JP6380228B2 - 圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、圧縮機の油分離構造に関するものである。

圧縮機のケース内の圧力すなわちケース内圧が圧縮機の吸入圧力と略同じ圧力になる内部低圧式の圧縮機が、従来から知られている。その内部低圧式の圧縮機は、例えば冷凍用や給湯用の冷媒サイクルに用いられる。

従来、この種の圧縮機として、例えば特許文献１および特許文献２に記載されたものがある。この特許文献１および特許文献２の圧縮機は何れも、内部低圧式の圧縮機である。特許文献１の圧縮機では、冷媒からオイルを分離する油分離器が圧力容器としてのケース外に設けられていると共に、分離されたオイルを溜める高圧の貯油室もケースとは別に設けられている。その一方で、特許文献２の圧縮機では、油分離器および貯油室がケース内に収納されている。

特開２０１３−５３５６８号公報 特開２００８−８２６３号公報

従来、内部低圧式の圧縮機は、例えば特許文献１の圧縮機のようであった。すなわち、上述したように、油分離器をケース外に設け、高圧の貯油室を別に設ける必要があった。その一方で、ケース内圧が圧縮機の吐出圧力と略同じ圧力になる内部高圧式の圧縮機は、圧力容器としてのケースの内部空間を、冷媒からオイルを分離する油分離チャンバとして利用できる。そのため、内部低圧式の圧縮機は、体格、コスト面で不利になっていた。

これに対し、特許文献２の圧縮機では、上述したように、油分離器が圧力容器としてのケース内へ収納され、圧縮機の小型化が図られている。そして、油分離器下流に設けられた高圧貯油室の油面の安定化が図られ、それにより、外部へのオイル（潤滑油）の流出が防止されている。

しかしながら、特許文献２の圧縮機は、油分離器で分離したオイル量ＱＢに対し、ポンプへ戻すオイル量ＱＣを少なくする（ＱＢ＞ＱＣ）設計とされている。そのため、特許文献２の圧縮機は高圧貯油室を有しているものの、その高圧貯油室の容積は限られているので、いずれは油分離器からオイルがオーバーフローするということが避けられない。

また、特許文献２の圧縮機において、圧縮機内部（特に低圧貯油室）に保持できるオイル量は、高圧貯油室側から戻すオイル量で低圧貯油室の油面が定まりバランスする。そのため、特許文献２の圧縮機が用いられるシステム（冷媒サイクル）全体へのオイル封入量が、そのシステムの各々の間で相互に異なる場合に、システム相互間における上記オイル封入量の差を吸収するバッファ機能は、特許文献２の圧縮機には無い。従って、特許文献２の圧縮機が用いられたシステムにおいて上記オイル封入量が多い場合には、余剰なオイルは圧縮機の外部へ流出する以外になく、結局、圧縮機から流出した冷媒に混ざるオイルの割合であるシステムのオイルレートは高いものとなる。

本発明は上記点に鑑みて、内部低圧式の圧縮機において、油分離器を含む圧縮機全体を特許文献１の圧縮機よりも小型化し易く、且つ、圧縮機外部へのオイル流出を抑えることが可能な圧縮機を提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、請求項１に記載の圧縮機の発明では、吸入ポート（１１４）と吐出ポート（１２３）とが形成されており、吸入ポートから吸入した冷媒を吐出ポートから吐出する圧縮部（１０）と、
圧縮部を収容し、吸入ポートへ向かう冷媒が流入する吸入部（３７）と吐出ポートからの冷媒が流出する吐出部（３４）とを有しているケース（３０）と、
吐出ポートから流出した冷媒からオイル（９）を分離してその分離後の冷媒を吐出部へ流す油分離器（４０）と、
油分離器で分離された冷媒の一部とオイルとから成る二相流をケース内へ流し、その二相流の流量を制限する絞り通路（５０１ａ）が形成された絞り部（５０）と、
ケース内に収容され、そのケース内の冷媒およびオイルを吸入ポートへ流す吸込通路（６０ａ）が形成されたオイル吸込部（６０）とを備え、
ケース内の圧力は、吐出ポートにおける冷媒の圧力（Ｐｄ）と吸入ポートにおける冷媒の圧力（Ｐｓ）とのうち吸入ポートにおける冷媒の圧力に近い圧力になり、
ケースは、オイルが溜まる貯油部（３０１）をケース内の底部に有し、
吸込通路の一端（６０ｂ）は、貯油部に溜まったオイルの液面（９ａ）よりも上方で開放され、吸込通路の他端（６０ｃ）は吸入ポートに接続され、
吸込通路の一端から他端までの途中には、貯油部に溜まったオイル内に開口するブリードポート（６０２）が形成され、
そのブリードポートは、オイルの流量を制限しつつそのオイルを貯油部から吸込通路内へ流入させ、
絞り部は、二相流の中の冷媒が気流となって絞り通路へ流入するように構成されていることを特徴とする。

仮に、絞り部が、油分離器で分離されたオイルの全量を通過させることができないほどオイル流れを絞っていたとすれば、絞り通路内はオイルで満たされるので、ガス冷媒が気流となって絞り通路へ流入する余地は生じない。これに対し、上述の発明によれば、絞り部は、油分離器で分離された冷媒の一部とオイルとから成る二相流をケース内へ流し、その二相流の中の冷媒が気流となって絞り通路へ流入するように構成されているので、油分離器で分離されたオイルの全量が絞り部を通過できる。従って、その分離されたオイルが油分離器でオーバーフローすることが防止され、圧縮機の外部へのオイル流出を抑えることが可能である。

また、油分離器で分離されたオイルの全量が絞り部を通過できるので、仮に油分離器を特許文献１のようにケース外に設けたとしても、その油分離器に、オイルを溜めるための油溜りを設ける必要がない。或いは、非常に小型の油溜りで足りる。従って、特許文献１の圧縮機よりも、油分離器を含む圧縮機全体を小型化し易いというメリットがある。また、油分離器を特許文献２のようにケース内に収容したとすれば、更に圧縮機の小型化を図ることが可能である。

なお、特許請求の範囲およびこの欄で記載した括弧内の各符号は、後述する実施形態に記載の具体的内容との対応関係を示す一例である。

第１実施形態の圧縮機８の模式的な軸方向断面図である。 図１のII−II断面図である。 可動側連通穴５０２ａの軌跡、および、可動側連通穴５０２ａと絞り通路５０１ａとの穴径を示した図である 第１実施形態において、間欠給油機構５０の可動側連通穴５０２ａが固定側絞り５０１の絞り通路５０１ａを横断する領域に相当する横断角度θを説明するための図である。 第１実施形態において、圧縮部１０の吐出圧力Ｐｄが１０ＭＰａで一定であるという条件の下で、圧縮部１０の入出圧力差ΔＰｄｓ（＝Ｐｄ−Ｐｓ）とホットガスバイパス流量との関係を（ａ）図として示し、圧縮部１０の入出圧力差ΔＰｄｓとオイル流量比ＱＲｄｓ（＝Ｑｄ／Ｑｓ）との関係を（ｂ）図として示した図である。 絞り通路５０１ａ内の流れのイメージを示したイメージ図であって、「Ｑｓ＞Ｑｄ」となる関係が成立している特許文献２のような従来例における流れを（ａ）図として示し、「Ｑｓ＜Ｑｄ」となる関係が成立している第１実施形態における流れを（ｂ）図として示した図である。 第１実施形態において、絞り通路５０１ａの通路断面積Ａｘと圧縮機８が属するヒートポンプサイクルの性能との関係を示した図である。 第１実施形態において、圧縮部１０の吐出圧力Ｐｄを１０ＭＰａ一定とする条件の下で、圧縮部１０の吸入圧力Ｐｓとホットガスバイパス流量との関係を示した図である。 ＣＯ２のモリエル線図である。 第１実施形態において、圧縮部１０の吸入圧力Ｐｓが４ＭＰａで一定であるという条件の下で、圧縮部１０の入出圧力差ΔＰｄｓ（＝Ｐｄ−Ｐｓ）とホットガスバイパス流量との関係を（ａ）図として示し、圧縮部１０の入出圧力差ΔＰｄｓと各オイル流量Ｑｄ、Ｑｓとの関係を（ｂ）図として示した図である。 第２実施形態の圧縮機８の模式的な軸方向断面図であって、図１に相当する図である。 第３実施形態の圧縮機８の模式的な軸方向断面図であって、図１に相当する図である。 図１２のXIII部分を拡大した拡大図である。

以下、本発明の実施形態について図に基づいて説明する。なお、以下の各実施形態相互において、互いに同一もしくは均等である部分には、図中、同一符号を付してある。

（第１実施形態）
図１は、本実施形態の圧縮機８の模式的な軸方向断面図である。本実施形態の圧縮機８は、例えばヒートポンプ式給湯機に適用されている。このヒートポンプ式給湯機は、ヒートポンプサイクルによって給湯水を加熱するもので、圧縮機８は、ヒートポンプサイクルにおいて冷媒を圧縮して吐出する機能を果たす。

そのヒートポンプサイクルは、圧縮機８の吐出冷媒と給湯水とを熱交換させて給湯水を加熱する水−冷媒熱交換器と、水−冷媒熱交換器から流出した冷媒を減圧膨張させる減圧装置としての可変絞り機構と、可変絞り機構にて減圧膨張された冷媒を外気と熱交換させて蒸発させる室外蒸発器と、圧縮機８とを環状に接続した蒸気圧縮式の冷凍サイクルである。

さらに、本実施形態のヒートポンプサイクルでは、冷媒として二酸化炭素（ＣＯ２）を採用しており、圧縮機８から吐出された高圧冷媒が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界冷凍サイクルを構成している。また、圧縮機８内において、圧縮機８の内部の各摺動部位を潤滑する潤滑油（冷凍機油）９すなわちオイル９が圧縮前の冷媒に混入される。そして、そのオイル９は冷媒圧縮後に冷媒から分離され圧縮機８内で循環する。詳細には、圧縮機８内を循環するオイル９は、先ず、後述のケース３０内の貯油部３０１から吸上管６０によって吸い上げられ圧縮部１０の潤滑およびシールを行った後、圧縮部１０の吐出ポート１２３から冷媒と共に排出される。そして、油分離器４０で冷媒から分離されて各部の潤滑を行った後、貯油部３０１へ戻る。なお、吐出ポート１２３から冷媒と共に吐出されたオイル９の大部分は冷媒から分離されるが、冷媒から分離しきれなかったオイル９は冷媒と共に圧縮機８から吐出され、ヒートポンプサイクルを循環する。

なお、ヒートポンプサイクルでは、室外蒸発器と圧縮機８との間に、冷媒の気液を分離して余剰冷媒を蓄えるとともに圧縮機８側へ気相冷媒を流出させる気液分離器が配置されてもよい。さらに、ヒートポンプ式給湯機は、ヒートポンプサイクルの他に、水−冷媒熱交換器にて加熱された給湯水を貯湯する貯湯タンク、貯湯タンクと水−冷媒熱交換器との間で給湯水を循環させる給湯水循環回路等を有して構成されている。

