JP6391816B2 - ロータリ圧縮機および蒸気圧縮式冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、ヒートポンプ機器に使用されるロータリ圧縮機およびこのロータリ圧縮機を備えた蒸気圧縮式冷凍サイクル装置に関し、特に実負荷に近い運転条件での省エネ性能を改善するロータリ圧縮機およびこのロータリ圧縮機を備えた蒸気圧縮式冷凍サイクル装置に関するものである。

従来から、空調機または給湯機等のヒートポンプ機器では、ロータリ圧縮機を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクル装置を用いるのが一般的である。つまり、ヒートポンプ機器は、ロータリ圧縮機、凝縮器、減圧手段および蒸発器を配管で接続して形成された冷凍サイクルを搭載し、用途（例えば、空調用途や給湯用途等）に応じた運転を実行できるようになっている。

ところで、近年、空調機器の省エネ規制が各国で強化され、実負荷に近い運転基準に変更されつつある。日本国内では、従来は冷暖平均ＣＯＰでの効率改善の表示であったのに対し、２０１１年からＡＰＦ（通年エネルギー消費効率）表示に変更となった。また、空調機および給湯機の省エネ性規格は、さらに実負荷に近い新規格へ変更されると予測される。例えば、空調機の立ち上げ時に必要な定格暖房能力を１００％とすると、常時必要な暖房能力は１０％から５０％程度であり、この低負荷領域での効率のほうが定格能力より実質ＡＰＦに与える影響が大きい。

このため、冷暖房能力を調整する手段として古くからＯＮ−ＯＦＦ制御が用いられていた。しかしながら、このＯＮ−ＯＦＦ制御では、温調変動幅および振動騒音が大きくなるという問題点や、省エネ性が損なわれる等の問題点があった。そこで、近年では、省エネ性の改善等を目的として、ロータリ圧縮機を駆動する電動機の回転数を可変にするインバータ制御が普及してきた。

ここで、近年、空調機は、立ち上げ時間短縮の要求およびより厳しい環境（低温または高温）での運転要求がされるようになってきたため、一定以上の定格能力が必要になっている。一方、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。このため、インバータによるロータリ圧縮機の回転数可変範囲が広がり、ロータリ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、低負荷能力条件下において、回転数を下げてロータリ圧縮機を連続運転しつつロータリ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、機械的に排除容積を変更できる手段（機械式容量制御手段）を用いたロータリ圧縮機が再び注目されている。例えば、特許文献１および特許文献２には、第１圧縮機構部と第２圧縮機構部との２つの圧縮機構部を有し、高負荷では両方の圧縮機構部を圧縮運転し、低負荷では一方の圧縮機構部を圧縮運転し、他方の圧縮機構部を休筒運転（非圧縮運転）して冷媒循環流量を半減させることで、能力を半減するようにしたロータリ圧縮機が開示されている。

特許文献１に記載のロータリ圧縮機において、圧縮機構部のベーンはベーン溝内に往復自在に収容され、ベーンの後端部が、ベーン溝に連通して設けたベーン背室内に位置している。ベーン背室は、密閉容器の内部空間に連通して内部空間の圧力（高圧）を受けるように構成され、ベーンの後端部には高圧が作用している。

そして、圧縮運転では、圧縮機構部のシリンダ室に低圧冷媒を導いてベーン先端に低圧から中間圧を作用させ、また、ベーンの後端部には上述したように高圧が作用することで、ベーン先端後端に圧力差が生じる。その圧力差の影響で、ベーンの先端部がピストンに当接するように押圧され、通常の圧縮運転を行うようにしている。

休筒運転では、切替機構によりシリンダ室に高圧冷媒を導くことでベーンの先端部と後端部のそれぞれに高圧が作用し、ベーン先端後端の圧力差を無くす。圧力差が無くなることで、ベーンの先端部がピストンの外周面から離間し、圧縮作用を行わないようにしている。

また、特許文献２に記載のロータリ圧縮機においても特許文献１と同様に、圧縮運転時には、ベーンの先端部に吸入圧（低圧）、後端部に吐出圧（高圧）が作用している。そして、特許文献２では、ベーン背室内にベーンをピストンから離間させる方向に引き寄せる吸引磁力を発生させる永久磁石を備えている。よって、特許文献２では、ベーンには、ベーンをピストンに当接させる方向の押付力が作用すると同時に、ベーンをピストンから引き離す方向の吸引磁力が作用しており、押付力が吸引磁力よりも小さい場合、ベーンがピストンから離間して休筒運転し、押付力が吸引磁力よりも大きい場合、ベーンがピストンに接触して圧縮運転を行う。

上記特許文献１および特許文献２のどちらも、低負荷時に一方の圧縮機構部を休筒運転（非圧縮運転）にして冷媒循環流量を半減させることで、電動機の回転数を落とさずに運転できる。よって、圧縮機効率を向上させることができる。

特開２００５−１７１８４７号公報 国際公開第２０１４／１７５４２９号

特許文献１と特許文献２とでは、圧縮運転と休筒運転とを切替える切替機構は互いに異なるが、いずれの特許文献も、高負荷では圧縮運転、低負荷では休筒運転させて圧縮機効率の向上を図るものである。また、いずれの特許文献もベーン背面に高圧を作用させるためにベーン背室が密閉容器の内部空間に連通する構成となっており、言い換えればベーン背室が密閉容器内の潤滑油貯蔵部に連通している。そして、圧縮運転時は、潤滑油貯蔵部の潤滑油をベーン背室を介してベーンとベーン溝との間の隙間に導き、両者間の摺動抵抗を低減している。

休筒運転時は、ベーンがベーン溝内をベーン背室側に移動し、ベーンの後端部がベーン背室内に位置した状態となる。このため、ベーンのベーン溝に対する挿入部分の長さが、圧縮運転時よりも短くなり、言い換えれば、ベーンとベーン溝との隙間の挿入方向（往復移動方向）の長さが短くなる。よって、潤滑油貯蔵部からベーン背室、さらにはベーンとベーン溝との隙間を介してシリンダ室に至る流路の流路抵抗が低減し、潤滑油貯蔵部内の高温の潤滑油がベーン背室および前記隙間を通してシリンダ室へ流入する。

ここで、休筒運転中のシリンダ室に一旦潤滑油が流入すると、休筒運転中は冷媒の出入りがないため、シリンダ室内に流入した潤滑油は、シリンダ室内にそのまま滞留する。シリンダ室内は吸入圧であることから、シリンダ室内に滞留した潤滑油と潤滑油に溶解している高温の冷媒とは、次第に圧力が低下する。そして、圧力の低下に伴い、潤滑油から冷媒が分離して吸入側の配管に逆流する。この場合、逆流した高温の冷媒と冷媒回路から圧縮機構部へ流入する低温の冷媒とが混合する。その結果、圧縮運転側の圧縮機構部に流入する冷媒が加熱されて温度上昇し、損失が増加するという問題点があった。

本発明は、上述のような課題を解決するためになされたものであり、圧縮運転と休筒運転とを切替えることができ、かつ、休筒運転時の潤滑油の逆流を抑制して圧縮機効率を向上させることが可能なロータリ圧縮機および蒸気圧縮式冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。

本発明に係るロータリ圧縮機は、潤滑油を貯留した密閉容器と、密閉容器内に収容され、冷媒を圧縮して密閉容器の内部空間に吐出する複数の圧縮機構部とを備え、圧縮機構部は、シリンダ室を備えたシリンダと、シリンダ室内を偏心して回転するピストンと、先端がピストンに接触してシリンダ室を複数の空間に仕切るベーンと、シリンダに形成され、ベーンを往復動自在に収容するベーン溝と、ベーン溝よりもシリンダ室と反対側にベーン溝と連通してシリンダに形成され、ベーンの後端部を収容するベーン背室とを備え、いずれかの圧縮機構部が、ピストンの回転時にベーンの先端がピストンに接触した状態で冷媒を圧縮する圧縮運転と、ベーンの先端がピストンから離れ、冷媒の圧縮が行われない非圧縮運転とを切替える切替機構を備えたロータリ圧縮機であって、密閉容器内の潤滑油をベーン背室を介してベーンとベーン溝との隙間に導く給油流路を圧縮運転時に開放し、非圧縮運転時に遮断する弁機構を有し、非圧縮運転時は、ベーンの後端部が、ベーン背室に設けられた磁性体の磁力によりベーン背室側に引き付けられてベーンの後端部と磁性体とが接触するようになっており、ベーンの後端部と磁性体との互いの接触部分の一方または両方には、密閉容器の内部空間に常時連通する切欠きが形成されているものである。

