ｂの内径部周壁に沿って接触しながら偏心運動するように収容される。

前記第１のシリンダ５Ａの内径部は、主軸受７と中間仕切り板６とによって閉塞され、第１のシリンダ室１０Ａが形成される。第２のシリンダ５Ｂの内径部は、中間仕切り板６と副軸受８とによって閉塞され、第２のシリンダ室１０Ｂが形成される。
第１のシリンダ室１０Ａと第２のシリンダ室１０Ｂの直径および、回転軸４の軸方向長さである高さ寸法は、互いに同一に設定される。第１のローラ９ａは第１のシリンダ室１０Ａに収容され、第２のローラ９ｂは第２のシリンダ室１０Ｂに収容される。

主軸受７には、二重に重ねられ、それぞれに吐出孔が設けられる吐出マフラ１１が取付けられ、主軸受７に設けられる吐出弁機構１２ａを覆っている。副軸受８には、一重の吐出マフラ１３が取付けられ、副軸受８に設けられる吐出弁機構１２ｂを覆っている。この吐出マフラ１３には吐出孔が設けられていない。

主軸受７の吐出弁機構１２ａは第１のシリンダ室１０Ａに連通し、圧縮作用にともないシリンダ室１０Ａ内が所定圧力に上昇したとき開放して、圧縮されたガス冷媒を吐出マフラ１１内に吐出する。副軸受８の吐出弁機構１２ｂは第２のシリンダ室１０Ｂに連通し、圧縮作用にともないシリンダ室１０Ｂ内が所定圧力に上昇したときに開放して、圧縮されたガス冷媒を吐出マフラ１３へ吐出する。

副軸受８と、第２のシリンダ５Ｂと、中間仕切り板６と、第１のシリンダ５Ａおよび主軸受７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１０Ｂで圧縮され、吐出弁機構１２ｂを介して下部側吐出マフラ１３へ吐出されたガス冷媒を上部側の二重吐出マフラ１１内へ案内する。

一方、第１のシリンダ５Ａには第１のベーン１５Ａが設けられ、第２のシリンダ５Ｂには第２のベーン１５Ｂが設けられる。第１のベーン１５Ａおよび第２のベーン１５Ｂのそれぞれは、回転軸４の軸方向である第１のシリンダ５Ａおよび第２のシリンダ５Ｂの高さ方向に沿って上部側と下部側に分割された２枚の分割ベーンａ，ｂからなる。

第１、第２のベーン１５Ａ，１５Ｂを構成する、それぞれ２枚の分割ベーンａ，ｂの後端部には、後述するようにコイルスプリング（弾性部材）１６の一端部が接触し、分割ベーンａ，ｂを前記ローラ９ａ，９ｂ側に付勢するようになっている。

図２は、第１のシリンダ５Ａの平面図であり、図示しない第２のシリンダ５Ｂも同様の平面構造をなす。したがって、「第１」、「第２」の呼称、および符号「Ａ」，「Ｂ」は省略して説明する。（以下、同）
シリンダ５には、内径部であるシリンダ室１０に開放するベーン溝１７が連設され、さらにベーン溝１７の後端部にベーン背室１８が連設される。ベーン溝１７にはシリンダ５の高さ方向に、上下２枚の分割ベーンａ，ｂに分割された状態のベーン１５が移動自在に収容される。上部側分割ベーンａと、下部側分割ベーンｂの先端部はシリンダ室１０に突没自在であり、後端部はベーン背室１８に突没自在である。

分割ベーンａ，ｂの先端部は平面視で略円弧状に形成されていて、先端部が対向するシリンダ室１０に突出した状態で、平面視で円形状のローラ９周壁に、この回転角度に拘わらず線接触するようになっている。
さらに、シリンダ５の肉厚（軸）方向の略中央部から所定間隔を存して一対（２条）のスプリング収容孔１９が、シリンダ５の外周壁からシリンダ室１０側に向かって並行し、ベーン背室１８を介して内径部であるシリンダ室１０の手前まで設けられる。

それぞれのスプリング収容孔１９に前記コイルスプリング１６が収容されていて、圧縮機構部３として組立てられた状態で、コイルスプリング１６の一端部が密閉ケース１内周壁に当接する。他端部が、ベーン１５を構成する上部側分割ベーンａと下部側分割ベーンｂとにそれぞれ当接するよう、各分割ベーンａ，ｂを付勢する。

再び図１に示すように、密閉ケースの上端部には吐出用の冷媒管Ｐが接続される。この冷媒管Ｐには、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が順次連通するよう設けられる。

そして、アキュームレータ２３から２本の吸込み用の冷媒管Ｐ，Ｐが延出され、回転式圧縮機Ｋにおける密閉ケース１を介して第１のシリンダ１０Ａおよび第２のシリンダ１０Ｂに接続される。このようにして、冷凍サイクル装置の冷凍サイクル回路Ｒが構成される。

再び図２に示すように、シリンダ５の外周壁からシリンダ室１０に亘って吸込み用孔２５が設けられ、アキュームレータ２３から分岐された吸込み用の冷媒管Ｐが密閉ケース１を貫通して挿入固定される。ベーン１５およびベーン溝１７を挟んで、シリンダの円周方向の一方側に吸込み用孔２５が設けられ、他方側に前記吐出弁機構１２に連通する吐出孔２６が設けられる。

このようにして構成される回転式圧縮機Ｋは、通電され回転軸４が回転駆動すると、シリンダ室１０においてローラ９が偏心運動をなす。ベーン１５を構成する上部側分割ベーンａおよび下部側分割ベーンｂが、それぞれコイルスプリング１６によって付勢され、これら分割ベーンａ，ｂの先端部はローラ９周壁に弾性的に当接する。

各ローラ９の偏心運動にともなって、ベーン１５によって区画されたシリンダ室１０の吸込み用の冷媒管Ｐからガス冷媒を吸込む。さらに、ガス冷媒は区画されたシリンダ室１０の圧縮室へ移動し圧縮される。圧縮室の容積が小さくなりガス冷媒の圧力が所定圧にまで上昇したとき、ガス冷媒は吐出孔２６から吐出弁機構１２を介して吐出される。

