JP6007030B2 - 回転式圧縮機と冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明の実施態様は、回転式圧縮機と、この回転式圧縮機を用いて冷凍サイクル回路を構成する冷凍サイクル装置に関する。

近年、シリンダを２セット備えた、２シリンダタイプの回転式圧縮機が多用される。そして、両方のシリンダ室で圧縮作用をなす全能力運転と、いずれか一方のシリンダ室の圧縮作用を停止して休筒状態とし、他方のシリンダ室でのみ圧縮作用を行う能力半減運転との切換えを可能にした回転式圧縮機が知られている。

［特許文献１］の回転式圧縮機は、アキュームレータから各々のシリンダ室にガス冷媒を導く吸込み通路同士を連通する連通路を設けている。休筒運転時に、休筒側シリンダ室から連通路を介して圧縮側シリンダ室に潤滑油をバイパス案内する。［特許文献２］には、吸込み配管長さの設定から、充分な過給効果が得られる圧縮機が開示されている。

特開２００９−２０３８６１号公報 特許第２５０１３３７号公報

［特許文献１］では、アキュームレータへの潤滑油の戻りが規制され、正常な気液分離作用が行われるが、連通管（連通路）の取付けにあたって、２本の吸込み通路（冷媒管）に孔部を設け、連通管の各端部を差し込み溶接等で固定する。この作業のために、工数が増大して溶接部のリーク発生等のリスクがあり、製造性および品質に問題があった。

また、シリンダ室の、ブレードで区分された吸込み室の容積変化量が最小となるときにおいても、潤滑油に混在するガス冷媒は連通管と吸込み冷媒管を介してシリンダ室の区分された吸込み室へ導かれ、圧縮されてしまう。連通管と吸込み冷媒管の存在により流量変化量が緩和され、［特許文献２］に記述されるような充分な過給効果が得られない。

このような事情から、アキュームレータへの潤滑油の戻りを規制するのに工数の増大を避け、コストの抑制を図るとともに、過給効果を得られる回転式圧縮機と、この回転式圧縮機を備えて冷凍サイクル回路を構成する冷凍サイクル装置が望まれていた。

本実施形態では、密閉ケース内に、電動機部と、電動機部と回転軸を介して連結され、それぞれ独立した吸込み通路が接続される複数の圧縮機構部と、各圧縮機構部相互間に介在される中間仕切り板とが収容される。
少なくとも一つの圧縮機構部は、吸込み通路と連通するシリンダ室を備えたシリンダと、シリンダ室に偏心運動自在に収容されるローラと、先端縁がローラの周壁に当接してシリンダ室を吸込み室と圧縮室に区分するブレードと、シリンダ室で圧縮されたガスを密閉ケース内に放出する吐出弁装置とを有するロータリ式圧縮機構部である。
シリンダ室に吸込み通路を介して吸込み圧力を導くとともに、ブレードの先端縁をローラの周壁から離間させて圧縮運転を休止する休筒機構を備える。
そして、中間仕切り板に、休筒機構を備えたロータリ式圧縮機構部と他の圧縮機構部の各シリンダ室に形成される吸込み室同士を連通する連通路を設けた。
連通路の吸込み室側開口部は、シリンダ室における吸込み室の容積変化量が最小になるとき、ローラの端面によって塞がれる位置にある。

本実施形態に係る、回転式圧縮機の概略の縦断面図および冷凍サイクル回路の構成図。 同実施形態に係る、圧縮機構部の拡大した縦断面図。 同実施形態に係る、ロータリ式圧縮機構部の回転角変化を示す横断平面図。 同実施形態に係る、ロータリ式圧縮機構部の回転角θに対する吸込み室容積Ｖの変化量ｄｖ／ｄθの特性図。 同実施形態の変形例を示す、回転式圧縮機の縦断面図。

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，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、下部に複数の圧縮機構部３が収容される。複数の圧縮機構部３は、密閉ケース１内底部に集溜する潤滑油の油溜り部４内に浸漬されている。

電動機部２と複数の圧縮機構部３は、互いに回転軸５を介して連結され、電動機部２が回転軸５を回転駆動することにより、複数の圧縮機構部３が同時に、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。

複数の圧縮機構部３は、それぞれロータリ式の第１の圧縮機構部３Ａと、第２の圧縮機構部３Ｂからなり、これら第１，第２の圧縮機構部３Ａ，３Ｂ相互間には、中間仕切り板６が介在される。