次に、図１により、本実施形態の圧縮機８の詳細構成について説明する。なお、図１中の上下の矢印ＤＲ１は、圧縮機８をヒートポンプ給湯機へ搭載した状態における上下の方向を示している。すなわち、図１の両端矢印ＤＲ１は上下方向ＤＲ１を示している。

圧縮機８は電動圧縮機である。圧縮機８の全体としては、圧縮機８の冷媒入口である冷媒吸入管３７で冷媒流れを分岐する吸気分配孔３７ｂがケース３０の内部と連通し、その分岐された冷媒が駆動用の電動機部２０を冷却する所謂内部低圧式の圧縮機である。内部低圧式の圧縮機とは、圧縮機のケース内の圧力すなわちケース内圧が圧縮機の吸入圧力と略同じ圧力になる圧縮機である。

また、圧縮機８は、圧縮機８への吸入冷媒を導く冷媒吸入管３７が圧縮部１０の吸入ポート１１４へ直結した所謂ダイレクト吸入構造になっている。これにより、圧縮機８は、冷媒吸入の際の圧損による効率低下を抑える構造となっている。本実施形態のような内部低圧方式の圧縮機８に強制潤滑を行う方式においては、圧縮機８のケース３０内へ吐出ポート１２３側から戻される高温のオイル９によって吸入冷媒が加熱される為、上記ダイレクト吸入構造は、圧縮機８が属するシステムであるヒートポンプサイクルの効率低下抑制に有効である。

図１に示すように、圧縮機８は、流体である冷媒を吸入し圧縮して吐出する圧縮部１０、この圧縮部１０を駆動する駆動力源としての電動機部２０、電動機部２０から圧縮部１０へ回転駆動力を伝達する駆動軸としてのシャフト２５、ケース３０、油分離器４０、間欠給油機構５０、吸上管６０、および逆止弁６２等を備えている。そして、この圧縮機８では、それらの圧縮部１０、電動機部２０、シャフト２５、油分離器４０、間欠給油機構５０、吸上管６０、および逆止弁６２等がケース３０内に収容されている。

さらに、この圧縮機８では、図１に示すように、シャフト２５の回転軸が鉛直方向すなわち上下方向ＤＲ１に延びている。要するに、圧縮機８は、圧縮部１０と電動機部２０とを鉛直方向に配置した所謂縦置きタイプに構成されている。より具体的に言えば、圧縮部１０が電動機部２０の下方側に配置されている。

ケース３０は圧縮機８の筐体を成し、圧力容器として機能する。ケース３０は、鉛直方向に延びる筒状部材３１、筒状部材３１の上端部を塞ぐアッパーハウジングとしての上蓋部材３２、および筒状部材３１の下端部を塞ぐロアハウジングとしての下蓋部材３３を有し、これらを一体に接合して密閉容器構造としたものである。筒状部材３１、上蓋部材３２および下蓋部材３３は、いずれも鉄で構成されており、これらは溶接にて接合されている。

電動機部２０は、Ｕ相、Ｖ相、Ｗ相の巻線コイルを有する三相ブラシレスＤＣモータ、要するに三相モータである。具体的に、電動機部２０は、固定子をなすステータ２１と、回転子をなすロータ２２とを備えている。ステータ２１は、磁性材からなるステータコアと、そのステータコアに巻き付けられたステータコイルとによって構成されている。より具体的には、ステータ２１では、ステータコイルのＵ相、Ｖ相、Ｗ相の各相に対応するステータコイルが、ステータコアに設けられた各スロットに巻き付けられている。ステータ２１は、図示しないインバータ回路等を介して、ステータコイルに電力が供給されることによって、ロータ２２を回転させる回転磁界を発生させる。

一方、電動機部２０のロータ２２は、永久磁石を有して構成されており、ステータ２１の内周側に配置されている。このロータ２２は回転軸方向すなわち上下方向ＤＲ１に延びる円筒状に形成され、さらに、ロータ２２の軸中心穴には、回転軸方向に延びる略円筒状のシャフト２５が圧入により固定されている。従って、ステータ２１が電力供給により回転磁界を発生させると、ロータ２２およびシャフト２５が一体に回転する。

シャフト２５は略円筒状に形成されている。そして、シャフト２５の内部には、前述のオイル９を流通させる主給油通路２５ａ、この主給油通路２５ａからシャフト２５と後述する第１軸受部２９との摺動部位（潤滑対象部位）２９ａへオイル９を導く第１副給油通路２５ｂ、および、主給油通路２５ａからシャフト２５と後述する第２軸受部２７との摺動部位（潤滑対象部位）２７ａへ潤滑油を導く第２副給油通路２５ｃが形成されている。

シャフト２５の内部に形成された主給油通路２５ａは、シャフト２５の軸方向に延びてシャフト２５の下端面にて開口しており、シャフト２５の上端面においては上方に向けて、ケース３０の内部空間へ開放されている。要するにケース３０内へ開放されている。そして、主給油通路２５ａにはシャフト２５の軸方向一端側である下端側から、間欠給油機構５０からロータ給油通路１１５を通って流出したオイル９が流入する。

第１副給油通路２５ｂおよび第２副給油通路２５ｃは、シャフト２５の径方向に延びて主給油通路２５ａとシャフト２５の外表面とを連通させる連通穴として形成されている。さらに、第２副給油通路２５ｃは、第１副給油通路２５ｂよりも鉛直方向上方側に配置されている。

また、シャフト２５は、電動機部２０のロータ２２よりも軸方向長さが長く形成されており、軸方向一端側である下端側（圧縮部１０側）は、ロータ２２の最下端部よりも下方側に延び、軸方向他端側（圧縮部１０の反対側）は、ロータ２２の最上端部よりも上方側に延びている。そして、シャフト２５においてロータ２２よりも下方側の部位には、軸方向と垂直な水平方向に突出する鍔部２５１が形成されている。

また、シャフト２５のロータ２２よりも下方側の部位のうち、ロータ２２と鍔部２５１との間の部位は、ミドルハウジング３６に形成された第１軸受部２９によって回転可能に支持されている。つまり、第１軸受部２９は、シャフト２５の軸方向一端側である下端側を支持している。さらに、第１軸受部２９は、シャフト２５の軸方向から見たときに、円形状となる内周面でシャフト２５の外周面を受ける、すべり軸受として構成されている。

ミドルハウジング３６は、上方側から下方側に向かって階段状に外径および内径が拡大する円筒形状を有している。ミドルハウジング３６では、その外径および内径が最も小さい上方側部位に第１軸受部２９が形成されている。さらに、ミドルハウジング３６の外径および内径が最も大きい下方側部位の外周面は、ケース３０の筒状部材３１に当接した状態で固定されている。

一方、シャフト２５においてロータ２２よりも上方側の部位は、第２軸受部２７によって回転可能に支持されている。つまり、第２軸受部２７は、シャフト２５の軸方向他端側である上端側を支持している。さらに、第２軸受部２７は、シャフト２５の軸方向から見たときに、その内周形状がシャフト２５の外周形状と相似形の円形に形成されたすべり軸受として構成されている。

また、第２軸受部２７は、介在部材２８を介してケース３０の筒状部材３１に固定されている。介在部材２８は、水平方向に拡がる環状板の外周部を上方側に向かって屈曲させた形状に形成され、その外周部がケース３０の筒状部材３１に当接した状態で固定されている。また、第２軸受部２７の上端部には水平方向に突出する鍔部２７１が形成されており、鍔部２７１が介在部材２８上にボルト止めで固定されている。

圧縮部１０は周知のスクロール式の圧縮機構で構成されており、それぞれ渦巻き状に形成された歯部を有する可動スクロール１１および固定スクロール１２を備えている。可動スクロール１１は、前述のミドルハウジング３６のうち内径が最も大きい下方側部位の内周側に配置され、固定スクロール１２は、可動スクロール１１の下方側に配置されている。

可動スクロール１１および固定スクロール１２は、互いに鉛直方向に対向するように配置されている。固定スクロール１２の外周側は、ケース３０の筒状部材３１に固定されている。

可動スクロール１１の上面側の中心部には、シャフト２５の下端部が挿入される円筒状のボス部１１３が形成されている。その一方で、シャフト２５の下端部は、シャフト２５の回転中心に対して偏心した偏心部２５３になっている。可動スクロール１１には、そのシャフト２５の偏心部２５３が挿入されている。

さらに、可動スクロール１１およびミドルハウジング３６の間には、可動スクロール１１が偏心部２５３周りに自転することを防止する不図示の自転防止機構が設けられている。このため、シャフト２５が回転すると、可動スクロール１１は偏心部２５３周りに自転することなく、シャフト２５の回転中心を公転中心として旋回しながら公転運動する。つまり、可動スクロール１１は、シャフト２５を介して電動機部２０から回転駆動力が供給されると、シャフト２５の回転中心を公転中心として旋回しながら公転運動する。

また、可動スクロール１１には、固定スクロール１２側に向かって突出する渦巻き状の歯部すなわち可動側歯部が形成されている。一方、固定スクロール１２には、可動スクロール１１側に向かって突出すると共に上記可動側歯部に噛み合う渦巻き状の歯部すなわち固定側歯部が形成されている。

そして、両スクロール１１、１２の各歯部同士が噛み合って複数箇所で接触することによって、回転軸方向から見たときに三日月形状に形成される密閉された作動室１５が複数個形成される。なお、図１では図示を簡潔にするため、複数個の作動室１５のうち、１つの作動室だけに符号を付しており、他の作動室については符号を省略している。

作動室１５は、可動スクロール１１が公転運動することによって回転軸周方向に外周側から中心側へ容積を変化（減少）させながら移動する。そして、その作動室１５の容積が減少することによって作動室１５内の冷媒が圧縮される。

作動室１５には、ケース３０が有する冷媒吸入管３７と圧縮部１０に形成された吸入ポート１１４とを介して圧縮機８外部から冷媒が供給される。すなわち、冷媒吸入管３７および吸入ポート１１４は、作動室１５へ冷媒を供給する冷媒供給通路を構成している。

冷媒吸入管３７は、その内部に冷媒通路３７ａが形成された管状の部材である。冷媒吸入管３７は、ケース３０の筒状部材３１を径方向に貫通するように設けられ、圧縮部１０の吸入ポート１１４をケース３０外部へ連通させている。要するに、冷媒吸入管３７は、ケース３０の中で、圧縮部１０の吸入ポート１１４へ向かう冷媒がケース３０外から流入する吸入部として機能する。なお、圧縮部１０の吸入ポート１１４は、両スクロール１１、１２の各歯部の最外周側に形成される作動室１５に連通している。