上部側の二重吐出マフラ１１内において、第１のシリンダ室１０Ａから吐出されたガス冷媒と、第２のシリンダ室１０Ｂから吐出されたガス冷媒が合流し、さらに密閉ケース１内に放出される。そして、電動機部２を構成する部品相互間に設けられるガス案内路を介して密閉ケース１上端部に充満し、吐出用冷媒管Ｐから圧縮機Ｋ外部へ吐出される。

圧縮された高圧のガス冷媒は凝縮器２０に導かれて凝縮し、液冷媒に変る。この液冷媒が膨張装置２１に導かれて断熱膨張し、蒸発器２２に導かれて蒸発しガス冷媒に変る。蒸発器２２において周囲の空気から蒸発潜熱を奪い、冷凍作用をなす。

この回転式圧縮機Ｋが空気調和機に搭載されていれば、冷房作用をなす。さらに空気調和機に搭載した場合、冷凍サイクルにおける圧縮機Ｋの吐出側に四方切換え弁を備えることで冷媒の流れを逆に切換えられ、回転式圧縮機１から吐出されるガス冷媒を直接、室内熱交換器に導くように構成すれば、暖房作用をなす。

図３は、シリンダ５に対するローラ９と、ベーン１５の縦断面図である。
シリンダ５の内径部であるシリンダ室１０にローラ９が偏心運動自在に収容されることは、上述のとおりである。

回転軸４の軸方向である、シリンダ室１０の高さ寸法に対して、ローラ９の高さ寸法は略同一である。ローラ９の高さ方向に対して、ベーン１５は、上部側分割ベーンａと下部側分割ベーンｂの２枚に分割された状態で重ねて配置される。

上、下部側分割ベーンａ，ｂそれぞれの高さ寸法をＨ、シリンダ５の高さ寸法と２枚重ねた上、下部側分割ベーンａ，ｂの高さ寸法との差である微小隙間をＬとしたとき、上、下部側分割ベーンａ，ｂ１枚当りにおけるベーン高さ寸法Ｈに対する微小隙間Ｌの割合を、下記（１）式を満足するよう設定する。
０．００１＜微小隙間Ｌ／分割ベーン枚数／ベーン高さＨ＜０．００１５ ……（１）
図４は、前記（１）式を説明する本実施形態の１枚当りにおけるベーン高さ寸法Ｈに対する微小隙間Ｌの割合と性能との特性図である。図５は、参考例として、１枚のベーンを備えた従来の回転式圧縮機のベーン高さ寸法に対する微小隙間の割合と性能との特性図である。

上述のように、ベーン１５はシリンダ室１０を高圧側の圧縮室と、低圧側の吸込み室とに区画する。そのためには、シリンダ室１０で偏心運動するローラ９に対して、ベーン１５が弾性的に摺接しなければならない。すなわち、シリンダ５の高さ寸法に対してローラ９またはベーン１５の高さ寸法を小さくし、両者間の寸法の差（微小隙間Ｌ）を設ける必要がある。

しかしながら、微小隙間Ｌが大きくなるほど圧縮室（高圧側）から吸込み室（低圧側）へ圧縮されたガス冷媒が漏れ出してしまう。回転軸４の１回あたりの圧縮量が減少し、吸込み側の温度上昇を引き起こして漏れ損失が増大し、圧縮効率を損なう。また、微小隙間Ｌが小さ過ぎると、ベーン１５が往復動するときの摺動抵抗が著しく増大することで、やはり圧縮効率を損なう結果となる。

先に、参考例として図５に、従来構造のローラに対して１枚のベーンが当接する場合の微小隙間とベーンの高さの関係式から、最適範囲Ｇを示す。
摺動損失は、０．０００５よりも小さくなるほど増大するが、漏れ損失は、０．０００９よりも大きくなるほど増大する。したがって、従来の微小隙間とベーンの高さの関係式は、
０．０００５＜ 微小隙間Ｌ／ベーン枚数（１枚）／ベーン高さＨ ＜０．０００９ を満足すれば、性能低下を招くことなく、ベーンの摺動性能が良好な圧縮機を提供することができる。

これに対して、本実施形態のように、ベーン１５を２枚の分割ベーンａ，ｂから構成し、互いの分割ベーンａ，ｂをシリンダ５の高さ方向に重ねて配置した場合、それぞれの分割ベーンａ，ｂが摺動するために、２枚重ねの分割ベーンａ，ｂ相互の擦り合わせ面にも微小隙間を有して油膜を形成する必要がある。
そのため、シリンダ５の高さ寸法と２枚重ねた分割ベーンａ，ｂの高さ寸法との微小隙間（段差）は、図５に示すベーン１枚のときよりも大きく設定する必要があることが判明した。

図４に示すように、分割ベーン１枚当りにおけるベーン高さ寸法Ｈに対する微小隙間Ｌの割合を、０．００１０以下に設定すると、摺動損失が増大する。また、同割合を０．００１５以上にすると、漏れ損失が増大する。

したがって、ローラ９に対して２枚の分割ベーンａ，ｂを重ねて配置する場合は、分割ベーンａ，ｂ１枚当りにおけるベーン高さ寸法Ｈに対する微小隙間Ｌの割合を、
０．００１＜微小隙間Ｌ／分割ベーン枚数／ベーン高さＨ＜０．００１５ の最適範囲Ｆに設定するとよい。具体的な例として、シリンダ５の高さ寸法は２８．０ｍｍ、上、下部側分割ベーンａ，ｂそれぞれの高さ寸法Ｈは１３．９８５ｍｍ、微小隙間Ｌは０．０３ｍｍが相当する。

結局、前記（１）式を満足するように設定することで、摺動損失を抑制し、漏れ損失を防止して、回転式圧縮機Ｋの性能を効率の良い状態で使用することができる。
なお、ベーン１５はシリンダ室１０を圧縮室と吸込み室とに区画するものであり、圧縮室のガス冷媒が吸込み室側に漏れると損失になる。本実施の形態では、ベーン１５を２枚に分割しているので、互いの分割ベーンａ，ｂの動作が、常に互い同一であるとは限らず、わずかなずれが生じることは避けられない。

