JP5951039B2 - ロータリ圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、ヒートポンプ機器に使用される冷媒圧縮機の一種であるロータリ圧縮機に関するものである。

従来から、空調機や給湯機などのヒートポンプ機器では、冷媒圧縮機を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルが一般的である。つまり、ヒートポンプ機器は、冷媒圧縮機、凝縮器、減圧手段、蒸発器を配管で接続して形成された冷凍サイクルが搭載され、用途（たとえば、空調用途や給湯用途など）に応じた運転を実行できるようになっている。

ロータリ圧縮機は、密閉容器内に圧縮機構部と電動機部とを収納すると共に、圧縮機構部のシリンダ内に、駆動軸の偏心軸部に回転自在に装着されたピストンと、バネによって付勢され、ピストンの外周面に常時その先端部を接触させてシリンダ内のシリンダ室を吸入室と圧縮室とに仕切るベーンとを備えた構造が一般的である。

この種のロータリ圧縮機では、シリンダ室において吸入室側から圧縮室側に冷媒が漏洩するのを防ぐため、ベーンがピストンの外周面に強く押圧しておく必要がある。したがって、ベーン先端部がピストンとの相対摺動による摩擦で摩耗し、圧縮機効率の低下が生じる。そこで、特許文献１には、ピストンの外周面に凹部を設け、ベーン先端部が凹部に嵌合するようにし、ピストンの回転を防止することで摩擦を防止し、圧縮機効率の低下を改善するようにしたロータリ圧縮機が開示されている。

この種のロータリ圧縮機の形式には、ローリングピストン形式と揺動ピストン形式とがある。ローリングピストン形式は、駆動軸の回転に伴い、ピストンが偏心軸を中心として回転しながら、シリンダ室のシリンダ内周面に沿って偏心移動する形式である。揺動ピストン形式は、ピストンが偏心軸を中心とした回転はせずに、シリンダ室のシリンダ内周面に沿って偏心移動する形式である。

非特許文献１には、ベーン先端がピストン側面に形成した凹部に嵌合されて、ピストンが揺動運動する形式（分離形揺動ピストン形式）が開示されている。ローリングピストン形式に比べてベーン先端とピストンとの間の摺動速度が遅く、機械摩擦損失の低減が図れることが期待できる。非特許文献１では理論的な検討が示され、揺動ピストン形式の機械摩擦損失の低減されることが検証されている。

特許文献１のロータリ圧縮機は、シリンダ室を一つ備えた単気筒ロータリ圧縮機であるが、近年では、シリンダ室を二つ備えた２気筒ロータリ圧縮機も標準化されつつある。また、特許文献２には、２気筒ロータリ圧縮機において２つのシリンダ室の２つのピストンの両方を揺動ピストン形式とした圧縮機が開示されている。

地球温暖化防止の観点から、１９９７年京都議定書にフロン冷媒を含む温室効果ガスの排出規制が盛り込まれ、２００５年国際法として発効された。そして、ＣＯ_２排出量を削減する省エネルギー技術として、ヒートポンプ機器の普及促進と、ＧＷＰ（地球温暖化係数）の小さな冷媒への転換がグローバル的に進められている。近年では、自然冷媒ではＣＯ_２冷媒が注目され、国内の電気式ヒートポンプ給湯機として実用化されている。低ＧＷＰの代替フロン冷媒として、短中期的にはＲ３２冷媒が広く空調機用途として有力である。しかしながら、ＣＯ_２冷媒やＲ３２冷媒は高圧で動作するため、圧縮機構部にかかる荷重が増加し、上述したように摺動部の摩擦力増加による圧縮機効率の低下と耐久性、信頼性の低下が問題であった。

このような地球温暖化防止対策が進められるなか、過去には、その当時、Ｒ２２冷媒から比較的高圧な代替冷媒（Ｒ４１０Ａ冷媒）転換が進められたことがある。この際、ロータリ圧縮機のベーン先端部とピストン外周面との相対摺動に起因して、ベーン先端部の異常摩耗という問題や、スラッジの発生による冷凍空調機器の絞り部の閉塞という信頼性に関する問題が発生した。特許文献１〜２は、主にこの問題を解決するために成されたものである。

更に、近年、空調機器の省エネ規制が各国で強化され、実運転に近い運転基準に変更されつつある。国内では従来の定格条件での成績係数である冷暖平均ＣＯＰでの効率改善から、２０１１年より、実運転条件に近い指標としてＡＰＦ（通年エネルギー消費効率）表示に変更となった。今後、更に、実運転に近い新規格へ変更されることが予測される。

例えば、暖房運転で空調機の起動時に必要な定格暖房能力を１００％とすると、常時（起動後の運転時）に必要な暖房能力は１０％から５０％程度である。言い換えれば、年間を通じて定格条件で運転される時間は非常に短く、年間を通した運転時間のうち、その大半が１０％から５０％程度の低負荷領域で運転されることになる。よって、この低負荷領域での効率の方が、定格能力より実質ＡＰＦに与える影響が大きい。

冷暖房能力を調整する手段として古くからＯＮ−ＯＦＦ制御が用いられており、温調変動幅や振動騒音が大きいこと、省エネが損なわれる等の問題点があった。近年、これを解決するため圧縮機を駆動する電動機の回転数を可変するインバーター制御が普及してきた。近年、空調機に対しては、起動時間の短縮の要求や、より厳しい環境（低温又は高温）での運転要求があることから、一定以上の定格能力が必要となっている。しかし、その一方で、高断熱住宅化が進んで常時必要な能力は小さくなり、運転時の能力範囲が広がっている。そのため、インバーターによる圧縮機の回転数可変範囲が広がり、圧縮機の高効率が要求される回転数範囲が広がる傾向にある。このため、従来の空調機は、特に低負荷能力条件下において、回転数を下げて圧縮機を連続運転しつつ圧縮機の高効率を維持することが難しくなっている。

そこで、近年、機械的に排除容積を変更する手段（機械式容量制御）を用いた冷媒圧縮機が再び注目されている。例えば、特許文献３には、２気筒のローリングピストン形式のロータリ圧縮機において、機械的に排除容積を変更可能とした技術が開示されている。この特許文献３では、低負荷時に一方の圧縮機構部を圧縮運転させ、且つ他方の圧縮機構部を非圧縮運転させることで、冷媒循環流量を半減させるようにしている。非圧縮運転の方法としては、特許文献３には、非圧縮運転する圧縮機構部のシリンダ室内を高圧にすると共に、ベーン背面のベーン背圧室を中間圧にすることにより、高圧と中間圧との圧力差によりベーンをピストンから離間させる方式（休筒運転方式）が開示されている。

このような機械式容量制御では、低負荷時に圧縮機の回転数を落とさずに能力を半減できるため、圧縮機効率を向上できることが知られている。逆に言えば、低負荷時に能力を下げるべく圧縮機の回転数を落とすと、モータ損失と圧縮したガスの漏れ損失とが増大して圧縮機効率の低下を招く。よって、機械式容量制御によって圧縮機の回転数を落とさずに運転できることで、圧縮機効率を向上させることができるのである。

実開昭５５−１８０９８９号公報（第３頁、第４頁、図３） 特開平１０−２９９６７９号公報（第５頁、図１、図３、図４） 特開平１−２４７７８６号公報（第２頁、図１）

新宅秀信，他５名,"揺動ピストン形ロータリ圧縮機の損失に関する研究"，日本機械学会論文集，Vol.75 , No.756, (2009), pp.1608-1616.

ロータリ圧縮機では、上述したようにシリンダ室内を吸入室と圧縮室とに仕切るために、シリンダ内にベーンを突出させてピストンに設けた凹部に押し付けている。運転時は、特許文献１のように、ベーンの背面をバネにより押圧する、あるいは、バネによる押圧に加えてベーンの背面に、圧縮機筐体内の吐出冷媒の圧力を作用させ、シリンダ内との圧力差により、ベーンを円筒形状ピストンの外周面に押し付けることができる。

しかし、起動時には、ベーンの背面とシリンダ室との圧力差が無く、また、シリンダ室内に液冷媒が流入する液圧縮時には、シリンダ室の圧力がベーンの背面の圧力より大きくなる。この場合、ベーンをピストン側に押圧する力はバネによる押圧力だけとなる。よって、バネによる押圧力が不足していると、ベーンがピストンから後退してピストンの凹部からベーン先端部が抜ける（ベーン跳び）現象が起きやすい。

ベーンは、一旦凹部から抜けると、高速回転するピストンの凹部にベーン先端部を再嵌合することは難しく、ベーン先端部がピストン凹部と衝突し、損傷する原因となり信頼性低下を招くことが問題であった。

特許文献２の２気筒揺動ピストン型ロータリ圧縮機では、起動時及び液圧縮時において、ベーンが凹部から外れない対策を提案した技術が開示されている。この特許文献２では、両端部に押圧部を有し、２つのピストンの並設方向と直交する方向の軸に中心が回転可能に支持されたレバーを備えている。そして、そのレバーの両端の押圧部で、２つのベーンのそれぞれの背面を押圧することで、レバーを介してのベーンのピストンに対する後退量をピストンの凹部の深さ以下とし、ベーンがピストンの外周に設けた凹部から外れないようにしている。

特許文献２によれば、起動時及び液圧縮時のベーン跳び自体を防止できるが、ベーンの背面を押圧するレバーの構造が複雑になることが問題である。また、圧縮機の設計においては、コンパクト（ピストン外径を小さくし偏心量を大きくする）設計が要求されるため、凹部の深さが制限される。よって、ベーンのピストンに対する後退量をピストンの凹部の深さ以下とするにあたり、レバーに対して精度が要求され、コストアップを招く。