上部側の前記第１の圧縮機構部３Ａは、第１のシリンダ５Ａを備え、下部側の第２の圧縮機構部３Ｂは、第２のシリンダ５Ｂを備えている。
第１のシリンダ５Ａは密閉ケース１内周壁に取付けられ、この第１のシリンダ５Ａの上面には主軸受７が重ねられる。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とともに第１のシリンダ５Ａに取付けられる。

前記回転軸５は、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、回転軸５は第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の偏心部周面に第１のローラ９ａが嵌合され、第２の偏心部周面に第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５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５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、主軸受７周壁と間隙を形成してなる吐出孔を有する吐出マフラ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にも吐出マフラ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。ただし、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吐出マフラ１１内へ案内する。

一方、第１、第２のシリンダ５Ａ、５Ｂには、この肉厚（軸）方向に沿って、内径部である第１、第２のシリンダ室１０Ａ、１０Ｂに開放するブレード溝が設けられ、さらにブレード溝の後端部に第１、第２のブレード背室１８ａ，１８ｂが連設される。これらブレード溝と第１、第２のブレード背室１８ａ，１８ｂには、第１、第２のブレード１５ａ，１５ｂが往復動自在に収容される。

第１のブレード１５ａの先端部は第１のシリンダ室１０Ａに突没自在であり、この後端部は第１のブレード背室１８ａに突没自在である。第２のブレード１５ｂの先端部は第２のシリンダ室１０Ｂに突没自在であり、この後端部は第２のブレード背室１８ｂに突没自在である。

それぞれのブレード１５ａ，１５ｂ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１０Ａ，１０Ｂへ突出した状態で、平面視で円形状のローラ９ａ，９ｂ周壁に線接触できる。

第１のブレード背室１８ａ上面は、第１のシリンダ５Ａ上面に載設される後述する閉塞部材２０によって閉塞される。第１のブレード背室１８ａの下面には、中間仕切り板６の外径部が突出し閉塞するので、第１のブレード背室１８ａは密閉空間となっている。第２のブレード背室１８ｂ上面も中間仕切り板６の外径部によって閉塞されるが、第２のブレード背室１８ｂ下面は開放される。

第１のブレード背室１８ａの後端部に沿って、永久磁石２２が取付けられる。第１のブレード背室１８ａと第１のシリンダ室１０Ａとが同じ程度の圧力雰囲気にあり、第１のブレード１５ａが移動してきたときは、その後端部を永久磁石２２が磁気吸着する。ただし、第１のブレード背室１８ａが第１のシリンダ室１０Ａよりも高い圧力雰囲気になったときは、その圧力に負けて第１のブレード１５ａを解放する。

第２のブレード背室１８ｂから第２のシリンダ１０Ｂの外周壁に亘って、かつ第２のシリンダ１０Ｂの肉厚（軸）方向の略中央部にスプリング収容孔２３が設けられ、コイルスプリング２４が収容される。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２４の一端部が密閉ケース１内周壁に当接し、他端部が第２のブレード１５ｂ後端部を押圧付勢する。第２のブレード１５ｂの先端部は、第２のローラ９ｂに当接する。

一方、回転式圧縮機Ｋを構成する密閉ケース１の上端部には、吐出用の冷媒管が接続される。この冷媒管には、凝縮器２５と膨張装置２６と蒸発器２７およびアキュームレータ２８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本の吸込み通路である吸込み冷媒管Ｐ，Ｐを介して回転式圧縮機Ｋにおける密閉ケース１を介して第１のシリンダ５Ａおよび第２のシリンダ５Ｂに接続する。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。

また、アキュームレータ２８と第２のシリンダ室１０Ｂとを連通する吸込み冷媒管Ｐには、吸込み圧力導入管３０の一端部が連通している。この吸込み導入管３０の他端部は、密閉ケース１外部に設置される三方切換え弁３１の一方の接続口に接続される。

三方切換え弁３１の他方の接続口には吐出圧力導入管３２の一端部が接続され、この吐出圧力導入管３２の他端部は密閉ケース１を貫通し、第２のシリンダ５Ｂの下方部位に開口する。三方切換え弁３１の残りの接続口には、背圧案内管３３の一端部が接続される。背圧案内管３３の他端部は密閉ケース１を貫通し上述の閉塞部材２０に接続される。
これら三方切換え弁３１と、吸込み圧力導入管３０と、吐出圧力導入管３２と、背圧案内管３３および閉塞部材２０で、休筒機構３５が構成される。