本発明によれば、圧縮運転と非圧縮運転とを切替えることができ、休筒運転時の潤滑油の逆流を抑制して圧縮機効率を向上させることが可能である。

本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００の構造を示す概略縦断面図である。 本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００の構造を示す概略横断面図であり、（ａ）は第１圧縮機構部１０の概略横断面図、（ｂ）は第２圧縮機構部２０の概略横断面図を示している。 本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００の弁機構５０の動作説明図で、（ａ）は圧縮運転時の弁機構５０周辺の概略断面図、（ｂ）は休筒運転時の弁機構５０周辺の概略断面図である。 本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００の弁機構５０の動作説明図で、（ａ）は圧縮運転時の弁機構５０周辺の概略上面図、（ｂ）は休筒運転時の弁機構５０周辺の概略上面図である。 本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００のヨーク５２の斜視図である。 本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００のヨーク５２に設けた切欠き５２ａの形状の変形例を示す図である。 本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００の第２ベーン２４に設けた切欠き２４ｃの位置の変形例を示す図で、切欠き２４ｃ周辺の上面図である。 本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００の第２ベーン２４に設けた切欠き２４ｃの形状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１００の構造を示す概略縦断面図である。 本発明の実施の形態３に係るロータリ圧縮機１００の弁機構５０Ａ周辺の概略断面図である。 本発明の実施の形態３に係るロータリ圧縮機１００のヨーク５２の斜視図である。 本発明の実施の形態３に係るロータリ圧縮機１００の弁機構５０Ａ周辺の概略断面図である。 本発明の実施の形態４に係るロータリ圧縮機１００の休筒運転時の弁機構５０Ｂ周辺の上面図である。 本発明の実施の形態４に係るロータリ圧縮機１００の第２圧縮機構部２０において上部給油流路形成部材５３ａを取り外した状態の弁機構５０Ｂ周辺の上面図で、（ａ）は圧縮運転時、（ｂ）は休筒運転時を示している。 本発明の実施の形態４に係るロータリ圧縮機１００の第２ベーン２４を後端部２４ｂ側から見た斜視図である。 本発明の実施の形態４に係るロータリ圧縮機１００の中部保持部材５４の変形例を示す図である。 本発明の実施の形態４に係るロータリ圧縮機１００の第２ベーン２４の変形例を示す図である。 本発明の実施の形態５に係る蒸気圧縮式冷凍サイクル装置５００を示す構成図である。

以下、図面に基づいて、本発明に係るロータリ圧縮機１００の一例について説明する。なお、以下に示す図面では、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、縦断面図と横断面図で、吐出口１８，２８およびシリンダ吸入流路１７，２７の３次元的な位置関係は、必ずしも一致していない。また、図１を含め、以下の図面において、同一の符号を付したものは、同一またはこれに相当するものであり、以下に記載する実施の形態の全文において共通することとする。そして、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、明細書に記載された形態に限定するものではない。そして、温度、圧力等の高低については、特に絶対的な値との関係で高低等が定まっているものではなく、システム、装置等における状態、動作等において相対的に定まるものとする。

実施の形態１．
［ロータリ圧縮機１００の構成］
図１は、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００の構造を示す概略縦断面図である。また、図２は、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００の構造を示す概略横断面図であり、（ａ）は第１圧縮機構部１０の概略横断面図、（ｂ）は第２圧縮機構部２０の概略横断面図を示している。なお、図１および図２は、第１圧縮機構部１０が圧縮状態となり、第２圧縮機構部２０が非圧縮状態（休筒状態）となっているロータリ圧縮機１００を示している。

ロータリ圧縮機１００は、例えば空調機または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。また、ロータリ圧縮機１００は、ガス状の流体を吸入し、圧縮して高温かつ高圧の状態として吐出させる機能を有している。
この本実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００は、密閉容器３の内部空間７に、第１圧縮機構部１０および第２圧縮機構部２０を備えた圧縮機構９９と、これら第１圧縮機構部１０および第２圧縮機構部２０を駆動軸５を介して駆動する電動機８と、を備えている。

密閉容器３は、上端部および下端部が閉塞された例えば円筒形状の密閉容器である。密閉容器３の底部は、圧縮機構９９を潤滑する潤滑油が貯蔵される潤滑油貯蔵部３ａとなっている。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７と連通するように設けられている。

電動機８は、インバータ制御等によって例えば回転数可変なものであり、固定子８ｂと回転子８ａとを備えている。固定子８ｂは、略円筒形状に形成されており、外周部が密閉容器３に例えば焼き嵌め等により固定されている。この固定子８ｂには、外部電源から電力供給されるコイルが巻回されている。回転子８ａは、略円筒形状をしており、固定子８ｂの内周面と所定の間隔を介して、固定子８ｂの内周部に配置されている。この回転子８ａには駆動軸５が固定されており、電動機８と圧縮機構９９とは、駆動軸５を介して接続された構成となっている。つまり、電動機８が回転することにより、圧縮機構９９には、駆動軸５を介して回転動力が伝達されることとなる。

駆動軸５は、該駆動軸５の上部を構成する長軸部５ａと、該駆動軸５の下部を構成する短軸部５ｂと、これら長軸部５ａと短軸部５ｂとの間に形成された偏心ピン軸部５ｃ，５ｄおよび中間軸部５ｅと、で構成されている。ここで、偏心ピン軸部５ｃは、その中心軸が長軸部５ａおよび短軸部５ｂの中心軸から所定距離だけ偏心しており、後述する第１圧縮機構部１０の第１シリンダ室１２内に配置される。また、偏心ピン軸部５ｄは、その中心軸が長軸部５ａおよび短軸部５ｂの中心軸から所定距離だけ偏心しており、後述する第２圧縮機構部２０の第２シリンダ室２２内に配置されるものである。

また、偏心ピン軸部５ｃと偏心ピン軸部５ｄとは、位相が１８０度ずれて設けられている。これら偏心ピン軸部５ｃと偏心ピン軸部５ｄは、中間軸部５ｅによって接続されている。なお、中間軸部５ｅは、後述する中間仕切板４の貫通孔内に配置される。このように構成された駆動軸５は、長軸部５ａが第１支持部材６０の軸受部６０ａで回転自在に支持され、短軸部５ｂが第２支持部材７０の軸受部７０ａで回転自在に支持されている。
つまり、駆動軸５は、第１シリンダ室１２および第２シリンダ室２２内において、偏心ピン軸部５ｃ，５ｄが偏心回転運動する構成となっている。

圧縮機構９９は上部に設けられたロータリ型の第１圧縮機構部１０と下部に設けられたロータリ型の第２圧縮機構部２０とを備えており、これら第１圧縮機構部１０および第２圧縮機構部２０は電動機８の下方に配置されている。この圧縮機構９９は、上側から下側に向かって、第１支持部材６０、第１圧縮機構部１０を構成する第１シリンダ１１、中間仕切板４、第２圧縮機構部２０を構成する第２シリンダ２１、および、第２支持部材７０が順次に積層されて構成されている。

第１圧縮機構部１０は、第１シリンダ１１、第１ピストン１３および第１ベーン１４等で構成される。第１シリンダ１１は、駆動軸５（より詳しくは、長軸部５ａおよび短軸部５ｂ）と略同心となる略円筒状の貫通孔が上下方向に貫通形成された平板部材である。この貫通孔は、一方の端部（図１では上側端部）が第１支持部材６０のフランジ部６０ｂにより閉塞され、他方の端部（図１では下側端部）が中間仕切板４によって閉塞され、第１シリンダ室１２となっている。

上記第１シリンダ１１の第１シリンダ室１２内には、第１ピストン１３が設けられている。この第１ピストン１３は、リング状に形成されており、駆動軸５の偏心ピン軸部５ｃに摺動自在に設けられている。また、第１シリンダ１１には、第１シリンダ室１２に連通し、第１シリンダ室１２の半径方向に延びるベーン溝１９が形成されている。そして、このベーン溝１９には、摺動自在に第１ベーン１４が設けられている。換言すると、ベーン溝１９は、往復動自在に第１ベーン１４を収容している。第１ベーン１４の先端部１４ａが第１ピストン１３の外周部に当接することにより、第１シリンダ室１２は、吸入室１２ａと圧縮室１２ｂとに分割される。