また、冷媒吸入管３７には吸気分配孔３７ｂが形成されており、この吸気分配孔３７ｂは微細な貫通孔であり、冷媒吸入管３７の冷媒通路３７ａをケース３０内に連通させる。具体的には、吸気分配孔３７ｂは、電動機部２０の冷却に必要な最低限のガス冷媒（冷媒ガスとも言う）をケース３０内へ流出させる大きさに形成されている。これにより、冷媒通路３７ａを流れる吸入冷媒の殆どは圧縮部１０の吸入ポート１１４へ導入されるが、その吸入冷媒の中の僅かな量は、吸気分配孔３７ｂから電動機部２０の冷却用としてケース３０内へ導入される。圧縮機８のケース３０内すなわちケース３０の内部空間は、吸気分配孔３７ｂが設けられているので、圧縮部１０の作動中には、圧縮部１０の吐出ポート１２３における冷媒の圧力Ｐｄよりも吸入ポート１１４における冷媒の圧力Ｐｓに近い圧力になる。言い換えれば、ケース３０内の圧力であるケース内圧と吸入ポート１１４における冷媒の圧力Ｐｓとの圧力差は僅かな差になり、そのケース内圧は、吐出ポート１２３における冷媒の圧力Ｐｄと吸入ポート１１４における冷媒の圧力Ｐｓとのうち吸入ポート１１４における冷媒の圧力Ｐｓに近い圧力になる。詳細には、そのケース内圧は、冷媒吸入管３７の冷媒通路３７ａの圧力よりも僅かに低く且つ吸入ポート１１４の圧力Ｐｓよりも僅かに高い圧力になる。なお、以下の説明では、吐出ポート１２３における冷媒の圧力Ｐｄを吐出圧力Ｐｄと呼び、吸入ポート１１４における冷媒の圧力Ｐｓを吸入圧力Ｐｓと呼ぶものとする。

また、固定スクロール１２の径方向における中心部分には、作動室１５で圧縮された冷媒が吐出される吐出ポート１２３としての吐出孔１２３が形成されている。すなわち、圧縮部１０は、吸入ポート１１４から吸入した冷媒を圧縮すると共にその圧縮した冷媒を吐出ポート１２３から吐出する。

さらに、固定スクロール１２の下方側にはセパレータブロック１３が配置され、吐出ポート１２３と連通する吐出室１２４が、そのセパレータブロック１３と固定スクロール１２とによって形成されている。詳細には、吐出室１２４は、固定スクロール１２の下面とセパレータブロック１３に形成された凹部とによって区画形成されている。

さらに、吐出室１２４には、作動室１５への冷媒の逆流を防止する逆止弁をなすリード弁１９が配置されている。また、吐出室１２４へ流入した冷媒は、セパレータブロック１３が一部を構成する油分離器４０を経て、冷媒吐出管３４からケース３０外部へ吐出される。その冷媒吐出管３４は、その内部に冷媒通路３４ａが形成された管状の部材である。冷媒吐出管３４は、ケース３０の筒状部材３１を径方向に貫通するように設けられている。要するに、冷媒吐出管３４は、ケース３０の中で、圧縮部１０の吐出ポート１２３からの冷媒がケース３０外へ流出する吐出部として機能する。

吸上管６０は、ケース３０内の冷媒およびケース３０内の貯油部３０１に溜まったオイル９を吸い込むオイル吸込部である。吸上管６０は、その内部に吸込通路６０ａが形成された管状の部材である。その吸込通路６０ａは、ケース３０内の冷媒および貯油部３０１に溜まったオイル９を圧縮部１０の吸入ポート１１４へ流す。また、その貯油部３０１はケース３０内においてオイル９が溜まる油溜りであり、ケース３０はその貯油部３０１をケース３０内の底部に備えている。詳細には、貯油部３０１は下蓋部材３３に形成されている。

具体的に吸上管６０は、固定スクロール１２の下方側に設けられ、Ｕ字状に屈曲された屈曲部６０１を有するＵ字管で構成されている。吸込通路６０ａの一端である開放端６０ｂは、貯油部３０１に溜まったオイル９の液面９ａよりも常に上方で開放されている。また、吸込通路６０ａの開放端６０ｂよりも更に上方に、圧縮部１０が配置されている。その一方で、吸込通路６０ａの他端である接続端６０ｃは吸入ポート１１４に接続されている。

また、吸込通路６０ａの開放端６０ｂから接続端６０ｃまでの途中には、ケース３０の貯油部３０１に溜まったオイル９内に開口するブリードポート６０２が形成されている。そのブリードポート６０２は、吸上管６０の管壁を貫通する小径の絞り孔であり、オイル９の流量を制限しつつオイル９を貯油部３０１から吸込通路６０ａ内へ流入させる。言い換えれば、ブリードポート６０２はオイル吸込用の孔であり、開口面積が変化しない固定絞りである。詳細には、ブリードポート６０２は屈曲部６０１の下端部分に形成されており、その屈曲部６０１は、吸込通路６０ａの開放端６０ｂおよび接続端６０ｃよりも下方に配置され、且つ、貯油部３０１に溜まったオイル９に浸漬されている。

吸上管６０は、圧縮部１０の作動中には圧縮部１０の吸入ポート１１４の圧力がケース３０の内圧よりも低くなるので、ケース３０内の冷媒を吸込通路６０ａの冷媒吸込口としての開放端６０ｂから吸い込む。それと共に、吸上管６０は、吸込通路６０ａの開放端６０ｂから接続端６０ｃへの冷媒の流れによってブリードポート６０２から貯油部３０１のオイル９を吸い込む。その吸上管６０に吸い込まれる冷媒はケース３０内の冷媒であり、例えば、間欠給油機構５０にて減圧された際にオイル９の中から析出する気化冷媒、冷媒吸入管３７の吸気分配孔３７ｂからケース３０内部へ流入する電動機冷却用の冷媒、および、後述するように圧縮部１０の吐出ポート１２３から間欠給油機構５０を通過するガス冷媒である。

圧縮機８の潤滑方式について以下詳細に説明する。上述した吸上管６０は、吸込通路６０ａの通路断面積Ｓ２が一定となるように形成され、吸込通路６０ａの開放端６０ｂだけが絞られている。従って、その開放端６０ｂにおける開口面積Ｓ１は、吸込通路６０ａにおけるブリードポート６０２よりも冷媒流れ下流側の通路断面積Ｓ２に対して小さくなっている。吸込通路６０ａの冷媒流れは矢印ＦＬ１の通りである。なお、上記面積Ｓ１、Ｓ２は何れも吸込通路６０ａの軸方向に垂直な仮想面の面積であって、開口面積Ｓ１は開放端６０ｂの開口面積であり、通路断面積Ｓ２は、開放端６０ｂから或る程度離れて吸込通路６０が絞られていない箇所の断面積である。

また、吸上管６０の冷媒吸込口としての開放端６０ｂの配置高さは、システムおよび圧縮機に含まれるオイル封入量すなわちヒートポンプサイクル全体のオイル封入量のオイル９が貯油部３０１に溜まったと仮定した液面９ａの最高位置よりも高くなっている。また、吸込通路６０ａにはオイル９がブリードポート６０２からしか流入しないので、吸上管６０は、吸上管６０が吸い上げるオイル９の吸上量がブリードポート６０２のみで制御される構造となっている。

また、ブリードポート６０２からのオイル９の吸込量は、貯油部３０１の液面９ａからブリードポート６０２までの油面ヘッドと、開放端６０ｂから吸い込まれる冷媒ガスが開放端６０ｂからブリードポート６０２の位置へ至る間に発生する圧損とにより定まる。なお、正確に言えば、圧縮部１０の吸入ポート１１４の吸入負圧もオイル吸上げの一要因となる。

このようにして、ケース３０内の貯油部３０１に溜まったオイル９はブリードポート６０２から吸上管６０の吸込通路６０ａへ流入する。そして、ブリードポート６０２から流入するオイル９は、冷媒吸入管３７を通って圧縮部１０の吸入ポート１１４へ流入する吸入冷媒によって吸引され、その吸入冷媒と共に圧縮部１０へ流入する。次に、オイル９は圧縮部１０へ流入した後、冷媒と共に吐出ポート１２３を通って吐出室１２４へ排出される。

吐出室１２４に排出された冷媒およびオイル９は、遠心分離式の油分離装置である油分離器４０に流入する。詳細には、油分離器４０の連絡通路１３１（図２参照）に流入する。この油分離器４０は、図１およびその図１のII−II断面図である図２に示すように、セパレータブロック１３に形成された連絡通路１３１と、セパレータブロック１３の一部であり連絡通路１３１に連通する分離筒４０１と、その分離筒４０１と同心となるように分離筒４０１内に配置された分離パイプ４０２とで構成されている。

連絡通路１３１に流入した冷媒およびオイル９は、油分離器４０で互いに分離される。具体的に説明すると、分離筒４０１は分離筒４０１の内壁面としての旋回室側壁４０１ａを有し、その旋回室側壁４０１ａは、分離筒４０１内側の空間である旋回室４０１ｂを一軸心ＣＬｓまわりに囲んで形成している。そして、その旋回室４０１ｂには、冷媒およびオイル９から成る混合流体が連絡通路１３１から流入する。例えば、その旋回室４０１ｂは、旋回室側壁４０１ａの中心軸心である一軸心ＣＬｓに直交する断面においてその一軸心ＣＬｓを中心とした円形状を成している。

また、本実施形態では、一軸心ＣＬｓの軸方向は上下方向ＤＲ１に一致しており、旋回室４０１ｂのうち一軸心ＣＬｓの軸方向における一端側には、吐出ポート１２３からの混合流体を旋回室４０１ｂ内に流入させる旋回室入口４０１ｃが開口している。その一方で、旋回室４０１ｂのうち一軸心ＣＬｓの軸方向における他端側には、旋回室４０１ｂ内で分離されたガス冷媒の一部とオイル９とから成る二相流を旋回室４０１ｂ内から絞り通路５０１ａへ流出させる旋回室出口４０１ｄが開口している。そして、旋回室４０１ｂ内には混合流体が旋回室入口４０１ｃから旋回室側壁４０１ａに沿うように旋回室側壁４０１ａの周方向を向いて流入するので、旋回室側壁４０１ａは、旋回室４０１ｂに流入した混合流体の流れを一軸心ＣＬｓまわりに旋回する旋回流ＦＬｒにする。

このように、油分離器４０は、旋回室４０１ｂ内にて上記混合流体の流れを旋回流にすることにより、その混合流体のうちの冷媒からオイル９を分離する。そして、その分離されたオイル９は、図１および図２に示すように、旋回室側壁４０１ａに押し付けられて付着しつつ分離筒４０１の下部へ落下する。その一方で、上記混合流体のうちの冷媒すなわち冷媒ガスは、分離パイプ４０２内を通って冷媒吐出管３４から外部のシステムたとえば熱交換器等へ圧送される。

次に、分離筒４０１の下部へ落下したオイル９は、旋回室出口４０１ｄからセパレータブロック１３内の給油通路１３２を通って間欠給油機構５０へ送られる。すなわち、油分離器４０は、圧縮部１０の吐出ポート１２３から流出した冷媒からオイル９を分離してその分離後の冷媒を冷媒吐出管３４へ流すと共に、分離したオイル９を間欠給油機構５０へ流す。なお、旋回室出口４０１ｄから給油通路１３２へはオイル９のみが流出するのではなく、詳細に言えば、オイル９と共に僅かなガス冷媒も流出する。

ここで間欠給油機構５０に関して説明すると、その間欠給油機構５０は、図１に示すように、固定スクロール１２の一部分に設けられた固定側絞り５０１と、可動スクロール１１の一部分に設けられ可動側連通穴５０２ａすなわち旋回側穴５０２ａが形成された可動側連通部５０２とによって構成されている。そして、間欠給油機構５０は、固定側絞り５０１から可動側連通部５０２へと間欠的にオイル９を流す。