図６Ａ、図６Ｂは、互いに異なる構造の油溝３０ａ，３０ｂを備えた分割ベーンａ，ｂの斜視図である。
たとえば、図６Ａに示すように、上部側分割ベーンａの下面部と、下部側分割ベーンｂの上面部とが重なり合うので、少なくとも下部側分割ベーンｂの上面部に、後端部のみが開放された油溝３０ａを設ける。上部側分割ベーンの下面部に同様の油溝を設けてもよい。

また、図６Ｂに示すように、同一の条件で、少なくとも下部側分割ｂベーンの上面部に、中央部に油溝３０ｂを設ける。上部側分割ベーンの下面部に同様の油溝を設けてもよい。
いずれも、上部側分割ベーンａと下部側分割ベーンｂとの重なり合った部分に、常に油膜が形成されることとなる。圧縮作用にともなって互いの分割ベーンａ，ｂに動作ずれが生じても、ここからのガス冷媒の漏れを抑制できる。

なお、図１に示すように、第１のシリンダ５Ａにおいて、第１のベーン１５Ａを構成する上部側分割ベーンａと下部側分割ベーンｂのそれぞれに対してコイルスプリング１６が設けられ、上部側分割ベーンａおよび下部側分割ベーンｂのそれぞれを付勢する。
第２のシリンダ５Ｂでも、第２のベーン１５Ｂを構成する上部側分割ベーンａと下部側分割ベーンｂのそれぞれに対してコイルスプリング１６が設けられ、上部側分割ベーンａおよび下部側分割ベーンｂのそれぞれを付勢する。

このように、上部側分割ベーンａと下部側分割ベーンｂ毎に別個のコイルスプリング１６を設けることにより、各分割ベーンａ，ｂは互いの動きに干渉されることなしに摺動することができ、ローラ９と各分割ベーンａ，ｂとの摺動面の接触力を分散でき、摺動摩耗を抑制して、信頼性の向上に繋げられる。

また、それぞれのシリンダ５において、コイルスプリング１６を収容するスプリング収容孔１９を２個ずつ設ける必要がある。各シリンダ５には、アキュームレータ２３から延出される吸込み用の冷媒管Ｐを接続する吸込み用孔２５を設けなければならない。

さらに図２に示すように、ベーン１５を取付けたベーン溝１７およびコイルスプリング１６を収容するスプリング収容孔１９を挟んでシリンダ５の円周方向の一方側に、所定角度を存して吸込み用の冷媒管Ｐを接続する吸込み用孔２５が設けられ、他方側に吐出孔２６が設けられる。
特に、吸込み用の冷媒管Ｐは、シリンダ室１０への冷媒吸込み量を可能な限り大きく確保するよう、管径を大にしなければならず、そのため吸込み用孔２５の直径を大きくする必要がある。

シリンダ５の加工順序としては、鋳物素材から、外径部と内径部および高さ上下面の外形形状を加工し、ボルト孔、ガス通路、ベーン加工用孔（ベーン背室）、スプリング収容孔１９、吸込み用孔２５などを加工していく。さらに、ベーン溝１７加工に続いて、内径部および高さ方向の研磨加工仕上げを行っていく。

これらの加工工程において、スプリング収容孔１９の直径が大きくなると、スプリング収容孔１９を加工した後の、スプリング収容孔１９周囲のシリンダ５の肉厚が、シリンダ５の高さ方向で、薄くなり過ぎる傾向にある。したがって、ベーン溝１７加工をする際に、シリンダ５の上記薄肉部に亀裂が生じる虞れがある。

本実施形態のように、シリンダ５の高さ方向に２個の分割ベーンａ，ｂを重ね合せて配置する場合、分割ベーンａ，ｂに弾性的な背圧を付与するコイルスプリング１６も２個必要であり、それぞれを収容するスプリング収容孔１９も、当然、２個設けなければならない。
スプリング収容孔１９をシリンダ５の高さ方向に２個設けると、シリンダ５の高さ方向のスプリング収容孔１９を除いた部分の厚さがより薄くなり、亀裂などの不良が発生し易くなる。

さらに、吸込み用孔２５はスプリング収容孔１９に対して所定角度を存し、シリンダ５の外径部から内径部に亘って貫通して設けられる。これに対して、スプリング収容孔１９はシリンダ５の外径部からシリンダ５の径方向中間部に亘って設けられる。したがって、スプリング収容孔１９の先端部（シリンダ５の中間部）位置が、吸込み用孔２５に最も接近する。

図７は、本実施形態のシリンダ５に設けられる２個のスプリング収容孔１９の先端部位置と、吸込み用の冷媒管Ｐが接続する吸込み用孔２５のシリンダ５中間部位置とに亘る、断面図である。なお、吸込み用孔２５と同一直径の破線孔は、シリンダ５の外径部に開口する吸込み用孔２５位置を示す。

シリンダ５の高さ方向にスプリング収容孔１９を２個設け、シリンダ５の下端面（一端面）とこの下端面に近いスプリング収容孔１９内面間の距離をＣ１、２つのスプリング収容孔１９、１９間の内面間の距離をＣ２、シリンダ５の上端面（他端面）とこの上端面に近いスプリング収容孔１９の内面間の距離をＣ３とするとき、Ｃ１、Ｃ３よりもＣ２の長さを長く（Ｃ１、Ｃ３＜Ｃ２）設定した。

このことにより、コイルスプリング１６を収容するスプリング収容孔１９と、アキュームレータ２３からガス冷媒を導く冷媒管Ｐが接続する吸込み用孔２５との距離Ａｏをより大きく得ることができる。そのため、シリンダ５に必要なベーン溝１７加工や、スプリング収容孔１９加工および吸込み用孔２５加工の際に、シリンダ５の高さ方向に亀裂が生じることがなく、確実に加工できる。