また、第１シリンダ１１には、ベーン溝１９の後方、つまり第１ベーン１４の後方に、第１ベーン１４の後端部１４ｂを収容するベーン背室１５が形成されている。このベーン背室１５は第１シリンダ１１を上下方向に貫通するように設けられている。また、ベーン背室１５の上部開口部は密閉容器３の内部空間７に一部開放されており、潤滑油貯蔵部３ａに貯留されている潤滑油がベーン背室１５に流入できる構成となっている。ベーン背室１５に流入した潤滑油は、ベーン溝１９と第１ベーン１４との間に流れ込み、両者の間の摺動抵抗を低減させる。後述のように、本実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００は、圧縮機構９９で圧縮された冷媒が密閉容器３の内部空間７に吐出される構成となっている。このため、ベーン背室１５は、密閉容器３の内部空間７と同じ高圧雰囲気となる。

第２圧縮機構部２０は、第２シリンダ２１、第２ピストン２３および第２ベーン２４等で構成される。第２シリンダ２１は、駆動軸５（より詳しくは、長軸部５ａおよび短軸部５ｂ）と略同心となる略円筒状の貫通孔が上下方向に貫通形成された平板部材である。この貫通孔は、一方の端部（図１では上側端部）が中間仕切板４により閉塞され、他方の端部（図１では下側端部）が第２支持部材７０のフランジ部７０ｂによって閉塞され、第２シリンダ室２２となっている。

上記第２シリンダ２１の第２シリンダ室２２内には、第２ピストン２３が設けられている。この第２ピストン２３は、リング状に形成されており、駆動軸５の偏心ピン軸部５ｄに摺動自在に設けられている。また、第２シリンダ２１には、第２シリンダ室２２に連通し、第２シリンダ室２２の半径方向に延びるベーン溝２９が形成されている。そして、このベーン溝２９には、摺動自在に第２ベーン２４が設けられている。換言すると、ベーン溝２９は、往復動自在に第２ベーン２４を収容している。第２ベーン２４の先端部２４ａが第２ピストン２３の外周部に当接することにより、第２シリンダ室２２は、第１シリンダ室１２と同様に、吸入室と圧縮室とに分割される。

また、第２シリンダ２１には、ベーン溝２９の後方、つまり第２ベーン２４の後方に、第２ベーン２４の後端部２４ｂを収容するベーン背室２５が形成されている。このベーン背室２５は第２シリンダ２１を上下方向に貫通するように設けられている。また、ベーン背室２５は後述の一対の給油流路形成部材５３ａ、５３ｂ（図３参照）に形成された部分給油流路５５を介して密閉容器３の内部空間７に連通しており、潤滑油貯蔵部３ａの潤滑油がベーン背室２５に流入できる構成となっている。このため、ベーン背室２５は、密閉容器３の内部空間７と同じ高圧雰囲気となる。また、ベーン背室２５に流入した潤滑油は、ベーン溝２９と第２ベーン２４との隙間流れ込み、両者の間の摺動抵抗を低減させる。

これら第１シリンダ１１および第２シリンダ２１には吸入マフラ６が接続されている。吸入マフラ６は、ロータリ圧縮機１００の外部における冷媒回路の蒸発器から流入した冷媒を液冷媒とガス冷媒とに分離し、ガス冷媒のみを第１シリンダ室１２および第２シリンダ室２２に流入させるものである。

詳しくは、吸入マフラ６は、容器６ｂと、流入管６ａと、流出管６ｃと、流出管６ｄと、を備えている。流入管６ａは、蒸発器から容器６ｂに低圧冷媒を導くものである。流出管６ｃは、容器６ｂに貯留された冷媒のうちのガス状冷媒を第１シリンダ１１の第１シリンダ室１２に導くものである。流出管６ｄは、容器６ｂに貯留された冷媒のうちのガス状冷媒を第２シリンダ２１の第２シリンダ室２２に導くものである。そして、吸入マフラ６の流出管６ｃは、第１シリンダ１１のシリンダ吸入流路１７（第１シリンダ室１２に連通する流路）に接続されている。また、吸入マフラ６の流出管６ｄは、第２シリンダ２１のシリンダ吸入流路２７（第２シリンダ室２２に連通する流路）に接続されている。

また、第１シリンダ１１には、第１シリンダ室１２内で圧縮されたガス状冷媒を吐出する吐出口１８が形成されている。この吐出口１８は第１支持部材６０のフランジ部６０ｂに形成された貫通孔と連通しており、当該貫通孔には、第１シリンダ室１２内が所定の圧力以上となった際に開く開閉弁１８ａが設けられている。また、第１支持部材６０には、開閉弁１８ａ（つまり貫通孔）を覆うように、吐出マフラ６３が取り付けられている。同様に、第２シリンダ２１には、第２シリンダ室２２内で圧縮されたガス状冷媒を吐出する吐出口２８が形成されている。この吐出口２８は第２支持部材７０のフランジ部７０ｂに形成された貫通孔と連通しており、当該貫通孔には、第２シリンダ室２２内が所定の圧力以上となった際に開く開閉弁２８ａが設けられている。また、第２支持部材７０には、開閉弁２８ａ（つまり貫通孔）を覆うように、吐出マフラ７３が取り付けられている。

上記のように、第１圧縮機構部１０および第２圧縮機構部２０の基本的な構成は同様な構成となっているが、第１圧縮機構部１０および第２圧縮機構部２０の詳細な構成においては、下記の構成が両者の間において異なっている。

シリンダ室１２，２２は吸入圧空間に常時連通し、ベーン背室１５，２５は吐出圧空間に常時連通し、各ベーン１４，２４には、先端部１４ａ，２４ａと後端部１４ｂ，２４ｂにそれぞれ吸入圧と吐出圧が作用する。ベーン１４，２４の先端および後端に作用する圧力の差によって、各ベーン１４，２４には前記ピストン１３，２３に当接する方向に力が作用する。この当接する方向の力を第１力と定義する。

第１圧縮機構部１０のベーン背室１５には、圧縮バネ４０が配され、第１ベーン１４が前記ピストン１３に当接する方向に力が付与され、上記圧力差が生じないときでも第１力が付与される。

第２圧縮機構部２０は、休筒運転と圧縮運転とを切替える切替機構を備えている。図１において四角で囲った部分が切替機構に相当する。以下、切替機構について具体的に説明する。

切替機構は、第２ベーン２４が第２ピストン２３の外周壁から離間した際に第２ベーン２４を保持する保持部品を備えている。保持部品は、永久磁石５１とヨーク５２とを備えており、ベーン背室２５に配置されている。永久磁石５１およびヨーク５２は本発明の磁性体を構成している。なお、永久磁石５１のみで本発明の磁性体を構成してもよい。

第２ベーン２４には、前記永久磁石５１により前記第２ピストン２３から離間する方向に吸引磁力が作用する。この吸引磁力は前記永久磁石５１に近づくほど増大する特性を有する。なお、以下では、第２ベーン２４を第２ピストン２３から離間させる方向に作用する力を第２力と定義する。

第２ベーン２４には、第１力と第２力とが常時作用し、第１力および第２力の大小関係によって、第２ベーン２４の先端部２４ａが第２ピストン２３に当接した圧縮状態と、第２ベーン２４の先端部２４ａが第２ピストン２３から離間した休筒状態と、が自律的に切替わる。すなわち、第１力が第２力よりも大きい場合、圧縮状態となる。一方、第２力が第１力よりも大きい場合、第２ベーン２４は第２ピストン２３から離間することで、第２シリンダ室２２は圧縮室１２ｂが形成されない休筒状態となる。一旦、第２ベーン２４が第２ピストン２３から離間すると、第２ベーン２４は永久磁石５１に近づくため、第２ベーン２４に作用する第２力が増大する。

再度、圧縮状態に切替わるには、第２力よりも大きい第１力が第２ベーン２４に対して加わる必要があるが、第２ベーン２４がヨーク５２に吸引保持されているときの第２力は、第２ベーン２４が第２ピストン２３から離間したときの第２力よりも大きい。このため、休筒状態から圧縮状態になるための第１力は、圧縮状態から休筒状態へ切替わったときの第１力よりも大きい力となる。

［ロータリ圧縮機１００の動作説明］
続いて、上記のように構成されたロータリ圧縮機１００を運転する際の動作説明を行う。

［第１圧縮機構部１０および第２圧縮機構部２０で冷媒を圧縮する際の動作］
まず、第１圧縮機構部１０および第２圧縮機構部２０の双方で冷媒を圧縮する際の動作について説明する。当該動作は、圧縮機構部が休筒状態にならない通常のロータリ圧縮機１００と同様の動作である。詳しくは、下記のような動作となる。

電動機８に電力供給すると、電動機８によって駆動軸５が真上から見て反時計周りに回転（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５が回転することにより、第１シリンダ室１２内では偏心ピン軸部５ｃが偏心回転運動し、第２シリンダ室２２内では偏心ピン軸部５ｄが偏心回転運動する。なお、偏心ピン軸部５ｃおよび偏心ピン軸部５ｄは、互いに位相が１８０度ずれるように偏心回転運動する。