図２は、先に説明した圧縮機構部３の縦断面図であり、図１とは断面角度を変えて図示している。詳しくは、第１のシリンダ５Ａに接続する吸込み冷媒管Ｐおよび第２のシリンダ５Ｂに接続する吸込み冷媒管Ｐの中心軸位置に沿って縦断面にしてある。

第１のシリンダ５Ａと第２のシリンダ５Ｂとの間に介在される中間仕切り板６には、孔部からなる連通路３６が設けられていて、第１のシリンダ室１０Ａと第２のシリンダ室１０Ｂの吸込み室同士を連通する。ここで、吸込み室は、第１のシリンダ室１０Ａと第２のシリンダ室１０Ｂのうち、第１のブレード１５ａ、第２のブレード１５ｂで区画され、吸込み冷媒管Ｐと連通する室である。

なお説明すると、各シリンダ５Ａ，５Ｂに接続する吸込み冷媒管Ｐの中心軸延長上に連通路３６が設けられている。しかも、連通路３６は、第１，第２のシリンダ室１０Ａ，１０Ｂの外周側位置にあり、第１，第２のローラ９ａ，９ｂが移動してきたときに、各ローラ９ａ，９ｂの端面によって閉塞される大きさに形成される。

つぎに、回転式圧縮機Ｋの全能力運転について説明する。このとき休筒機構３５を構成する三方切換え弁３１は、吐出圧力導入管３２と背圧案内管３３とを連通するよう切換えられる。

電動機部２に通電され回転軸５が回転駆動すると、第１，第２のシリンダ室１０Ａ，１０Ｂにおいて第１，第２のローラ９ａ，９ｂが偏心運動をなす。第２のブレード１５ｂはコイルスプリング２４によって押し付けられ、この先端部は第２のローラ９ｂ周壁に弾性的に当接する。

第２のローラ９ｂの偏心運動にともない、冷媒管Ｐからブレード１５ｂによって区分された第２のシリンダ室１０Ｂの吸込み室にガス冷媒が吸込まれる。さらに、区分された第２のシリンダ室１０Ｂ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上昇すると吐出弁機構１２ｂを介して吐出される。

高圧のガス冷媒は、ガス案内通路を介して上部側の吐出マフラ１１内から密閉ケース１内に放出される。密閉ケース１内に圧縮された高圧のガス冷媒が充満すると、高圧の流体（潤滑油又は冷媒）が吐出圧力導入管３２から導入されて、三方切換え弁３１を介して背圧案内管３３へ案内される。

高圧の流体は、閉塞部材２０を介して第１のシリンダ５Ａに設けられる第１のブレード背室１８ａに導かれる。第１のブレード背室１８ａが所定の高圧化雰囲気に変り、第１のブレード１５ａに背圧を掛ける。第１のブレード１５ａは、第１のローラ９ａの偏心運動に追従して往復動する。

吸込み冷媒管Ｐから、ブレード１５ａによって区分された第１シリンダ室１０Ａの吸込み室にガス冷媒が吸込まれる。さらにガス冷媒は区分された第１シリンダ室１０Ａ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上昇すると吐出弁機構１２ａを介して上部側の吐出マフラ１１へ吐出される。第２のシリンダ室１０Ｂで圧縮されたガス冷媒と吐出マフラ１１内で合流し、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。結局、第１のシリンダ室１０Ａおよび第２シリンダ室１０Ｂとの両方で圧縮作用が行われる、全能力運転となる。

高圧のガス冷媒は回転式圧縮機１から凝縮器２５に導かれて凝縮し、液冷媒に変る。この液冷媒は膨張装置２６に導かれて断熱膨張し、蒸発器２７に導かれて蒸発しガス冷媒に変る。蒸発器２７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。

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。また、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てヒートポンプ式冷凍サイクル回路を構成してもよい。四方切換え弁で冷媒の流れを逆に切換えて、圧縮機Ｋから吐出されたガス冷媒を直接、室内熱交換器へ導くように構成すれば、暖房作用をなす。