詳細に説明すると、固定側絞り５０１には、後述の図６（ｂ）に示すように、油分離器４０で分離されたガス冷媒の一部とオイル９とから成る二相流が流入する。そして、図１に示すように固定側絞り５０１には、その二相流が流入する絞り通路５０１ａが形成されており、その絞り通路５０１ａは、その二相流の流量を制限しつつ、油分離器４０からの二相流を、可動側連通穴５０２ａを介してケース３０内へ流す。すなわち、間欠給油機構５０は、油分離器４０からの二相流を絞ってケース３０内へ流す絞り部として機能する。

具体的には、間欠給油機構５０は、その間欠給油機構５０を通過するガス冷媒およびオイル９の流量を絞り通路５０１ａの通路断面積Ａｘ（図３のハッチング参照）に応じた流量に制限する。

間欠給油機構５０において、一点鎖線Ｌｔｒで可動側連通穴５０２ａの軌跡が表示された図３に示すように、高圧側になる固定側絞り５０１の絞り通路５０１ａと低圧側になる可動側連通穴５０２ａとが可動スクロール１１の公転運動により１回転に１度互いに連通する。間欠給油機構５０では、この絞り通路５０１ａと可動側連通穴５０２ａとの連通の際に、固定側絞り５０１の絞り通路５０１ａ前後の高低差圧と絞り通路５０１ａの穴径（すなわち、絞り径）に対応した通路断面積Ａｘとにより定まる流量を噴出させる。その絞り通路５０１ａ前後の高低差圧は、圧縮部１０の吐出圧力Ｐｄと吸入圧力Ｐｓとの差である入出圧力差ΔＰｄｓ（＝Ｐｄ−Ｐｓ）とほぼ同じであるので、入出圧力差ΔＰｄｓとみなしても差し支えない。

なお、図３に示すように可動側連通穴５０２ａは固定側絞り５０１の絞り通路５０１ａよりも大きく設定されているので、間欠給油機構５０を通過する流量は絞り通路５０１ａにより調整されている。そして、固定側絞り５０１は、絞り通路５０１ａの通路断面積Ａｘが変化しない固定絞りであるので、間欠給油機構５０も固定絞りとして機能する。

また、図１に示す固定側絞り５０１はその軸方向にスライド可能であり、可動スクロール１１の可動側連通部５０２が配設された部位の端面と摺接するので、これにより、その端面と固定側絞り５０１との間からのオイル洩れが防止されている。

また、間欠給油機構５０によって制御される流量は、上記したように絞り通路５０１ａ前後の高低差圧と絞り通路５０１ａの絞り径とによって定まる固定側絞り５０１単体が流すことができる流通可能流量ｑ１と、可動側連通穴５０２ａが可動スクロール１１の動作に従って固定側絞り５０１の絞り通路５０１ａを横断する領域に相当する横断角度θ（図４参照）との積として求められる。すなわち、間欠給油機構５０にて流すことの出来る通過可能オイル流量Ｑｄは、下記式（Ｆ１）にて表される。その通過可能オイル流量Ｑｄとは、詳細に言えば、固定側絞り５０１の絞り通路５０１ａには後述の図６（ｂ）のようにオイル９だけでなく冷媒ガスも流入するところ、そのオイル９と冷媒ガスとのうちオイル９だけが絞り通路５０１ａを満たして流れると仮定したときの仮想のオイル流量である。Ｑｄ≒ｑ１×θ°／３６０° …（Ｆ１）
図４は、上記横断角度θを説明するための図である。その横断角度θは、図４に示すように可動側連通穴５０２ａの回転中心を通り且つ可動側連通穴５０２ａの外形に接する一対の接線Ｌｔｇが成す角度である。

更に言うと、上記式（Ｆ１）に含まれる流通可能流量ｑ１は、液体流れ（例えばオイル流れ）を絞るオリフィスに適用される一般的な下記式（Ｆ２）で算出されるオリフィス流量Ｑｏｆに相当するので、上記流通可能流量ｑ１は絞り通路５０１ａ（図１参照）前後の高低差圧に支配される。従って、間欠給油機構５０の通過可能オイル流量Ｑｄもその高低差圧に支配されるので、その高低差圧が大きいほど、すなわち圧縮部１０の入出圧力差ΔＰｄｓが大きいほど、間欠給油機構５０の通過可能オイル流量Ｑｄは大きくなる。
Ｑｏｆ≒ｋ×Ａｏｆ×（２×ΔＰ／ρ）^１／２ …（Ｆ２）
（Ｑｏｆ：オリフィスを流れる液体流量、ｋ：流量係数、Ａｏｆ：オリフィスの絞り断面積、ΔＰ：オリフィス前後の圧力差、ρ：オリフィスを流れる液体（例えばオイル）の密度）
以上のようにしてオイル９は間欠給油機構５０を通過する。

そして、間欠給油機構５０を通ったオイル９は、図１に示すように、可動スクロール１１に形成されたロータ給油通路１１５を通って、可動スクロール１１のボス部１１３とシャフト２５の偏心部２５３との摺動部位、および各軸受部２７、２９の摺動部位２７ａ、２９ａを潤滑する。オイル９は、それらの部位を潤滑した後、シャフト２５の主給油通路２５ａなどからケース３０内へ排出されケース３０内の貯油部３０１へと落下する。

なお、間欠給油機構５０をオイル９が流れる際には高圧から低圧への減圧作用を伴うため、オイル９と共にオイル９内に含有される冷媒成分が気体となって発生するが、そのオイル９から気化した冷媒は吸上管６０の開放端６０ｂから吸引されることとなる。

次に、図１に示すブリードポート６０２にて吸上管６０に吸引されるオイル流量Ｑｓであるブリードポート流量Ｑｓと、間欠給油機構５０の通過可能オイル流量Ｑｄとの関係について述べる。圧縮機８外部のシステム側へのオイル流出、要するに圧縮機８の冷媒吐出管３４からのオイル流出を防ぐためには、「Ｑｓ＜Ｑｄ」となる関係を満たす必要がある。

なぜなら、オイル９はブリードポート６０２で吸引され圧縮部１０を通過して油分離器４０へ流入しその油分離器４０で分離されるので、その油分離器４０で分離された分離後オイル流量Ｑｓ’はブリードポート流量Ｑｓより少なくとも小さい（Ｑｓ’＜Ｑｓ）。そして、圧縮機８が「Ｑｓ＜Ｑｄ」の関係を保つ構成とされることにより、「Ｑｓ’＜Ｑｓ＜Ｑｄ」の関係が成立し、油分離器４０で分離されたオイルの全量が間欠給油機構５０を通過可能となるので、油分離器４０のオーバーフローに起因した圧縮機８外部へのオイル流出現象は発生しないからである。

そこで、本実施形態の圧縮機８では、「Ｑｓ＜Ｑｄ」となる関係を満たすように、ブリードポート６０２の穴径と、間欠給油機構５０の間欠率（＝θ°／３６０°（上記式Ｆ１参照））および絞り通路５０１ａの穴径とが定められている。言い換えれば、圧縮機８におけるオイル流量の調整では、ブリードポート６０２の穴径を決定することにより、圧縮機８で必要とされる必要潤滑量を定めることとなる。

図５（ｂ）にオイル流量設定の考え方を示す。図５（ｂ）は、横軸を圧縮部１０の入出圧力差ΔＰｄｓ（＝Ｐｄ−Ｐｓ）とし、且つ、縦軸をブリードポート流量Ｑｓに対する間欠給油機構５０の通過可能オイル流量Ｑｄの比率であるオイル流量比ＱＲｄｓ（＝Ｑｄ／Ｑｓ）とした関係図である。すなわち、ブリードポート流量Ｑｓを図５（ｂ）において表すと、入出圧力差ΔＰｄｓに関わらず、「ＱＲｄｓ＝１．０」として表される。また、図５（ａ）は、横軸を、圧縮部１０の入出圧力差ΔＰｄｓとし、且つ、縦軸を、圧縮部１０の吐出冷媒ガスが気流となって固定側絞り５０１の絞り通路５０１ａを通過するガスパス時における冷媒ガスの質量流量とした関係図である。図５（ａ）（ｂ）は、その前提条件として、圧縮部１０の吐出圧力Ｐｄは１０ＭＰａで一定であるとされている。そして、図５（ｂ）では、ブリードポート流量Ｑｓは圧縮部１０の入出圧力差ΔＰｄｓに関わらず一定になっている。

図５（ｂ）において、例えば、曲線ＱＬ１のような特性を示す間欠給油機構５０およびブリードポート６０２を採用したと仮定する。そうすると、曲線ＱＬ１から、６ＭＰａ未満の入出圧力差ΔＰｄｓではオイル流量比ＱＲｄｓが１未満になり、「Ｑｓ’＞Ｑｄ」となるので、油分離器４０内でオイル９がオーバーフローし圧縮機８外部へのオイル流出がいずれは発生するものと考えられる。

このようなことを踏まえれば、圧縮部１０の入出圧力差ΔＰｄｓの下限運転範囲に応じて、上記オーバーフローに起因したオイル流出を圧縮機８の予め定められた運転範囲全域で防止することができる。例えば、曲線ＱＬ２のような特性を示す間欠給油機構５０およびブリードポート６０２を採用し、仮に３．５ＭＰａ以上の入出圧力差ΔＰｄｓを圧縮機８の常用運転範囲にしたとする。その場合、曲線ＱＬ２では３．５ＭＰａ以上の入出圧力差ΔＰｄｓでオイル流量比ＱＲｄｓが１以上になっているので、圧縮機８を、その常用運転範囲の全域で油分離器４０のオーバーフローが発生しない構成にすることができる。

このような考え方に基づいて、本実施形態の間欠給油機構５０は、予め定められた圧縮機８の運転範囲である常用運転範囲において、絞り通路５０１ａを通る上記二相流の中のオイル９とガス冷媒とのうちオイル９だけが絞り通路５０１ａに流れると仮定した場合に、ブリードポート流量Ｑｓよりも多くの流量のオイル９を流すことができるように構成されている。要するに、上記「Ｑｓ＜Ｑｄ」となる関係を満たすように構成されている。

ここで、本実施形態の圧縮機８では上記のように「Ｑｓ＜Ｑｄ」となる関係が満たされているので、間欠給油機構５０の絞り通路５０１ａには、オイル９だけでなく、油分離器４０で分離されたガス冷媒の一部を含む二相流（オイル９＋ガス冷媒）が流入する。すなわち、油分離器４０で分離されたガス冷媒の殆どは冷媒吐出管３４から吐出されるが、そのガス冷媒のうちの僅かが間欠給油機構５０へ流れる。その間欠給油機構５０の絞り通路５０１ａ内の流れのイメージが図６に示されている。図６は絞り通路５０１ａ内の流れのイメージを示したイメージ図であり、図６（ａ）は、「Ｑｓ＞Ｑｄ」となる関係が成立している特許文献２のような従来例における流れを示し、図６（ｂ）は、「Ｑｓ＜Ｑｄ」となる関係が成立している本実施形態における流れを示している。なお、図６（ａ）（ｂ）において実線矢印はオイル９の流れを示し、破線矢印はガス冷媒の流れを示す。