図８は、変形例を示すシリンダ５に設けられるスプリング収容孔１９の先端部位置と、吸込み用孔２５のシリンダ５中間部位置とに亘る断面図である。吸込み用孔２５と同一直径の破線孔は、シリンダ５の外径部に開口する吸込み用孔を示す。
この変形例では、上記Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３を全て同じ長さ（Ｃ１＝Ｃ２＝Ｃ３）に設定した。スプリング収容孔１９と吸込み用孔２５との距離Ａ‘が十分に大きいときに、上記図７の実施形態のものよりも、Ｃ１、Ｃ３を大きくすることができる。

なお、回転式圧縮機Ｋの始動時においては、コイルスプリング１６の弾性力がベーン１５のローラ９に対する付勢力となり、シリンダ室１０にガス冷媒が導かれて徐々に圧力が上昇する。
特に、始動時におけるコイルスプリング１６の押し付け力（弾性力）が弱いと、ベーン１５がローラ９の偏心運動の動きに追従することができず、互いに衝突と離間を繰り返すことがある。この場合、騒音や摩耗の発生がある。

シリンダ室１０において圧力が上昇し、安定運転に至ると、ローラ９の偏心運動にともないベーン１５が往復移動する。コイルスプリング１６は伸縮を繰り返すが、このときコイルスプリング１６の設計寸法が適切でないと、座屈が生じ易く、スプリング収容孔１９に接触して、ついには破損に至る虞れがある。

図９Ａは、圧縮機構部３におけるシリンダ５の縦断面図であり、図９Ｂはベーン１５を付勢するコイルスプリング１６の構造図である。
ベーン１５は、シリンダ５の高さ方向に分割ベーンａ，ｂを２枚重ねて配置されるが、このときのシリンダ５の高さ寸法を「ｈ」、たとえば上部側分割ベーンである１枚の分割ベーンａの高さ寸法を「Ｈ」とする。

コイルスプリング１６は、長さ方向に、固定用の座巻部と伸縮自在な可動部Ｘとからなり、可動部Ｘが実際の稼動域となる。コイルスプリング１６の平均径を「Ｄ」、１つのシリンダ５におけるコイルスプリング１６の本数を「Ｍ」としたとき、つぎの（２）式を満足するように設定するとよい。
Ｄ／Ｈ ≧０．４５ で、かつ Ｄ×Ｍ／ｈ ≦ ０．５５ ……（２）
はじめの構成条件である、 Ｄ／Ｈ ≧０．４５ …（Ａ） の意味は、１枚の分割ベーンａの高さ寸法Ｈに対して、コイルスプリング１６の平均径Ｄを相対的に大きく設定することである。
なお説明すれば、コイルスプリング１６の線径および平均径をα倍にすると、コイルスプリング１６のばね定数もα倍になる。したがって、一般的にコイルスプリング１６は大きく形成すれば、よりばね定数が大きくなり、分割ベーンａに対する背圧である押し付け力を増すことができる。

そして、コイルスプリング１６の平均径Ｄが大きい方が、コイルスプリング１６が分割ベーンａと２箇所で接触する接触部の相互間が離間し、より安定的に分割ベーンａを押し付けることができる。一定長さの可動部Ｘに対してＬ／Ｄは小さくなるため、座屈し難くなる。

結局、回転式圧縮機Ｋの始動時における１枚の分割ベーンａの往復運動を安定化させることができる。そして、コイルスプリング１６による１枚の分割ベーンａに対する押し付け力を増大させ、分割ベーンａとローラ９との離間および衝突を防止できる。圧縮運転中の分割ベーンａの往復運動にともなうコイルスプリング１６伸縮時の座屈を防止することができ、信頼性の向上に繋げられる。

つぎの構成条件である、 Ｄ×Ｍ／ｈ ≦ ０．５５ …（Ｂ） の意味は、シリンダ５の高さ寸法ｈに対してコイルスプリング１６の平均径Ｄを相対的に小さくすることである。
すなわち、分割ベーンａをシリンダ５の高さ方向に２枚重ねて配置すると、コイルスプリング１６は、それぞれの分割ベーンａに対して必要となる。コイルスプリング１６を収容するスプリング収容孔１９も、同じ数だけ設けることとなる。

このとき、構成条件（Ｂ）により、シリンダ５の高さ寸法ｈに対するコイルスプリング１６の平均径Ｄの割合を求め、シリンダ５に設けられるスプリング収容孔１９を過度に大きくすることなく縮小できる。
よって、シリンダ５に設けられるスプリング収容孔１９の直径が大き過ぎることなく、シリンダ５の外郭部の厚さを確保して剛性を高められ、信頼性の向上に繋げられる。

このように、構成条件（Ａ）と構成条件（Ｂ）を併せもつ、（２）式を得ることにより、分割ベーンａに対して安定的に背圧を付与するコイルスプリング１６を得ることができ、圧縮運転時のベーンａ往復運動の信頼性を高くすることができる。

下記の表１は、構成条件（Ａ）と構成条件（Ｂ）が成り立つ範囲を示す。表１内の○印が本実施形態に相当し、コイルスプリング１６の平均径を大きくでき、座屈が生じ難くなり、安定して分割ベーンａに背圧を付与する。スプリング収容孔１９の直径を過度に大きくすることはなく、シリンダ５の肉厚を充分確保できるため、シリンダ５の変形を小さく抑えることができる。

ところで、図１に示すように、第１のシリンダ５Ａと第２のシリンダ５Ｂの外径部周壁が密閉ケース１の内周壁に密接する場合は、スプリング収容孔１９に収容するコイルスプリング１６の一端部を、密閉ケース１内周壁で抑え付けることができる。
しかるに、回転式圧縮機Ｋの設計条件によっては、シリンダ５の外径部周壁と密閉ケース１の内周壁との間に隙間が生じることがある。この場合は、図９Ｂに示す、コイルスプリング１６の一端部を構成する座巻部をスプリング収容孔１９に嵌着固定して、可動部Ｘであるスプリング稼動域を確保しなければならない。