偏心ピン軸部５ｃの偏心回転運動に伴い、第１シリンダ室１２内では第１ピストン１３が偏心回転運動し、吸入マフラ６の流出管６ｃからシリンダ吸入流路１７を経由して第１シリンダ室１２内に吸入された低圧のガス状冷媒が圧縮される。同様に、偏心ピン軸部５ｄの偏心回転運動に伴い、第２シリンダ室２２内では第２ピストン２３が偏心回転運動し、吸入マフラ６の流出管６ｄからシリンダ吸入流路２７を経由して第２シリンダ室２２内に吸入された低圧のガス状冷媒が圧縮される。

第１シリンダ室１２内で圧縮されたガス状冷媒は、所定の圧力になると吐出口１８から吐出マフラ６３内に吐出され、その後に吐出マフラ６３の吐出口から密閉容器３の内部空間７に吐出される。また、第２シリンダ室２２内で圧縮されたガス状冷媒は、所定の圧力になると吐出口２８から吐出マフラ７３内に吐出され、その後に吐出マフラ７３の吐出口から密閉容器３の内部空間７に吐出される。そして、密閉容器３の内部空間７に吐出された高圧のガス状冷媒は、圧縮機吐出管２から密閉容器３の外部へ吐出される。
第１圧縮機構部１０および第２圧縮機構部２０で冷媒を圧縮する際には、第１圧縮機構部１０および第２圧縮機構部２０での上記の冷媒吸入動作および圧縮動作が繰り返される。

［第２圧縮機構部２０が休筒状態となる際の動作］
以下、第２圧縮機構部２０が休筒状態となる際の動作について説明する。なお、当該動作中においても、第１圧縮機構部１０の第１ベーン１４は、圧縮バネ４０で押圧されて常に第１ピストン１３と接しており、上記と同様の冷媒圧縮動作を行う。このため、以下では、第２圧縮機構部２０が休筒状態となる際の第２圧縮機構部２０の動作について説明する。

第２圧縮機構部２０が冷媒を圧縮している上記の状態においては、潤滑油を介して、吐出圧が第２ベーン２４の後端部２４ｂに作用する。このため、第２ベーン２４の先端部２４ａおよび後端部２４ｂに作用する圧力差によって第２ベーン２４に作用する押付力（第１力）が永久磁石５１の吸引磁力（第２力）を上回っており、第２ベーン２４の先端部２４ａが第２ピストン２３の外周壁に押し付けられる。したがって、第２圧縮機構部２０では、駆動軸５の回転に伴って、冷媒が圧縮される。

一方、ロータリ圧縮機１００の運転開始直後、またはロータリ圧縮機１００が低負荷となっている状態においては、密閉容器３の内部空間７の圧力が低い。このため、永久磁石５１の吸引磁力（第２力）が、第２ベーン２４の先端部２４ａおよび後端部２４ｂに作用する圧力差によって生じる押付力（第１力）を上回ることとなる。これにより、第２ベーン２４の後端部２４ｂ全体に吐出圧が作用し、第２ベーン２４の先端部２４ａ全体に吸入圧が作用した状態で、第２ベーン２４は第２ピストン２３の外周壁から離間し、第２圧縮機構部２０が休筒状態となる。

そして、第２ベーン２４の先端部２４ａが第２ピストン２３の外周壁から離間して第２ベーン２４の後端部２４ｂが永久磁石５１に近づくことで、第２ベーン２４に対する吸引磁力が増大する。これにより、第２ベーン２４がさらに第２ピストン２３の外周壁から離間する方向へ移動し、第２ベーン２４の後端部２４ｂがヨーク５２に接触して吸引保持される。

［第２圧縮機構部２０の休筒状態を解除する動作］
次に、第２圧縮機構部２０の休筒状態を解除する動作について説明する。なお、第２ベーン２４の後端部２４ｂがヨーク５２に接触した状態において、第２ベーン２４の後端部２４ｂとヨーク５２との互いの接触部分には、密閉容器３の内部空間７に連通する後述の連通空間５６（後述の図４（ｂ）参照）が形成されており、第２ベーン２４の後端部２４ｂに、内部空間７の圧力が作用するようになっている。そして、第２ベーン２４がヨーク５２に接触して吸引保持された状態で密閉容器３の内部空間７の圧力（つまり吐出圧）が大きくなっていくと、「第２ベーン２４の先端部２４ａ全体に作用する吸入圧」と「後述の連通空間５６（後述の図４（ｂ）参照）に作用する吐出圧」との圧力差によって生じる押付力が、永久磁石５１による吸引磁力を上回るようになる。この状態になると、第２ベーン２４はヨーク５２から離れ、第２ベーン２４の吸引保持が解除されることとなる。

そして、第２ベーン２４の後端部２４ｂ全体に潤滑油が供給され、第２ベーン２４の後端部２４ｂ全体に吐出圧が作用し、第２ベーン２４に作用する押付力（第１力）が大きくなる。これにより、第２ベーン２４が第２ピストン２３側にさらに移動し、第２ベーン２４の先端部２４ａが第２ピストン２３の外周壁に押し付けられ、第２圧縮機構部２０は冷媒の圧縮動作を開始する。

［圧縮機構９９の特徴的な構成］
本発明は、密閉容器３内の潤滑油をベーン背室２５を介して第２ベーン２４とベーン溝２９との隙間に導く後述の部分給油流路５５を圧縮運転時に開放し、非圧縮運転時に遮断する弁機構５０を備えたことを特徴する。以下、弁機構５０について、図３〜図５を参照して説明する。

図３は、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００の弁機構５０動作説明図で、（ａ）は圧縮運転時の弁機構５０周辺の概略断面図、（ｂ）は休筒運転時の弁機構５０周辺の概略断面図である。図４は、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００の弁機構の動作説明図で、（ａ）は圧縮運転時の弁機構５０周辺の概略上面図、（ｂ）は休筒運転時の弁機構５０周辺の概略上面図である。図５は、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００のヨーク５２の斜視図である。

ベーン背室２５は上述したように第２シリンダ２１を上下方向に貫通するように設けられており、ベーン背室２５を軸方向上下から挟むように、言い換えればベーン背室２５の上下開口部を塞ぐように一対の給油流路形成部材５３ａ、５３ｂが第２シリンダ２１に固定して設けられている。以下では、上部側の給油流路形成部材を上部給油流路形成部材５３ａ、下部側の給油流路形成部材を下部給油流路形成部材５３ｂという。

前記上部給油流路形成部材５３ａおよび前記下部給油流路形成部材５３ｂは非磁性材料からなる。前記上部給油流路形成部材５３ａおよび前記下部給油流路形成部材５３ｂが逆に磁性材料で構成されていると、前記永久磁石５１からの磁界が前記上部給油流路形成部材５３ａおよび前記下部給油流路形成部材５３ｂに流れ、前記第２ベーン２４に作用する第２力が小さくなってしまう。そこで、これを防止するため、上部給油流路形成部材５３ａおよび下部給油流路形成部材５３ｂを非磁性材料で構成している。

上部給油流路形成部材５３ａおよび下部給油流路形成部材５３ｂには、潤滑油貯蔵部３ａの潤滑油をベーン背室２５に供給するための部分給油流路５５が軸方向に貫通して設けられている。部分給油流路５５は、密閉容器３内の潤滑油をベーン背室２５を介して第２ベーン２４とベーン溝２９との隙間に導く給油流路の一部を構成している。以下において「給油流路」は、密閉容器３内の潤滑油をベーン背室２５を介して第２ベーン２４とベーン溝２９との隙間に導く流路全体を指し、「部分給油流路」は、密閉容器３の内部空間７とベーン背室２５とを連通して潤滑油をベーン背室２５内に導く流路を指すものとする。

部分給油流路５５のベーン背室２５への開口部５５ａは、図４（ａ）に示すようにヨーク５２によって常に一部塞がれた状態となっている。また、部分給油流路５５の幅ａは、第２ベーン２４の幅ｂよりも小さい幅に形成されている。

そして、圧縮運転時、第２ベーン２４は第２ピストン２３側に移動しているため、部分給油流路５５のベーン背室２５への開口部５５ａが開放されて部分給油流路５５とベーン背室２５とが連通した状態となっている。一方、休筒運転時は、第２ベーン２４はベーン背室２５側に移動して第２ベーン２４の後端部２４ｂがヨーク５２に接触した状態となる。このため、第２ベーン２４の上下両端面２４ｅによって部分給油流路５５のベーン背室２５への開口部５５ａ（図３（ａ）参照）が閉じられ、密閉容器３の内部空間７とベーン背室２５との連通が遮断される。すなわち、部分給油流路５５は第２ベーン２４およびヨーク５２によってベーン溝２９から空間が切り分けられる。
以上の構成により、第２ベーン２４の往復運動によって給油流路が開閉される弁機構５０が構成されている。