図６（ａ）では、「Ｑｓ＞Ｑｄ」という条件から、油分離器４０で分離されたオイル９の全量が絞り通路５０１ａ’を通過することはできないので、絞り通路５０１ａ’の入口にはオイル９が溜まる。そのため、油分離器４０で分離されたガス冷媒が絞り通路５０１ａ’へ流入する余地は無く、オイル９だけが絞り通路５０１ａ’へ流入する。

その一方で、図６（ｂ）に示す本実施形態では、「Ｑｓ＜Ｑｄ」という条件から、油分離器４０で分離されたオイル９の全量が絞り通路５０１ａを通過できるので、オイル９は絞り通路５０１ａの入口に殆ど溜まらない。そのため、油分離器４０で分離されたガス冷媒が絞り通路５０１ａへ流入する余地が生じ、オイル９とガス冷媒とから成る二相流が絞り通路５０１ａへ流入する。

詳細に言えば、その二相流の中のガス冷媒は気流となって油分離器４０から絞り通路５０１ａへ流入する。すなわち、間欠給油機構５０は、二相流の中のガス冷媒が気流となって油分離器４０から絞り通路５０１ａへ流入するように構成されている。例えば、絞り通路５０１ａへ流入する二相流では、その二相流のうちのオイル９から成る液流は、ガス冷媒から成る気流の外周を取り囲むように環状の断面を有して流れる。なお、確認的に述べるが、上記「ガス冷媒が気流となって」とは、ガス冷媒が図６（ｂ）のように流れることであるので、間欠給油機構５０にて減圧された際にオイル９の中から析出する気化冷媒が流れることを意味するものではない。

なお、圧縮機８は、図５（ｂ）において、入出圧力差ΔＰｄｓが上記常用運転範囲の下限を下回って運転されることもあり得るが、それは圧縮機８の起動時などの短時間的なものである。従って、圧縮機８外部へ多少のオイル流出があったとしても、短時間の圧縮機８の潤滑は貯油部３０１（図１参照）の容量分でまかなうことができ、かつ圧縮機８の外部へ流出したオイル９は圧縮機８の運転の安定と共に圧縮機８へ帰還して安定化し大きな問題とはならない。

ここで補足的な説明をする。上記のように図５（ｂ）から説明される入出圧力差ΔＰｄｓとオイル流出との関係が成立するのは、次のような２つの理由によるものと考えられる。先ず第１の理由とは、間欠給油機構５０の通過可能オイル流量Ｑｄが圧縮部１０の入出圧力差ΔＰｄｓに依存するということである。そして第２の理由とは、ブリードポート流量Ｑｓが入出圧力差ΔＰｄｓに依らず、貯油部３０１に溜まったオイル９の液面９ａ（図１参照）とブリードポート６０２との間のヘッド差と、吸上管６０の冷媒吸込口である開放端６０ｂからケース３０内の冷媒ガスが吸入される際の圧損とに依存するということである。

従って、オイル９の液面９ａが高く、且つ吸込冷媒ガスが多い状態において、上記常用運転範囲の下限における入出圧力差ΔＰｄｓで「Ｑｓ＜Ｑｄ」という関係が成立するようにしておけば、ほぼ全ての運転状態で、油分離器４０のオーバーフローに起因したオイル流出を防止することができる。

次に、本実施形態の圧縮機８における考え方が、油分離器を備えた内部低圧式の従来の圧縮機たとえば特許文献２の圧縮機とは異なる点、具体的には、オイル流出の防止を優先し、敢えて高圧側から低圧側へのホットガスバイパスを許容しても成立する点について述べる。ここで、上記高圧側とは間欠給油機構５０のオイル流入側であり、上記低圧側とは間欠給油機構５０のオイル流出側である。また、上記ホットガスバイパスとは、圧縮部１０で圧縮されて吐出された高温高圧の冷媒ガスであるホットガスを、圧縮機８の外部へ流出させずにケース３０内へ流入させることであり、単にガスパスとも呼ぶ。

以下、給湯機用のＣＯ２サイクル用圧縮機を例にとって説明する。一般的な給湯機の定格に近い圧縮機８の運転条件では「Ｐｄ／Ｐｓ＝１０ＭＰａ／４ＭＰａ」程度であり、その運転条件下において、冷媒がヒートポンプサイクルで循環する冷媒循環流量は５０〜１００ｋｇ／ｈ程度であることが多く見うけられる。

仮に上記冷媒循環流量を１００ｋｇ／ｈとした場合、圧縮機８の内部のシール等のために必要なオイル流量は５％程度であり、そのため、ブリードポート流量Ｑｓが５ｋｇ／ｈ（＝１００ｋｇ／ｈ×０．０５）となるようにブリードポート６０２のオイル流れの絞りを設定することとなる。なお、上記オイル流量の５％は公知の文献などから引用したものであり、妥当な値であると判断される。

ここで、上記５ｋｇ／ｈのオイル９を通す絞りと同程度の別の絞りで、圧縮機８から吐出された冷媒ガス（ＣＯ２）をホットガスバイパスさせたと仮定する。このときの上記別の絞りを通る冷媒ガス流量をオリフィスの式（ベルヌーイの定理の連続式）で計算すると、冷媒ガスの質量流量はオイルの１／４〜１／５程度であるので、圧縮機８が属するヒートポンプサイクルの性能への影響は１％程度となる。具体的にいえば、圧縮機８から吐出される冷媒の質量流量が、ホットガスバイパスされる前の圧縮部１０から吐出された冷媒の質量流量に対して１％程度低下するということである。この１％程度の低下は実際の圧縮機８の使用において問題となるものではなく、間欠給油機構５０の通過可能オイル流量Ｑｄがブリードポート流量Ｑｓの２倍程度であっても圧縮機８の性能上問題ないということが言える。また、オイル流出のある特許文献２の圧縮機構成に対してはシステムのオイルレートを低くできるため、そのシステムの性能上有利となる。

図７に、間欠給油機構５０が有する絞り通路５０１ａの絞り穴面積Ａｘすなわち通路断面積Ａｘを変化させ、圧縮機８が属するヒートポンプサイクルの性能（すなわち、圧縮機８が吐出する冷媒の吐出流量）を測定した結果を示す。図７の測定は、予め定められた一定負荷で圧縮部１０が駆動されている運転状態すなわち定常運転状態で行われたものである。

図７の横軸には、絞り通路５０１ａの通路断面積Ａｘ（絞り穴面積Ａｘ）が仮想の基準通路断面積Ａ０に対する面積比率（＝Ａｘ／Ａ０）として示されている。その基準通路断面積Ａ０とは、冷媒およびオイル９のうちオイル９だけが間欠給油機構５０を通過するものと仮定して、圧縮部１０の上記定常運転状態においてブリードポート流量Ｑｓと同量に、間欠給油機構５０でのオイル９が通過可能な流量を制限する絞り通路５０１ａの仮想の通路断面積である。すなわち、図７の横軸において「Ａｘ／Ａ０＝１．０」では、ホットガスバイパスが発生しない。また、図７の縦軸には、冷媒吐出管３４から吐出される冷媒の質量流量すなわち圧縮機８の吐出冷媒流量が、絞り通路５０１ａの通路断面積Ａｘが基準通路断面積Ａ０である場合（Ａｘ／Ａ０＝１．０）の流量に対する質量流量比率として示されている。

図７の破線Ｌ１ｘに示すように、周知のオリフィス流れの式からは、上記ホットガスバイパスによる冷媒流量であるホットガスバイパス流量が絞り通路５０１ａの通路断面積Ａｘの面積比率に応じて増加し、それにより、図７の縦軸に示す質量流量比率が、図７の横軸に示すその面積比率に対してリニアに低下するものと推定された。要するに、図７の横軸に示す面積比率が大きいほど、図７の縦軸に示す性能比である質量流量比率が、破線Ｌ１ｘに示すように低下するものと推定された。しかしながら、実験からは図７の破線Ｌ２ｘに示すように、縦軸に示す質量流量比率は、横軸に示す面積比率２．５〜３以上にて極度の低下を示す。

これは、ホットガスバイパスされた冷媒ガスが圧縮部１０の吸入ポート１１４（図１参照）で、冷媒吸入管３７から流入する吸入冷媒ガスと合流する際に、その吸入冷媒ガスを加熱して、ホットガスバイパス流量の増加と共に吸入冷媒ガスの密度を低下させる影響が大きくなることに起因するものと考えられる。

従って、図７に示す測定結果から、図７横軸の面積比率は２．５〜３以下にすることが、性能低下のばらつきを抑えるためには有効である。言い換えれば、間欠給油機構５０における絞り通路５０１ａの実際の通路断面積Ａｘは、上記仮想の基準通路断面積Ａ０に３を乗じて得た面積以下となっていることが好ましい。更に好ましくは、絞り通路５０１ａの実際の通路断面積Ａｘが、仮想の基準通路断面積Ａ０に２．５を乗じて得た面積以下となっていることである。

なお、本実施形態の絞り通路５０１ａおよびブリードポート６０２は、「Ｑｓ＜Ｑｄ」という関係が成立するように形成されているので、絞り通路５０１ａの実際の通路断面積Ａｘは上記仮想の基準通路断面積Ａ０よりも大きくなっている。

また、図７縦軸の性能比に対するホットガスバイパスの影響が比較的小さく済むことは、オイル９をケース３０内へ環流させる固定側絞り５０１の絞り径が小さいことと、オイル密度に比してガス冷媒密度が低いこととに起因するものと考えられる。

更に、間欠給油機構５０の絞り通路５０１ａを気流となって通過する冷媒のガス流れは、絞り通路５０１ａ前後の圧力比（＝下流側圧力／上流側圧力）が臨界圧力比Ｐｃ／Ｐｏ以下である場合には音速に達し、その圧力比が臨界圧力比Ｐｃ／Ｐｏ以下になる入出圧力差ΔＰｄｓの範囲においては、上記ホットガスバイパス流量は増加しない。このことを図８に示す。図８は、圧縮部１０の吐出圧力Ｐｄを１０ＭＰａ一定とする条件下で、圧縮部１０の吸入圧力Ｐｓと上記ホットガスバイパス流量との関係を示した図である。なお、例えばＣＯ２の臨界圧力比Ｐｃ／Ｐｏを算出するのであれば、臨界圧力比Ｐｃ／Ｐｏは下記式（Ｆ３）で表され、ＣＯ２では「Ｋ≒１．３２」であるので、臨界圧力比Ｐｃ／Ｐｏ＝０．５４となる。
Ｐｃ／Ｐｏ＝（２／（Ｋ＋１））^{Ｋ／（Ｋ−１）} …（Ｆ３）
図８に示すように、横軸パラメータとして吸入圧力Ｐｓを変化させると、入出圧力差ΔＰｄｓ（＝Ｐｄ−Ｐｓ）の増加と共に、すなわち吸入圧力Ｐｓの減少と共に、ホットガスバイパス流量は増加する。但し、絞り通路５０１ａ前後の圧力比が臨界圧力比Ｐｃ／Ｐｏに到達する臨界点以降では、ホットガスバイパス流量は増えなくなる。従って、間欠給油機構５０の絞り通路５０１ａではホットガスバイパス流量は頭打ちになるので、圧縮機８は、ヒートポンプサイクルに対しその極端な性能低下を生じさせるような影響を及ぼし難い。