特許文献３の２気筒のローリングピストン形式のロータリ圧縮機では、休筒運転方式による機械式容量制御により、低負荷条件での効率低下の改善が可能である。しかし、特許文献３はローリングピストン形式であるため、揺動ピストン形式に比べて圧縮機構部の摺動摩擦損失の割合が増加して機械効率が低下する。このため、圧縮機効率が期待ほどに改善しないことが問題であった。そこで、動作圧力が高い冷媒に優位な揺動ピストン形式で、且つ休筒運転方式による機械式容量制御が可能な２気筒ロータリ圧縮機が求められるが、未だ実現されておらず、これに類する先行技術文献も見あたらない。

本発明は、このような点を鑑みてなされたものであって、簡単な構造で、ベーン跳び後のベーン先端部のピストンの凹部への再嵌合を可能とするロータリ圧縮機を得ることを第１の目的とする。

本発明は、第１の目的に加え、少なくとも一方のピストンが揺動ピストン形式の２気筒ロータリ圧縮機において、休筒運転方式の機械式容量制御を可能とし、高効率なロータリ圧縮機を得ることを第２の目的とする。

本発明に係るロータリ圧縮機は、電動機部と、電動機部に駆動軸を介して連結され、駆動軸を介して電動機部から伝達される駆動力によって冷媒を圧縮する圧縮機構部と、電動機部及び圧縮機構部を収容し、圧縮機構部で圧縮された冷媒が内部に吐出される密閉容器とを備え、圧縮機構部が、シリンダ室が形成されたシリンダと、駆動軸の偏心軸部に回転自在に装着されたピストンと、先端部がピストンの外周面に当接してシリンダ室内を吸入室と圧縮室とに仕切り、シリンダに設けられたベーン溝内を進退するベーンとを有するロータリ圧縮機において、ピストンの外周面に設けた凹部にベーンの先端部が嵌合されるようにして、駆動軸の回転に伴ってピストンをシリンダ室のシリンダ内周面に沿って旋回させる揺動ピストン機構と、ピストンの外周面に設けた突起部と、シリンダ室のシリンダ内周面に設けられて突起部の先端部が挿入される挿入穴とを有し、ベーンの先端部が凹部から離れてベーンがベーン溝内を後退するベーン跳びが発生した際に、ベーンの先端部が凹部に再嵌合可能な範囲を超えてピストンが偏心軸部を中心として回転するのを規制する回転止め機構とを備えたものである。

また、本発明に係るロータリ圧縮機は、電動機部と、電動機部に駆動軸を介して連結され、駆動軸を介して電動機部から伝達される駆動力によって冷媒を圧縮する２つの圧縮機構部と、電動機部及び２つの圧縮機構部を収容し、２つの圧縮機構部で圧縮された冷媒が内部に吐出される密閉容器とを備え、２つの圧縮機構部の少なくとも一方は、シリンダ室が形成されたシリンダと、シリンダ内において駆動軸の偏心軸部に回転自在に装着されたピストンと、先端部がピストンの外周面に当接してシリンダ室内を吸入室と圧縮室とに仕切り、シリンダに設けられたベーン溝内を進退するベーンと、を有するロータリ圧縮機において、一方の圧縮機構部は、シリンダ内のピストンの外周面に設けた凹部にベーンの先端部が嵌合されるようにして、駆動軸の回転に伴ってピストンをシリンダ室のシリンダ内周面に沿って旋回させる揺動ピストン機構と、ピストンの外周面に設けた突起部と、シリンダ室のシリンダ内周面に設けられて突起部の先端部が挿入される挿入穴とを有し、ベーンの先端部が凹部から離れてベーン溝内を後退するベーン跳びが発生した際に、ベーンの先端部が凹部に再嵌合可能な範囲を超えてピストンが偏心軸部を中心として回転するのを規制する回転止め機構とを備え、一方の圧縮機構部のベーンの先端部をピストンの凹部から離間させた状態を保持し、シリンダ室における圧縮作用を休止する休筒運転を可能とする休筒式容量制御機構を備えたものである。

本発明によれば、ピストンの外周面に設けた突起部と挿入穴とによる簡単な構造の回転止め機構により、ベーン跳び後のベーン先端部のピストンの凹部への再嵌合を実現できる。また、少なくとも一方のピストンが揺動ピストン形式の２気筒ロータリ圧縮機において、休筒式容量制御機構により休筒運転方式の機械式容量制御を可能とし、高効率なロータリ圧縮機を得ることができる。

本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機の構造を示す概略縦断面図である。 図１のＡ−Ａ断面図で、第１圧縮機構部における圧縮状態を示した図である。 図１のＢ−Ｂ断面図で、第２圧縮機構部における圧縮状態を示した図である。 図１のＡ−Ａ断面図で、第１圧縮機構部におけるベーン跳び状態を示した図である。 図４の一部拡大図である。 図１のＢ−Ｂ断面図で、第２圧縮機構部における休筒状態を示した図である。 挿入穴の変形例を示す図である。 本発明の実施の形態２に係るロータリ圧縮機の構造を示す概略縦断面図である。 図８のＢ−Ｂ断面図で、第２圧縮機構部における休筒状態を示した図である。 図８のＢ−Ｂ断面図で、第２圧縮機構部における圧縮状態を示した図である。 本発明の実施の形態３に係る第１圧縮機構部のピストンの概略構造を示す第三角法投影図（正面図、平面図、側面図）である。 本発明の実施の形態３に係るロータリ圧縮機の構造を示す概略縦断面図であり、図８のＡ−Ａ断面図で、第１圧縮機構部における圧縮状態を示した図である。 本発明の実施の形態３に係る第１圧縮機構部のピストンの概略構造を示す第三角法投影図（正面図、平面図、側面図）である。 本発明の実施の形態４に係る第１圧縮機構部のピストンの概略構造を示す第三角法投影図（正面図、側面図）である。 図８のＢ−Ｂ断面図で、本発明の実施の形態５に係る第１圧縮機構部における圧縮状態を示した図である。 図８のＢ−Ｂ断面図で、本発明の実施の形態６に係る第１圧縮機構部における圧縮状態を示した図である。 図８のＢ−Ｂ断面図で、本発明の実施の形態７に係る第１圧縮機構部のピストンの構造を示す図である。

以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。

実施の形態１.
図１は、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機の構造を示す概略縦断面図であり、第１圧縮機構部が圧縮状態で、第２圧縮機構部が休筒状態を示している。図２は、図１のＡ−Ａ断面図で、第１圧縮機構部における圧縮状態を示した図である。図３は、図１のＢ−Ｂ断面図で、第２圧縮機構部における圧縮状態を示した図である。

図１〜図３に基づいて、ロータリ圧縮機１００Ａの基本構造及び動作を説明する。なお、図１を含め、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。また、縦断面図（図１）と横断面図（図２から後述の図６）で、吐出口１８、２８、及び、油導入流路５３の３次元的な位置関係は、必ずしも一致していない。

ロータリ圧縮機１００Ａは、例えば空調機や給湯機等のヒートポンプ機器に採用される冷凍サイクルの構成要素の一つとなるものである。このロータリ圧縮機１００Ａは、流体（例えば、冷媒や熱媒体（水や不凍液等））を吸入し、圧縮して高温・高圧の状態として吐出させる機能を有している。

＜ロータリ圧縮機１００Ａの基本構成＞
ロータリ圧縮機１００Ａは、密閉容器３の内部空間８ａに、電動機部９と、電動機部９に駆動軸６を介して接続され、駆動軸６を介して電動機部９から伝達される駆動力によって冷媒を圧縮する圧縮機構部９９とを備えている。駆動軸６は密閉容器３内に上下方向に延びるように配置されており、駆動軸６において圧縮機構部９９を境とした上部側の長軸部６ａに電動機部９の回転子９ａが取り付けられ、下部側の短軸部６ｂに圧縮機構部９９が取り付けられる。また、駆動軸６は、その両端のうちの上側が第１（長軸）支持部材６０の軸受部６０ａで支持され、下側が第２（短軸）支持部材７０の軸受部７０ａで支持されている。

密閉容器３の内部空間８ａにおいて、駆動軸６の軸方向の最も下側には、圧縮機構部９９を潤滑する潤滑油が貯蔵される潤滑油貯蔵部３ａが設けられている。潤滑油貯蔵部３ａに貯蔵された潤滑油は、駆動軸６の下端に設けた給油機構（図示せず）により駆動軸６内を通って駆動軸６及び圧縮機構部９９の各摺動部に供給される。また、密閉容器３の上部には、圧縮機吐出管２が密閉容器３の内部空間８ａと連通するように設けられている。

電動機部９は、駆動軸６に取り付けられた回転子９ａと、回転子９ａを回転駆動する固定子９ｂとを備えており、固定子９ｂは密閉容器３に固定されている。電動機部９では、固定子９ｂへの通電が開始されることにより回転子９ａが回転し、駆動軸６を介して圧縮機構部９９に回転動力が伝達されるようになっている。

圧縮機構部９９は、第１圧縮機構部１０Ａと第２圧縮機構部２０Ａとを有している。そして、圧縮機構部９９は、上側から下側に向かって、第１（長軸）支持部材６０の吐出側面６０ｂと、第１圧縮機構部１０Ａと、中間仕切板５と、第２圧縮機構部２０Ａと、第２（短軸）支持部材７０の吐出側面７０ｂと、が順次に積層されており、このような状態で圧縮機構部９９が構成されている。

第１圧縮機構部１０Ａは、シリンダ１１、ピストン１３及びベーン１４等を備えている。第２圧縮機構部２０Ａも同様に、シリンダ２１、ピストン２３Ａ及びベーン２４等を備えている。