回転式圧縮機１の圧縮能力を半減する運転をなすには、休筒機構３５を構成する三方切換え弁３１を吸込み圧力導入管３０と背圧案内管３３とが連通するよう切換える。吸込み冷媒管Ｐから第２のシリンダ室１０Ｂに導かれる低圧のガス冷媒の一部が分流されて、吸込み圧力導入管３０と背圧案内管３３および閉塞部材２０を介して第１のブレード背室１８ａに導かれる。

第１のブレード１５ａの先端部である第１のシリンダ室１０Ａには吸込み冷媒管Ｐから低圧のガス冷媒が導かれ、低圧の雰囲気にある一方で、ブレード１５ａの後端部である第１のブレード背室１８ａは上述のように休筒機構３５の切換えによって低圧のガス冷媒が導かれる。

第１のブレード１５ａの先端部と後端部は同じ低圧雰囲気にあるので、第１のローラ９ａに背圧をかけることはない。第１のブレード１５ａは第１のローラ９ａの偏心運動により第１のシリンダ室１０Ａから後退し、後端部を永久磁石２２に磁気吸着されたままとなる。結局、第１のシリンダ室１０Ａでは圧縮作用が行われず、第２のシリンダ室１０Ｂのみで圧縮運転をなす、能力半減運転となる。

なお、第１のシリンダ室１０Ａと第２のシリンダ室１０Ｂの吸込み室同士は、連通路３６を介して連通されていて、それぞれのローラ９ａ，９ｂの偏心運動にともなって開閉される。

能力半減運転時は、第２のシリンダ室１０Ｂにおいて圧縮作用が行われて密閉ケース１内が高圧となる一方で、第１のシリンダ室１０Ａは低圧となる。そのため、密閉ケース１内の高圧の潤滑油が、各部品間のクリアランスを通って第１のシリンダ室１０Ａ内に侵入する。

本実施形態では、第１のシリンダ室１０Ａと第２のシリンダ室１０Ｂの吸込み室同士を連通路３６を介して連通したので、第１のシリンダ室１０Ａ内に侵入した潤滑油は、アキュームレータ２８には導かれず、連通路３６から第２のシリンダ室１０Ｂに導かれる。

したがって、休筒運転中の第１のシリンダ室１０Ａからアキュームレータ２８への潤滑油の戻りが規制される。その結果、アキュームレータ２８内に多量の潤滑油が貯留することが防止され、密閉ケース１内の潤滑油不足を防止できる。

このように、第１のシリンダ５Ａと第２のシリンダ５Ｂとの間に介在する中間仕切り板６に連通路３６である孔部を設けたので、連通管を吸込み冷媒管に取付ける場合と比較して、簡単な作業で済み、工数の低減を図れるとともに、リークのリスクが無く、低コストで高品質の回転式圧縮機Ｋを得られる。

図３（Ａ）（Ｂ）（Ｃ）は、ロータリ式圧縮機構部３におけるローラ９ａ（９ｂ）の回転角変化を順に示す横断平面図であり、第１のシリンダ室１０Ａでの第１のローラ９ａの動きを実線で示し、第２のシリンダ室１０Ｂでの第２のローラ９ｂの動きを破線で示している。

図４は、ロータリ式圧縮機構部３におけるローラ９ａ（９ｂ）の回転角θに対する、シリンダ室１０Ａ（１０Ｂ）の区分された吸込み室ａの容積の変化量ｄｖ／ｄθの特性図である。

図４に示すように、第１のローラ９ａの回転角θがブレード溝の位置を基準として、０°付近で吸込み室ａの容積変化量がほとんど０（最小）になる。そして、図３（Ａ）に示すように、第１のシリンダ室１０Ａの区分された吸込み室ａの容積変化量が最小になるとき、中間仕切り板６に設けられた連通路３６の開口端が第１のローラ９ａ端面によって閉塞される。

したがって、第１のシリンダ室１０Ａの吸込み室ａから連通路３６へのガス冷媒の流入が阻止され、吸込み冷媒管Ｐにおいては吸込み室ａの容積変化量に応じた流量変動が得られる。すなわち、第１のシリンダ室１０Ａにおいて、容易に、かつ確実に過給効果による能力の向上を図れる。

図３（Ｂ）に示すように、第２のシリンダ室１０Ｂの区分された吸込み室ａの容積変化が最小になるとき（第２のローラ９ｂの回転角θがブレード溝の位置を基準として、０°付近）、中間仕切り板６に設けられた連通路３６の開口端が第２のローラ９ｂ端面によって閉塞される。

