JP6685100B2 - ロータリ圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、ロータリ圧縮機に関する。

従来、ロータリ圧縮機としては、中仕切板を介して一対のシリンダを配置した、いわゆる２シリンダロータリ圧縮機が知られている（例えば、特許文献１参照）。特許文献１のロータリ圧縮機においてはシャフトのクランク部の外周面に、潤滑油を軸受に導く油溝が設けられている。また、このロータリ圧縮機のシャフトには、中仕切板の中仕切室への潤滑油の流れを抑制する抵抗部を備えている。この抵抗部は、中仕切室への潤滑油の流れを抑制することによって前記油溝に効率よく潤滑油が流れるようにする。

特開平７−８３１８５号公報

ところで、従来のロータリ圧縮機（例えば、特許文献１参照）においては、潤滑油は、作動流体（冷媒）の吐出圧になっている密閉容器内の貯油部から給油ポンプ（トロコイドポンプ）によって強制的に油溝に送られる。また、ロータリ圧縮機の運転条件に応じて給油ポンプによる潤滑油の供給量が増加すると、中仕切室内の圧力が吐出圧を超えることもある。また、従来のロータリ圧縮機（例えば、特許文献１参照）のように、潤滑油の流路に抵抗部を有するものでは、流路抵抗が大きいほど給油ポンプによる昇圧量も増大する。これによって中仕切室内の圧力はさらに上昇する。このように中仕切室内の圧力が吐出圧を超えると、中仕切室内の潤滑油は、シリンダ内のピストンと中仕切板との間の隙間からシリンダ内の吸込室と圧縮室とに容易に流れ込む。

しかしながら、吐出圧の貯油部に貯留されている潤滑油は高温であるため、中仕切室を介して吸込室に流れ込む潤滑油は、作動流体を加熱してロータリ圧縮機の体積効率を低下させる。吸込室に流れ込んだ高温の潤滑油は、作動流体を発泡させることによっても体積効率を低下させる。また、高温の潤滑油が圧縮室に流れ込むと作動流体の圧力が上昇して圧縮効率を低下させる。

そこで、本発明の課題は、潤滑油を効率よく行き渡らせることができるとともに、体積効率及び圧縮効率に優れるロータリ圧縮機を提供することにある。

前記課題を解決した本発明のロータリ圧縮機は、冷媒を圧縮する圧縮機構部と、前記圧縮機構部を、シャフトを介して駆動する電動機部と、前記圧縮機構部及び前記電動機部を収納する密閉容器と、前記密閉容器の底部に形成される貯油部と、前記貯油部の潤滑油を前記圧縮機構部に供給する潤滑油供給路と、を備え、前記圧縮機構部は、第１シリンダと、前記第１シリンダに中仕切板を介して配置される第２シリンダと、前記第１シリンダ内に配置される第１ピストンと、前記第２シリンダ内に配置される第２ピストンと、前記第１ピストンを前記第１シリンダ内で旋回駆動する前記シャフトの第１偏心軸部と、前記第２ピストンを前記第２シリンダ内で旋回駆動する前記シャフトの第２偏心軸部と、を有し、前記潤滑油供給路は、前記貯油部に一端が浸漬される前記シャフトの中空部と、前記中空部に連通する前記シャフトの穴部から、前記第１偏心軸部と前記第１ピストンとの隙間及び前記第２偏心軸部と前記第２ピストンとの隙間を介して前記中仕切板に形成される中仕切室に至る中仕切給油路と、前記中仕切室から第１シリンダ内及び第２シリンダ内のそれぞれに至る、前記中仕切板と前記第１ピストンとの隙間及び前記中仕切板と前記第２ピストンとの隙間で構成される中仕切油流出路と、を有し、前記中仕切給油路は、前記第１偏心軸部と前記第１ピストンとの隙間及び前記第２偏心軸部と前記第２ピストンとの隙間に至る前の第１中仕切給油路と、前記第１偏心軸部と前記第１ピストンとの隙間及び前記第２偏心軸部と前記第２ピストンとの隙間で構成される第２中仕切給油路と、からなり、前記第２中仕切給油路の潤滑油の流路抵抗が前記第１中仕切給油路の流路抵抗よりも大きく設定されるとともに、前記中仕切油流出路の潤滑油の流路抵抗が前記第１中仕切給油路の流路抵抗よりも大きく設定されており、前記中仕切油流出路は、前記中仕切室と、少なくとも前記第１シリンダ内及び前記第２シリンダ内のいずれか一方とを連通させるように、前記中仕切板に形成された貫通孔で形成されるバイパス油路を含み、前記中仕切板は、内側に前記中仕切室が形成される環状部材で形成され、前記中仕切油流出路は、前記中仕切室側で前記中仕切板の厚さ方向に沿って形成される穴と、前記中仕切板の厚さ方向の中央部で、前記中仕切室側から前記穴に延びて当該穴と連通する横穴と、を有するバイパス油路を含み、前記バイパス油路の前記横穴には、前記中仕切室と前記第１シリンダ内又は前記第２シリンダ内との間の所定の差圧で前記バイパス油路を開く弁体が配置されていることを特徴とする。

本発明によれば、潤滑油を効率よく行き渡らせることができるとともに、体積効率及び圧縮効率に優れるロータリ圧縮機を提供することができる。

本発明の第１実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図である。 図１に示される圧縮機構部の部分拡大図である。 図２のIIIA−IIIA断面図である。 図２のIIIB−IIIB断面図である 図２のIV−IV断面に対応する本発明の第２実施形態に係るロータリ圧縮機の断面図である。 図４のＶ−Ｖ断面図である。 本発明の第２実施形態に係るロータリ圧縮機の動作説明図である。 本発明の第２実施形態に係るロータリ圧縮機の動作説明図である。 本発明の第２実施形態に係るロータリ圧縮機の動作説明図である。 本発明の第３実施形態に係るロータリ圧縮機における中仕切板近傍の部分拡大図である。 本発明の第４実施形態に係るロータリ圧縮機における中仕切板近傍の部分拡大図である。 本発明の第５実施形態に係るロータリ圧縮機における中仕切板近傍の部分拡大図である。 本発明の第６実施形態に係るロータリ圧縮機の動作説明図である。 本発明の第６実施形態に係るロータリ圧縮機の動作説明図である。 本発明の第６実施形態に係るロータリ圧縮機の動作説明図である。 本発明の第７実施形態に係るロータリ圧縮機の部分拡大図である。 図１１のXII−XII断面図である。 本発明の第８実施形態に係るロータリ圧縮機における上側のブレード機構付近の部分拡大横断面図である。 本発明の第８実施形態に係るロータリ圧縮機における下側のブレード機構付近の部分拡大横断面図である。

次に、本発明を実施するための形態（第１実施形態から第８実施形態）について図面を適宜参照しながら説明する。

（第１実施形態）
本実施形態のロータリ圧縮機は、後記するように圧縮機構部における定常運転時の中仕切室の圧力が作動流体（冷媒）の吐出圧と吸込圧の間の範囲内（後記の中間圧）に設定されるように構成されている。以下では、ロータリ圧縮機の全体構成について説明した後に圧縮機構部について詳細に説明する。なお、以下の説明において、上下の方向は、通常使用時におけるロータリ圧縮機の鉛直方向に一致させた図１に示す矢印の上下方向を基準とする。