また、図５に示すようにヨーク５２には、第２ベーン２４の幅ｂよりも小さい幅の切欠き５２ａが軸方向に貫通して設けられている。切欠き５２ａは、休筒運転時に第２ベーン２４の後端部２４ｂがヨーク５２に吸着された状態において、第２ベーン２４の後端部２４ｂとヨーク５２との互いの接触部分に、密閉容器３の内部空間７に連通する連通空間５６を形成する。この連通空間５６には、密閉容器３の内部空間７の圧力、すなわち圧縮機構の吐出圧力が加わる。

このため、休筒運転時も、圧縮運転時と同様に第２ベーン２４の後端部２４ｂに、密閉容器３の内部空間７の圧力（第１圧縮機構部１０の吐出圧力）が作用する状態にでき、休筒運転から圧縮運転へ自律的に切替わる動作が可能となる。すなわち、第１力である差圧（密閉容器３の内部空間７の圧力（吐出圧）と、第２シリンダ室２２内の圧力（吸入圧）との差圧）が第２力（吸引磁力）よりも大きくなると、上述したように自律的に休筒運転から圧縮運転に切替えることができる。

以上の構成により、休筒運転時に、潤滑油がシリンダ室２２内へ流入することを防止しつつ、かつ、従来と同様の自律的に休筒運転と圧縮運転とを切替える動作を実施できる。

［第２圧縮機構部２０における潤滑油の流れ］
（圧縮運転）
圧縮運転時、第２ベーン２４は部分給油流路５５のベーン背室２５への開口部５５ａを塞がない位置に位置している。このため、潤滑油貯蔵部３ａの潤滑油が部分給油流路５５およびベーン背室２５を介してベーン溝２９と第２ベーン２４との隙間に流れ込み、両者の間の摺動抵抗を低減させる。

（休筒運転）
休筒運転時、第２ベーン２４はヨーク５２に吸引保持されており、部分給油流路５５のベーン背室２５への開口部５５ａが第２ベーン２４の上下両端面２４ｅで塞がれ、密閉容器３の内部空間７とベーン背室２５との連通を遮断する。よって、潤滑油貯蔵部３ａの潤滑油がベーン溝２９と第２ベーン２４との隙間に潤滑油が流れ込まず、引いては潤滑油が第２シリンダ室２２内へ流入することを防止できる。

［効果］
以上、本実施の形態１のように構成されたロータリ圧縮機１００においては、自律的に圧縮運転と休筒運転とを切替えることができる。また、弁機構５０を設け、休筒運転中にベーン溝２９と第２ベーン２４との隙間に潤滑油が流れ込まない構成としたので、第２シリンダ室２２に潤滑油貯蔵部３ａの潤滑油が流入することを防止できる。このため、第２シリンダ室２２に潤滑油貯蔵部３ａの潤滑油が流入することで生じる損失を低減でき、圧縮機効率の向上が図れる。

また、部分給油流路５５は上部給油流路形成部材５３ａおよび下部給油流路形成部材５３ｂに貫通孔を設けただけの構成であるため、例えば複数の部材に貫通させた孔を互いに連通するように組み立てて部分給油流路を形成する構成に比べて、構成が単純であり組立作業性の低下を招くことがない。

また、ヨーク５２に切欠き５２ａを設け、第２ベーン２４の後端部２４ｂに常時密閉容器３の内部空間７の圧力が作用する構成としたので、第１力である差圧が第２力よりも大きくなると自律的に休筒運転から圧縮運転に切替えることができる。

弁機構５０は、第２ベーン２４の往復運動により、部分給油流路５５からベーン溝２９に至る流路を開閉するものであり、第２ベーン２４にいわば可動弁体としての機能を兼ねさせるようにしたので、第２ベーン２４とは別の弁体を用いて弁機構５０を構成する場合に比べて構成が単純である。

また、部分給油流路５５を軸方向に延びるように形成し、部分給油流路５５のベーン背室２５への開口部５５ａを、第２ベーン２４の軸方向の上下両端面２４ｅで開閉することで弁機構５０を構成できる。

また、部分給油流路５５の幅ａと第２ベーン２４の幅ｂに、ｂ＞ａの関係を持たせたことで、第２ベーン２４によって、部分給油流路５５のベーン背室２５への開口部５５ａの開閉を行える。

また、給油流路形成部材５３ａ、５３ｂを非磁性材料で構成したので、給油流路形成部材５３ａ、５３ｂを磁性材料で構成した場合の不都合を解消できる。すなわち、永久磁石５１からの磁界が磁性材料で構成された給油流路形成部材に流れ、第２ベーン２４に作用する第２力を小さくするという不都合を解消できる。

なお、本実施の形態１では、休筒状態となる第２圧縮機構部２０を第１圧縮機構部１０の下方に配置した例を説明したが、休筒状態となる第２圧縮機構部２０を第１圧縮機構部１０の上方に配置しても勿論よい。

［変形例］
実施の形態１では、軸方向に貫通する１本の切欠き５２ａをヨーク５２に形成する例を示したが、切欠き５２ａの形状、切欠き５２ａの位置は、図５に示した構造に限定されるものではなく、以下のように変形実施可能である。そして、切欠き５２ａを以下の変形例としても、以上に説明した切欠き５２ａと同様の効果が得られる。

（ヨーク５２に設けた切欠き５２ａの形状）
図６は、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００のヨーク５２に設けた切欠き５２ａの形状の変形例を示す図である。
図６（ａ）には、切欠き５２ａを２本とした構成を示している。図６（ｂ）には、１本の切欠き５２ａを軸方向上下で２つに分けた構成を示している。図６（ａ）および図６（ｂ）の構成としても、図５の構成とした場合と同様の効果が得られる。また、前記切欠き５２ａの内面形状は矩形に限られたものではなく、図６（ｃ）に示すように、曲率を有する切欠き５２ａでもよい。図６（ｃ）には、図６（ｂ）の切欠き５２ａに対して曲率を有する構成を適用した例を示したが、図５および図６（ａ）の切欠き５２ａに対しても適用可能である。

なお、実施の形態１では、永久磁石５１とヨーク５２で磁性体を構成しており、ヨーク５２に切欠き５２ａを形成したが、磁性体を永久磁石５１のみで構成する場合には、永久磁石５１に直接切欠き加工を施してもよい。但し、永久磁石５１は脆いことから、ヨーク５２に設けることが好ましい。

（切欠き５２ａの位置：第２ベーン２４）
図７は、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００の第２ベーン２４に設けた切欠き２４ｃの位置の変形例を示す図で、切欠き２４ｃ周辺の上面図である。
実施の形態１では、前記ヨーク５２に軸方向に貫通する前記切欠き５２ａを配したが、図７に示したように、第２ベーン２４の後端部２４ｂに切欠き２４ｃを設けても良い。また、ヨーク５２と第２ベーン２４の後端部２４ｂとの両方に切欠きを設けても良い。

（第２ベーン２４に設けた切欠き２４ｃの形状）
図８は、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００の第２ベーン２４に設けた切欠き２４ｃの形状の変形例を示す図である。
第２ベーン２４の後端部２４ｂに切欠き２４ｃを設けた場合の切欠き２４ｃの形状として、例えば図８の形状を採用できる。すなわち、図８（ａ）には、第２ベーン２４の後端部２４ｂに上下方向に延びる１本の切欠き２４ｃを形成した例を示している。図８（ｂ）には、図８（ａ）において切欠き２４ｃの内面形状を曲率を有する形状とした例を示している。図８（ｃ）には、第２ベーン２４の後端部２４ｂに切欠き２４ｃを２本設けた例を示している。

図８（ｄ）には、第２ベーン２４の後端部２４ｂに、軸方向上下で２つに分けた切欠き２４ｃを設けた例を示している。図８（ｅ）には、第２ベーン２４の後端部２４ｂの上方側のみに切欠き２４ｃを設けた例を示している。図８（ｆ）には、第２ベーン２４の後端部２４ｂの下方側のみに切欠き２４ｃを設けた例を示している。図８（ｇ）には、第２ベーン２４の後端部２４ｂにおいて上下端面に貫通しない切欠き２４ｃを設けた例を示している。