この場合も、コイルスプリング１６はベーン１５を付勢でき、ローラ９は繰り返し往復運動をなす。ローラ９が下死点位置にあるときコイルスプリング１６は最も伸張した状態となり、上死点位置にあるとき最も圧縮した状態にある。圧縮状態のコイルスプリング１６は、伸びようとして座巻部に負荷がかかり、スプリング収容孔１９から抜け出る虞れがある。
従来構造の回転式圧縮機においては、シリンダの高さ方向に１枚のベーンを備えていて、１個のコイルスプリングでベーンを付勢するようになっていて、コイルスプリングの平均径と線径を大きくできる。

本実施形態のように、ベーン１５を２枚に分割し、それぞれの分割ベーンａ，ｂに対してコイルスプリング１６で抑える場合は、必然的にコイルスプリング１６の平均径と線径が小さくなる。特に、線径が小さくなると保持力が弱まり、コイルスプリング１６の座巻部をスプリング収容孔１９に嵌着固定しても、ついには抜け出る虞れがある。

図１０は、本実施形態の変形例での、コイルスプリング１６に対する第１の抑え構造を示す図である。
すなわち、シリンダ５外径部周壁と密閉ケース１内周壁とが間隙を存し、かつベーン１５はシリンダ５の高さ方向に分割ベーンａ，ｂを２枚重ねて配置することを前提条件とする。

分割ベーンａ，ｂそれぞれに背圧を付与するコイルスプリング１６は、スプリング収容孔１９に収容したうえで、シリンダ５外径部に開口するスプリング収容孔１９に第１のストッパ部材４０ａを圧入する。
第１のストッパ部材４０ａは、板ばね材を円筒状に曲成したものであり、スプリング収容孔１９の開口端に圧入されることで、強固にスプリング収容孔１９に取付け固定されることになる。

コイルスプリング１６が伸縮を繰り返し、上死点位置にあるとき最も圧縮した状態になっても、第１のストッパ部材４０ａがコイルスプリング１６の座巻部の移動を抑制する。したがって、コイルスプリング１６がスプリング収容孔１９から抜け出ることはなく、信頼性を確保できる。

図１１は、さらに本実施形態の変形例での、コイルスプリング１６に対する第２の抑え構造を示す図である。
やはり、シリンダ５外径部と密閉ケース１内周壁とが間隙を存する構造で、シリンダ５の高さ方向に分割ベーンａ，ｂを２枚重ねて配置することを前提条件とする。

それぞれのベーンａ，ｂに背圧を付与するコイルスプリング１６をスプリング収容孔１９に収容したうえで、シリンダ５外径部に開口する全てのスプリング収容孔１９を第２のストッパ部材４０ｂで閉塞する。
第２のストッパ部材４０ｂは、短冊状のばね材からなり、両端部が折れ曲がった状態になっている。この折れ曲り端部をシリンダ５の上面部と下面部に設けられる溝に引っ掛けることで、シリンダ５に固定することができる。

コイルスプリング１６が伸縮を繰り返し、上死点位置にあるとき最も圧縮した状態になっても、第２のストッパ部材４０ｂがコイルスプリング１６の座巻部の移動を抑制し、スプリング収容孔１９からの抜け出ることはなく、信頼性を確保できる。

なお、図示しないが、シリンダ５の外径部が密閉ケース１の内周壁に密接する場合であっても同様に、図１０と図１１に示す、第１、第２のストッパ部材４０ａ，４０ｂを用いることにより、製造工程の途中でコイルスプリング１６がスプリング収容孔１９から抜け出すことを防止できる。

また、図１に示す回転式圧縮機Ｋにおいて、主軸受７と副軸受８は、回転軸４を枢支する枢支部と、シリンダ５に接するフランジ部とからなるが、この枢支部とフランジ部とが交差する部位にリング溝ｄが設けられている。圧縮運転にともなって回転軸４が撓んだとき、主軸受７と副軸受８に設けられるリング溝ｄが変形して、撓みを吸収する。

換言すれば、リング溝ｄを設けることで、主軸受７と副軸受８が変形し、ベーン１５に対するローラ９の傾きが大きくなる。ローラ９とベーン１５との、互いの接触力が大きくなって片当りする傾向にあり、長期の使用に亘ると、ベーン１５の異常摩耗や焼付け等の問題が生じる。

図１２は、主軸受７を構成する枢支部７ｅとフランジ部７ｆとが交差する部位にリング溝ｄを設ける一方で、このリング溝ｄを設けた側の軸受である主軸受７に接する第１のシリンダ７Ａの高さ方向にベーン１５Ａを２枚重ねて配置した例を示す。ここでは、分割ベーンａ，ｂの双方を、１つのコイルスプリング１６で押圧する例を示す。
副軸受８にはリング溝ｄが設けられていないので、第２のシリンダ５Ｂに取付けられるベーン１５０は従来通りの１枚ものとする。このベーン１５０を１つのコイルスプリング１６０で押圧することは変りがない。

したがって、特に図示していないが、副軸受８のみにリング溝ｄを設けた場合は、副軸受８側である第２のシリンダ５Ｂに取付けられるベーンを２枚に分割し重ねて配置し、リング溝ｄが設けられない主軸受７に接する第１のシリンダ５Ａに取付けられるベーンは、シリンダ５Ａの高さ方向に１枚ものとする。

図１３Ａは、主軸受７にリング溝ｄを設けた場合の、回転軸４の撓み具合を示す概略の模式図であり、図１３Ｂは主軸受７にリング溝ｄを設けていない場合の概略の模式図である。
図１３Ａに示すように、主軸受７のみにリング溝ｄを設けたことで、回転軸４の撓みに応じて主軸受７が変形しやすくなり、広い面積で回転軸と主軸受７とが接触（接触範囲をｍで示す）する。