≪ロータリ圧縮機≫
図１は、本実施形態のロータリ圧縮機１００Ａの縦断面図である。なお、図１中のシャフト８は、作図の便宜上、断面ではなく外周面を側面視で描いている。
ロータリ圧縮機１００Ａは、ピストンブレード分離型の圧縮機であって、シャフト８が鉛直方向に向く縦型の圧縮機である。このロータリ圧縮機１００Ａは、冷凍空調装置（例えば、空気調和機、冷蔵庫、冷凍庫、冷蔵・冷凍ショーケースなど）やヒートポンプ式給湯装置などの冷凍サイクルの構成機器として用いられる。

図１に示すように、ロータリ圧縮機１００Ａは、密閉容器１と、圧縮機構部２と、モータ７とを主要構成要素として備えている。なお、圧縮機構部２については後に詳しく説明する。

密閉容器１は、円筒状の筒部１ａと筒部１ａの上下に溶着された上蓋部１ｂ及び下蓋部１ｃとを有し、内部を密閉空間としている。
密閉容器１は、圧縮機構部２とモータ７とを収納している。上蓋部１ｂには、モータ７に電気的に接続されるハーメチック端子１５と、密閉容器１の内外に連通する吐出パイプ１０が設けられている。密閉容器１の底部にはエーテル系化合物、エステル系化合物などの潤滑油（以下、単に油ということがある）を貯留する貯油部９が形成されている。
また、図１には図示しないが、密閉容器１には、後記の圧縮機構部２に作動流体を供給する吸込パイプが設けられている。

モータ７は、ロータ７ａと、ステータ７ｂと、シャフト８と、バランスウェイト（図示省略）とを主要構成要素として備えている。
ロータ７ａは、鉄芯（図示省略）と、鉄芯に内蔵された永久磁石（図示省略）とを主要構成要素として備えている。ロータ７ａは、ステータ７ｂからの回転磁界を回転運動に変換し、シャフト８を中心に回転する。ロータ７ａは、ステータ７ｂの中央穴内に所定のエアギャップを開けて回転可能に配置されている。

ステータ７ｂは、電流を流して回転磁界を発生させる複数の導体を有するコイル（図示省略）と、回転磁界を効率よく伝達するための鉄芯（図示省略）とを主要構成要素として備えている。ステータ７ｂのコイルは、前記のハーメチック端子１５を介して外部電源と電気的に接続されている。

シャフト８は、モータ７の軸中心に配置される中心軸部８ｃと、モータ７の軸中心に対して偏心した偏心軸部８ａ，８ｂと、を有している。偏心軸部８ａ，８ｂは、クランク部を構成する。なお、以下の説明において、「シャフト８の軸中心」は、中心軸部８ｃの軸中心（後記の軸中心Ｘ）を意味し、偏心軸部８ａ，８ｂの軸中心（後記の軸中心Ｘａ，Ｘｂ）を意味しない。

中心軸部８ｃは、ロータ７ａの中央穴に嵌合されてロータ７ａと一体化されている。中心軸部８ｃの一側（図示例では下端）は、ロータ７ａより突出して密閉容器１の底部に配置されている。また、偏心軸部８ａ，８ｂは、後記する圧縮機構部２のピストン４ａ，４ｂに対応するように配置されている。偏心軸部８ａと偏心軸部との間に配置される中心軸部８ｃは、後記する中仕切板５のシャフト挿通孔５１（図２参照）内に配置される。
なお、偏心軸部８ａ，８ｂについては、圧縮機構部２の説明とともに後にさらに詳しく説明する。

中心軸部８ｃの下端は、貯油部９で潤滑油に浸漬されている。圧縮機構部２の内側に配置されるシャフト８には、軸方向に給油縦穴８１が形成されている。また、シャフト８の外周面には、給油縦穴８１に連通する給油横穴８２ａ，８２ｂが形成されている。給油横穴８２ｂは、軸中心を挟んで給油横穴８２ａとは反対側（図１の紙面裏側）に形成され、図１では隠れ線（破線）で示している。図１中、符号８４ａ及び符号８４ｂは、シャフト８の外周面に形成された螺旋溝である。

≪圧縮機構部≫
次に、圧縮機構部２について説明する。
圧縮機構部２には、前記のように給油縦穴８１及び給油横穴８２ａ，８２ｂを介して潤滑油が供給される。潤滑油は、圧縮機構部２の所定の構成部材同士の隙間を潤滑し、シールする。潤滑油の供給経路（潤滑油供給路）については後に詳しく説明する。

図２は、図１に示される圧縮機構部２の部分拡大図である。
圧縮機構部２は、図２に示すように、シリンダ３ａ（第１シリンダ）、シリンダ３ｂ（第２シリンダ）と、ピストン４ａ（第１ピストン）、ピストン４ｂ（第２ピストン）と、中仕切板５と、軸受プレート６ａ，６ｂと、を備えている。

シリンダ３ａとシリンダ３ｂとは、中仕切板５を介して軸方向に並べられて配置されている。シリンダ３ａは中仕切板５の上方に配置され、シリンダ３ｂは中仕切板５の下方に配置されている。シリンダ３ａ，３ｂのそれぞれの内側には、シリンダ３ａとシリンダ３ｂとが配置されている。
シリンダ３ａ，３ｂは、軸受プレート６ａと、軸受プレート６ｂとによって挟持され、軸受プレート６ａの外縁部を介して密閉容器１の内周面に固定されている。

図３Ａは、図２のIIIA−IIIA断面図、図３Ｂは、図２のIIIB−IIIB断面図である。
図３Ａに示すように、シリンダ３ａは、ピストン４ａが旋回する円柱状空間を有する円筒部３１ａと、この円筒部３１ａから径方向外側に突出して吸込パイプ１１ａと分離ブレード機構２０ａとが配置される突出部３２ａとを有している。

また、図３Ｂに示すように、シリンダ３ｂは、ピストン４ｂが旋回する円柱状空間を有する円筒部３１ｂと、この円筒部３１ｂから径方向外側に突出して吸込パイプ１１ｂと分離ブレード機構２０ｂとが配置される突出部３２ｂとを有している。図３Ａ中、符号８ａは、シャフト８の偏心軸部（第１偏心軸部）であり、図３Ｂ中、符号８ｂは、シャフト８の偏心軸部（第２偏心軸部）である。

偏心軸部８ａ，８ｂは、円柱形状を呈している。図３Ａ及び図３Ｂに示すように、偏心軸部８ａ，８ｂのそれぞれの軸中心Ｘａ，Ｘｂは、中心軸部８ｃ（図２参照）の軸中心Ｘから中心軸部８ｃの半径方向外側にシフトしている。
本実施形態での偏心軸部８ａと、偏心軸部８ｂとは、中心軸部８ｃの軸中心Ｘに偏心軸部８ａ，８ｂ同士の偏心方向が１８０度ずれる位置に配置されている。つまり、軸中心Ｘａと軸中心Ｘｂとは、軸中心Ｘを挟んで互いに反対側に位置している。

なお、図３Ａ及び図３Ｂ中、符号１８ａ，１８ｂで示す平面カット部は、偏心軸部８ａ，８ｂの上下方向に外周面の一部を平坦面とした部分である。この平面カット部１８ａ，１８ｂは、次に説明するピストン４ａ，４ｂとの間に円弧状の空間を形成する。平面カット部１８ａ，１８ｂは、ピストン４ａ，４ｂと偏心軸部８ａ，８ｂとの隙間に対する給油量を調整する。本実施形態での平面カット部１８ａ，１８ｂは、後記する第２中仕切給油路４２ａ，４２ｂ（図２参照）に含まれるが、本発明においては、平面カット部１８ａ，１８ｂを省略することもできる。