したがって、第２のシリンダ室１０Ｂの吸込み室ａから連通路３６へのガス冷媒の流入が阻止され、吸込み冷媒管Ｐにおいては吸込み室ａの容積変化量に応じた流量変動が得られ、容易に、かつ確実に過給効果による能力の向上を図れる。

また、図３（Ｂ）に示すように、第１のシリンダ室１０Ａでは第１のローラ９ａが偏心運動して区分された吸込み室ａの容積変化量ｄｖ／ｄθが最大になるとき、連通路３６の第２のシリンダ室１０Ｂ側開口端が第２のローラ９ｂ端面で塞がれる。図４に示すように、吸込み室９ａの容積変化量が最大になるときの第１のローラ９ａの回転角は、１．０５π時付近である。

第１のシリンダ室１０Ａの区分された吸込み室ａにおいては、第２のシリンダ室１０Ｂから連通路３６を介してのガス冷媒の流入を阻止でき、第１のシリンダ室１０Ａに連通する吸込み冷媒管Ｐから容量変化量に応じた流量変動が得られる。

また、第２のシリンダ室１０Ｂの区分された吸込み室ａの容積量ｄｖ／ｄθが最大になるときを図３（Ａ）の破線で示す。連通路３６の第１のシリンダ室１０Ａ側開口端が第１のローラ９ａ端面で塞がれる。図４に示すように、第２のシリンダ室１０Ｂにおいて、第２のローラ９ｂの回転角が１．０５π時付近で吸込み室ａの容積変化量が最大になる。

第２のシリンダ室１０Ｂの区分された吸込み室ａにおいては、第１のシリンダ室１０Ａから連通路３６を介してのガス冷媒の流入を阻止でき、第２のシリンダ室１０Ｂに連通する吸込み冷媒管Ｐから容量変化量に応じた流量変動が得られることも、同様である。

図３（Ｃ）に示すように、いずれのローラ９ａ，９ｂも連通路３６の開口端を開放する状態、換言すれば、連通路３６の両開口端が各ローラ９ａ，９ｂ端面によって塞がれない運転区間を有する。これにより、第１のシリンダ室１０Ａに浸入した潤滑油は、速やかに第２のシリンダ室１０Ｂに吸い込まれ、アキュームレータ２８への潤滑油の戻りを確実に防止することができる。

以上説明した実施の形態では、２シリンダタイプの圧縮機構部を適用して説明したが、これに限定されるものではなく、３シリンダタイプの圧縮機構部を備えた回転式圧縮機にも適用できる。さらに、休筒機構を接続しない圧縮機構部では、ローラをブレードが弾性的に押圧する構造のものに限定されず、たとえばブレードとローラが一体化した、いわゆるスイングタイプの圧縮機であっても、同様の効果が得られる。

図５は、本実施形態の変形例を示す回転式圧縮機Ｋａの縦断面図と冷凍サイクル回路Ｒの構成図である。以下に説明する構成以外は、先に図１で説明した回転式圧縮機Ｋと同一であるので、同番号を付して新たな説明は省略する。

ここでは、アキュームレータ２８から延出される１本の吸込み冷媒管Ｐが密閉ケース１を介して中間仕切り板６ａに接続される。中間仕切り板６ａは図１に示すものよりも厚肉に形成されていて、吸込み冷媒管Ｐが接続する吸込み通路（図示しない）が設けられている。そして、中間仕切り板６ａにおいて吸込み通路は、第１のシリンダ室と第２のシリンダ室に連通する分岐吸込み通路となっている。

第１の圧縮機構部３Ａを構成する第１のシリンダ５Ａに備えた第１のブレード１５ａを、コイルスプリング２４が弾性的に押圧する。したがって、第１の圧縮機構部３Ａが、通常のロータリ式圧縮機構部となっている。第２の圧縮機構部３Ｂを構成する第２のシリンダ５Ｂには、休筒機構３５Ａを構成する閉塞部材２０が取付けられる。

休筒機構３５Ａは、吐出用の冷媒管Ｐから分岐して設けられる吐出バイパス管４０と、この吐出バイパス管４０に一方の接続口が接続される四方切換え弁４１と、四方切換え弁４１の他方の接続口と前記閉塞部材２０とを連通する背圧導入管４２を備えている。