シリンダ１１、２１は、互いに平行に配置された平板で構成され、その略中心には、略円筒状の貫通孔が上方方向に貫通形成されている。この貫通孔は、第１支持部材６０、中間仕切板５、第２支持部材７０によって閉塞され、シリンダ１１内に円筒形状のシリンダ室１２を形成すると共に、シリンダ２１内に円筒形状のシリンダ室２２を形成する。そして、シリンダ室１２、２２内にピストン１３、２３Ａが配置されている。

駆動軸６は、シリンダ１１のシリンダ室１２に位置する偏心軸部６ｃと、シリンダ２１のシリンダ室２２に位置する偏心軸部６ｄと、偏心軸部６ｃと偏心軸部６ｄとを接続している中間軸部６ｅとを有している。

ピストン１３、２３Ａは、リング状に形成されており、駆動軸６の偏心軸部６ｃ、６ｄに回転可能に嵌挿されている。なお、ピストン１３、２３Ａは、トルク変動平滑化の観点から、互いの回転位相を１８０度ずらして設けられている。即ち、ピストン１３とピストン２３Ａとは、駆動軸６を中心に対称に設けられている。

また、シリンダ１１、２１のそれぞれには、シリンダ室１２、２２に連通し、シリンダ室１２、２２の半径方向に延びるベーン溝１９、２９が形成されている。そして、このベーン溝１９、２９には、進退自在にベーン１４、２４が設けられている。ベーン溝１９、２９においてベーン１４、２４の背面側のベーン背圧室１９ａ、２９ａには、バネ１６、２６が配置されており、ベーン１４、２４は、その背面がバネ１６、２６によって押圧されている。

また、ベーン背圧室１９ａは密閉容器３内と連通しており、密閉容器３内の圧力を直接的に受ける。よって、圧縮運転中、密閉容器３内が高圧冷媒ガス雰囲気となると、ベーン背圧室１９ａは高圧となり、シリンダ室１２との差圧と、バネ１６のバネ圧とにより、ベーン１４がピストン１３に押し付けられる。このようにベーン１４がピストン１３に押し付けられ、シリンダ室１２内は、２つの空間（低圧の吸入室１２ａと高圧の圧縮室１２ｂ）に仕切られる。

ベーン背圧室２９ａも同様に、圧縮運転中、密閉容器３内の高圧冷媒が後述のベーン背圧導入管５２を介して供給されてベーン背圧室２９ａ内が高圧となる。よって、ベーン背圧室２９ａとシリンダ室２２との差圧と、バネ２６のバネ圧とにより、ベーン２４がピストン２３Ａに押し付けられている。このようにベーン２４がピストン２３Ａに押し付けられ、シリンダ室２２内は、２つの空間（低圧の吸入室２２ａと高圧の圧縮室２２ｂ）に仕切られる。

また、ピストン１３、２３Ａの外周面には、上記ベーン１４、２４のベーン先端部１４ａ、２４ａの曲率より少し大きい曲率の凹部３１、４１が形成されている。ベーン１４、２４は、そのベーン先端部１４ａ、２４ａがベーン背圧室１９ａの高圧及びバネ圧によって凹部３１、４１側に押し付けられて凹部３１、４１に嵌合され、凹部３１、４１の底面に接触している。

よって、圧縮運転中、円筒形状のピストン１３、２３Ａは、駆動軸６の回転に伴い、シリンダ室１２、２２内でシリンダ室１２、２２のシリンダ内周面１１ａ、２１ａに沿って旋回運動（以下、揺動ピストン運動という）する。即ち、ベーン１４、２４は、駆動軸６の回転に伴い凹部３１、４１の底面に接触したままベーン溝１９、２９内を進退（往復移動）し、ピストン１３、２３Ａは凹部３１、４１のベーン先端部１４ａ、２４ａとの接触点３１ａ、４１ａを支持点にして揺動しながら、シリンダ室１２内で冷媒を圧縮する。

以上のベーン１４、２４、ベーン溝１９、２９、バネ１６、２６及び凹部３１、４１により揺動ピストン機構３０、４０が構成されている。

また、シリンダ１１、２１には、シリンダ室１２、２２の吸入室１２ａ、２２ａに連通するシリンダ吸入流路１７、２７が設けられている。シリンダ吸入流路１７、２７は図１に示すように後述の吸入マフラ７に連通するように配管接続されている。シリンダ１１、２１には更に、シリンダ室１２、２２の圧縮室１２ｂ、２２ｂ内で圧縮された冷媒をシリンダ室１２、２２から吐出する吐出口１８、２８が設けられている。そして、吐出口１８、２８を覆うように吐出マフラ６３、７３が第１支持部材６０、第２支持部材７０に取り付けられている。

吸入マフラ７は、ロータリ圧縮機１００Ａの外部における冷媒回路から流入管７ａを介して容器７ｂ内に流入した冷媒を液冷媒とガス冷媒とに分離し、ガス冷媒のみを流出管７ｃ、７ｄから容器７ｂ外に流出させるものである。

流出管７ｃから流出したガス冷媒は第１圧縮機構部１０Ａのシリンダ吸入流路１７に導かれ、流出管７ｄから流出したガス冷媒は第２圧縮機構部２０Ａのシリンダ吸入流路２７に導かれるように吸入マフラ７とロータリ圧縮機１００Ａとが配管接続されている。具体的には、流出管７ｃは、第１圧縮機構部１０Ａのシリンダ１１を貫通してシリンダ吸入流路１７に連通している。流出管７ｄは、後述の四方弁５１ａ及び配管５４を介して第２圧縮機構部２０Ａのシリンダ吸入流路２７に連通している。

このロータリ圧縮機１００Ａは、定格負荷条件時に行われる通常運転と、低負荷条件時に行われる能力半減運転とを切り換えて実施可能である。通常運転は、第１圧縮機構部１０Ａと第２圧縮機構部２０Ａとの両方にて圧縮運転を行う運転モード（以下、両側圧縮モード（排除容積１００％）という）であり、能力半減運転は、第１圧縮機構部１０Ａは圧縮運転を行う一方、第２圧縮機構部２０Ａは後述の休筒運転を行い、モータ回転数を落とさないで圧縮機能力を半減する運転モード（以下、片側圧縮モード（排除容積５０％）という）である。

＜ロータリ圧縮機の基本動作＞
以下、ロータリ圧縮機の基本動作として、両側運転モード時の動作について図１〜図３を参照して説明する。

（両側運転モード）
両側運転モードでは、四方弁５１ａが図１の点線側に切り換えられる。そして、制御装置１１０（図８参照）により電動機部９が駆動されると、駆動軸６が図２の回転方向Ｒに回転（図２に示すようにベーン位置を基準に回転位相θ）する。駆動軸６が回転することにより、偏心軸部６ｃ及び偏心軸部６ｄが、シリンダ室１２、２２内を、それぞれ位相１８０度遅れるように偏心移動する。それに伴い、ピストン１３、２３Ａがシリンダ室１２、２２内を揺動運動する。

ロータリ圧縮機１００Ａの起動時、第１圧縮機構部１０Ａにおいては、ベーン１４がバネ１６により付勢され、ベーン先端部１４ａがピストン１３の凹部３１に押圧されて嵌合し、シリンダ室１２内を吸入室１２ａと圧縮室１２ｂとに区分する。第２圧縮機構部２０Ａにおいても同様に、ベーン２４がバネ２６により付勢され、ベーン先端部２４ａがピストン２３の凹部４１に押圧されて嵌合し、シリンダ室１２内を吸入室２２ａと圧縮室２２ｂとに区分する。

吸入室１２ａ、２２ａには、吸入マフラ７で分離された低圧のガス冷媒がシリンダ吸入流路１７、２７を介して供給されており、ピストン１３、２３が揺動ピストン運動することにより、吸入室１２ａ、２２ａが徐々に拡大し、この間、ガス冷媒の吸入が行われる。そして、吸入室１２ａ、２２ａの面積が最大を経て縮小に転じると、吸入室１２ａ、２２ａは圧縮室１２ｂ、２２ｂとなり内部のガス冷媒を圧縮する。そして、圧縮されたガス冷媒は所定の圧力になると、吐出口１８、２８から密閉容器３の内部空間８ａへ吐出される。内部空間８ａへ吐出された高圧ガス冷媒は、圧縮機吐出管２から密閉容器３外へ吐出される。以上の圧縮過程が、第１圧縮機構部１０Ａと第２圧縮機構部２０Ａとで逆位相に繰り返される。

密閉容器３内では、内部空間８ａへ吐出された高圧ガス冷媒により、内部のガスと潤滑油とが高圧状態となる。すると、第１圧縮機構部１０Ａにおいてベーン背圧室１９ａは、密閉容器３内の圧力を受けて高圧となる。よって、起動後しばらくして密閉容器３内が高圧ガス雰囲気となると、ベーン１４の背面にはバネ１６のバネ力と共に高圧が作用し、起動直後よりも大きい押圧力でベーン１４が凹部３１に向けて押圧され、引き続き圧縮作用が行われる。また、ベーン背圧室１９ａには密閉容器３との連通部分から高圧の潤滑油が供給され、ベーン摺動を潤滑する。

一方、第２圧縮機構部２０Ａにおいては、起動後しばらくして密閉容器３内が高圧ガス雰囲気となると、圧縮機吐出管２から密閉容器３外へ吐出された高圧ガス冷媒の一部が、分配流路５５、四方弁５１ａ及びベーン背圧導入管５２を介してベーン背圧室２９ａに導かれる。よって、ベーン２４の背面にはバネ２６のバネ力と共に高圧が作用し、起動直後よりも大きい押圧力でベーン２４が凹部４１に向けて押圧され、引き続き圧縮作用が行われる。また、ベーン背圧室２９ａには油導入流路５３を介して高圧の潤滑油が供給され、ベーン摺動を潤滑する。