ピストン４ａ，４ｂは、円筒体である。図３Ａ及び図３Ｂに示すように、ピストン４ａ，４ｂの内周側には、前記の偏心軸部８ａ，８ｂがそれぞれ嵌め込まれている。ピストン４ａ，４ｂの外径は、シリンダ３ａ，３ｂの内周面の半径から偏心軸部８ａ，８ｂの偏心距離を差し引いた長さに設定されている。これにより中心軸部８ｃ（図２参照）の軸中心Ｘ周りに偏心軸部８ａ，８ｂのそれぞれが回転する際に、シリンダ３ａ，３ｂの内周面とピストン４ａ，４ｂの外周面とが微視的に最も近接する。シリンダ３ａ，３ｂの内周面とピストン４ａ，４ｂの外周面とが最も近接するこの点を以下に近接点Ｐ（例えば、図６Ａから図６Ｃ参照）ということがある。

なお、中心軸部８ｃ（図２参照）の軸中心Ｘ周りに偏心軸部８ａ，８ｂのそれぞれが回転する際に、ピストン４ａ，４ｂの内周面と偏心軸部８ａ，８ｂの外周面とは摺接する。シリンダ３ａ，３ｂ内には、シリンダ３ａ，３ｂの内周面と、ピストン４ａ，４ｂの外周面との間に、後記する作動流体の吸込室３４ａ，３４ｂと圧縮室３３ａ，３３ｂとが形成される。

分離ブレード機構２０ａ，２０ｂは、図３Ａ及び図３Ｂに示すように、ベーン２１ａ，２１ｂと、ベーンばね２２ａ，２２ｂとを有している。
ベーン２１ａ，２１ｂは、突出部３２ａ，３２ｂに形成されるベーン溝２３ａ，２３ｂとベーン横穴２４ａ，２４ｂとに跨って配置されている。

ベーン２１ａ，２１ｂは、ベーン横穴２４ａ，２４ｂに配置されたベーンばね２２ａ，２２ｂによって、シリンダ３ａ，３ｂ内に突出するように付勢されている。これによりベーン２１ａ，２１ｂは、シリンダ３ａ，３ｂ内で旋回するピストン４ａ，４ｂの外周面に当接する。つまり、シリンダ３ａ，３ｂの内周面とピストン４ａ，４ｂとによって区画される平面視で三日月状の空間は、ベーン２１ａ，２１ｂによって吸込室３４ａ，３４ｂと圧縮室３３ａ，３３ｂとに区画される。そして、吸込パイプ１１ａ，１１ｂは、ベーン２１ａ，２１ｂ近傍で吸込室３４ａ，３４ｂに臨み、後記の吐出部１３ａ，１３ｂ（図２参照）にそれぞれ連通する吐出口３５ａ，３５ｂは、ベーン２１ａ，２１ｂ近傍で圧縮室３３ａ，３３ｂに臨む。
なお、図３Ａ及び図３Ｂ中、符号１６は、軸受プレート６ａ，６ｂ（図２参照）の間にシリンダ３ａ，３ｂを挟持するためのボルトであり、符号１７は、後記する上下のカバー部材１２ａ，１２ｂ（図２参照）の内側空間同士を連通させる連通孔である。

次に、中仕切板５について説明する。
本実施形態での中仕切板５は、シリンダ３ａ，３ｂの円筒部３１ａ，３１ｂの外径よりもわずかに小さい外径を有する円盤状部材である。

図２に示すように、中仕切板５の中央には、シャフト挿通孔５１が形成されている。
このシャフト挿通孔５１の内径は、シャフト８の偏心軸部８ａ，８ｂの外径以上となっている。また、シャフト挿通孔５１内には、前記したようにシャフト８の中心軸部８ｃが配置される。

また、中仕切板５内には、中仕切室５２が形成されている。中仕切室５２は、シャフト挿通孔５１の内周面と中心軸部８ｃの外周面との間の円環状のスペースで形成されている。具体的には、中仕切室５２は、このスペースの上下が偏心軸部８ａ及びピストン４ａ、並びに偏心軸部８ｂ及びピストン４ｂによって覆われて構成される。

軸受プレート６ａは、シリンダ３ａの上方に配置されている。軸受プレート６ａは、軸受部６１ａと、端板部６２ａとを有している。軸受部６１ａは、シャフト８の偏心軸部８ａから上方に延びる中心軸部８ｃを回転可能に支持している。この中心軸部８ｃの偏心軸部８ａに対する付根には、軸受部６１ａと接している中心軸部８ｃ部分よりも縮径した首部８６ａを有している。この首部８６ａの周囲を包囲する軸受部６１ａの内周面と首部８６ａの外周面との間には、環状の空間８８ａが形成されている。

また、首部８６ａは、偏心軸部８ａの台座部８７ａと接合されている。台座部８７ａの外周面と、ピストン４ａの内周面との間にはクリアランス８９ａが設けられている。また、偏心軸部８ａの偏心方向の外側上面と端板部６２ａの下面との間であって、台座部８７ａの外周面とピストン４ａの内周面との間には、偏心室８５ａが形成されている。
この偏心室８５ａは、給油横穴８２ａ、この給油横穴８２ａの周囲を座刳って形成されるスラスト溝８３ａ、及びクリアランス８９ａを介してシャフト８の給油縦穴８１と連通している。

軸受プレート６ｂは、シリンダ３ｂの下方に配置されている。軸受プレート６ｂは、軸受部６１ｂと、端板部６２ｂとを有している。軸受部６１ｂは、シャフト８の偏心軸部８ｂから下方に延びる中心軸部８ｃを回転可能に支持している。この中心軸部８ｃの偏心軸部８ｂに対する付根には、軸受部６１ｂと接している中心軸部８ｃ部分よりも縮径した首部８６ｂを有している。この首部８６ｂの周囲を包囲する軸受部６１ｂの内周面と首部８６ｂの外周面との間には、環状の空間８８ｂが形成されている。

また、首部８６ｂは、偏心軸部８ｂの台座部８７ｂと接合されている。台座部８７ｂの外周面と、ピストン４ｂの内周面との間にはクリアランス８９ｂが設けられている。また、偏心軸部８ｂの偏心方向の外側上面と端板部６２ｂの下面との間であって、台座部８７ｂの外周面とピストン４ｂの内周面との間には、偏心室８５ｂが形成されている。
この偏心室８５ｂは、給油横穴８２ｂ、この給油横穴８２ｂの周囲を座刳って形成されるスラスト溝８３ｂ、及びクリアランス８９ｂを介してシャフト８の給油縦穴８１と連通している。

図２中、符号６３ａ，６３ｂは、端板部６２ａ，６２ｂにそれぞれ設けた環状溝である。この環状溝６３ａ，６３ｂは、軸受部６１ａ，６１ｂの軸中心周りに形成されている。この環状溝６３ａ，６３ｂは、軸受部６１ａ，６１ｂと偏心軸部８ａ，８ｂとの接触面積を低減することによって、当たりを緩和している。
符号１２ａは、軸受プレート６ａの端板部６２ａの上面を覆うカバー部材であり、符号１２ｂは、軸受プレート６ｂの端板部６２ｂの下面を覆うカバー部材である。符号１４ａ，１４ｂは、吐出部１３ａ，１３ｂに配置される吐出弁である。