なお、実施の形態１では、非磁性材料で構成された上部給油流路形成部材５３ａおよび下部給油流路形成部材５３ｂを、ベーン背室２５の上下開口部を塞ぐようにして設け、これらの部材に部分給油流路５５を形成した例を示したが、この構成の他、例えば以下のようにしてもよい。すなわち、中間仕切板４および第２支持部材７０のフランジ部７０ｂを、ベーン背室２５の上下開口部を塞ぐように径方向（圧縮機構９９の駆動軸５の軸方向に対して直交する方向）して延長させ、その延長部分に部分給油流路５５を形成してもよい。但し、中間仕切板４および第２支持部材７０のフランジ部７０ｂは磁性材料で構成されており、上述したように永久磁石５１の吸引磁力を低減してしまうことから、永久磁石５１の吸引磁力が十分に強力な場合に用いることが好ましい。

実施の形態２．（切替機構の他の構成例）
実施の形態１では、休筒運転と圧縮運転とを、第２ベーン２４の先端部２４ａに作用する吸入圧と第２ベーン２４の後端部２４ｂに作用する吐出圧との圧力差と、吸引磁力との大小関係によって切替える切替機構を説明した。すなわち、簡単に言えば、密閉容器３の内部圧力（吐出圧）が小さくなると吸引磁力の方が勝り、圧縮運転から休筒運転に自律的に切替わる切替機構であった。本実施の形態２では、密閉容器３の内部圧力（吐出圧）の変化に関係無く、いわば強制的に圧縮運転から休筒運転に切替える切替機構としたものである。本実施の形態２の切替機構で休筒運転と圧縮運転を切替える場合においても、休筒運転時の圧縮機効率の向上が図れる。

図９は、本発明の実施の形態２に係るロータリ圧縮機１００の構造を示す概略縦断面図である。以下、本実施の形態２が実施の形態１と異なる部分を中心に説明する。なお、本実施の形態２で特に記述しない構成については実施の形態１と同様とする。

本実施の形態２では、吸入マフラ６の流出管６ｄに圧力切替え弁１５０を備えている。また、本実施の形態２のロータリ圧縮機１００は、圧力切替え弁１５０と圧縮機吐出管２とを接続するバイパス管１６０をさらに有している。圧力切替え弁１５０は、シリンダ吸入流路２７の接続先を、流出管６ｄまたはバイパス管１６０に切替えるものである。本実施の形態２では、圧力切替え弁１５０の切替えにより、シリンダ吸入流路２７の接続先を切替えて第２シリンダ室２２の圧力を切替えることで、休筒運転と圧縮運転を切替えるものである。

［ロータリ圧縮機１００の動作＆潤滑油の流れ］
（圧縮運転）
圧縮運転では、圧力切替え弁１５０が図９の実線側に切替えられる。これにより、シリンダ吸入流路２７が流出管６ｄに連通し、第２シリンダ室２２には吸入マフラ６を流出した低圧の冷媒が流出管６ｄおよびシリンダ吸入流路２７を介して導かれ、第２ベーン２４の先端部２４ａに吸入圧が作用する。第２ベーン２４の後端部２４ｂとヨーク５２との接触部分には実施の形態１と同様に連通空間５６が形成されており、第２ベーン２４の後端部２４ｂには密閉容器３の内部空間７の圧力が作用する。このため、圧力切替え弁１５０が図９の実線側に切替えられた後、第１力である差圧（密閉容器３の内部空間７の圧力（吐出圧）と、第２シリンダ室２２内の圧力（吸入圧）との差圧）が第２力よりも大きくなると、自律的に休筒運転から圧縮運転に切替わり、圧縮運転する。

圧縮運転時、部分給油流路５５はベーン溝２９と連通しており、潤滑油がベーン溝２９と第２ベーン２４との間に流れ込み、給油が確保される。

（休筒運転）
休筒運転では、圧力切替え弁１５０が図９の点線側に切替えられる。これにより、シリンダ吸入流路２７がバイパス管１６０に連通し、圧縮機吐出管２から吐出された高圧の冷媒が、バイパス管１６０およびシリンダ吸入流路２７を介して第２シリンダ室２２に導かれる。よって、第２ベーン２４の先端部２４ａおよび後端部２４ｂともに高圧が作用して差圧が発生せず、第２ベーン２４は永久磁石５１に吸引保持され、休筒運転となる。

休筒運転時、上述したように弁機構５０により給油流路は閉じられるため、ベーン溝２９と第２ベーン２４との隙間に潤滑油は流れ込まない。これにより、休筒運転時に、潤滑油が前記第２シリンダ室２２内へ流入することを防止することができる。

以上のように、本実施の形態２のように構成されたロータリ圧縮機１００においては、実施の形態１と同様の効果を得ることができる。すなわち、圧縮運転と休筒運転とを切替えることができ、かつ、休筒運転中に前記第２シリンダ室２２に潤滑油貯蔵部３ａの潤滑油が流入することで生じる損失を低減でき、圧縮機効率の向上が図れる。

実施の形態３．（部分給油流路を径方向に配置）
実施の形態１では、部分給油流路５５が軸方向に延びていたが、本実施の形態３では、部分給油流路５５が軸方向に直交する方向（径方向）に延びるようにしたものである。この場合も実施の形態１と同様の効果が得られる。

図１０は、本発明の実施の形態３に係るロータリ圧縮機１００の弁機構５０Ａ周辺の概略断面図で、（ａ）は圧縮運転時の弁機構５０Ａ周辺の概略断面図、（ｂ）は休筒運転時の弁機構５０周辺の概略断面図である。図１１は、本発明の実施の形態３に係るロータリ圧縮機１００のヨーク５２の斜視図である。以下、本実施の形態３が実施の形態１と異なる部分を中心に説明する。なお、本実施の形態３で特に記述しない構成については実施の形態１と同様とする。

本実施の形態３のロータリ圧縮機１００は、軸方向に延びる部分給油流路５５に代えて、径方向に延びる部分給油流路５５Ａを備えている。部分給油流路５５Ａは、永久磁石５１、ヨーク５２およびこれらの外側に位置する第２シリンダ２１部分を径方向に貫通する貫通孔で形成されている。

そして、本実施の形態３の弁機構５０Ａは、第２ベーン２４の後端面２４ｄ（ヨーク５２との対向面）で部分給油流路５５Ａのベーン背室２５への開口部５５ａを開閉する。

［第２圧縮機構部２０における潤滑油の流れ］
（圧縮運転）
圧縮運転時、第２ベーン２４は図１０（ａ）に示すように、部分給油流路５５Ａのベーン背室２５への開口部５５ａを塞がない位置に位置している。このため、潤滑油貯蔵部３ａの潤滑油が図１０（ａ）の矢印に示すように部分給油流路５５Ａおよびベーン背室２５を介してベーン溝２９と第２ベーン２４との隙間に流れ込み、両者の間の摺動抵抗を低減させる。

（休筒運転）
休筒運転時、第２ベーン２４は図１０（ｂ）に示すように、ヨーク５２に吸引保持されており、部分給油流路５５Ａのベーン背室２５への開口部５５ａが第２ベーン２４の後端面２４ｄ（第２ベーン２４のヨーク５２との対向面）で塞がれ、密閉容器３の内部空間７とベーン背室２５との連通を遮断する。よって、潤滑油貯蔵部３ａの潤滑油がベーン溝２９と第２ベーン２４との隙間に潤滑油が流れ込まず、引いては潤滑油が第２シリンダ室２２内へ流入することを防止できる。

以上のように、本実施の形態３のように構成されたロータリ圧縮機１００においても、実施の形態１と同様の効果を得ることができる。すなわち、自律的に圧縮運転と休筒運転とを切替えることができ、かつ、休筒運転中に前記第２シリンダ室２２に潤滑油貯蔵部３ａの潤滑油が流入することで生じる損失を低減でき、圧縮機効率の向上が図れる。

密閉容器３の内部空間７とベーン背室２５とを連通する部分給油流路は、上記実施の形態１および実施の形態２のように、軸方向に延びて形成されていてもよいし、本実施の形態３のように径方向に延びて形成されていてもよい。径方向に延びる部分給油流路５５Ａの具体的な構成としては、図１０に示したように、磁性体（永久磁石５１およびヨーク５２）と第２シリンダ２１の一部に部分給油流路５５Ａを形成し、いわば、磁性体（永久磁石５１およびヨーク５２）と第２シリンダ２１とが給油流路形成部材を兼ねる構成とすることで、実現できる。