したがって、回転軸と主軸受７との単位面積当りの接触力が緩和して、応力集中を避けられる。ただし、回転軸４が撓むことで、ローラ９ａ傾きが大きくなり、ローラ９ａとベーン１５Ａとの接触力が大きくなってしまう。
それを緩和するために、リング溝ｄを設けた主軸受７側の第１のシリンダ５Ａに備えるベーン１５Ａを分割し、シリンダ５Ａの高さ方向に分割ベーンａ，ｂを２枚重ねて配置する。したがって、ローラ９に対して個々の分割ベーンａ，ｂが接触し、片当り（片当り部分を、ｎで示す）が分散して、応力集中を避けられる構造となる。

図１３Ｂは、主軸受７にリング溝ｄを設けておらず、しかも１枚ものベーン１５０を備えた構成である。
主軸受７にリング溝dを設けていないため、回転軸４の撓みに対して主軸受７の狭い範囲で接触（接触部をqで示す）するが、ローラ９ａの傾きが小さいため、ベーン１５０を１枚で構成しても、ローラ９aと接触による応力集中が少ない。

結局、図１２に示すように、主軸受７にリング溝ｄを設け、主軸受７側の第１のシリンダ５Ａでは、ベーン１５Ａを分割し、分割ベーンａ，ｂをシリンダ５Ａの高さ方向に２枚重ねて配置する。副軸受８にはリング溝ｄを設けていないので、副軸受８側の第２のシリンダ５Ｂにおいては、１枚もののベーン１５０としてもよい。

ベーンを２枚に分割して構成すると、加工費等が多くかかるため、コストが上昇しやすいが、一方のシリンダのブレードのみ２枚の分割ベーンで構成することにより、コストの上昇を抑制できる。なお、もちろん、副軸受８側の第２のシリンダ５Ｂにおいても、ベーンを２枚で構成しても構わない。

なお、以上説明した２シリンダタイプの回転式圧縮機において、起動時およびフル回転時は２つのシリンダ室１０Ａ，１０Ｂで圧縮作用をなす全能力運転を行い、安定回転時は１つのシリンダ室たとえば１０Ａのみが圧縮作用をなし、他のシリンダ室１０Ｂでの圧縮作用を停止する能力半減運転への切換えが可能であれば、極めて都合がよい。

図１４は、以上の全能力運転と能力半減運転との切換えを可能とした回転式圧縮機Ｋａを備えた空気調和機の冷凍サイクル構成図である。
回転式圧縮機Ｋａの上部に吐出用の冷媒管Ｐが接続されていて、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から吸込み側の冷媒管Ｐを介して第１のシリンダ室１０Ａに連通され、冷凍サイクル回路Ｒが構成される。

さらに、この冷凍サイクル回路Ｒに圧力切換え機構（圧力切換え手段）５０が設けられる。すなわち、吐出側の冷媒管Ｐからバイパス冷媒管５１が分岐していて、ここに三方弁である圧力切換え弁５２が接続される。

圧力切換え弁５２の他方の接続口には、アキュームレータ２３から延出する吸込み用冷媒管５３が接続される。さらに他方の接続口には、回転式圧縮機Ｋａの密閉ケース１を介して第２のシリンダ５Ｂを貫通し、第２のシリンダ室１０Ｂと連通する吸込み用バイパス管５４が接続されてなる。
これらバイパス冷媒管５１、圧力切換え弁５２、吸込み用冷媒管５３、吸込み用バイパス管５４で、圧力切換え機構５０が構成される。

なお、第１のシリンダ５Ａにおいては、先に説明したようなブレード背室とスプリング収容孔および、スプリング収容孔にコイルスプリングを備え、ここでは従来構造と同様に、１枚のベーン１５０でローラ９ａに接触させるようになっている。
第２のシリンダ５Ｂは、今まで説明したようにブレード背室１８を備えているが、スプリング収容孔とコイルスプリングは設けられていない。ベーン１５はシリンダ５Ｂの高さ方向に２枚のベーンａ，ｂを重ねて配置する。ブレード背室１８は密閉ケース１内に開放されていて、各分割べーンａ，ｂは密閉ケース１内圧力の背圧を受けることになる。

全能力運転をなすには、圧力切換え手段５０の圧力切換え弁５２を、アキュームレータ２３から吸込み用の冷媒管５３と、圧力切換え弁５２と、吸込み用バイパス管５４を介して第２のシリンダ室１０Ｂに連通するよう切換える。したがって、第１のシリンダ室１０Ａにアキュームレータ２３から吸込み用の冷媒管Ｐを介して低圧のガス冷媒が導かれ、ここで圧縮されて密閉ケース１内に吐出される。

また、圧力切換え弁５２の切換え方向に沿い、低圧のガス冷媒がアキュームレータ２３から吸込み用冷媒管５３を介して圧力切換え弁５２に導かれ、さらに吸込み用バイパス管５４から第２のシリンダ室１０Ｂに導かれる。
第１のシリンダ５Ａにおいては、コイルスプリングにより第１のベーン１５０が付勢されてローラ９ａの往復動に追従し、第１のシリンダ室１０Ａで圧縮作用が行われる。所定圧に上昇したガス冷媒は密閉ケース１内に吐出され、ここに充満して、一部は吐出用冷媒管Ｐから凝縮器２０など冷凍サイクル構成部品へ順に導かれる。

密閉ケース１内に充満するガス冷媒の一部は、第２のシリンダ５Ｂに設けられるブレード背室に導かれ、第２のベーン１５を付勢する。第２のシリンダ室１０Ｂには吸込み用バイパス管５４から低圧のガス冷媒が導かれているので、ベーン１５の先端部と後端部で高低差が生じて、ローラ９の往復動に追従して往復動する。

第１のシリンダ５Ａに設けられる第１のベーン１５０の往復動開始とは時間差が生じるが、結局は第２のベーン１５の往復動が開始される。すなわち、第１シリンダ室１０Ａと、第２のシリンダ室１０Ｂの双方で圧縮作用をなす全能力運転が行われる。

能力半減運転をなすには、圧力切換え弁５２を吐出側の冷媒管Ｐから分岐するバイパス冷媒管５１と、吸込み用バイパス管５４を連通するよう切換える。
密閉ケース１から吐出される高圧のガス冷媒が吐出側の冷媒管Ｐを介して凝縮器２０等、冷凍サイクル構成部品に導かれる一方で、ガス冷媒の一部はバイパス冷媒管５１に分流される。そして、圧力切換え弁５２を介して、密閉ケース１から第２のシリンダ５Ｂを貫通する吸込み用バイパス管５４に導かれる。