＜ロータリ圧縮機１００Ａの特徴的な構成＞
次に、本実施の形態１の特徴的な構成について説明する。本発明は、上述したようベーン跳び後のベーン先端部１４ａ、２４ａのピストン１３、２３Ａの凹部３１、４１への再嵌合を容易に行うことと、少なくとも一方のピストンが揺動ピストン形式のロータリ圧縮機において、休筒運転方式の機械式容量制御を可能とすることとを目的としている。ここではまず、最初の目的を達成するための回転止め機構３５、４５及びその動作について説明し、続いて、２つめの目的を達成するための休筒式容量制御機構５０Ａ及びその動作について説明する。

（回転止め機構３５）
図４は、図１のＡ−Ａ断面図で、第１圧縮機構部におけるベーン跳び状態を示した図である。図５は、図４の一部拡大図である。第１圧縮機構部１０Ａ側の回転止め機構３５と、第２圧縮機構部２０Ａ側の回転止め機構４５とは同じ構成であるため、ここでは図４を参照して第１圧縮機構部１０Ａ側の回転止め機構３５について説明する。

回転止め機構３５は、ベーン先端部１４ａが凹部３１から離れてベーン溝１９内を後退するベーン跳びが発生した際、ベーン先端部１４ａが凹部３１に再嵌合可能な範囲を超えてピストン１３が偏心軸部６ｃの中心ＯＡを中心として回転するのを規制する機構である。具体的には、回転止め機構３５は、ピストン１３の外周面に設けた突起部３６と、シリンダ室１２のシリンダ内周面１１ａに設けられ、突起部３６の先端部が挿入される挿入穴３７とを備えている。突起部３６及び挿入穴３７は、凹部３１より回転方向Ｒの吸入室１２ａ側に設けられている。なお、挿入穴３７は、実施の形態１では、シリンダ吸入流路１７の一部（吸入室１２ａ側の開口）をそのまま利用したものである。

突起部３６は、三角形の山型の薄板部材を、シリンダ吸入流路１７の中心高さ位置に合せるようにしてピストン１３の外周面に固定されている。なお、突起部３６はこの構成に限られたものではないが、この構成とすると、シリンダ吸入流路１７から吸入されるガス冷媒の流れを極力妨げることなく、回転止めとしての機能を発揮できる。

突起部３６は、ピストン１３が揺動ピストン運転中、常にその先端部が挿入穴３７に挿入し、且つ、摩耗防止の観点から、ベーン跳び時以外の通常の揺動ピストン運転中には挿入穴３７のピストン１３側の端部に接触しないよう、突起部３６と挿入穴３７との互いの位置及び大きさが設計される。具体的には、以下の１）、２）のように設計する。

１）図５に示すように、ピストン１３の外周面とシリンダ室１２のシリンダ内周面１１ａとの間の距離ｄは、偏心軸部６ｃの偏心量ｄ’の２倍離れる。このため、ピストン１３の外周面から突起部３６の先端までの高さｈは、偏心量ｄ’の２倍より大きいことが設計上、必要な条件である。この条件を満足する設計とすることで、ピストン１３が揺動ピストン運転中、常に突起部３６の先端部が挿入穴３７に挿入された状態とすることができる。

２）挿入穴３７の開口面積を以下のようにする。揺動ピストン運転中に駆動軸６が０度から３６０度まで回転する間に突起部３６の先端部が挿入穴３７内で移動する移動軌跡領域（以下、突起部揺動移動領域という。）より大きな開口面積（実施の形態１では、シリンダ吸入流路１７の面積に相当）とする。このような開口面積の挿入穴３７とすることで、圧縮運転中にピストン１３が揺動ピストン運転している間、突起部３６が挿入穴３７のピストン１３側の端部に接触しないようにすることができる。

ロータリ圧縮機１００Ａの第２圧縮機構部２０Ａについても、第１圧縮機構部１０Ａと同様に、図３に示すようにピストン２３Ａの突起部４６と挿入穴４７とにより回転止め機構４５が構成されている。

＜本実施の形態１の特徴的な動作１＞
以下、本実施の形態１の特徴的な動作１として、回転止め機構３５、４５の動作について図５を参照して説明する。回転止め機構３５、４５の動作は同じであるため、以下では、回転止め機構３５の例で説明する。

起動時又は液冷媒がシリンダ室１２内に流入して液圧縮を起こす等してベーン跳びが発生すると、ピストン１３は偏心軸部６ｃの中心ＯＡを中心として回転しようとする。しかし、このとき、ピストン１３に設けた突起部３６が、挿入穴３７のピストン１３側の端部に接触し、その回転が規制される。

よって、ベーン跳びが発生しても、ピストン１３の凹部３１がベーン先端部１４ａと対向する位置に位置する状態が保たれる。よって、ベーン跳び後、ベーン先端部１４ａが凹部３１に再嵌合する状態に容易に戻すことができる。

なお、ピストン１３は、厳密に言えば、突起部３６が、挿入穴３７の径方向の一端（以下、挿入穴端部という）３７ａから他端３７ｂに接触する範囲ｒ（図５参照）で偏心軸部６ｃの中心ＯＡを中心として回転する。図５の点線は、突起部３６が他端３７ｂに接触した状態を示している。しかし、この範囲ｒでピストン１３が回転しても、ベーン跳び後にベーン先端部１４ａが元の凹部３１に嵌合された状態（図４参照）に戻ることができるように、突起部３６及び挿入穴３７の大きさが調整されている。つまり、突起部３６と挿入穴３７とは、ベーン先端部１４ａが凹部３１に再嵌合可能な範囲を超えてピストン１３が偏心軸部６ｃの中心ＯＡを中心として回転するのを規制するように構成されている。

よって、挿入穴３７は、上述したように、その開口面積が突起部揺動移動領域よりも大きく形成されると共に、ベーン跳び時にピストン１３が範囲ｒで回転しても凹部３１がベーン先端部１４ａと対向する位置を確保できるように形成されることになる。

また、ベーン跳び時には、ピストン１３が駆動軸６の回転方向に移動するので、三角形状の突起部３６の進行方向の傾斜面が、シリンダ内周側の挿入穴端部３７ａと接触して押し付けられる。この接触押し付け時の応力集中を緩やかにするため、挿入穴端部３７ａには面取り加工や、Ｒ加工が施されている。この点は、回転止め機構４５の挿入穴４７についても同様である。

（休筒式容量制御機構５０Ａ）
図６は、図１のＢ−Ｂ断面図で、第２圧縮機構部の休筒状態を示している。以下、休筒式容量制御機構５０Ａ（図１参照）について図６及び図１を参照して説明する。
休筒式容量制御機構５０Ａは、片側圧縮モードの際に、第２圧縮機構部２０Ａのベーン２４をベーン溝１９内で後退させ、シリンダ室２２における圧縮作用を休止し、第２圧縮機構部２０Ａを休筒運転状態とする機構である。

休筒式容量制御機構５０Ａは、四方弁５１ａと、ベーン背圧導入管５２と、片側圧縮モード時に高圧導入管となり両側圧縮モード時に吸入ガス冷媒導入管となる配管５４とを備えている。なお、以下では、配管５４が高圧導入管として機能する場合には高圧導入管５４といい、配管５４が吸入ガス冷媒導入管として機能する場合には吸入ガス冷媒導入管５４という。

四方弁５１ａは、片側圧縮モードでは、図１の実線で示す状態に切り換えられ、圧縮機吐出管２を分岐した分配流路５５（図１参照）を高圧導入管５４に接続すると共に、吸入マフラ７の流出管７ｄをベーン背圧導入管５２に接続する。一方、両側運転モードでは、四方弁５１ａは、図１の点線で示す状態に切り換えられ、圧縮機吐出管２を分岐した分配流路５５（図１参照）をベーン背圧導入管５２に接続すると共に、吸入マフラ７の流出管７ｄを吸入ガス冷媒導入管５４に接続する。

＜本実施の形態１の特徴的な動作２＞
（片側運転モード）
以下、片側運転モード時の動作について図６及び図１を参照して説明する。なお、第１圧縮機構部１０Ａでは、上述の両側運転モード時と同様に圧縮運転を行っており、動作は両側運転モード時と同様である。よって、ここでは、第２圧縮機構部２０Ａの動作について説明する。第２圧縮機構部２０Ａは、片側運転モードでは休筒運転を行うことから、以下、休筒運転について説明する。

片側圧縮モードでは、四方弁５１ａが上述したように図１の実線で示す状態に切り換えられる。このため、圧縮機吐出管２から吐出された高圧ガス冷媒の一部が高圧導入管５４及びシリンダ吸入流路２７を介してシリンダ室２２に流入し、シリンダ室２２内が高圧となる。一方、ベーン背圧室２９ａには吸入マフラ７の流出管７ｄから流出した低圧ガス冷媒が流入し、ベーン２４は、前後端部の差圧により、ベーン溝２９に沿って後退する。

ベーン溝２９の後方の内周面には、後方に向かうにしたがってベーン２４の通過領域を縮小するように構成された弾性体ストッパ５６が設けられている。よって、ベーン２４がベーン溝２９に沿って後退すると、弾性体ストッパ５６によりベーン溝２９に挟まった状態でベーン１４の動きが固定される。この状態では、油導入流路５３のベーン溝２９側の開口がベーン２４によって閉塞され、高圧の潤滑油がベーン背圧室２９ａへ流入することが阻止されるため、ベーン背圧室２９ａは低圧状態となる。