この現象を図５に戻り説明する。図５（ａ）では、吐出圧力Ｐｄが１０ＭＰａ一定であるという条件、および、縦軸がホットガスバイパス流量であることは図８と同じであるが、横軸は図８とは異なり、圧縮部１０の入出圧力差ΔＰｄｓになっている。図５（ａ）（ｂ）では、入出圧力差ΔＰｄｓが大きくなると共に、曲線ＱＬ２に示すようにオイル流量比ＱＲｄｓ（＝Ｑｄ／Ｑｓ）は大きくなるので、「ＱＲｄｓ＞１」の領域すなわちガスパス領域では、間欠給油機構５０の絞り通路５０１ａ内はオイル９と冷媒ガスとが共に通過する状態になる。要するに、絞り通路５０１ａ内はホットガスバイパスされている状態になる。

しかし、そのホットガスバイパスによる冷媒流量すなわちホットガスバイパス流量は、絞り通路５０１ａ前後の圧力比が臨界圧力比Ｐｃ／Ｐｏになる入出圧力差ΔＰｄｓ以上すなわち臨界差圧ΔＰＣＬ以上では、図５（ａ）の曲線ＱＬ３に示すように一定流量となる。すなわち、入出圧力差ΔＰｄｓを大きくしていくと、図６（ｂ）に示す二相流の中のガス冷媒による気流は臨界差圧ΔＰＣＬ（図５参照）で音速になるので、間欠給油機構５０の絞り通路５０１ａは、上記ガス冷媒による気流をその気流の最高速度において音速に到達させるように絞っている。

従って、図５（ａ）（ｂ）から、圧縮部１０の入出圧力差ΔＰｄｓが増加しても、ホットガスバイパス流量の増加は限定的であるので、圧縮機８の吐出冷媒流量に対応したヒートポンプサイクルの性能への影響を抑えることが可能であるということが判る。

更に、圧縮部１０から吐出された高温の冷媒ガスをホットガスバイパスさせることのメリットについて述べる。例えば内部低圧式の圧縮機であって、図１とは異なり、圧縮機外部からケース内へ吸入冷媒を取り入れそのケース内の吸入冷媒をスクロール式の圧縮部へ吸入させる圧縮機が、従来からよく知られている。このような従来の圧縮機では、ケース内の電動機部（モータ）を冷却するためにケース内に吸入冷媒を通すと、吸入冷媒が加熱されてから圧縮部に吸入されることになるので、圧縮機が吐出する冷媒流量に対応したヒートポンプサイクルの性能が極端に低下する。

この対策として、特開２００８−８８９７５号公報に見られるような圧縮機の冷媒吸入方式が知られている。この冷媒吸入方式は、基本は外部からの吸入冷媒を圧縮部にダイレクトに吸引し、モータ冷却に最低限必要な冷媒ガスが分岐されてケース内へ導入される。これにより、ヒートポンプサイクルの性能とモータ冷却とが両立されている。本実施形態の圧縮機８でも、図１に示すように吸気分配孔３７ｂが冷媒吸入管３７に設けられ、これと同様の冷媒吸入方式が採用されている。

圧縮機８で採用されている冷媒吸入方式では、上記性能の確保の観点から、電動機部２０の温度がそれの耐熱温度（モータ耐熱温度）を下回り且つ耐熱温度近くになるように、図１に示す冷媒吸入管３７から分岐させる冷媒流量を調整しておくことが有効である。そして、内部低圧式でありながらモータ室としてのケース３０内の温度は比較的高く、そのケース３０内の温度を圧縮機８の吐出冷媒温度と吸入冷媒温度との中間よりも高くすることで上記性能が確保できる。

このことを踏まえて、図９に示すＣＯ２のモリエル線図に関して説明する。例えばＰｄ／Ｐｓ＝１０／２ＭＰａの低温運転においては、圧縮部１０の吸入冷媒の状態は図９のＳ点で表され、圧縮部１０の吐出冷媒の状態は図９のＤ点で表される。

このことから、圧縮部１０の吐出温度は１２０℃程度（Ｄ点）となるが、ホットガスバイパスによる冷媒ガスの減圧は等エンタルピ変化となり、その冷媒ガスの状態は図９のＤ点からＰ点へ移行する。すなわち、間欠給油機構５０の絞り通路５０１ａでの減圧により冷媒温度は１２０℃程度（Ｄ点）から８０℃程度（Ｐ点）へと低下する。一般的なモータ耐熱温度は１００〜１２０℃であり電動機部２０の耐熱温度はこれと同等であるので、ホットガスバイパスによりケース３０内へ導入される冷媒の温度（＝８０℃程度）は、電動機部２０の耐熱温度よりも低くなる。

従って、ホットガスバイパスは単なるロスとならず、電動機部２０の冷却に寄与することが可能である。そして、ホットガスバイパスによる冷媒ガスを、電動機部２０の耐熱温度を下回る温度でケース３０内へ導入することが可能である。

また、一般的な内部高圧式の圧縮機と比較すれば、本実施形態では絞り通路５０１ａでの減圧により冷媒温度が１２０℃程度から８０℃程度へと低下するので、約４０℃分（＝１２０℃−８０℃）の冷却効果がある。また、ホットガスバイパスにより冷媒ガスがケース３０内へ導入されるので、その分、冷媒吸入管３７から冷媒通路３７ａ（図１参照）を経てケース３０内へ導入される電動機部２０冷却用の冷媒の流量を減らすことができ、それにより、ヒートポンプサイクルの効率低下を防ぐことも可能となる。

また、図１に示すように、吸込通路６０ａの開放端６０ｂにおける開口面積Ｓ１すなわち吸込口面積Ｓ１は、吸込通路６０ａにおけるブリードポート６０２よりも冷媒流れ下流側の通路断面積Ｓ２すなわちブリードポート下流通路面積Ｓ２よりも小さくなっている（Ｓ１＜Ｓ２）。これにより、図１０（ａ）（ｂ）に示すように、圧縮部１０の吐出圧力Ｐｄの上昇による入出圧力差ΔＰｄｓの増大時に、吸込通路６０ａの開放端６０ｂ（図１参照）から流入する冷媒ガスの流量増加に起因した冷媒ガスの圧損増大を利用して、ブリードポート流量Ｑｓを増やすことが可能である。

そして、圧縮機８の負荷増大時には圧縮部１０の吐出圧力Ｐｄが上昇するので、吸込通路６０ａの「Ｓ１＜Ｓ２」の関係は、圧縮機８の負荷増大時にブリードポート流量Ｑｓを増加させ、負荷増大時おける圧縮部１０内のシールおよび潤滑効果に有効である。同時に、「Ｓ１＜Ｓ２」の関係は、負荷増大時おけるホットガスバイパス流量の抑制にもつながるので、ヒートポンプサイクルの性能低下をより抑える事ができる。

なお、図１０（ａ）（ｂ）は、圧縮部１０の吸入圧力Ｐｓが４ＭＰａ一定という条件下で、図５（ａ）（ｂ）と同様の物理値の関係を示した図である。但し、図１０（ａ）（ｂ）の横軸および図１０（ａ）の縦軸は図５のそれと同じであるが、図１０（ｂ）の縦軸は、「Ｑｄ＝Ｑｓ」となる点Ｐ０でのブリードポート流量Ｑｓに対するオイル９の流量比になっている。図１０（ａ）（ｂ）の「絞り有り」は、吸込通路６０ａが「Ｓ１＜Ｓ２」となっていること、すなわち、本実施形態の圧縮機８の特性を示している。その一方で、「絞り無し」は、吸込通路６０ａが「Ｓ１＝Ｓ２」となっていること、すなわち、「Ｓ１＝Ｓ２」となった仮想の圧縮機の特性を示している。また、図１０（ｂ）の曲線ＱＬ２は図５（ｂ）のそれと同様のものである。

また、確認的に述べるが、図５（ｂ）では吐出圧力Ｐｄが一定であるのでホットガスバイパス流量は入出圧力差ΔＰｄｓに関わらず一定である。これに対し、図１０（ｂ）では入出圧力差ΔＰｄｓが大きくなるほど吐出圧力Ｐｄも大きくなるので、それに伴い、ガス冷媒の質量流量であるホットガスバイパス流量は絞り通路５０１ａ内のガス冷媒流れが音速に達していても大きくなる。そして、「絞り有り」の場合のブリードポート流量Ｑｓも大きくなる。

次に、図１に示す逆止弁６２について説明する。この逆止弁６２は、圧縮部１０の吸入ポート１１４に設けられており、逆止弁６２が有するバネ部材の付勢力によって作動する。そして、逆止弁６２は、冷媒吸入管３７から圧縮部１０の吸入ポート１１４への冷媒流れを許容する一方で、圧縮部１０の吸入ポート１１４から冷媒吸入管３７への冷媒流れを阻止する。

例えば、図１の圧縮機８において、ケース３０内の内圧上昇などに起因して急激にオイル９がブリードポート６０２から圧縮部１０の吸入ポート１１４へ環流した際には、そのオイル９は冷媒吸入管３７から圧縮機８の外部へ流出しようとする場合がある。これに対し、逆止弁６２は吸入ポート１１４から冷媒吸入管３７への冷媒流れを阻止するので、上記のようなオイル流出を防止することができる。

また、仮に逆止弁６２が無いとすれば、圧縮機８の停止時等で万一の場合、貯油部３０１に溜まったオイル９が圧縮機８の吸入側から外部へ流出し、そのオイル９が圧縮機８の起動と同時にその吸入側へ多量に還流することが想定される。その場合、本実施形態の圧縮機８においては特許文献１の構成に比べ高圧側（圧縮部１０の吐出側）の貯油容積が小さく、その高圧側から圧縮部１０へ戻せるオイル量が限られているので、オイル９が圧縮機８の冷媒吐出管３４から圧縮機８外部へ流出する可能性は否定できない。そのため、このような高圧側の貯油容積が小さい構成においては、逆止弁６２は特に有効となる。

上述したように本実施形態によれば、間欠給油機構５０は、油分離器４０で分離されたガス冷媒の一部とオイル９とから成る二相流をケース３０内へ流し、その二相流の中のガス冷媒が気流となって絞り通路５０１ａへ流入するように構成されている。ここで、仮に、間欠給油機構５０が、油分離器４０で分離されたオイル９の全量を通過させることができないほどオイル流れを絞っていたとすれば、絞り通路５０１ａ内はオイル９で満たされるので、ガス冷媒が気流となって絞り通路５０１ａへ流入する余地は生じない。従って、本実施形態の間欠給油機構５０では、油分離器４０で分離されたオイル９の全量が間欠給油機構５０を通過できるので、その分離されたオイル９が油分離器４０でオーバーフローすることが防止され、圧縮機８の外部へのオイル流出を抑えることが可能である。