高圧のガス冷媒は第２のシリンダ室１０Ｂに充満し、高圧化する。その一方で、第２のシリンダ５Ｂに設けられるブレード背室１８は密閉ケース１内の圧力雰囲気である高圧になっている。上下に分割された第２のベーン１５は、先端部と後端部が同じ高圧雰囲気にあるところから、ローラ９Ｂに対しての背圧を付与することができない。
結局、シリンダ５Ｂの高さ方向にベーン１５を２枚重ねて構成した第２のシリンダ室１０Ｂでは圧縮作用が行われない休筒運転となり、第１のシリンダ室１０Ａのみで圧縮作用をなす、能力半減運転となる。

図１５に示す回転式圧縮機Ｋｂは、先に図１４で説明した回転式圧縮機Ｋａとは異なる形態であるが、やはり全能力運転と能力半減運転との切換えを可能とする。
第１のシリンダ５Ａの構成については全く同様であり、１枚の第１のベーン１５０を備え、１個のコイルスプリングでローラ９ａに接触させる。第１のシリンダ室１０Ａには、アキュームレータ２３から延出される吸込み用の冷媒管Ｐが連通する。

ここでは、第２のシリンダ室１０Ｂにも、アキュームレータ２３から延出される吸込み用の冷媒管Ｐが連通する。第２のベーン１５は、第２のシリンダ５Ｂの高さ方向に２枚の分割ベーンａ，ｂを重ねて配置する。そして第２のベーン１５は、第２のシリンダ５Ｂのベーン背室１８に連通する背圧付与部５５によって背圧を付与される。

すなわち、第２のシリンダ５Ｂの下面部には背圧付与部５５が取付けられていて、ベーン背室１８の下面部を覆い閉塞する。ベーン背室１８の上面部は、中間仕切り板６で閉塞されているので、図１４で説明した構成のように密閉ケース１に対して開放されておらず、背圧付与部５５から背圧となる圧力を受けるようになっている。
密閉ケース１の吐出用冷媒管Ｐには冷凍サイクル構成機器が連通して、冷凍サイクル回路Ｒを構成する。吐出用の冷媒管Ｐには、バイパス冷媒管５１が分岐し、ここに三方弁である圧力切換え弁５２が設けられる。

圧力切換え弁５２の一方の接続口には、蒸発器２２とアキュームレータ２３との間から分岐する分岐管５６が接続され、他方の接続口には、先に説明した背圧付与部５５に連通する分岐バイパス管５７が接続される。
これらバイパス冷媒管５１、圧力切換え弁５２、分岐管５６、分岐バイパス管５７および背圧付与部５５で、圧力切換え機構（圧力切換え手段）６０が構成される。

全能力運転時に、第１のシリンダ室１０Ａは冷凍サイクル構成部品から導かれた低圧のガス冷媒を圧縮し、高圧化して吐出する。吐出側の冷媒管Ｐから導かれた高圧のガス冷媒の一部は、圧力切換え弁５２の切換えにより吐出側の冷媒管Ｐから分流され、分岐バイパス管５７から背圧付与部５５に導びかれる。

背室付与部５５が設けられる第２のベーン背室１８には高圧のガス冷媒が充満する一方で、アキュームレータ２３から吸込み用の冷媒管Ｐを介して第２のシリンダ室１０Ｂには低圧のガス冷媒が充満する。第２のベーン１５の先端部と後端部で圧力差が生じ、ローラ９ｂの偏心運動に追従して往復動する。
第１のシリンダ５Ａに設けられる第１のベーン１５０の往復動開始とは時間差が生じるが、結局は第２のベーン１５の往復動が開始される。したがって、第１のシリンダ室１０Ａとともに第２のシリンダ室１０Ｂでも圧縮作用をなす、全能力運転が行われる。

能力半減運転をなすには、低圧のガス冷媒を蒸発器２２から分流して吸込み用バイパス管５７を介して背圧付与部５５へ導くよう切換える。背圧付与部５５が設けられる第２のベーン背室１８が低圧雰囲気になる一方で、第２のシリンダ室１０Ｂにはアキュームレータ２３から吸込み用の冷媒管Ｐを介して低圧のガス冷媒が導かれる。

上下に分割された第２のベーン１５は、先端部と後端部が同じ低圧雰囲気にあるところから、ローラ９ｂに対しての背圧を付与することができない。結局、シリンダ５Ｂの高さ方向に２枚の分割ベーンａ，ｂを重ねて配置した第２のシリンダ室１０Ｂでは圧縮作用が行われない休筒運転となり、第１のシリンダ室１０Ａのみで圧縮作用をなす、能力半減運転となる。

図１４と図１５のいずれの回転式圧縮機Ｋａ，Ｋｂにおいても、第２のシリンダ５Ｂに設けられるベーン１５は、シリンダ５Ｂの高さ方向に２枚重ねて配置されるとともに、冷凍サイクル回路Ｒに圧力切換え機構５０，６０が設けられる。いずれも能力半減運転時には、ベーン１５の先端部と後端部で同じ圧力雰囲気となり、休筒運転をなる。

全能力運転時には、ベーン１５の先端部と後端部で差圧が生じ、ローラ９ｂの偏心運動にベーン１５が追従して往復動し、第２のシリンダ室１０Ｂでガス冷媒を圧縮する。ベーン１５の追従状態を制御するのに必要な圧力は、ベーン１５の慣性力、コイルスプリング１６のばね力、潤滑油の粘性力によって求められ、下記の不等式（３）が成立するように設計されている。