このようにしてベーン２４が後退して弾性体ストッパ５６によりその動きが固定された状態では、シリンダ室２２内の圧縮室２２ｂと吸入室２２ａとが連通し、第２圧縮機構部２０Ａでは、シリンダ室２２内での圧縮作用が行われない。

よって、片側運転モードでは、第１圧縮機構部１０Ａのシリンダ室１２のみで圧縮作用が行われるため、能力を半減した運転が行われることになる。以上の構成及び動作により、揺動ピストン形式で、且つ休筒運転方式による機械式容量制御が可能となる。

＜実施の形態１のロータリ圧縮機１００Ａの奏する効果＞
以上のように本実施の形態１によれば、ピストン１３の外周面に設けた突起部３６、４６と挿入穴３７、４７とによる簡単な構造の回転止め機構３５、４５により、ベーン跳び後のベーン先端部１４ａ、２４ａのピストン１３、２３Ａの凹部３１、４１への再嵌合を実現できる。

なお、本実施の形態１では、挿入穴３７、４７をシリンダ吸入流路１７、２７の一部をそのまま利用したものとしたが、図７に示すように、シリンダ吸入流路１７のシリンダ室１２側の開口にシリンダ吸入流路１７よりも大径に形成した拡大挿入穴３８（シリンダ吸入流路２７側の挿入穴については図示省略）としてもよい。

上記の説明では、ピストン１３、２３Ａが揺動ピストン運転している間、ピストン１３、２３Ａが挿入穴３７、４７のピストン１３側の端部に接触しないとしたが、シリンダ吸入流路１７、２７の一部をそのまま挿入穴３７、４７として利用する場合、シリンダ吸入流路１７、２７の径によっては、突起部３６、４６が挿入穴３７、４７に接触する可能性がある。この場合には、図７に示すようにシリンダ吸入流路１７の径よりも大径に拡大挿入穴３８を設けることで、突起部３６が挿入穴３７のピストン１３側の端部に接触しないようにすることができる。なお、このように拡大挿入穴３８を大径に形成した場合であっても、ベーン先端部１４ａが凹部３１に再嵌合可能な範囲を超えてピストン１３が偏心軸部６ｃの中心ＯＡを中心として回転するのを規制できるように拡大挿入穴３８が形成されることはもちろんである。

また、挿入穴３７、４７は、シリンダ吸入流路１７、２７の一部をそのまま利用することに限られず、シリンダ吸入流路１７、２７とは別にシリンダ室１２、２２のシリンダ内周面１１ａ、２１ａの別の部分に設けた凹部としてもよい。この場合、その凹部の位置に合わせて突起部３６、４６の位置を変更することはもちろんである。このように、挿入穴３７、４７の位置は、シリンダ吸入流路１７、２７の一部に限定されないが、シリンダ室１２、２２のシリンダ内周面１１ａ、２１ａに新たに凹部を設けることは、圧縮効率の低下に繋がり、また製造コストが嵩む可能性がある。よって、シリンダ吸入流路１７、２７の一部とする方が好ましい。

また、突起部３６、４６を形成したピストン１３、２３Ａを、駆動軸６と一緒にシリンダ室１２、２２内に挿入するためには、シリンダ１１、２１の軸方向両端面（図１の上下面）の何れかから軸方向に延びて挿入穴３７、４７、拡大挿入穴３８に繋がる切り込み３９、４９が必要である（図６及び図７参照）。この切り込み３９、４９に突起部３６、４６を通して、ピストン１３、２３を駆動軸６と一緒にシリンダ室１２、２２内に挿入するとよい。

また、本実施の形態１では２気筒のロータリ圧縮機１００Ａを図示したが、ベーン跳びは単気筒の揺動スクロール型ロータリ圧縮機でも発生するため、単気筒の揺動スクロール型ロータリ圧縮機に回転止め機構を適用しても、もちろんよい。

また、本実施の形態１では、休筒式容量制御機構５０Ａを設け、ベーン２４を後退させて第２圧縮機構部２０Ａのシリンダ室２２内での圧縮作用が行われないようにしたので、揺動ピストン形式で、且つ休筒運転方式による機械式容量制御が可能となる。

よって、定格負荷条件においては、両側圧縮モード（排除容積１００％）で、両側のピストン１３、２３で揺動ピストン運転し、機械損失の低減と信頼性の向上を図ることができる。更に、低負荷条件においては、片側圧縮モード（排除容積５０％）で、回転数を下げることなく、冷房能力及び暖房能力を下げることができる。

以上説明したように、高効率化が可能な揺動ピストン形式を採用し、また、休筒運転方式による機械式容量制御を可能としたことで、定格負荷条件と低負荷条件の両方において圧縮機損失を低減し、圧縮機効率改善と、回転数範囲拡大が可能となり、実負荷運転での省エネ性能を改善することができる。

実施の形態２．
上記実施の形態１は、ピストン１３、２３の両方が揺動ピストン形式であったが、実施の形態２は、一方を揺動ピストン形式、他方をローリングピストン形式としている。実施の形態２では、実施の形態１との相違点を中心に説明し、実施の形態１と同一部分には、同一符号を付す。また、実施の形態１と同様の構成部分について適用される変形例は、本実施の形態２についても同様に適用される。

図８は、本発明の実施の形態２に係るロータリ圧縮機の構造を示す概略縦断面図であり、第１圧縮機構部が圧縮状態、第２圧縮機構部が休筒状態を示している。図９は、図８のＢ−Ｂ断面図で、第２圧縮機構部における休筒状態を示した図である。図１０は、図８のＢ−Ｂ断面図で第２圧縮機構部における圧縮状態を示した図である。

＜ロータリ圧縮機１００Ｂの特徴的な構成＞
実施の形態２のロータリ圧縮機１００Ｂは、実施の形態１と同様の揺動ピストン形式の第１圧縮機構部１０Ａと、実施の形態１の第２圧縮機構部２０Ａに代えてローリングピストン形式の第２圧縮機構部２０Ｂとを備えている。また、ロータリ圧縮機１００Ｂは、実施の形態１の休筒式容量制御機構５０Ａに代えて休筒式容量制御機構５０Ｂを備えている。

（１）第２圧縮機構部２０Ｂの相違点
まず、第２圧縮機構部２０Ｂと実施の形態１の第２圧縮機構部２０Ａとの相違点について説明する。上記ロータリ圧縮機１００Ａの第２圧縮機構部２０Ａでは、ピストン２３が、シリンダ２１の内周面を揺動しながら移動する揺動ピストン形式とした。これに対し、ロータリ圧縮機１００Ｂの第２圧縮機構部２０Ｂでは、ピストン２３Ｂが偏心軸部６ｄまわりに回転移動するローリングピストン形式としている。また、（回転）ピストン２３Ｂの外周面上には凹部４１と突起部４６とが無い点も、第２圧縮機構部２０Ａのピストン２３Ａと相違している。つまり、第２圧縮機構部２０Ｂには、揺動ピストン機構４０と回転止め機構４５が設けられておらず、両側圧縮モード、片側圧縮モード（休筒運転時）、過渡的なベーン跳び状態の何れにおいても、（回転）ピストン２３Ｂが偏心回転移動する。第２圧縮機構部２０Ｂでは更に、第２圧縮機構部２０Ａでのバネ２６が省略されている点も、第２圧縮機構部２０Ａと相違している。

（２）休筒式容量制御機構５０Ｂの相違点
次に、休筒式容量制御機構５０Ｂと実施の形態１の休筒式容量制御機構５０Ａとの相違点について説明する。休筒式容量制御機構５０Ｂは、四方弁５１ａに代わって三方弁５１ｂが用いられ、片側圧縮モードと両側圧縮モードとで冷媒の流れを切り換える。片側圧縮モードでは三方弁５１ｂが図８の実線側に切り換えられ、吸入マフラ７の流出管７ｄから流出してシリンダ吸入流路２７へ向かう低圧ガス冷媒の一部をベーン背圧導入管５２を介してベーン背圧室２９ａに導く。両側圧縮モードでは、三方弁５１ｂが図８の点線側に切り換えられ、潤滑油貯蔵部３ａ内の高圧の潤滑油をベーン背圧導入管５２を介してベーン背圧室２９ａに導く。また、休筒式容量制御機構５０Ｂでは、分配流路５５が省略されている。

＜ロータリ圧縮機１００Ｂの特徴的な動作＞
（片側圧縮モード）
以下、片側運転モード時の動作について図８、図９を参照して説明する。なお、片側運転モードにおける第１圧縮機構部１０Ａの動作は、実施の形態１の両側運転モードの場合と同様（図２参照）であるため、ここでは、第２圧縮機構部２０Ｂにおける休筒運転について説明する。

片側運転モードでは、三方弁５１ｂが上述したように図８の実線で示す状態に切り換えられる。このため、シリンダ室２２及びベーン背圧室２９ａは共に、吸入マフラ７と同じ低圧ガス側に接続される。一旦、ベーン背圧室２９ａに低圧が導入されると、ベーン先端部２４ａ側とベーン背面側とが同じ低圧状態となる。本実施の形態２ではベーン２４の背面を押圧するバネ２６が無いので、ベーン２４は中立状態となり、（回転）ピストン２３Ｂの高速偏心回転によりベーン跳びが起きやすい。