次に、ロータリ圧縮機１００Ａにおける作動流体の流通経路の概略を説明するとともに、本発明の主な特徴点を含む潤滑油の流路について主に図２を参照しながら詳細に説明する。
作動流体は、モータ７が回転駆動するシャフト８、ピストン４ａ，４ｂによって、シリンダ３ａ，３ｂ内に吸込パイプ１１ａ，１１ｂを介して吸い込まれる。また、作動流体は、ピストン４ａ，４ｂによって圧縮された後、吐出口３５ａ，３５ｂを介して吐出部１３ａ，１３ｂ及び吐出弁１４ａ，１４ｂを介してカバー部材１２ａ，１２ｂ内にそれぞれ吐き出される。

下方のカバー部材１２ｂ内に吐き出された作動流体は、連通孔１７を介して上方のカバー部材１２ａ内に移動する。カバー部材１２ａ内では、吐出部１３ａから吐き出された作動流体と吐出部１３ｂから吐き出された作動流体とが合流する。合流した作動流体は、カバー部材１２ａに形成された図示しない排出口を介して密閉容器１の吐出圧空間内に送り出された後、吐出パイプ１０を介して密閉容器１外に吐き出される。

≪潤滑油の流路≫
次に、潤滑油の流路（潤滑油供給路）について説明する。
本実施形態のロータリ圧縮機１００Ａにおける潤滑油の流路は、主に貯油部９から軸受プレート６ａ，６ｂの軸受部６１ａ，６１ｂに向かう軸受部給油路と、貯油部９から中仕切室５２に向かう中仕切給油路とを有している。

＜軸受部給油路＞
軸受部６１ａに向かう軸受部給油路は、貯油部９からシャフト８の給油縦穴８１と給油横穴８２ａを通り、首部８６ａの空間８８ａに吸い上げられる。潤滑油は、空間８８ａから軸受部６１ａに流れて潤滑し、軸受部６１ａの上端から流れ出る。その後、潤滑油は、重力によって貯油部９に戻る。

軸受部６１ｂに向かう軸受部給油路は、貯油部９からシャフト８の給油縦穴８１と給油横穴８２ｂを通り、首部８６ｂの空間８８ｂに吸い上げられる。潤滑油は、空間８８ｂから軸受部６１ｂに流れて潤滑し、軸受部６１ｂの下端から流れ出る。その後、潤滑油は、重力によって貯油部９に戻る。
ちなみに、軸受部給油路における潤滑油の推進力は、従来のロータリ圧縮機（例えば、特許文献１参照）のトロコイドポンプ（容積型ポンプ）と異なって、主にシャフト８の回転による遠心力と、シャフト８に形成される螺旋溝８４ａ，８４ｂのねじポンプ作用によって得られる。

＜中仕切給油路＞
中仕切給油路４０は、シャフト８の給油縦穴８１から給油横穴８２ａ，８２ｂ及びスラスト溝８３ａ，８３ｂを介して偏心室８５ａ，８５ｂに至る第１中仕切給油路４１ａ，４１ｂ（偏心室８５ａ，８５ｂを含む）と、ピストン４ａ，４ｂの内周面と偏心軸部８ａ，８ｂの外周面との間の隙間である第２中仕切給油路４２ａ，４２ｂと、で構成される。

また、中仕切室５２内の潤滑油は、中仕切板５とピストン４ａ，４ｂとの隙間である中仕切油流出路４３ａ，４３ｂを介してシリンダ３ａ，３ｂ内に入り込む。ちなみに、シリンダ３ａ，３ｂ内に入り込んだ潤滑油は、作動流体とともに吐出部１３ａ，１３ｂから排出される。以下では、この中仕切油流出路４３ａ，４３ｂを合わせて中仕切油流出路４３ということがある。

本実施形態のロータリ圧縮機１００Ａは、第２中仕切給油路４２ａ，４２ｂの流路抵抗を第１中仕切給油路４１ａ，４１ｂの流路抵抗よりも大きくするとともに、中仕切油流出路４３ａ，４３ｂの流路抵抗を第１中仕切給油路４１ａ，４１ｂの流路抵抗よりも大きくしたことを主な特徴とする。これにより中仕切室５２の圧力は、次に説明するように作動流体の吐出圧と吸込圧の間の範囲内（中間圧）に設定されることとなる。

次に、本実施形態のロータリ圧縮機１００Ａの奏する作用効果について説明する。
前記したように、給油横穴８２ａ，８２ｂの出口の空間８８ａ，８８ｂに至る潤滑油の推進力は、主にシャフト８の回転による遠心力と軸受部６１ａ，６１ｂの螺旋溝８４ａ，８４ｂのねじポンプ作用による。また、貯油部９から空間８８ａ，８８ｂまでの流路の内径は、流路抵抗が実質的に０とみなせるほど充分に大きい。また、この流路には、従来のロータリ圧縮機（例えば、特許文献１参照）のトロコイドポンプのような容積型ポンプも存在しない。つまり、このロータリ圧縮機１００Ａにおけるこの流路では、逆方向の流路抵抗を極めて大きくする要素もない。また、空間８８ａ，８８ｂに強制的に潤滑油が送り込まれることもない。

したがって、空間８８ａ，８８ｂ内の圧力は、定常運転時においては、貯油部９と同一の圧力、つまり作動流体の吐出圧となる。また、給油横穴８２ａ，８２ｂ、スラスト溝８３ａ，８３ｂ、及びクリアランス８９ａ，８９ｂを介して偏心室８５ａ，８５ｂに至る流路も流路抵抗が実質的に０とみなせるほど充分に大きい。この流路も作動流体の吐出圧となる。よって、前記の第１中仕切給油路４１ａ，４１ｂは、貯油部９と同じ吐出圧となる。

次に、偏心軸部８ａ，８ｂの外周面と、ピストン４ａ，４ｂの内周面との隙間に流入する潤滑油の流れについて説明する。この潤滑油の流路は、前記のように第２中仕切給油路４２ａ，４２ｂを構成する。この第２中仕切給油路４２ａ，４２ｂは、偏心軸部８ａ，８ｂとピストン４ａ，４ｂとの摺り合わせ部分で形成されるため、流路抵抗が第１中仕切給油路４１ａ，４１ｂよりも大きい。

また、中仕切室５２に入り込んだ潤滑油は、前記のように中仕切板５とピストン４ａ，４ｂとの隙間である中仕切油流出路４３ａ，４３ｂを介してシリンダ３ａ，３ｂ内に入り込んだ後、作動流体とともにシリンダ３ａ，３ｂ外に排出される。
この中仕切油流出路４３ａ，４３ｂは、中仕切板５とピストン４ａ，４ｂとの摺り合わせ部分で形成されるため、流路抵抗が第１中仕切給油路４１ａ，４１ｂよりも大きい。

以上のことから、中仕切室５２は、流路抵抗の大きい第２中仕切給油路４２ａ，４２ｂと中仕切油流出路４３ａ，４３ｂとに挟まれる。また、第１中仕切給油路４１ａ，４１ｂの最下流でもある第２中仕切給油路４２ａ，４２ｂの入口は、定常運転時においては常に吐出圧となる。
一方、下流部は吸込圧か吐出圧よりも低い圧力領域となっていることから、中仕切室５２の圧力である中仕切圧は、常に吐出圧と吸込圧の中間である中間圧となる。