［変形例］
実施の形態３では部分給油流路５５Ａを１個としたが、これに限られたものではなく、以下の変形例に示すように複数としてもよい。

図１２は、本発明の実施の形態３に係るロータリ圧縮機１００の弁機構５０Ａ周辺の概略断面図である。
図１２には、径方向に延びる部分給油流路５５を複数設けた構成を示している。このように部分給油流路５５Ａを複数個設けることで、部分給油流路５５Ａの個数が少ない場合に比べてベーン背室２５の圧力上昇速度が速まり、休筒運転から圧縮運転に切替わる際の応答性が良くなる。なお、部分給油流路５５を複数個設けた場合においても、切欠き５２ａの位置はヨーク５２であってもよいし、第２ベーン２４の後端部２４ｂであってもよい。切欠きの位置がどこであっても、部分給油流路５５を複数個設けたことによる効果を得ることができる。

実施の形態４．（給油流路を塞ぐ位置をベーン左右側面）
実施の形態１〜実施の形態３では、第２ベーン２４の上下両端面（軸方向の両端面）２４ｅ（図３参照）で給油流路を塞いでいた。これに対し、本実施の形態４では、第２ベーン２４の左右側面（径方向の両端面）２４ｄで給油流路を塞ぐようにしており、この点が実施の形態１〜実施の形態３と異なる。また、実施の形態１〜実施の形態３では、部分給油流路５５の幅ａが第２ベーン２４の幅ｂよりも小さいため、休筒運転時に部分給油流路５５からベーン溝２９を通って第２シリンダ室２２に潤滑油が流入することを防止できるが、一方で、部分給油流路５５の幅ａに制約があった。本実施の形態４は、部分給油流路５５の幅ａの制約を解除して部分給油流路５５の幅ａを大きくでき、圧縮運転時の給油量を確保し、信頼性を向上できるものである。

図１３は、本発明の実施の形態４に係るロータリ圧縮機１００の休筒運転時の弁機構５０Ｂ周辺の上面図である。図１４は、本発明の実施の形態４に係るロータリ圧縮機１００の第２圧縮機構部２０において上部給油流路形成部材５３ａを取り外した状態の弁機構５０Ｂ周辺の上面図で、（ａ）は圧縮運転時、（ｂ）は休筒運転時を示している。以下、本実施の形態４が実施の形態１と異なる部分を中心に説明する。なお、本実施の形態４で特に記述しない構成については実施の形態１と同様とする。

本実施の形態４のロータリ圧縮機１００は、実施の形態１の部分給油流路５５に代えて、部分給油流路５５Ｂを備えている。部分給油流路５５Ｂは、図１３に示すように幅ａがベーン幅ｂよりも長く形成されており、部分給油流路５５Ｂとベーン背室２５とが圧縮運転時だけでなく休筒運転時にも連通する構成となっている。また、本実施の形態４は、前記ベーン背室２５に中部保持部材５４をさらに配している点が実施の形態１〜実施の形態３と異なる。

中部保持部材５４はベーン背室２５の内側形状に略沿う外型形状を成し、径方向に貫通する貫通孔を有している。貫通孔は、径方向の内側から順に３つの異なる径方向断面積を有する第１孔５４ａ、第２孔５４ｂおよび第３孔５４ｃから構成される。第１孔５４ａは、圧縮運転時に第２ベーン２４の後端部２４ｂが摺動するベーン後端摺動室５４ａを形成しており、ベーン後端摺動室５４ａは給油を十分に行うことが可能な大きさに形成されている。

また、第２孔５４ｂは、いわば、ベーン背室２５とベーン溝２９との連通部分を一部塞ぎ、潤滑油貯蔵部３ａから第２ベーン２４とベーン溝２９との隙間に至る給油流路を開閉する弁孔となる部分であり、第２ベーン２４の外形形状よりも僅かに大きい内形形状に形成されている。

そして、圧縮運転時に図１４（ａ）に示すように第２ベーン２４の後端部２４ｂが第２孔５４ｂから離れて給油流路を開き、休筒運転時に図１４（ｂ）に示すように第２ベーン２４の後端部２４ｂが第２孔５４ｂに挿入されて給油流路を遮断するようになっている。このように、実施の形態２では、弁孔となる第２孔５４ｂに第２ベーン２４が挿入離脱することより給油流路を開閉する弁機構５０Ｂが構成されている。なお、第２ベーン２４と第２孔５４ｂとの隙間は、流路抵抗を上げて休筒運転時に第２シリンダ室２２への潤滑油の流入を防止する観点から、第２ベーン２４とベーン溝２９との隙間と同等か、それよりも小さい方が好ましい。

第３孔５４ｃはベーン背室２５に中部保持部材５４が挿入されることによって新たに形成されたベーン背室２５Ａを構成しており、このベーン背室２５Ａに永久磁石５１およびヨーク５２が配置されている。ベーン背室２５Ａは図１３に示すように部分給油流路５５に連通している。

［第２圧縮機構部２０における潤滑油の流れ］
（圧縮運転）
圧縮運転時、第２ベーン２４の後端部２４ｂはベーン後端摺動室５４ａ内を往復運動し、この状態においてベーン背室２５Ａとベーン後端摺動室５４ａとは第２孔５４ｂを介して連通しており、図１４（ａ）の矢印に示すようにベーン背室２５から第２孔５４ｂを介してベーン後端摺動室５４ａ内に十分に給油される。

（休筒運転）
休筒運転時、第２ベーン２４の後端部２４ｂは、図１４（ｂ）に示すように第２孔５４ｂに挿入され、ベーン背室２５とベーン後端摺動室５４ａとが遮断され、給油流路が遮断される。よって、潤滑油貯蔵部３ａから部分給油流路５５Ｂ、ベーン背室２５Ａ、第２孔５４ｂ、ベーン後端摺動室５４ａを介して第２シリンダ室２２内に潤滑油が流入することを抑制できる。

［第２ベーン２４の後端部２４ｂの形状］
図１５は、本発明の実施の形態４に係るロータリ圧縮機１００の第２ベーン２４を後端部２４ｂ側から見た斜視図である。
第２ベーン２４の後端部２４ｂには、面取り加工または曲率加工が施されている。このように加工を施すことで、加工を施さない場合に比べて第２孔５４ｂから第１孔５４ａに続く隙間が大きくなる。よって、圧縮運転中にベーン背室２５から、第２ベーン２４とベーン溝２９との隙間に潤滑油が流入しやすくなっている。

また、第２ベーン２４の後端部２４ｂに面取り加工または曲率加工が施されていることで、休筒運転時に第２ベーン２４の後端部２４ｂがヨーク５２に接触した状態においても、第２ベーン２４の後端部２４ｂに密閉容器３の内部空間７の圧力が作用する。すなわち、面取り加工または曲率加工部分が上記実施の形態１〜実施の形態３の切欠き２４ｃの役割を果たすことになる。なお、第２ベーン２４の後端部２４ｂに面取り加工または曲率加工を施しつつ、例えば図８に示した切欠き２４ｃを設けてもよい。

以上のように、本実施の形態４のように構成されたロータリ圧縮機１００においても、実施の形態１と同様の効果を得ることができる。すなわち、自律的に圧縮運転と休筒運転とを切替えることができ、かつ、休筒運転中に前記シリンダ室に潤滑油貯蔵部３ａの潤滑油が漏れることで生じる損失を低減でき、圧縮機効率の向上が図れる。

また、本実施の形態４では、ベーン背室２５とベーン溝２９との連通部分を一部塞いで形成された弁孔に第２ベーン２４が挿入離脱することにより給油流路を開閉する弁機構５０Ｂを備えたので、部分給油流路５５の幅ａに制約はなく、自由に設定できる。よって、本実施の形態４は、部分給油流路５５の幅ａの制約を解除して部分給油流路５５の幅ａを大きくでき、圧縮運転時の給油量を確保し、信頼性を向上できる。

［変形例］
（中部保持部材５４）
実施の形態４では、中部保持部材５４の第１孔５４ａおよび第２孔５４ｂが大小２段階の径方向断面積を有する構成を説明したが、この構成に限られたものではなく、以下のようにしてもよい。

図１６は、本発明の実施の形態４に係るロータリ圧縮機１００の中部保持部材５４の変形例を示す図で、（ａ）は圧縮運転時、（ｂ）は休筒運転時を示している。
この例では、中空保持部材の第１孔５４ａの径方向断面積を径方向外側に行くに連れて無段階に狭まるようにしている。このように構成した場合も、図１６（ａ）の矢印に示すようにベーン背室２５Ａから第２孔５４ｂを介してベーン後端摺動室５４ａ内に十分に給油される。

（第２ベーン２４の後端部２４ｂの形状）
実施の形態４では、第２ベーン２４の後端部２４ｂに面取り加工や曲率加工を施すとしたが、これ以外に、以下のようにしてもよい。以下の形状としても同様の効果が得られる。