一旦、ベーン跳びでベーン先端部２４ａがピストン外周側面上から離間すると、ベーン背圧室２９ａの後方に取り付けた磁石ストッパ５７に吸引されてベーン２４の動きが固定される。これにより第２圧縮機構部２０Ｂが休筒状態となる。また、この状態では、油導入流路５３のベーン溝２９側の開口がベーン２４によって閉塞され、高圧の潤滑油がベーン背圧室２９ａへ流入することが阻止されるため、ベーン背圧室２９ａは低圧状態となる。

このように、休筒側のピストン２３Ｂをローリングピストン形式としたので、ベーン２４が回転ピストン（以下、ローリングピストンと同義）２３Ｂから離間する休筒状態では、偏心軸部６ｄと一緒に偏心回転移動する回転ピストン２３Ｂの内周側と偏心軸部６ｄの外周側との間に摺動摩擦損失が発生しない。このため実施の形態２の片側圧縮モードでは、休筒側のピストン２３Ａを揺動ピストン形式とした実施の形態１の片側圧縮モードに比べて圧縮機効率が改善できる利点がある。

（両側圧縮モード）
以下、両側圧縮モード時の動作について図８、図１０を参照して説明する。両側圧縮モードでは、三方弁５１ｂが図８の点線側に切り換えられ、第１圧縮機構部１０Ａが図２の状態となり、第２圧縮機構部２０Ｂが図１０の状態となる。第１圧縮機構部１０Ａの動作は、実施の形態１の両側運転モードの場合と同様であるため、ここでは、第２圧縮機構部２０Ｂにおける圧縮運転について説明する。

起動時には、まず、第１圧縮機構部１０Ａ側で圧縮された高圧ガス冷媒により、密閉容器３内のガス冷媒と潤滑油とが高圧状態となる。次に、ベーン背圧室２９ａにベーン背圧導入管５２から高圧の潤滑油が導入されると、バネが無いために中立状態であったベーン２４が背面側から押圧され、ベーン先端部２４ａが回転ピストン２３Ｂと接触してシリンダ室２２を吸入室２２ａと圧縮室２２ｂとに区分し、圧縮を開始する。また、この状態では、潤滑油貯蔵部３ａの高圧の潤滑油が油導入流路５３からベーン背圧室２９ａに流入し、ベーン摺動を潤滑する。

＜実施の形態２のロータリ圧縮機１００Ｂの奏する効果＞
以上のように本実施の形態２によれば、回転止め機構３５による実施の形態１と同様の作用効果が得られると共に、少なくとも一方のピストンを揺動ピストン形式とした２気筒ロータリ圧縮機において、休筒式容量制御機構５０Ｂにより、休筒運転方式の機械式容量制御が可能となる。

よって、定格負荷条件においては、両側圧縮モード（排除容積１００％）で、両側ピストンで揺動ピストン運転し、機械損失の低減と信頼性の向上を図ることができる。更に、低負荷条件においては、片側圧縮モード（排除容積５０％）で、回転数を下げることなく、冷房能力及び暖房能力を下げることができる。

また、休筒側のピストン２３Ｂをローリングピストン形式としたので、ベーン２４がローリングピストン２３Ｂから離間する休筒状態では、偏心軸部６ｄと一緒に偏心回転移動するローリングピストン２３Ｂの内周側と偏心軸部６ｄの外周側との間に摺動摩擦損失が発生しない。このため実施の形態２の片側圧縮モードでは、休筒側のピストン２３Ａを揺動ピストン形式とした実施の形態１の片側圧縮モードに比べて圧縮機効率が改善できる利点がある。

また、ローリングピストン形式では、上述したように揺動ピストン形式に比べて圧縮運転中のベーン先端部２４ａと回転ピストン２３Ｂの外周面との間の摺動速度が速いため、動摩擦損失が大きい。よって、実施の形態２の両側圧縮モードでは、両側のピストンを揺動ピストン形式とした実施の形態１の両側圧縮モードに比べると、圧縮機効率が低くなる。

このため、休筒側を揺動ピストン２３Ａ（実施の形態１）にするか、あるいは、回転ピストン２３Ｂ（実施の形態２）にするかは、実負荷運転での省エネ性能に有利な方を選べばよい。低負荷条件の比重が高い場合は、休筒側をローリングピストン形式（本実施の形態２）とした方が有利である。一方、定格等の高負荷条件の比重が高い場合は、休筒側を揺動ピストン形式（本実施の形態１）にした方が有利である。

以上説明したように、少なくとも一方のピストンに、高効率化が可能な揺動ピストン形式を採用し、また、休筒運転方式による機械式容量制御を可能としたことで、定格負荷条件と低負荷条件の両方において圧縮機損失を低減し、圧縮機効率改善と、回転数範囲拡大が可能となり、実負荷運転での省エネ性能を改善することができる。

また、上記実施の形態１と２では、三角形状の突起部３６を回転ピストン２３の外周面に取り付けてある。この作製方法を次の図１１により説明する。

図１１は、本発明の実施の形態２に係る第１圧縮機構部のピストンの概略構造を示す第三角法投影図（正面図、平面図、側面図）である。
図１１に示すように突起部３６は、例えば、回転ピストン１３の高さ方向の厚みをｔとして、回転ピストン１３の外周面のうちで、４ｔ／５分を通常通りの円形状に旋盤加工し、残りｔ／５分を通常より大きな円形状で旋盤加工する。その後、突起部３６を加工できるように、回転ピストン１３の外周面から所定の高さと角度で外側へと突出した三角形状の突起部３６を切削加工して、回転ピストン１３と一体化した構造を作製した。

突起部３６の三角形状は特に限定するものではないが、回転方向側の傾斜角度が、逆回転側の傾斜角度より緩やかとすることが好ましい。これは、突起部３６が、ベーン離間時に回転方向側の傾斜面３６ａでシリンダ内周側の挿入穴３７の角と接触するが、その接触角度を緩やかにするためである。

実施の形態３．
上記実施の形態１と２では説明しなかったが、本実施の形態３では、量産する上で優位な、回転止め機構３５の突起部３６の形状と、突起部３６とピストン１３との一体化構造の作製方法とについて説明する。

図１２は、本発明の実施の形態３に係るロータリ圧縮機の構造を示す概略縦断面図であり、図８のＡ−Ａ断面図で、第１圧縮機構部における圧縮状態を示した図である。図１３は、本発明の実施の形態３に係る第１圧縮機構部のピストンの概略構造を示す第三角法投影図（正面図、平面図、側面図）である。以下、実施の形態３が実施の形態１と異なる部分を中心に説明する。

＜ピストン１３Ａと回転止め用突起部８１の特徴的な構成＞
実施の形態３のロータリ圧縮機は、実施の形態１の第１圧縮機構部１０Ａに代えて第１圧縮機構部１０Ｃを備えている。第１圧縮機構部１０Ｃは実施の形態１、２と同様に、揺動ピストン形式の圧縮機構部である。なお、後述の実施の形態においても、「第１圧縮機構部」は揺動ピストン形式の圧縮機構部である点は同じである。また、第１圧縮機構部１０Ｃの回転止め機構８０は、突起部８１及び挿入穴３７を有し、突起部８１はピストン１３Ａとは別体に形成され、ピストン１３Ａに固定されている。

突起部８１は、半球形状の先端部８１ａと、円筒形状の胴体８１ｂと、一本足形状（棒形状）の後端部８１ｃとが一体加工して形成されたものである。突起部８１の材料はベーン１４と同じ材料とし、シリンダ１１との良好な摺動特性を保っている。

ピストン１３Ａにはピストン１３Ａの厚み方向に貫通する貫通穴８２が設けられている。貫通穴８２のうちピストン外周側の丸穴８３は胴体８１ｂの直径よりも０．２ｍｍ程度大きく形成され、この丸穴８３内に胴体８１ｂが０．１ｍｍ程度の隙間でかん合されている。そして、ピストン１３Ａの内周側から突起部８１が止め具８５によりピストン１３Ａにカシメ固定されている。具体的には、ここでは、止め具８５を、貫通穴８２のうちピストン内周側の段差丸穴８４に圧接し、止め具８５の中空軸部内に一本足形状の後端部８１ｃを挿入して締め付けることにより、突起部８１がピストン１３Ａにカシメ固定されている。

＜実施の形態３のロータリ圧縮機の奏する効果＞
以上のように本実施の形態３によれば、回転止め用の突起部８１とピストン１３Ａとを比較的簡単な構造で一体化にすることが可能となり、量産に適したロータリ圧縮機の製造が実現できる。

また、実施の形態１と２と同様にして、ピストン１３Ａとベーン１４との摺動摩擦損失が低減され、圧縮機効率の改善効果が得られる。同時に、実施の形態１と２と同様にして、少なくとも一方のピストンを揺動ピストン形式とした２気筒ロータリ圧縮機において、休筒運転方式の機械式容量制御が可能となる。

実施の形態４．
実施の形態４は、実施の形態３と同様に、回転止め用の突起部の形状と、突起部とピストンとの一体化構造の作製方法とに関するもので、実施の形態３とは別の形態について説明するものである。

図１４は、本発明の実施の形態４に係る第１圧縮機構部のピストンの概略構造を示す第三角法投影図（正面図、側面図）である。

＜ピストン１３Ｂと回転止め用突起部８１Ｂの特徴的な構成＞
実施の形態４のロータリ圧縮機は、実施の形態３の回転止め機構８０の突起部８１に代えて、突起部８１Ｂを備えている。突起部８１Ｂは、半球形状の先端部８１ａと、円筒形状の胴体８１ｂと、外周面にネジ山加工が施された後端部８１ｅと、六角形締付け部８１ｄとが一体化された構成を有している。突起部８１Ｂの材料はベーン１４と同じ材料とし、シリンダ１１との良好な摺動特性を保っている。