本実施形態のロータリ圧縮機１００Ａによれば、中仕切室の圧力が吐出圧を超える従来のロータリ圧縮機（例えば、特許文献１参照）と比較して、中仕切油流出路４３ａ，４３ｂの上流側と下流側の圧力差を小さくすることができる。これにより、ロータリ圧縮機１００Ａは、中仕切室５２から吸込室３４ａ，３４ｂや圧縮室３３ａ，３３ｂに流入する潤滑油の量を低減することができる。つまり、ロータリ圧縮機１００Ａによれば、吸込室３４ａ，３４ｂ内の作動流体の潤滑油による加熱を抑制することができるので、従来よりも体積効率を向上させることができる。また、ロータリ圧縮機１００Ａによれば、圧縮室３３ａ，３３ｂの作動流体の加熱による圧力上昇を抑制することができるので、従来よりも圧縮効率を向上させることができる。

（第２実施形態）
本実施形態のロータリ圧縮機１００Ｂは、図２に示す中仕切油流出路４３ａ，４３ｂとしての、前記第１実施形態のロータリ圧縮機１００Ａにおける中仕切板５とピストン４ａ，４ｂとの隙間に加えて、後記のバイパス油路１９ａ，１９ｂ（図５参照）を有している。本実施形態でのロータリ圧縮機１００Ｂは、このバイパス油路１９ａ，１９ｂを有する以外は前記第１実施形態のロータリ圧縮機１００Ａと同様に構成されている。本実施形態において、前記第１実施形態と同様の構成要素については同一の符号を付してその詳細な説明は省略する。

図４を参照しながら、まずバイパス油路１９ａについて説明する。
図４は、図２のIV−IV断面に対応する第２実施形態のロータリ圧縮機１００Ｂの断面図であり、中仕切板５におけるバイパス油路１９ａの形成位置を示す図である。なお、図４には、中仕切板５の上方に位置するシリンダ３ａ（図２参照）の内周面、ピストン４ａ（図２参照）の外周面、及び偏心軸部８ａ（図２参照）の外周面を仮想線（二点鎖線）で示している。

図４に示すように、本実施形態のロータリ圧縮機１００Ｂは、中仕切板５に中仕切油流出路４３としてのバイパス油路１９ａを有している。このバイパス油路１９ａは、シャフト挿通孔５１側から半径方向の外側に向かって延びる溝で形成されている。この溝は、シャフト挿通孔５１側に開き、半径方向外側に閉じている。

閉じた側であるバイパス油路１９ａ（溝）の先端の位置は、シャフト８（図１参照）の中心軸部８ｃの軸中心Ｘから当該先端の位置までの距離Ｄが、ピストン４ａの外周半径Ｒと偏心軸部８ａの偏心量ΔＲの和よりも小さくなるように設定される［Ｄ＜（Ｒ＋ΔＲ）］。

また、閉じた側であるバイパス油路１９ａ（溝）の先端の位置は、シャフト８（図１参照）の中心軸部８ｃの軸中心Ｘから当該先端の位置までの距離Ｄが、ピストン４ａの外周半径Ｒから偏心軸部８ａの偏心量ΔＲを差し引いた値よりも大きくなるように設定される［Ｄ＞（Ｒ−ΔＲ）］。
以上の関係を満たすことによって、バイパス油路１９ａは、ピストン４ａがシリンダ３ａ内で一旋回するごとに、中仕切室５２とシリンダ３ａ内とを間欠的に連通させる。

また、中仕切板５の周方向におけるバイパス油路１９ａの位置は、シリンダ３ａ内に形成される空間のうち、圧縮室３３ａに対して連通し、吸込室３４ａには連通しないように設定される。

具体的には、バイパス油路１９ａで設定される中仕切室５２の圧力比α（１＜α）となる圧縮室が形成される偏心軸部８ａの位置において、偏心軸部８ａの軸中心Ｘａの中心軸部８ｃの軸中心Ｘを挟んだ反対側にバイパス油路１９ａが設けられることが望ましい。ここで、圧力比とは吸込圧に対する中仕切室５２の圧力比である。
図４中、符号２１ａは、ベーンであり、符号３５ａは、吐出口である。

図５は、図４のＶ−Ｖ断面である。
図５に示すように、中仕切板５には、ピストン４ｂ、偏心軸部８ｂと向き合う側にもバイパス油路１９ｂが配置されている。

図５中、符号３ａは、シリンダであり、符号４ａは、ピストンであり、符号８ａは、偏心軸部であり、符号１８ａ，１８ｂは、平面カット部であり、符号１９ａは、中仕切油流出路４３としてのバイパス油路であり、符号３３ａは、圧縮室であり、符号５２は、中仕切室である。

図６Ａから図６Ｃは、ロータリ圧縮機１００Ｂの動作説明図である。
図６Ａに示すように、ピストン４ａが軸中心Ｘ周りに左周りに旋回して、シリンダ３ａの内周面とピストン４ａの外周面との近接点Ｐが左周りに回転する。これにより圧縮室３３ａの作動流体は、圧縮されていく。図６Ａは、中仕切室５２と圧縮室３３ａとがバイパス油路１９ａを介して連通し始める様子を示している。図６Ａに示す近接点Ｐの位置よりもベーン２１ａ側に戻った位置では、バイパス油路１９ａはピストン４ａによって塞がれて中仕切室５２と圧縮室３３ａとは連通していない。

図６Ｂは、バイパス油路１９ａが圧縮室３３ａに対して最大に開口している状態を示している。この図６Ｂにおける圧縮室３３ａの圧力比は、前記のαになっている。
図６Ｃは、ピストン４ａがさらに左周りに旋回して再びバイパス油路１９ａを閉じる状態を示している。これにより中仕切室５２と圧縮室３３ａとは連通しなくなる。
なお、図６Ａから図６Ｃには、バイパス油路１９ｂは図示されていないが、バイパス油路１９ｂについてもバイパス油路１９ａと同様に、間欠的に中仕切室５２と圧縮室３３ａとを連通させる。

このようなロータリ圧縮機１００Ｂによれば、ピストン４ａ，４ｂが軸中心Ｘ周りに旋回する回転位相に応じて決まった流路断面積のバイパス油路１９ａ，１９ｂが中仕切室５２と圧縮室３３ａ，３３ｂとを連通させる。つまり、流路抵抗が安定したバイパス油路１９ａ，１９ｂが、前記第１実施形態における中仕切板５とピストン４ａ，４ｂとの隙間（中仕切油流出路４３）と並列して配置される。

よって、ロータリ圧縮機１００Ｂは、第１実施形態のロータリ圧縮機１００Ａと比べてさらに確実に中仕切室５２の圧力を安定化することができる。これによりロータリ圧縮機１００Ｂは、中仕切室５２からシリンダ３ａ，３ｂ内に入り込む潤滑油量を安定して低減することができる。したがって、このロータリ圧縮機１００Ｂによれば、より安定して体積効率及び圧縮効率を向上させることができる。

また、ロータリ圧縮機１００Ｂは、圧縮室３３ａにおける吐出口３５ａに近い場所で、中仕切室５２と圧縮室３３ａとが連通する。そして、圧縮室３３ａに流入する潤滑油の速度が極めて高くなるため、潤滑油はバイパス油路１９ａの先端から霧状に噴き出す。また、潤滑油に作動流体が溶解している場合には、溶解度の低下により、潤滑油中の作動流体がガス化して発泡する。油滴はさらに微細化する。このような小さな油滴が高圧となる期間が長い吐出口３５ａの近くに吹き出ることで、周囲の構成要素の隙間に入りやすくなってシール性が向上する。また、図示しないがバイパス油路１９ｂについても前記したバイパス油路１９ａと同様の作用効果を奏する。これによりロータリ圧縮機１００Ｂは、圧縮効率をより一層向上させることができる。