図１７は、本発明の実施の形態４に係るロータリ圧縮機１００の第２ベーン２４の変形例を示す図である。
図１７（ａ）には、第２ベーン２４の上下両端面２４ｅと後端面２４ｄとで構成された２箇所の角部のそれぞれに面取り加工を施した例を示している。図１７（ｂ）には、第２ベーン２４の後端部２４ｂを凸型に形成した例を示している。図１７（ｃ）には、第２ベーン２４の後端部２４ｂを凹型に形成した例を示している。

なお、上記各実施の形態１〜実施の形態４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および変形例を適宜組み合わせてロータリ圧縮機１００を構成してもよい。例えば、実施の形態１で説明した切欠きに関する変形例と、実施の形態３で説明した部分給油流路５５の個数に関する変形例とを組み合わせてもよい。すなわち、図１２に示した実施の形態３の変形例（給油流路が複数）の構成において、第２ベーン２４の後端部２４ｂに切欠き２４ｃを設けてもよい。

実施の形態５．（冷凍サイクル装置）
実施の形態１〜実施の形態４で示したロータリ圧縮機１００は、例えば以下に示すような蒸気圧縮式冷凍サイクル装置に用いられる。

図１８は、本発明の実施の形態５に係る蒸気圧縮式冷凍サイクル装置５００を示す構成図である。
本実施の形態５に係る蒸気圧縮式冷凍サイクル装置５００は、実施の形態１〜実施の形態４のいずれかで示したロータリ圧縮機１００と、ロータリ圧縮機１００で圧縮された冷媒から放熱させる放熱器３００と、該放熱器３００から流出した冷媒を膨張させる膨張機構２００と、該膨張機構２００から流出した冷媒に吸熱させる蒸発器４００と、を備えている。

本実施の形態５に係る蒸気圧縮式冷凍サイクル装置５００のように、実施の形態１〜実施の形態４のいずれかで示したロータリ圧縮機１００を備えることにより実負荷運転での省エネ性能を改善することができる。

２ 圧縮機吐出管、３ 密閉容器、３ａ 潤滑油貯蔵部、４ 中間仕切板、５ 駆動軸、５ａ 長軸部、５ｂ 短軸部、５ｃ 偏心ピン軸部、５ｄ 偏心ピン軸部、５ｅ 中間軸部、６ 吸入マフラ、６ａ 流入管、６ｂ 容器、６ｃ 流出管、６ｄ 流出管、７ 内部空間、８ 電動機、８ａ 回転子、８ｂ 固定子、１０ 第１圧縮機構部、１１ 第１シリンダ、１２ 第１シリンダ室、１２ａ 吸入室、１２ｂ 圧縮室、１３ 第１ピストン、１４ 第１ベーン、１４ａ 先端部、１４ｂ 後端部、１５ ベーン背室、１７ シリンダ吸入流路、１８ 吐出口、１８ａ 開閉弁、１９ ベーン溝、２０ 第２圧縮機構部、２１ 第２シリンダ、２２ 第２シリンダ室、２３ 第２ピストン、２４ 第２ベーン、２４ａ 先端部、２４ｂ 後端部、２４ｃ 切欠き、２４ｄ 後端面、２４ｅ 上下両端面、２５ ベーン背室、２５Ａ ベーン背室、２７ シリンダ吸入流路、２８ 吐出口、２８ａ 開閉弁、２９ ベーン溝、４０ 圧縮バネ、５０ 弁機構、５０Ａ 弁機構、５０Ｂ 弁機構、５１ 永久磁石、５２ ヨーク、５２ａ 切欠き、５３ａ 上部給油流路形成部材、５３ｂ 下部流路形成部材、５４ 中部保持部材、５４ａ 第１孔（ベーン後端摺動室）、５４ｂ 第２孔、５４ｃ 第３孔、５５ 部分給油流路、５５Ａ 部分給油流路、５５Ｂ 部分給油流路、５５ａ 開口部、５６ 連通空間、６０ 第１支持部材、６０ａ 軸受部、６０ｂ フランジ部、６３ 吐出マフラ、７０ 第２支持部材、７０ａ 軸受部、７０ｂ フランジ部、７３ 吐出マフラ、９９ 圧縮機構、１００ ロータリ圧縮機、１５０ 圧力切替え弁、１６０ バイパス管、２００ 膨張機構、３００
放熱器、４００ 蒸発器、５００ 蒸気圧縮式冷凍サイクル装置。

Claims (10)

1. 潤滑油を貯留した密閉容器と、
   前記密閉容器内に収容され、冷媒を圧縮して前記密閉容器の内部空間に吐出する複数の圧縮機構部とを備え、
   前記圧縮機構部は、
   シリンダ室を備えたシリンダと、
   前記シリンダ室内を偏心して回転するピストンと、
   先端が前記ピストンに接触して前記シリンダ室を複数の空間に仕切るベーンと、
   前記シリンダに形成され、前記ベーンを往復動自在に収容するベーン溝と、
   前記ベーン溝よりも前記シリンダ室と反対側に前記ベーン溝と連通して前記シリンダに形成され、前記ベーンの後端部を収容するベーン背室とを備え、
   いずれかの前記圧縮機構部が、前記ピストンの回転時に前記ベーンの先端が前記ピストンに接触した状態で冷媒を圧縮する圧縮運転と、前記ベーンの先端が前記ピストンから離れ、冷媒の圧縮が行われない非圧縮運転とを切替える切替機構を備えたロータリ圧縮機であって、
   前記密閉容器内の前記潤滑油を前記ベーン背室を介して前記ベーンと前記ベーン溝との隙間に導く給油流路を前記圧縮運転時に開放し、前記非圧縮運転時に遮断する弁機構を有し、
   前記非圧縮運転時は、前記ベーンの前記後端部が、前記ベーン背室に設けられた磁性体の磁力により前記ベーン背室側に引き付けられて前記ベーンの前記後端部と前記磁性体とが接触するようになっており、前記ベーンの前記後端部と前記磁性体との互いの接触部分の一方または両方には、前記密閉容器の前記内部空間に常時連通する切欠きが形成されているロータリ圧縮機。
2. 前記ベーン背室と前記密閉容器の前記内部空間とを連通し、前記給油流路の一部を構成する部分給油流路を形成する給油流路形成部材を備え、
   前記弁機構は、前記ベーンの往復運動により、前記部分給油流路から前記ベーン溝に至る流路を開閉する請求項１記載のロータリ圧縮機。
3. 前記ベーン背室は、前記シリンダを前記圧縮機構部の駆動軸の軸方向に貫通して形成されており、前記給油流路形成部材は、前記ベーン背室を前記軸方向の両側から挟むように一対設けられ、前記部分給油流路が前記軸方向に延びて形成されており、
   前記弁機構は、前記ベーンの前記軸方向の両端面で前記部分給油流路の前記ベーン背室への開口部を開閉する請求項２記載のロータリ圧縮機。
4. 前記部分給油流路の幅ａと前記ベーンの幅ｂに、ｂ＞ａの関係がある請求項３記載のロータリ圧縮機。
5. 前記部分給油流路の幅ａは、前記ベーンの幅ｂよりも長く形成されて前記部分給油流路と前記ベーン背室とが常時連通する構成となっており、
   前記弁機構は、前記ベーン背室と前記ベーン溝との連通部分を一部塞いで形成された弁孔に前記ベーンが挿入離脱することにより前記給油流路を開閉する請求項２記載のロータリ圧縮機。
6. 前記給油流路形成部材は、非磁性材料で構成されている請求項２〜請求項５のいずれか一項に記載のロータリ圧縮機。
7. 前記磁性体と前記シリンダの一部とが前記給油流路形成部材を兼ねており、前記圧縮機構部の駆動軸の軸方向に対して直交する方向に延びるようにして前記部分給油流路が前記給油流路形成部材に形成されており、
   前記弁機構は、前記ベーンの前記磁性体との対向面で前記部分給油流路の前記ベーン背室への開口部を開閉する請求項２記載のロータリ圧縮機。
8. 前記部分給油流路が複数設けられている請求項７記載のロータリ圧縮機。
9. 前記切替機構は、前記圧縮機構部の前記シリンダ室に吸込圧または吐出圧力を導く圧力切替え弁を備えている請求項１〜請求項８のいずれか一項に記載のロータリ圧縮機。
10. 請求項１〜請求項９のいずれか一項に記載のロータリ圧縮機と、前記ロータリ圧縮機で圧縮された前記冷媒を放熱させる放熱器と、該放熱器から流出した前記冷媒を膨張させる膨張機構と、該膨張機構から流出した前記冷媒を蒸発させる蒸発器と、を備えた蒸気圧縮式冷凍サイクル装置。

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