また、油分離器４０には基本的にオイル９が溜まらず、オイル９が溜まるのはケース３０内の貯油部３０１であるので、圧縮機８が属するヒートポンプサイクル全体のオイル封入量のバラツキにも対応してオイル流出を抑えることが可能である。そのため、圧縮機８から吐出された冷媒のオイルレートを低く維持することが可能である。これにより、圧縮機８の高信頼性を確保し、且つ、システムとしてのヒートポンプサイクルの性能低下を最小限とすることができる。

そして、油分離器４０はケース３０内に収容されている。そして、オイル９が溜まる貯油部３０１がケース３０内に設けられ、ブリードポート６０２は、オイル９を貯油部３０１から、冷媒およびオイル９を圧縮部１０の吸入ポート１１４へ流す吸込通路６０ａ内へ流入させる。従って、圧縮機８本体の潤滑を確実に行いつつ、油分離器４０を内蔵することによる小型化を図ることが可能である。

また、本実施形態によれば、吸上管６０は、吸込通路６０ａの開放端６０ｂから接続端６０ｃへの冷媒の流れによってブリードポート６０２から貯油部３０１のオイル９を吸い込むので、特に動力源など必要とせずに、貯油部３０１に溜まったオイル９を圧縮部１０の吸入ポート１１４へ供給することが可能である。

また、本実施形態によれば、予め定められた一定負荷で圧縮部１０が駆動されている場合において、絞り通路５０１ａの実際の通路断面積Ａｘと、ブリードポート６０２を通るオイル９の流量と同量に、オイル９の通過可能な流量をオイル９だけが間欠給油機構５０を通過するものと仮定して制限する絞り通路５０１ａの仮想の基準通路断面積Ａ０とを比較すれば、上記実際の通路断面積Ａｘは上記仮想の通路断面積Ａ０よりも大きい。従って、絞り通路５０１ａの実際の通路断面積Ａｘの設定によって、油分離器４０で分離されたオイル９の全量が間欠給油機構５０を通過できるようにすることが可能である。

また、本実施形態によれば、絞り通路５０１ａの実際の通路断面積Ａｘは、絞り通路５０１ａの仮想の基準通路断面積Ａ０に３を乗じて得た面積以下となっている。従って、圧縮機８の消費電力に対する吐出冷媒流量に対応した圧縮機８単体の性能の低下を最低限とし、圧縮機８の小型化と圧縮機８外部へのオイル流出を抑えることとの両立を図ることができる。

また、本実施形態によれば、吸上管６０の吸込通路６０ａは、開放端６０ｂにおける開口面積Ｓ１が、吸込通路６０ａにおけるブリードポート６０２よりも冷媒流れ下流側の通路断面積Ｓ２に対して小さくなるように形成されている。従って、圧縮部１０の吐出圧力Ｐｄの上昇時など、ホットガスバイパス流量が増えた際に、ブリードポート流量Ｑｓを増加させ、ヒートポンプサイクルの性能低下の抑制や、圧縮部１０内のシールおよび潤滑の改善を行うことができる。

また、本実施形態によれば、逆止弁６２は、冷媒吸入管３７から圧縮部１０の吸入ポート１１４への冷媒流れを許容する一方で、圧縮部１０の吸入ポート１１４から冷媒吸入管３７への冷媒流れを阻止する。従って、ケース３０内の貯油部３０１に溜めたオイル９が、ケース３０の内圧上昇に起因して圧縮機８の起動時などに、冷媒吸入管３７を通じて圧縮機８の外部へ流出することを防止できる。延いては、圧縮機８の潤滑性がより強固となる。

また、本実施形態によれば、間欠給油機構５０の絞り通路５０１ａは、ガス冷媒による気流をその気流の最高速度において音速に到達させるように絞る。従って、そのガス冷媒の気流の速度は音速を超えることはないので、圧縮部１０の入出圧力差ΔＰｄｓが拡大しても、ホットガスバイパス流量の増加を抑えることが可能である。

（第２実施形態）
次に、本発明の第２実施形態について説明する。本実施形態では、前述の第１実施形態と異なる点を主として説明し、第１実施形態と同一または均等な部分については省略または簡略化して説明する。

図１１は、本実施形態の圧縮機８の模式的な軸方向断面図であって、図１に相当する図である。前述した第１実施形態の吸上管６０は、図１に示すようなＵ字管であるが、吸上管６０はこのような形状に限られるものではない。本実施形態の吸上管６０は、図１１に示すように、直管の内側管部材６０４と、外周のリング状を成す外側管部材６０５とから構成されている。その内側管部材６０４および外側管部材６０５は何れも上下方向ＤＲ１へ延びるように配置されている。内側管部材６０４は上方から外側管部材６０５の内側へ挿入されている。また、外側管部材６０５の下端は塞がっており、上端は開放されている。

内側管部材６０４と外側管部材６０５との間の径方向隙間６０５ａは、外側管部材６０５の下端部内側で内側管部材６０４内の内側空間６０４ａに連通しており、この径方向隙間６０５ａと内側空間６０４ａとが吸込通路６０ａを構成している。ブリードポート６０２は、外側管部材６０５の下端部に形成されている。

本実施形態でも、前述の第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

（第３実施形態）
次に、本発明の第３実施形態について説明する。本実施形態では、前述の第１実施形態と異なる点を主として説明する。

前述の第１実施形態においては、油分離器４０がケース３０内へ取り込まれていることにより、例えば油分離器がケースの外へ取り付けられる圧縮機と比較して、圧縮機体格（特に、圧縮機外径）の小型化が図られている。しかし、図１に示すように、遠心分離式の油分離器４０は圧縮部１０の下方にて、一軸心ＣＬｓがシャフト２５の軸方向に沿う向きになるように、要するに上下方向ＤＲ１に沿う向きになるように配置されている。そのため、圧縮機８の上下方向長さである軸方向長さを短縮して圧縮機８の小型化を図るには限界がある。本実施形態は、第１実施形態に比して圧縮機８の軸方向長さを短縮することを可能にする実施形態である。

図１２は、本実施形態の圧縮機８の模式的な軸方向断面図であって、図１に相当する図である。また、図１３は、図１２のXIII部分を拡大した拡大図である。この図１２および図１３に示すように、油分離器４０の向きが第１実施形態に対して異なっている。

具体的に、本実施形態の油分離器４０は、旋回室側壁４０１ａの中心軸心である一軸心ＣＬｓがシャフト２５の軸方向に対して交差する向きになるように配置されている。詳細に言えば、油分離器４０は、その一軸心ＣＬｓがシャフト２５の軸方向に直交する向き要するに水平向きになるように配置されている。

また、油分離器４０の分離パイプ４０２は旋回室側壁４０１ａと同心であるので水平向きになり、冷媒吐出管３４と直列に連結され冷媒吐出管３４と一体に構成されている。詳細には、分離パイプ４０２は旋回室４０１ｂ内に配置され、一軸心ＣＬｓの軸方向における旋回室４０１ｂの一端側で冷媒吐出管３４へ接続されている。その一方で、分離パイプ４０２は、旋回室４０１ｂの上記一端側とは反対側の他端側を向いて旋回室４０１ｂ内で開口している。これにより、分離パイプ４０２は、オイル分離後の冷媒ガスを旋回室４０１ｂから分離パイプ４０２内を通して冷媒吐出管３４へ流す。そして、分離パイプ４０２および冷媒吐出管３４は一体となって１つの管状部材を構成している。このように本実施形態の圧縮機８は、第１実施形態に対し、分離パイプ４０２を冷媒吐出管３４と一体化できる点でも、より有効となる。

旋回室４０１ｂのうち一軸心ＣＬｓの軸方向における一端側には旋回室入口４０１ｃが開口している。そして、旋回室４０１ｂのうち一軸心ＣＬｓの軸方向における他端側には旋回室出口４０１ｄが開口している。この点は第１実施形態と同様であるが、本実施形態では、旋回室入口４０１ｃだけでなく旋回室出口４０１ｄも旋回室側壁４０１ａに形成され、給油通路１３２が旋回室出口４０１ｄから上向きに延びている。すなわち、旋回室出口４０１ｄは一軸心ＣＬｓよりも上方に配置されている。

このように給油通路１３２は旋回室出口４０１ｄから上向きに延設されているが、旋回室入口４０１ｃが旋回室４０１ｂのうち一軸心ＣＬｓの軸方向における一端側に設けられており、その旋回室入口４０１ｃからは高圧の冷媒がオイル９と共に流入する。そのため、旋回室４０１ｂ内の分離後のオイル９は、上記一端側とは反対側である他端側へ矢印ＡＲｓのように押される。従って、分離後のオイル９は、給油通路１３２の延設方向に拘わらず、旋回室出口４０１ｄから間欠給油機構５０の絞り通路５０１ａへと圧送される。すなわち、旋回室４０１ｂの一端側にて旋回室入口４０１ｃが開口し他端側にて旋回室出口４０１ｄが開口しているので、旋回室４０１ｂに対する給油通路１３２の接続向きに拘わらず、分離後のオイル９を旋回室４０１ｂから流出させることが可能である。

また、本実施形態では逆止弁６２（図１参照）が設けられていないが、必要に応じてその逆止弁６２が設けられることに問題はない。

本実施形態では、前述の第１実施形態と同様の効果を得ることができる。更に、本実施形態によれば、油分離器４０は、旋回室側壁４０１ａの中心軸心である一軸心ＣＬｓがシャフト２５の軸方向に対して交差する向きになるように配置されている。従って、一軸心ＣＬｓがシャフト２５の軸方向に沿う向きで油分離器４０が設けられている第１実施形態と比較して、圧縮機８の軸方向長さを短縮することが可能であり、言い換えれば圧縮機８の小型化を図ることが容易となる。例えば、圧縮機８の軸方向長さを最小限に留めることが可能となる。

なお、本実施形態の油分離器４０は、配置向きを除けば、第１実施形態の油分離器４０と同様の遠心分離式の油分離装置である。すなわち、連絡通路１３１が一軸心ＣＬｓに対しオフセットされていることにより旋回流が旋回室４０１ｂ内に発生し、油分離器４０の冷媒とオイル９との分離は、その旋回流による遠心分離作用を利用している。そのため、本実施形態のように一軸心ＣＬｓが水平向きになる横置きで油分離器４０が配置されても、冷媒とオイル９とを分離する分離効率は高く保たれるので、本実施形態の油分離器４０が遠心分離式とされることは特に有効である。

また、本実施形態によれば、分離パイプ４０２および冷媒吐出管３４は一体となって１つの部材を構成しているので、分離パイプ４０２から冷媒吐出管３４へ冷媒ガスを導く配管部品またはシール部品等を省き、部品点数の削減を図り易い。

また、本実施形態は第１実施形態に基づいた変形例であるが、本実施形態を前述の第２実施形態と組み合わせることも可能である。

（他の実施形態）
（１）上述の各実施形態において、圧縮機８は例えばヒートポンプ式給湯機に適用されるが、空調装置または冷凍装置などの他の用途に適用されても差し支えない。