（第３実施形態）
図７は、本実施形態のロータリ圧縮機１００Ｃにおける中仕切板５近傍の部分拡大図であり、前記第２実施形態で参照した図５に対応する部分拡大図である。本実施形態において、前記第１実施形態及び前記第２実施形態と同様の構成要素については同一の符号を付してその詳細な説明は省略する。

図７に示すように、本実施形態のロータリ圧縮機１００Ｃは、前記第２実施形態でのバイパス油路１９ａ，１９ｂ（図５参照）に代えて、中仕切板５の中仕切室５２側の端部に、中仕切油流出路４３としてのバイパス油路２５を有している。ロータリ圧縮機１００Ｃは、このバイパス油路２５を有している以外は、第２実施形態のロータリ圧縮機１００Ｂ（図５参照）と同様に構成されている。

本実施形態でのバイパス油路２５は、第２実施形態でのバイパス油路１９ａ，１９ｂ（図５参照）が形成される位置に、上下に延びる一本の溝部を形成したものである。
なお、図７中、符号３ａ，３ｂは、シリンダであり、符号４ａ，４ｂは、ピストンであり、符号８ａ，８ｂは、偏心軸部であり、符号１８ａ，１８ｂは、平面カット部であり、符号３３ａは、圧縮室である。

このロータリ圧縮機１００Ｃによれば、一箇所の溝加工でバイパス油路２５を形成することができるので、例えば第２実施形態のロータリ圧縮機１００Ｂと比べて製造工程が簡素化され、製造コストを低減することができる。

（第４実施形態）
図８は、本実施形態のロータリ圧縮機１００Ｄにおける中仕切板５近傍の部分拡大図であり、前記第３実施形態で参照した図７に対応する部分拡大図である。本実施形態において、前記第１実施形態から前記第３実施形態と同様の構成要素については同一の符号を付してその詳細な説明は省略する。

図８に示すように、本実施形態のロータリ圧縮機１００Ｄは、前記第３実施形態でのバイパス油路２５（図７参照）に代えて、中仕切板５の内部に形成される３つのバイパス油路２６ａ（穴）、バイパス油２６ｂ（穴）、及びバイパス油２６ｃ（横穴）からなる中仕切油流出路４３を有している。ロータリ圧縮機１００Ｄは、これらのバイパス油路２６ａ，２６ｂ，２６ｃを有している以外は、第３実施形態のロータリ圧縮機１００Ｃ（図７参照）と同様に構成されている。

バイパス油路２６ａ及びバイパス油路２６ｂは、中仕切室５２に近接した位置で中仕切板５に形成される一対の穴であり、中仕切板５の厚さ方向に同軸上に形成されている。
バイパス油路２６ｃは、中仕切板５の厚さ方向の中央部で、中仕切室５２側からバイパス油路２６ａとバイパス油路２６ｂとの間に延びてこれらに連通する横穴で形成されている。つまり、バイパス油路２６ａ及びバイパス油路２６ｂとこれらを繋ぐバイパス油路２６ｃとによって、中仕切板５を上下方向に貫通する貫通孔が形成されている。この貫通孔の開口部の位置は、例えばバイパス油路２６ａを例にとると、図４に示すバイパス油路１９ａの先端の位置に対応する。

なお、図８中、符号３ａ，３ｂは、シリンダであり、符号４ａ，４ｂは、ピストンであり、符号８ａ，８ｂは、偏心軸部であり、符号１８ａ，１８ｂは、平面カット部であり、符号３３ａは、圧縮室である。

次に、ロータリ圧縮機１００Ｄの作用効果について説明する。
中仕切室５２では、潤滑油がミスト状又は泡状になっているため、重力の影響を受けて、上方よりも下方の方が潤滑油の存在密度が高い。

これに対してロータリ圧縮機１００Ｄでは、中仕切板５の厚さ方向の中央部で中仕切室５２内の潤滑油を取り入れ、取り入れた潤滑油をバイパス油路２６ａとバイパス油路２６ｂとに振り分けるようになっている。これにより上下のシリンダ３ａ，３ｂ内に供給する潤滑油量の平準化が行われる。

このロータリ圧縮機１００Ｄでは、潤滑油が上下のシリンダ３ａ，３ｂに偏って供給することが避けられるので、潤滑油の不足によるシール性の低下や、潤滑油の供給過多による作動流体の加熱を避けることができる。このようなロータリ圧縮機１００Ｄは、体積効率及び圧縮効率に、より一層優れる。

（第５実施形態）
図９は、本実施形態のロータリ圧縮機１００Ｅにおける中仕切板５近傍の部分拡大図であり、前記第４実施形態で参照した図８に対応する部分拡大図である。本実施形態において、前記第１実施形態から前記第４実施形態と同様の構成要素については同一の符号を付してその詳細な説明は省略する。

図９に示すように、本実施形態のロータリ圧縮機１００Ｅは、前記第４実施形態でのバイパス油路２６ｃ（図８参照）に対応するバイパス油路２８ａ（横穴）に、中仕切室５２側から所定圧が掛った場合にバイパス油路２８ａを開く弁機構２７を備える。

弁機構２７は、中仕切板５内を横方向に長く形成され、バイパス油路２８ｃに臨む弁室２８ｄと、弁室２８ｄ内からバイパス油路２８ｃを塞ぐ弁体２７ａと、弁室２８ａ内に配置され、弁体２７ａをバイパス油路２８ａ側に向けて所定荷重で押圧するばね２７ｂと、ばね２７ｂを挟んで弁体２７ａの反対側で弁室２８ｄ内に配置されるばね座２７ｃと、を有している。

なお、前記第４実施形態でのバイパス油路２６ａ（図８参照）に対応するバイパス油路２８ｂ（穴）、及びバイパス油路２６ｂ（図８参照）に対応するバイパス油路２８ｃ（穴）は、弁室２８ｄに連通している。つまり、弁体２７ａの開弁時には、バイパス油路２８ｂ，２８ｃは、バイパス油路２８ａ（横穴）と連通する。

このような弁機構２７を備えるバイパス油路２８ａ，２８ｂ，２８ｃを前記のバイパス油路２６ａ，２６ｂ，２６ｃ（図８参照）に代えて有している以外は、本実施形態のロータリ圧縮機１００Ｅは、第４実施形態のロータリ圧縮機１００Ｄ（図８参照）と同様に構成されている。
なお、図９中、符号３ａ，３ｂは、シリンダであり、符号４ａ，４ｂは、ピストンであり、符号８ａ，８ｂは、偏心軸部であり、符号１８ａ，１８ｂは、平面カット部であり、符号３３ａは、圧縮室である。

次に、ロータリ圧縮機１００Ｅの作用効果について説明する。
弁体２７ａをバイパス油路２８ａ側に向けて押圧するばね２７ｂの荷重は、圧縮室３３ａの圧力よりも一定値だけ高い圧力とすることができる。
つまり、弁機構２７は、開弁する際の中仕切室５２と圧縮室３３ａとの差圧を略一定化することができる。また、ロータリ圧縮機１００Ｅによれば、差圧値をばね２７ｂの圧縮量の変更などにより調節可能となる。

また、このロータリ圧縮機１００Ｅによれば、中仕切室５２の圧力設定の自由度が増加するため、広い運転条件下で適正な中仕切室５２の圧力設定を行うことができる。つまり、広い運転条件下で圧縮効率を向上させることができる。特に、吸込圧が高く吐出圧との差が小さい低圧力比運転と、吸込圧が低く吐出圧が高い高圧力比運転との両方が要求されるエアコンなどの熱サイクルに対しても、ロータリ圧縮機１００Ｅは、中仕切室５２の圧力を前記の中間圧に確実に設定することができる。