さらに、四方切換え弁４１の他方の接続口とアキュームレータ２８への導入冷媒管Ｐとを連通する低圧導入管４３を備えている。四方切換え弁４１の他方の接続口と前記背圧導入管４２の中途部とは分岐管４４で連通されていて、この分岐管４４には開閉弁４５が設けられてなる。

全能力運転時には、休筒機構３５Ａを構成する四方切換え弁４１の弁体は、実線で示すように、吐出バイパス管４０と背圧導入管４２とを連通し、低圧導入管４３と分岐管４４とを連通するとともに開閉弁４５を閉成する。

吐出用の冷媒管に導かれる高圧のガス冷媒の一部は吐出バイパス管４０に分流され、四方切換え弁４１を介して背圧導入管４２から閉塞部材２０を介して第２のブレード背室１８ｂに導かれ、第２のブレード１５ｂに第２のローラ９ｂへの背圧を付与する。

第２のローラ９ｂが第２のシリンダ室１０Ｂで偏心移動するのにともなって第２のブレード１５ｂが往復移動し、第２のシリンダ室１０Ｂを吸込み室と圧縮室に区分する。したがって、第２のシリンダ室１０Ｂで圧縮作用をなす。

第１のシリンダ室１０Ａでは、第１のブレード１５ａをコイルスプリング２４が押圧し圧縮作用をなすので、両方のシリンダ室１０Ａ，１０Ｂでの圧縮作用、すなわち全能力運転が行われる。

四方切換え弁４１の弁体を破線に示すように切換えると、能力半減運転（休筒運転）となる。すなわち、吐出バイパス管４０から四方切換え弁４１に導かれた高圧のガス冷媒は分岐管４４に導かれるが、ここ設けられる開閉弁４５が閉成されているので、背圧導入管４２への浸入はない。

その一方で、蒸発器２７で蒸発した低圧のガス冷媒の一部が低圧導入管４３に分流され、四方切換え弁４１を介して背圧導入管４２へ導かれる。そして、背圧導入管４２から閉塞部材２０を介して第２のブレード背室１８ｂに充満し、第２のブレード１５ｂへ低圧の背圧を付与する。

第２のシリンダ室１０Ｂ内は、吸込み冷媒管Ｐから低圧のガス冷媒が導かれて低圧雰囲気にあり、第２のブレード背室１８ｂも低圧雰囲気にあるので、第２のブレード１５ｂの先端部と後端部では差圧が生じない。第２のシリンダ室１０Ｂでは圧縮作用をなさず、第１のシリンダ室１０Ａのみが圧縮作用をなす、能力半減運転となる。

なお、このような能力半減運転時に、背圧導入管４２が低圧に切換えられるために、高圧雰囲気となっている密閉ケース１内の潤滑油が差圧によりクリアランスから浸入し、背圧導入管４２内および第２のブレード背室１８ｂが粘度の高い潤滑油で満たされる。

この状態から、即、全能力運転に切換えると、背圧導入管４２内および第２のブレード背室１８ｂに浸入した粘度の高い潤滑油が、背圧を受ける第２のブレード１５ｂの往復動に対して追従できなくなる。背圧導入管４２内での圧力変動が激しくなり、性能の低下や騒音・振動の増大が生じ、極端な場合は配管の破損に至る。

そこで、能力半減運転から全能力運転への切換え時に、四方切換え弁４１を実線の状態に切換えて背圧導入管４２に高圧のガス冷媒を導くとともに、所定時間だけ分岐管４４に設けた開閉弁４５を開放して、第２のブレード背室１８ｂと背圧導入管４２内に滞留する潤滑油を分岐管４４内へ逃す。

そのあと、開閉弁４５を閉成し、第２のブレード背室１８ｂに高圧のガス冷媒を充満させて第２のブレード１５ｂに第２のローラ９ｂに対する背圧を付与することは、上述のとおりである。

第２のブレード背室１８ｂと背圧導入管４２に滞留していた潤滑油は、既に開閉弁４５を介して分岐管４４に導かれ、ここには存在しないので、第２のブレード１５ｂは円滑に往復動し、高性能で騒音振動が低く、信頼性の高い回転式圧縮機を提供できる。