（２）上述の各実施形態において、圧縮機８が用いられるヒートポンプサイクルは超臨界冷凍サイクルであるが、圧縮機８から吐出された高圧冷媒が冷媒の臨界圧力を超えない亜臨界冷凍サイクルであっても差し支えない。また、圧縮機８で圧縮される冷媒は、二酸化炭素に限らずそれ以外の物質であっても差し支えない。

（３）上述の第１実施形態では吸上管６０はＵ字管で構成され、上述の第２実施形態では内側管部材６０４と外側管部材６０５とから構成されているが、吸上管６０は、ケース３０内の貯油部３０１に溜まったオイル９のヘッド差および冷媒ガスの吸込圧損を利用して、オイル９が吸上管６０内へ吸い込まれる構造であれば、これに限られない。

（４）上述の各実施形態において、間欠給油機構５０は、固定側絞り５０１から可動側連通穴５０２ａへと間欠的にオイル９を流す間欠機構を備えているが、そのような間欠機構は無くてもよい。例えば、間欠給油機構５０は、オリフィスのような単なる固定絞り等であっても差し支えない。

（５）上述の各実施形態において、油分離器４０は遠心分離式の油分離器であるが、オイル９と冷媒とを分離する方式はこれに限定されない。

（６）上述の各実施形態において、圧縮部１０はスクロール式の圧縮機構で構成されているが、ローリングピストン式、スライドベーン式、または往復動式などの他の形式の圧縮機構で構成されていても差し支えない。

（７）上述の各実施形態において、圧縮機８は、電動機部２０を有する電動コンプレッサであるが、電動である必要はなく、例えば、内燃機関などの外部駆動力源により駆動されても差し支えない。

（８）上述の各実施形態において、油分離器４０はケース３０内に収容されているが、油分離器４０がケース３０外に設けられている圧縮機８の構成も考え得る。そのように油分離器４０がケース３０外に設けられているとしても、圧縮機８では油分離器４０にオイル９が溜まらない或いは殆ど溜まらないので、ケース３０外の油分離器４０にオイル９を溜めるための油溜りを設ける必要がない。また、図１、１１の圧縮機８ではそもそも、油溜りとしての貯油部３０１のオイル９が次第に増加して溢れるという心配がない。従って、油分離器４０がケース３０外に設けられた圧縮機８であっても、特許文献１の圧縮機と比較して、貯油部３０１を小型化し易く、油分離器４０を含む圧縮機８全体の体格を小さくして圧縮機８の低コスト化を図ることが容易である。

（９）上述の各実施形態において、圧縮部１０が電動機部２０の下方側に配置されているが、オイル９および冷媒の流通経路などが確保されるのであれば、圧縮部１０が電動機部２０の上方側に配置されていても差し支えない。

（１０）上述の各実施形態において、油分離器４０は、旋回室４０１ｂ内に分離パイプ４０２を有しているが、その分離パイプ４０２が無いものも考え得る。例えば、分離パイプ４０２を有さない油分離器としては、特開２０１２−１１２２６７号公報に記載されたオイルセパレータを挙げることができる。

なお、本発明は上記した実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載した範囲内において適宜変更が可能である。また、上記各実施形態は、互いに無関係なものではなく、組み合わせが明らかに不可な場合を除き、適宜組み合わせが可能である。また、上記各実施形態において、実施形態を構成する要素は、特に必須であると明示した場合および原理的に明らかに必須であると考えられる場合等を除き、必ずしも必須のものではないことは言うまでもない。また、上記各実施形態において、実施形態の構成要素の個数、数値、量、範囲等の数値が言及されている場合、特に必須であると明示した場合および原理的に明らかに特定の数に限定される場合等を除き、その特定の数に限定されるものではない。また、上記各実施形態において、構成要素等の材質、形状、位置関係等に言及するときは、特に明示した場合および原理的に特定の材質、形状、位置関係等に限定される場合等を除き、その材質、形状、位置関係等に限定されるものではない。

また、上述した設定は計算上の設定であり、ブリードポート６０２および間欠給油機構５０の流量特性、間欠給油機構５０のガスパス特性などは実機の状態により多少の差異はあるものであり、厳密には実機での合わせこみを行うことでより損失を少なくすることが望ましい。

１０ 圧縮部
２０ 電動機部
３０ ケース
３４ 冷媒吐出管（吐出部）
３７ 冷媒吸入管（吸入部）
４０ 油分離器
５０ 間欠給油機構（絞り部）
６０ 吸上管（オイル吸込部）
５０１ａ 絞り通路
６０２ ブリードポート

Claims (15)

1. 吸入ポート（１１４）と吐出ポート（１２３）とが形成されており、前記吸入ポートから吸入した冷媒を前記吐出ポートから吐出する圧縮部（１０）と、
   前記圧縮部を収容し、前記吸入ポートへ向かう前記冷媒が流入する吸入部（３７）と前記吐出ポートからの前記冷媒が流出する吐出部（３４）とを有しているケース（３０）と、
   前記吐出ポートから流出した前記冷媒からオイル（９）を分離して該分離後の冷媒を前記吐出部へ流す油分離器（４０）と、
   前記油分離器で分離された前記冷媒の一部と前記オイルとから成る二相流を前記ケース内へ流し、該二相流の流量を制限する絞り通路（５０１ａ）が形成された絞り部（５０）と、
   前記ケース内に収容され、該ケース内の前記冷媒および前記オイルを前記吸入ポートへ流す吸込通路（６０ａ）が形成されたオイル吸込部（６０）とを備え、
   前記ケース内の圧力は、前記吐出ポートにおける前記冷媒の圧力（Ｐｄ）と前記吸入ポートにおける前記冷媒の圧力（Ｐｓ）とのうち前記吸入ポートにおける前記冷媒の圧力に近い圧力になり、
   前記ケースは、前記オイルが溜まる貯油部（３０１）を前記ケース内の底部に有し、
   前記吸込通路の一端（６０ｂ）は、前記貯油部に溜まった前記オイルの液面（９ａ）よりも上方で開放され、前記吸込通路の他端（６０ｃ）は前記吸入ポートに接続され、
   前記吸込通路の一端から他端までの途中には、前記貯油部に溜まった前記オイル内に開口するブリードポート（６０２）が形成され、
   該ブリードポートは、前記オイルの流量を制限しつつ該オイルを前記貯油部から前記吸込通路内へ流入させ、
   前記絞り部は、前記二相流の中の前記冷媒が気流となって前記絞り通路へ流入するように構成されていることを特徴とする圧縮機。
2. 前記油分離器は前記ケース内に収容されていることを特徴とする請求項１に記載の圧縮機。
3. 駆動力源（２０）から前記圧縮部へ駆動力を伝達する駆動軸（２５）を備え、
   前記油分離器は、前記吐出ポートから流出した冷媒が流入する旋回室（４０１ｂ）を一軸心（ＣＬｓ）まわりに囲んで形成し且つ該旋回室に流入した冷媒の流れを旋回流にする旋回室側壁（４０１ａ）を有し、前記旋回室内にて前記冷媒の流れを旋回流にすることにより該冷媒から前記オイルを分離する遠心分離式の油分離装置であり、前記一軸心が前記駆動軸の軸方向に対して交差する向きになるように配置されていることを特徴とする請求項２に記載の圧縮機。
4. 前記駆動力源を備え、
   該駆動力源は前記ケース内に収容されており、
   前記圧縮部と前記駆動力源との一方は他方に対して上方に配置されていることを特徴とする請求項３に記載の圧縮機。
5. 前記旋回室のうち前記一軸心の軸方向における一端側には、前記吐出ポートからの冷媒を前記旋回室内に流入させる旋回室入口（４０１ｃ）が開口し、前記旋回室のうち前記一軸心の軸方向における他端側には、該旋回室内から前記絞り通路へ前記二相流を流出させる旋回室出口（４０１ｄ）が開口していることを特徴とする請求項３または４に記載の圧縮機。
6. 前記油分離器は、前記旋回室内に配置された分離パイプ（４０２）を有し、
   該分離パイプは、前記旋回室内で該旋回室の前記他端側を向いて開口する一方で、該旋回室の前記一端側では前記吐出部へ接続され、オイル分離後の冷媒を前記旋回室から前記吐出部へ流し、
   前記分離パイプおよび前記吐出部は一体となって１つの部材を構成していることを特徴とする請求項５に記載の圧縮機。
7. 前記絞り部は、前記二相流の中の前記オイルと前記冷媒とのうち該オイルだけが前記絞り通路に流れると仮定した場合に、前記ブリードポートを通る前記オイルの流量よりも多くの流量のオイルを流すことができるように構成されていることを特徴とする請求項１ないし６のいずれか１つに記載の圧縮機。
8. 前記オイル吸込部は、前記吸込通路の一端から他端への前記冷媒の流れ、および前記貯油部に溜まった前記オイルの液面と前記ブリードポートとの間のヘッド差によって前記ブリードポートから前記オイルを吸い込むことを特徴とする請求項１ないし７のいずれか１つに記載の圧縮機。
9. 前記絞り部は、該絞り部を通過する前記冷媒および前記オイルの流量を前記絞り通路の通路断面積（Ａｘ、Ａ０）に応じた流量に制限し、
   予め定められた一定負荷で前記圧縮部が駆動されている場合において、前記絞り通路の実際の通路断面積（Ａｘ）と、前記ブリードポートを通る前記オイルの流量と同量に、前記オイルの通過可能な流量を該オイルだけが前記絞り部を通過するものと仮定して制限する前記絞り通路の仮想の通路断面積（Ａ０）とを比較すれば、前記実際の通路断面積は前記仮想の通路断面積よりも大きいことを特徴とする請求項１ないし８のいずれか１つに記載の圧縮機。
10. 前記絞り通路の実際の通路断面積は、前記絞り通路の仮想の通路断面積に３を乗じて得た面積以下となっていることを特徴とする請求項９に記載の圧縮機。
11. 前記吸込通路は、該吸込通路の前記一端における開口面積（Ｓ１）が、前記吸込通路における前記ブリードポートよりも冷媒流れ下流側の通路断面積（Ｓ２）に対して小さくなるように形成されていることを特徴とする請求項１ないし１０のいずれか１つに記載の圧縮機。
12. 前記ケースの吸入部から前記圧縮部の吸入ポートへの冷媒流れを許容する一方で前記圧縮部の吸入ポートから前記ケースの吸入部への冷媒流れを阻止する逆止弁（６２）を備えていることを特徴とする請求項１ないし１１のいずれか１つに記載の圧縮機。
13. 前記絞り通路は、前記二相流の中の前記冷媒による前記気流を該気流の最高速度において音速に到達させるように絞ることを特徴とする請求項１ないし１２のいずれか１つに記載の圧縮機。
14. 前記圧縮部は、前記貯油部に溜まった前記オイルの液面よりも上方に配置されることを特徴とする請求項１ないし１３のいずれか１つに記載の圧縮機。
15. 前記オイル吸込部は、Ｕ字状に屈曲された屈曲部（６０１）を有するＵ字管で構成され、
    前記屈曲部は、前記吸込通路の一端および他端よりも下方に配置され、且つ、前記貯油部に溜まった前記オイルに浸漬され、
    前記ブリードポートは前記屈曲部に形成されていることを特徴とする請求項１ないし１４のいずれか１つに記載の圧縮機。

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