差圧によって生じる力＋ばね力 ＞ ベーンの慣性力＋潤滑油の粘性力 ……（３）
一般的な回転式圧縮機ではコイルスプリングが用いられ、必ずベーンの慣性力と潤滑油の粘性力に打ち勝つようにばね力を調整している。コイルスプリングを用いない図１４と図１５の構成では、潤滑油の粘性力を一定とすると、差圧によって生じる力のみでベーン１５の慣性力に打ち勝たなければならず、ある圧力状態や、回転数では、圧力切換え機構５０，６０の圧力切換えが円滑にできない虞れがある。

そして、一旦、回転式圧縮機Ｋａ，Ｋｂの運転が開始されると、回転軸４は電動機部２の回転子の振れ回りや、シリンダ室１０内の差圧により微小な傾きを招く。この傾きにより、ローラ９とベーン１５との間のシール性が悪化し、性能低下を招いていた。
ベーン１５の慣性力は、下記（４）式から求められる。
Ｆｂ ＝ Ｗ × α ……（４）
Ｆｂ：ベーンの慣性力、Ｗ：べーンの質量、α：ベーンの摺動方向の加速度。

ベーン１５の摺動方向の加速度αは、ベーン１５の摺動方向の変位の二階微分で求められる。ベーン１５の質量は２つ積層する場合は２分の１となり、３つ積層する場合は３分の１になるなど、容易に軽くできる。結果として、ベーン１５を分割することで、慣性力を低下することができ、切換え性を向上させることができる。

回転式圧縮機Ｋａ，Ｋｂの場合は、回転軸４は電動機部２の振れ回りや、シリンダ室１０の差圧により微小な傾きを招く。先端部と後端部との差圧で往復動するベーン１５を備えたシリンダ室１０Ｂでは、シリンダ５Ｂの高さ方向に２枚の分割ベーンａ，ｂを重ねて配置した構成としたので、分割ベーンａ，ｂとローラ９間のシール幅が２倍となり、シール性の向上を得られる。

なお、特に図示していないが、図１４および図１５において、圧力切換え機構に連通しない第１のシリンダ５Ａに備えられるベーン１５０も、シリンダ５Ａの高さ方向に２枚の分割ベーンａ，ｂを重ねて配置してもよい。
以上、本実施形態を説明したが、上述の実施形態は、例として提示したものであり、実施形態の範囲を限定することは意図していない。この新規な実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置換え、変更を行うことができる。これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれるとともに、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれる。

本発明によれば、ベーンを２枚に分割したうえで、シリンダ室における圧縮室から吸込み室へのガス冷媒の漏れ損失を抑制し、分割ベーンとローラとの摺動損失を増大させることなく、ローラの円滑運動を確実に得られる回転式圧縮機と、この回転式圧縮機を備えた冷凍サイクル装置が得られる。

Claims (7)

1. 密閉ケース内に、電動機部と、この電動機部と回転軸を介して連結される圧縮機構部を収容する回転式圧縮機において、
   前記圧縮機構部は、シリンダ室を有するシリンダと、前記シリンダ室内で偏心運動するローラと、前記ローラに当接して前記シリンダ室内を圧縮室と吸込み室に区画するベーンと、を具備し、
   前記ベーンは、前記回転軸の軸方向である前記シリンダの高さ方向に分割ベーンを２枚重ねて配置され、
   １枚の分割ベーンの高さ寸法をＨ、前記シリンダの高さ寸法と分割ベーンを２枚重ねた高さ寸法との差である微小隙間をＬとしたとき、分割ベーン１枚当りにおけるベーン高さ寸法Ｈに対する微小隙間Ｌの割合を、下記（１）式を満足するように設定した
   ことを特徴とする回転式圧縮機。
   ０．００１ ＜ 微小隙間Ｌ／分割ベーン枚数／ベーン高さＨ ＜ ０．００１５
   …… （１）
2. 前記ベーンを構成する分割ベーン毎に、分割ベーンを前記ローラに対して弾性的に押圧するようコイルスプリングを備えた
   ことを特徴とする請求項１記載の回転式圧縮機。
3. 前記シリンダには、前記それぞれのコイルスプリングを収容するスプリング収容孔が、前記シリンダの高さ方向に互いに離間して２個設けられるとともに、前記スプリング収容孔とシリンダの円周方向に所定の角度を存して前記シリンダ室へガス冷媒を導くための吸込み用孔が設けられ、
   前記シリンダの高さ方向において、シリンダの一端面とこの一端面に近い前記スプリング収容孔の内面間の距離をＣ１、２個の前記スプリング収容孔の内面間の距離をＣ２、前記シリンダの他端面とこの他端面に近い前記スプリング収容孔の内面間の距離をＣ３としたとき、Ｃ１、Ｃ３よりもＣ２の長さ寸法を長く設定した
   ことを特徴とする請求項２記載の回転式圧縮機。
4. 前記コイルスプリングの平均径をＤ、前記分割ベーン１枚の高さ寸法をＨ、前記シリンダの高さ寸法をｈ、前記コイルスプリングの本数をＭとしたとき、下記（２）式を満足するように設定した
   ことを特徴とする請求項２に記載の回転式圧縮機。
   Ｄ／Ｈ ≧ ０．４５ で、かつ Ｄ×Ｍ／ｈ ≦ ０．５５ ……（２）
5. 前記スプリング収容孔のシリンダ開口端に、前記コイルスプリングの飛び出しを阻止するストッパ部材を備えた
   ことを特徴とする請求項２記載の回転式圧縮機。
6. 前記圧縮機構部は、
   前記回転軸を枢支する主軸受と副軸受を備えるとともに、前記主軸受と副軸受との間に、中間仕切り板を介して２枚のシリンダを設けてなり、
   前記主軸受および前記副軸受のいずれか一方にのみリング溝を設け、
   少なくとも前記リング溝を設けた側の前記シリンダにおける前記シリンダ室内を圧縮室と吸込み室に区画する前記ベーンは、前記シリンダの高さ方向に分割ベーンを２枚重ねて配置される
   ことを特徴とする請求項１記載の回転式圧縮機。
7. 請求項１ないし請求項６のいずれかに記載の回転式圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器を冷媒管を介して連通する冷凍サイクル回路を構成する
   ことを特徴とする冷凍サイクル装置。

Images