なお、分岐管４４の一端部は背圧導入管４２に接続されているが、この分岐部は密閉ケース１内底部に形成される潤滑油の油溜り部４油面よりも低い位置に設ける必要がある。すなわち、背圧導入管４２に溜まる潤滑油の油面を、少なくとも密閉ケース１内の潤滑油油面高さよりも低くできる。

能力半減運転から全能力運転に切換えるにあたって開閉弁４５を開放するが、このとき、背圧導入管４２内の潤滑油残留量が少なくてすみ、開閉弁４５開放の効果を確実に得られる。

さらに、分岐管４４の平均断面積を、背圧導入管４２の平均断面積よりも小さく設定すると良い。したがって、分岐管４４内に残留する潤滑油量を低減でき、密閉ケース１内の潤滑油の油面低下を抑制できる。

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。

１…密閉ケース、２…電動機部、５…回転軸、Ｐ…吸込み冷媒管（吸込み通路）、３…圧縮機構部、３Ａ…第１の圧縮機構部、３Ｂ…第２の圧縮機構部、６…中間仕切り板、１０Ａ…第１のシリンダ室、１０Ｂ…第２のシリンダ室、５Ａ…第１のシリンダ、５Ｂ…第２のシリンダ、９ａ…第１のローラ、９ｂ…第２のローラ、ａ…吸込み室、ｂ…圧縮室、１５ａ…第１のブレード、１５ｂ…第２のブレード、１２ａ…第１の吐出弁機構、１２ｂ…第２の吐出弁機構、３５…休筒機構、２５…凝縮器、２６…膨張装置、２７…蒸発器、Ｒ…冷凍サイクル回路。

Claims (5)

1. 密閉ケース内に、電動機部と、前記電動機部と回転軸を介して連結され、それぞれ独立した吸込み通路が接続される複数の圧縮機構部と、各圧縮機構部相互間に介在される中間仕切り板と、が収容され、
   少なくとも一つの圧縮機構部は、前記吸込み通路と連通するシリンダ室を備えたシリンダと、前記シリンダ室に偏心運動自在に収容されるローラと、先端縁が前記ローラの周壁に当接して前記シリンダ室を吸込み室と圧縮室に区分するブレードと、前記シリンダ室で圧縮されたガスを前記密閉ケース内に放出する吐出弁装置と、を有するロータリ式圧縮機構部であり、
   前記ロータリ式圧縮機構部は、前記シリンダ室に前記吸込み通路を介して吸込み圧力を導くとともに、前記ブレードの先端縁を前記ローラの周壁から離間させて圧縮運転を休止する休筒機構を備え、
   前記中間仕切り板に、前記休筒機構を備えたロータリ式圧縮機構部と他の圧縮機構部の各シリンダ室に形成される吸込み室同士を連通する連通路を設け、
   前記中間仕切り板に設けられた前記連通路の吸込み室側開口部は、前記シリンダ室における前記吸込み室の容積変化量が最小になるとき、前記ローラの端面によって塞がれる位置にある
   ことを特徴とする回転式圧縮機。
2. 前記複数の圧縮機構部は、第１のロータリ式圧縮機構部と、第２のロータリ式圧縮機構部からなり、いずれか一方のロータリ式圧縮機構部に前記休筒機構を備えた２気筒回転式圧縮機であり、
   前記前記各ロータリ式圧縮機構部における前記連通路の開口部は、前記各シリンダ室の吸込み室の容積変化量が最小になるときに、前記ローラの端面によって塞がれる位置に設けられる
   ことを特徴とする請求項１記載の回転式圧縮機。
3. 前記複数の圧縮機構部は、第１の圧縮機構部と、第２の圧縮機構部からなり、いずれか一方の圧縮機構部に前記休筒機構を備えた２気筒回転式圧縮機であり、
   前記連通路は、一方の前記圧縮機構部における前記シリンダ室の吸込み室の容積変化量が最大になるときに、他方の圧縮機構部における前記シリンダ室の前記連通路の開口部が、前記ローラの端面によって塞がれる位置に設けられる
   ことを特徴とする請求項１記載の回転式圧縮機。
4. 前記連通路は、各圧縮機構部の開口部の両方が前記ローラの端面によって塞がれない運転区間を有する
   ことを特徴とする請求項２および請求項３のいずれかに記載の回転式圧縮機。
5. 請求項１ないし請求項４に記載の回転式圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器で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。

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