（第６実施形態）
前記第５実施形態では、バイパス油路２８ｂ（図９参照）の開口を、前記第２実施形態でのバイパス油路１９ａ（図６Ａから図６Ｃ参照）の先端に対応する位置に設定することを想定している。つまり、図４に示すように、中仕切室５２の圧力比α（１＜α）となる圧縮室３３ａが形成される偏心軸部８ａの位置において、偏心軸部８ａの軸中心Ｘａの中心軸部８ｃの軸中心Ｘを挟んだ反対側に、図９に示すバイパス油路２８ｂの開口が設けられることを想定している。

これに対して、本実施形態のロータリ圧縮機１００Ｆは、第５実施形態でのバイパス油路２８ｂ（図９参照）と圧縮室３３ａとの連通位置を低圧側に移動した構成となっている。このロータリ圧縮機１００Ｆは、連通位置を低圧側に移動したこと以外は、第５実施形態のロータリ圧縮機１００Ｅ（図９参照）と同様に構成されている。

図１０Ａから図１０Ｃは、ロータリ圧縮機１００Ｆの動作説明図である。本実施形態において、前記第１実施形態から前記第５実施形態と同様の構成要素については同一の符号を付してその詳細な説明は省略する。

図１０Ａに示すように、ピストン４ａが軸中心Ｘ周りに左周りに旋回して、シリンダ３ａの内周面とピストン４ａの外周面との近接点Ｐが左周りに回転する。これにより圧縮室３３ａの作動流体は、圧縮されていく。図１０Ａは、中仕切室５２と圧縮室３３ａとがバイパス油路２８ｂを介して連通し始める様子を示している。図１０Ａに示す近接点Ｐの位置よりもベーン２１ａ側に戻った位置では、バイパス油路２８ｂはピストン４ａによって塞がれて中仕切室５２と圧縮室３３ａとは連通していない。

図１０Ｂは、バイパス油路２８ａが圧縮室３３ａに対して最大に開口している状態を示している。この図１０Ｂにおける吸込圧との比である中仕切室５２の圧力比αは、後記するように第５実施形態での中仕切室５２の圧力比αよりも小さい値となる。

図１０Ｃは、ピストン４ａがさらに左周りに旋回して再びバイパス油路２８ｂを閉じる状態を示している。これにより中仕切室５２と圧縮室３３ａとは連通しなくなる。
なお、図１０Ａから図１０Ｃには、バイパス油路２８ｃ（図９参照）は図示されていないが、バイパス油路２８ｃについてもバイパス油路２８ｂと同様に、間欠的に中仕切室５２と圧縮室３３ａとを連通させる。

次に、ロータリ圧縮機１００Ｆの作用効果について説明する。
例えば、中仕切室５２の圧力を吸込圧の定数倍αに設定する場合を想定する。この場合に、吸込圧が高く吐出圧との差が小さい低圧力比運転を行おうとすると、中仕切室５２の圧力を前記の中間圧に設定するためには圧力比αを極めて小さい値に設定せざるをえない。そうすると、吸込圧が低く吐出圧が高い高圧力比運転時には、中仕切室５２の圧力は吸込圧に極めて近い低圧となる。そのため吸込圧に近い低圧の圧縮室３３ａからも中仕切室５２に作動流体が漏れ出して圧縮効率は低くなる。

本実施形態のロータリ圧縮機１００Ｆにおいては、まず中仕切室５２の圧力比αを第５実施形態よりも小さく設定する。そして、弁機構２７（図９参照）による中仕切室５２と圧縮室３３ａとの前記の差圧の設定により、吸込圧が高く吐出圧との差が小さい低圧力比運転での中仕切室５２の圧力レベルを、第５実施形態の場合と合わせる。このようにすると、吸込圧が低く吐出圧が高い高圧力比運転時の中仕切室５２の圧力は、第５実施形態の場合よりも高く設定できる。なぜならば、差圧は、吸込圧が低くても小さくならず、一定値を保つためである。

したがって、ロータリ圧縮機１００Ｆによれば、吸込圧が高く吐出圧との差が小さい低圧力比運転と、吸込圧が低く吐出圧が高い高圧力比運転との両方が要求されるエアコンなどの熱サイクルに対しても、より確実に中仕切室５２の圧力を前記の中間圧に設定することができる。

（第７実施形態）
図１１は、第７実施形態のロータリ圧縮機１００Ｇの断面図であり、前記第２実施形態で参照した図４に対応する図、図１２は、図１１のXII−XII断面図である。なお、図１１には、中仕切板５の上方に位置するシリンダ３ａの内周面、ピストン４ａの外周面、及び偏心軸部８ａの外周面を仮想線（二点鎖線）で示している。本実施形態において、前記第１実施形態から前記第６実施形態と同様の構成要素については同一の符号を付してその詳細な説明は省略する。

図１１に示すように、本実施形態のロータリ圧縮機１００Ｇは、第５実施形態のロータリ圧縮機１００Ｅのバイパス油路２８ｂ（図９参照）が吸込パイプ１１ａの吸込口に近接配置されている。また、ロータリ圧縮機１００Ｇでは、バイパス油路２８ｂが吸込パイプ１１ａ（図１１参照）の吸込口に近接配置されたことで、弁機構２７が第５実施形態よりも中仕切室５２から離反して配置されている。また、ロータリ圧縮機１００Ｇのバイパス油路２８ａは、弁機構２７が中仕切室５２から離反して距離に対応して第５実施形態よりも長くなっている。

なお、図１１及び図１２中、符号３ａ，３ｂは、シリンダであり、符号４ａ，４ｂは、ピストンであり、符号５は、中仕切板であり、符号８ａ，８ｂは、偏心軸部であり、符号１１ｂは、吸込パイプであり、符号１８ａ，１８ｂは、平面カット部であり、
符号２７は、弁機構であり、符号２７ａは、弁体であり、符号２７ｂは、ばねであり、符号２７ｃは、ばね座であり、符号２８ｄは、弁室２８ｄである。

次に、ロータリ圧縮機１００Ｇの作用効果について説明する。
ロータリ圧縮機１００Ｇは、図１１に示すように、バイパス油路２８ｂが吸込パイプ１１ａ（図１１参照）の吸込口に近接配置されたことで、図１２に示すように、バイパス油路２８ｃは、吸込室３４ｂに開口する。図示しないがバイパス油路２８ｂは、ピストン４ａが旋回することによって、シリンダ３ａの吸込室（図示省略）にも開口する。つまり、本実施形態での中仕切室５２は、中仕切室５２が圧縮室３３ａ，３３ｂと連通する前記第１実施形態から前記第６実施形態とは異なって、常にシリンダ３ａの吸込室（図示省略）及びシリンダ３ｂの吸込室３４ｂのいずれか一方と連通する。

これによりロータリ圧縮機１００Ｇの中仕切室５２の圧力は、吸込圧よりも一定値だけ高い圧力に設定される。そのため、中仕切室５２の圧力は安定する。つまり、中仕切板５とピストン４ａ，４ｂとの隙間の大きさや、軸受プレート６ａ，６ｂとピストン４ａ，４ｂとの隙間の大きさが安定することによって、これらの隙間の潤滑油によるシール性能が向上する。これによりロータリ圧縮機１００Ｇは、圧縮効率に優れる。

（第８実施形態）
次に、第８実施形態のロータリ圧縮機１００Ｈについて説明する。
図１３Ａ及び図１３Ｂは、ロータリ圧縮機１００Ｈにおけるブレード機構３８ａ，３８ｂ付近の部分拡大横断面図である。