ピストン１３Ｂにはピストン１３Ｂの厚み方向に貫通する貫通穴８２Ｂが設けられている。貫通穴８２Ｂのうちピストン内周側の丸穴８４Ｂの内周面にはネジ加工が施されている。このようにネジ加工された丸穴８４Ｂに突起部８１Ｂの後端部８１ｅを螺合し、六角形締付け部８１ｄを貫通穴８３Ｂの段差部に締め付けることで、突起部８１Ｂがピストン１３Ｂに固定される。

＜実施の形態４のロータリ圧縮機の奏する効果＞
以上のように本実施の形態４によれば、実施の形態３と同様の効果が得ることが可能である。

実施の形態５．
実施の形態１と２では、上述したように回転止め用の突起部３６の傾斜面が、シリンダ内周側の挿入穴端部３７ａと接触押し付け時の応力集中を緩やかにするため、挿入穴端部３７ａには面取り加工や、Ｒ加工が施されている。この応力集中に突起部３６が許容できるかどうかの設計判断は、強度、耐久性、信頼性によって総合的に考慮して決定することが必要である。本実施の形態５は、突起部８１が挿入穴端部３７ａと接触して衝撃的に大きな押し付け力が働く場合に、突起部８１に働く応力集中を緩やかにする方策を講じたものである。具体的には、突起部８１の挿入穴端部３７ａに対する押し付け力に応じて柔軟に変形する弾性柔構造部９０をシリンダ１１に設けた構造とした。

図１５は、図８のＢ−Ｂ断面図で、本発明の実施の形態５に係る第１圧縮機構部における圧縮状態を示した図である。以下、実施の形態５が図１２に示した実施の形態３と異なる部分を中心に説明する。
実施の形態５は実施の形態３の回転止め機構８０に代えて、回転止め機構８０Ｃを備えている。回転止め機構８０Ｃは、図１２に示した実施の形態３の回転止め機構８０に加えて更に、弾性柔構造部９０を有した構成となっている。弾性柔構造部９０は、シリンダ１１の内周側であって、挿入穴３７に隣接して回転方向側に設けられた溝８６と、溝８６と挿入穴３７との間のシリンダ１１部分により構成され、弾性変形可能な薄厚（通常、１ｍｍ程度）の板８７とを有している。

このように構成された回転止め機構８０Ｃでは、突起部８１が挿入穴端部３７ａに接触して押し付け力が働くと、板８７の自由端側が撓んで変形することで、突起部８１に働く応力集中を緩やかにすることができ、突起部８１の損傷を防ぐことができる。

＜実施の形態５のロータリ圧縮機の奏する効果＞
以上のように本実施の形態５によれば、実施の形態３と同様の効果に加えて、突起部８１の損傷を防ぐことができ、信頼性の向上を図ることが可能である。なお、ここでは、突起部を実施の形態３の突起部８１としたが、実施の形態１、２の突起部３６又は実施の形態４の突起部８１Ｂとしてももちろんよい。

実施の形態６．
本実施の形態６は、突起部８１が挿入穴端部３７ａと接触し、衝撃的に大きな押し付け力が働く場合に、突起部８１に働く応力集中を緩やかにする方策として、シリンダ側を柔軟に変形させる弾性構造の別形態を示すものである。

図１６は、図８のＢ−Ｂ断面図で、本発明の実施の形態６に係る第１圧縮機構部における圧縮状態を示した図である。以下、実施の形態６が、実施の形態５と異なる部分を中心に説明する。
実施の形態６は、実施の形態５の回転止め機構８０Ｃに代えて、回転止め機構８０Ｄを備えている。回転止め機構８０Ｄは、弾性柔構造部の構造が実施の形態５の回転止め機構８０Ｃと異なるもので、弾性柔構造部９０に代えて弾性柔構造部９０Ｂを備えている。

弾性柔構造部９０Ｂは、シリンダ１１の内周側であって挿入穴３７に隣接して回転方向側に設けられた凹部８８と、挿入穴３７と凹部８８との間を仕切るように配置された仕切り板８７ｂと、一端が凹部８８に固定され、他端が仕切り板８７ｂに固定されて仕切り板８７ｂをピストン１３Ａの回転方向に可動可能に支持するバネ８９とを備えている。

このように構成された回転止め機構８０Ｄでは、突起部８１が挿入穴端部３７ａに接触して押し付け力が働くと、バネ８９が縮んで、仕切り板８７ｂが凹部８８の中へ移動することで、突起部８１に働く応力集中を緩やかになり突起部８１の損傷を防ぐことができる。

＜実施の形態６のロータリ圧縮機の奏する効果＞
以上のように本実施の形態６によれば、実施の形態５と同様の効果を得ることが可能である。

実施の形態７．
実施の形態５、６では、弾性柔構造部をシリンダ１１側に設けた構造について説明したが、実施の形態７は、実施の形態５、６において弾性柔構造部を設けたことによる効果と同様の効果を、突起部側の構造を変えることで達成しようとするものである。

＜ピストン１３Ａと回転止め用突起部９１の特徴的な構成＞
図１７は、図８のＢ−Ｂ断面図で、本発明の実施の形態７に係る第１圧縮機構部のピストンの構造を示す。以下、本実施の形態７が、図１３に示した実施の形態３と異なる部分を中心に説明する。
実施の形態７は、実施の形態３の突起部８１に代えて、突起部９１を備えている。突起部９１は、ピストン１３Ａの回転方向に変形可能な薄板弾性構造（薄板バネ構造）部材で構成された先端部９１ａと、円筒形状の胴体９１ｂと、一本足形状（棒形状）の後端部９１ｃとを有している。先端部９１ａと胴体９１ｂとは溶接により一体化されている。先端部９１ａの材料は、シリンダ１１との良好な摺動特性を保つものを選定する。突起部９１のピストン１３Ａへの固定構造は実施の形態３と同様であり、止め具８５により突起部９１がピストン１３Ａにカシメ固定されている。具体的には、ここでは、止め具８５を、貫通穴８２のうちピストン内周側の段差丸穴８４に圧接し、止め具８５の中空軸部内に一本足形状の後端部９１ｃを挿入して締め付けることにより、突起部９１がピストン１３Ａにカシメ固定される。

このように構成された突起部９１を用いることで、突起部９１の先端部９１ａが挿入穴端部３７ａに接触して押し付け力が働くと、先端部９１ａが撓んで変形するので、突起部９１に働く応力集中が緩やかになり突起部９１の損傷を防ぐことができる。

＜実施の形態７のロータリ圧縮機の奏する効果＞
以上のように本実施の形態７によれば、実施の形態３と同様に回転止め用の突起部９１とピストン１３Ａとを比較的簡単な構造で一体化にすることが可能となり、量産に適したロータリ圧縮機の製造が実現できる。

また、上述したように、突起部９１の先端部９１ａが挿入穴端部３７ａに接触して押し付け力が働いた際の、突起部９１の損傷を防ぐことができる。

また、実施の形態１と２と同様にして、回転ピストンとベーンとの摺動摩擦損失が低減され、圧縮機効率の改善効果が得られる。同時に、実施の形態１と２と同様にして、少なくとも一方のピストンを揺動ピストン形式とした２気筒ロータリ圧縮機において、休筒運転方式の機械式容量制御が可能となる。

以上の実施の形態２〜７では、休筒側のピストンをローリングピストン形式としたが、これに限らず、ベーンをピストン側に収納したスライディングベーン形式や、ベーンとピストンが一体のキニー形式としてもよい。つまり、少なくとも一方のピストンを揺動ピストン形式とした２気筒ロータリ圧縮機において、他方のピストン側の形式が何であれ、揺動ピストン機構及び回転止め機構を備えたロータリ圧縮機は本発明に含まれる。

以上の実施の形態１〜７では、高圧密閉シェル形式の２気筒ロータリ圧縮形の圧縮機について説明したが、その他のシェル形式においても同様の手段を用いて同様の効果が得られる。例えば、半密閉式の場合も同様の効果が得られる。あるいは、中間圧シェル形式の場合も同様の効果が得られる。

なお、上記実施の形態１〜７においてそれぞれ別の実施の形態として説明したが、各実施の形態の特徴的な構成を適宜組み合わせてロータリ圧縮機を構成してもよい。

２ 圧縮機吐出管、３ 密閉容器、３ａ 潤滑油貯蔵部、５ 中間仕切板、６ 駆動軸、６ａ 長軸部、６ｂ 短軸部、６ｃ 偏心軸部、６ｄ 偏心軸部、６ｅ 中間軸部、７ 吸入マフラ、７ａ 流入管、７ｂ 容器、７ｃ 流出管、７ｄ 流出管、８ａ 内部空間、９ 電動機部、９ａ 回転子、９ｂ 固定子、１０Ａ 第１圧縮機構部、１０Ｃ 第１圧縮機構部、１１ シリンダ、１１ａ シリンダ内周面、１２ シリンダ室、１２ａ 吸入室、１２ｂ 圧縮室、１３ ピストン、１３ 回転ピストン、１３Ａ ピストン、１３Ｂ ピストン、１４ ベーン、１４ａ ベーン先端部、１６ バネ、１７ シリンダ吸入流路、１８ 吐出口、１９ ベーン溝、１９ａ ベーン背圧室、２０Ａ 第２圧縮機構部、２０Ｂ 第２圧縮機構部、２１ シリンダ、２１ａ シリンダ内周面、２２ シリンダ室、２２ａ 吸入室、２２ｂ 圧縮室、２３ 回転ピストン、２３ ピストン、２３Ａ ピストン、２３Ｂ 回転ピストン（ローリングピストン）、２４ ベーン、２４ａ ベーン先端部、２６ バネ、２７ シリンダ吸入流路、２８ 吐出口、２９ ベーン溝、２９ａ ベーン背圧室、３０ 揺動ピストン機構、３１ 凹部、３１ａ 接触点、３５ 回転止め機構、３６ 突起部、３６ａ 傾斜面、３７ 挿入穴、３７ａ 挿入穴端部、３７ｂ 他端、３８ 拡大挿入穴、３９ 切り込み、４０ 揺動ピストン機構、４１ 凹部、４５ 回転止め機構、４６ 突起部、４７ 挿入穴、４９ 切り込み、５０Ａ 休筒式容量制御機構、５０Ｂ 休筒式容量制御機構、５１ａ 四方弁、５１ｂ 三方弁、５２ ベーン背圧導入管、５３ 油導入流路、５４ 配管（高圧導入管、吸入ガス冷媒導入管）、５５ 分配流路、５６ 弾性体ストッパ、５７ 磁石ストッパ、６０ 支持部材、６０ａ 軸受部、６０ｂ 吐出側面、６３ 吐出マフラ、７０ 支持部材、７０ａ 軸受部、７０ｂ 吐出側面、７３ 吐出マフラ、８０ 回転止め機構、８０Ｃ 回転止め機構、８０Ｄ 回転止め機構、８１ 突起部（回転止め用の突起部）、８１Ｂ 突起部（回転止め用の突起部）、８１ａ 先端部、８１ｂ 胴体、８１ｃ 後端部、８１ｄ 六角形締付け部、８１ｅ （ネジ山）後端部、８２ 貫通穴、８２Ｂ 貫通穴、８３ （かん合）丸穴、８３Ｂ 丸穴、８４ （止め具止め）段差丸穴、８４Ｂ 丸穴、８５ 止め具、８６ 溝、８７ 板、８７ｂ 仕切り板、８８ 凹部、８９ バネ、９０ 弾性柔構造部、９０Ｂ 弾性柔構造部、９１ 突起部、９１ 回転止め用突起部、９１ａ 先端部、９１ｂ 胴体、９１ｃ 後端部、９９ 圧縮機構部、１００Ａ ロータリ圧縮機、１００Ｂ ロータリ圧縮機、１１０ 制御装置。

Claims (17)

1. 電動機部と、
   前記電動機部に駆動軸を介して連結され、前記駆動軸を介して前記電動機部から伝達される駆動力によって冷媒を圧縮する圧縮機構部と、
   前記電動機部及び前記圧縮機構部を収容し、前記圧縮機構部で圧縮された冷媒が内部に吐出される密閉容器と、を備え、
   前記圧縮機構部が、シリンダ室が形成されたシリンダと、前記駆動軸の偏心軸部に回転自在に装着されたピストンと、先端部が前記ピストンの外周面に当接して前記シリンダ室内を吸入室と圧縮室とに仕切り、前記シリンダに設けられたベーン溝内を進退するベーンとを有するロータリ圧縮機において、
   前記ピストンの外周面に設けた凹部に前記ベーンの先端部が嵌合されるようにして、前記駆動軸の回転に伴って前記ピストンを前記シリンダ室のシリンダ内周面に沿って旋回させる揺動ピストン機構と、
   前記ピストンの外周面に設けた突起部と、前記シリンダ室のシリンダ内周面に設けられて前記突起部の先端部が挿入される挿入穴とを有し、
   前記ベーンの先端部が前記凹部から離れて前記ベーンが前記ベーン溝内を後退するベーン跳びが発生した際に、前記ベーンの先端部が前記凹部に再嵌合可能な範囲を超えて前記ピストンが前記偏心軸部を中心として回転するのを規制する回転止め機構と
   を備えたことを特徴とするロータリ圧縮機。
2. 前記回転止め機構は、前記凹部より回転方向の前記吸入室側に設けられていることを特徴とする請求項１記載のロータリ圧縮機。
3. 前記シリンダは前記吸入室に冷媒を導くシリンダ吸入流路を有し、前記シリンダ吸入流路の前記吸入室側の開口が前記挿入穴を兼ねることを特徴とする請求項２記載のロータリ圧縮機。
4. 前記突起部の高さは、前記ピストンの偏心量の２倍より大きいことを特徴とする請求項１〜請求項３の何れか一項に記載のロータリ圧縮機。
5. 前記シリンダの軸方向両端面の何れかから軸方向に延びて前記挿入穴に繋がる切り込みを有し、前記切り込みを通って、前記突起部を形成した前記ピストンを、前記駆動軸と一緒に前記シリンダ室内に挿入可能なことを特徴とする請求項１〜請求項４の何れか一項に記載のロータリ圧縮機。
6. 前記シリンダは、前記挿入穴の前記ピストン側の端部に、前記ピストンの回転方向に変形自在な弾性柔構造部を備えたことを特徴とする請求項１〜請求項５の何れか一項に記載のロータリ圧縮機。
7. 前記弾性柔構造部は、前記シリンダの内周側であって、前記挿入穴に隣接して回転方向側に設けられた溝と、前記溝と前記挿入穴との間の前記シリンダ部分により構成され、弾性変形可能な板とを備えたことを特徴とする請求項６記載のロータリ圧縮機。
8. 前記弾性柔構造部は、前記シリンダの内周側であって前記挿入穴に隣接して回転方向側に設けられた凹部と、前記挿入穴と前記凹部との間を仕切るように配置された仕切板と、一端が前記凹部に固定され、他端が前記仕切り板に固定されて前記仕切り板を前記ピストンの回転方向に可動可能に支持するバネとを備えたことを特徴とする請求項６記載のロータリ圧縮機。
9. 前記突起部の前記先端部を、前記ピストンの回転方向に変形可能な弾性構造部材としたことを特徴とする請求項１〜請求項５の何れか一項に記載のロータリ圧縮機。
10. 前記突起部は前記ピストンとは別体に構成され、別体で構成された前記突起部は、前記ピストンを径方向に貫通して設けられた貫通穴に固定されていることを特徴とする請求項１〜請求項９の何れか一項に記載のロータリ圧縮機。
11. 前記突起部は、その後端部が前記貫通穴に挿入されており、
    前記貫通穴と前記後端部とをカシメ固定する止め具を備えたことを特徴とする請求項１０記載のロータリ圧縮機。
12. 電動機部と、
    前記電動機部に駆動軸を介して連結され、前記駆動軸を介して前記電動機部から伝達される駆動力によって冷媒を圧縮する２つの圧縮機構部と、
    前記電動機部及び前記２つの圧縮機構部を収容し、前記２つの圧縮機構部で圧縮された冷媒が内部に吐出される密閉容器とを備え、
    前記２つの圧縮機構部の少なくとも一方は、シリンダ室が形成されたシリンダと、前記シリンダ内において前記駆動軸の偏心軸部に回転自在に装着されたピストンと、先端部が前記ピストンの外周面に当接して前記シリンダ室内を吸入室と圧縮室とに仕切り、前記シリンダに設けられたベーン溝内を進退するベーンとを有するロータリ圧縮機において、
    前記一方の圧縮機構部は、
    前記シリンダ内の前記ピストンの外周面に設けた凹部に前記ベーンの先端部が嵌合されるようにして、前記駆動軸の回転に伴って前記ピストンを前記シリンダ室のシリンダ内周面に沿って旋回させる揺動ピストン機構と、
    前記ピストンの外周面に設けた突起部と、前記シリンダ室のシリンダ内周面に設けられて前記突起部の先端部が挿入される挿入穴とを有し、前記ベーンの先端部が前記凹部から離れて前記ベーン溝内を後退するベーン跳びが発生した際に、前記ベーンの先端部が前記凹部に再嵌合可能な範囲を超えて前記ピストンが前記偏心軸部を中心として回転するのを規制する回転止め機構と
    を備えたことを特徴とするロータリ圧縮機。
13. 前記一方の圧縮機構部の前記ベーンの先端部を前記ピストンの前記凹部から離間させた状態を保持し、前記シリンダ室における圧縮作用を休止する休筒運転を可能とする休筒式容量制御機構を備えたことを特徴とする請求項１２記載のロータリ圧縮機。
14. 他方の圧縮機構部は、前記一方の圧縮機構部と同様、前記揺動ピストン機構及び前記回転止め機構を備えた圧縮機構部であることを特徴とする請求項１３記載のロータリ圧縮機。
15. 前記２つの圧縮機構部の両方で圧縮運転する両側圧縮モードと、前記一方の圧縮機構部を前記休筒運転し、且つ前記他方の圧縮機構部を圧縮運転する片側圧縮モードとを切り換える切り換え機構を備えたことを特徴とする請求項１３又は請求項１４記載のロータリ圧縮機。
16. 他方の圧縮機構部は、シリンダ室が形成されたシリンダと、前記シリンダ内において前記駆動軸の偏心軸部に回転自在に装着されたピストンと、先端部が前記ピストンの外周面に当接して前記シリンダ室内を吸入室と圧縮室とに仕切り、前記シリンダに設けられたベーン溝内を進退するベーンとを有し、前記他方の圧縮機構部における前記ベーンの先端部を前記ピストンの前記凹部から離間させた状態を保持し、前記シリンダ室における圧縮作用を休止する休筒運転を可能とする休筒式容量制御機構を備えたことを特徴とする請求項１２記載のロータリ圧縮機。
17. 前記２つの圧縮機構部の両方で圧縮する両側圧縮モードと、前記他方の圧縮機構部を前記休筒運転し、且つ前記一方の圧縮機構部を圧縮運転する片側圧縮モードとを切り換える切り換え機構を備えたことを特徴とする請求項１６記載のロータリ圧縮機。

Images