前記第１実施形態は、前記のようにピストンブレード分離型の圧縮機を想定しているが、本実施形態のロータリ圧縮機１００Ｈは、ピストン４ａとベーン２１ａ（第１ベーン）とが一体化し、ピストン４ｂとベーン２１ｂ（第２ベーン）とが一体化した一体型のブレード機構３８ａ，３８ｂを有している。ロータリ圧縮機１００Ｈは、このブレード機構３８ａ，３８ｂを有している以外は、第１実施形態のロータリ圧縮機１００Ａ（図１参照）と同様に構成されている。本実施形態において、前記第１実施形態から前記第７実施形態と同様の構成要素については同一の符号を付してその詳細な説明は省略する。

ロータリ圧縮機１００Ｈは、図１３Ａに示すように、シリンダ３ａにブレード機構３８ａを備えている。また、ロータリ圧縮機１００Ｈは、図１３Ｂに示すように、シリンダ３ｂにブレード機構３８ｂを備えている。

図１３Ａ及び図１３Ｂに示すように、これらブレード機構３８ａ，３８ｂにおいては、円筒形状のピストン４ａ，４ｂにベーン２１ａ，２１ｂの先端が接合されて一体化している。相互に一体化したピストン４ａ，４ｂとベーン２１ａ，２１ｂとは、バルーンピストンを構成している。

ブレード機構３８ａ，３８ｂは、このようなピストン４ａ，４ｂとベーン２１ａ，２１ｂとに加えて、ベーン溝２９ａ，２９ｂ内に配置されたセミシリンダ３６ａ，３６ｂを有している。

セミシリンダ３６ａ，３６ｂは、略円柱形状を呈している。また、セミシリンダ３６ａ，３６ｂは、ベーン２１ａ，２１ｂが挿通される貫通孔４４ａ，４４ｂを有している。この貫通孔４４ａ，４４ｂに挿通されたベーン２１ａ，２１ｂは、貫通孔４４ａ，４４ｂの延びる方向に移動可能になっている。

ベーン溝２９ａ，２９ｂには、セミシリンダ３６ａ，３６ｂの軸周りにこのセミシリンダ３６ａ，３６ｂを回動可能に支持するヒンジ穴３９ａ，３９ｂが形成されている。このヒンジ穴３９ａ，３９ｂは、セミシリンダ３６ａ，３６ｂが収まる円柱状空間で形成される。また、ベーン溝２９ａ，２９ｂは、貫通孔４４ａ，４４ｂから突出したベーン２１ａ，２１ｂの後端が配置される背面穴３７ａ，３７ｂを有している。背面穴３７ａ，３７ｂは、円柱形状の空間で形成されている。この背面穴３７ａ，３７ｂは、ピストン４ａ，４ｂの旋回に同期してベーン２１ａ，２１ｂの後端が移動するスペースを確保することによって、ベーン２１ａ，２１ｂの後端とシリンダ３ａ，３ｂとの干渉を回避している。
図１３Ａ及び図１３Ｂ中、符号Ｘａ，Ｘｂは、偏心軸部８ａ，８ｂの軸中心であり、符号３５ａ，３５ｂは、吐出口である。

次に、ロータリ圧縮機１００Ｈの作用効果について説明する。
中仕切室５２（図２参照）の圧力を前記の中間圧とすると、運転条件によってはピストン４ａ（図２参照）が軸受プレート６ａ（図２参照）側に押圧され、ピストン４ｂ（図２参照）が軸受プレート６ｂ（図２参照）側に押圧されることも考えられる。

ロータリ圧縮機１００Ｈは、ピストン４ａ，４ｂとベーン２１ａ，２１ｂとが一体化されているので、ピストン４ａ，４ｂとベーン２１ａ，２１ｂとの相対位置が変わることはない。したがって、ロータリ圧縮機１００Ｈは、より確実に安定した性能を発揮して信頼性に優れる。

以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は前記実施形態に限定されず、種々の形態で実施することができる。
前記実施形態では、シャフト８が鉛直方向に向く縦型の圧縮機について説明したが、本発明はシャフト８が水平方向に向く横型の圧縮機に適用することもできる。

１ 密閉容器
２ 圧縮機構部
３ａ シリンダ（第１シリンダ）
３ｂ シリンダ（第２シリンダ）
４ａ ピストン（第１ピストン）
４ｂ ピストン（第２ピストン）
５ 中仕切板
６ａ 軸受プレート
６ｂ 軸受プレート
７ モータ（電動機部）
７ａ ロータ
７ｂ ステータ
８ シャフト
８ａ 偏心軸部（第１偏心軸部）
８ｂ 偏心軸部（第２偏心軸部）
８ｃ 中心軸部
９ 貯油部
１０ 吐出パイプ
１１ａ 吸込パイプ
１１ｂ 吸込パイプ
１２ａ カバー部材
１２ｂ カバー部材
１３ａ 吐出部
１３ｂ 吐出部
１４ａ 吐出弁
１５ ハーメチック端子
１８ａ 平面カット部
１９ａ バイパス油路
１９ｂ バイパス油路
２０ａ 分離ブレード機構
２０ｂ 分離ブレード機構
２１ａ ベーン（第１ベーン）
２１ｂ ベーン（第２ベーン）
２３ａ ベーン溝
２４ａ ベーン横穴
２５ バイパス油路
２６ａ バイパス油路（穴）
２６ｂ バイパス油路（穴）
２６ｃ バイパス油路（横穴）
２７ 弁機構
２７ａ 弁体
２８ａ バイパス油路（横穴）
２８ｂ バイパス油路（穴）
２８ｃ バイパス油路（穴）
２８ｄ 弁室
２９ａ ベーン溝
３３ａ 圧縮室
３４ａ 吸込室
３４ｂ 吸込室
３５ａ 吐出口
３６ａ セミシリンダ
３７ａ 背面穴
３８ａ ブレード機構
３９ａ ヒンジ穴
４０ 中仕切給油路
４１ａ 第１中仕切給油路
４２ａ 第２中仕切給油路
４３，４３ａ，４３ｂ 中仕切油流出路
４４ａ 貫通孔
５１ シャフト挿通孔
５２ 中仕切室
６１ａ 軸受部
６１ｂ 軸受部
６２ａ 端板部
６２ｂ 端板部
６３ａ 環状溝
８１ 給油縦穴
８２ａ 給油横穴
８２ｂ 給油横穴
８３ａ スラスト溝
８３ｂ スラスト溝
８５ａ 偏心室
８５ｂ 偏心室
８６ａ 首部
８６ｂ 首部
８７ａ 台座部
８７ｂ 台座部
８８ａ 空間
８８ｂ 空間
８９ａ クリアランス
８９ｂ クリアランス
１００Ａ ロータリ圧縮機
１００Ｂ ロータリ圧縮機
１００Ｃ ロータリ圧縮機
１００Ｄ ロータリ圧縮機
１００Ｅ ロータリ圧縮機
１００Ｆ ロータリ圧縮機
１００Ｇ ロータリ圧縮機
１００Ｈ ロータリ圧縮機

Claims (2)

1. 冷媒を圧縮する圧縮機構部と、
   前記圧縮機構部を、シャフトを介して駆動する電動機部と、
   前記圧縮機構部及び前記電動機部を収納する密閉容器と、
   前記密閉容器の底部に形成される貯油部と、
   前記貯油部の潤滑油を前記圧縮機構部に供給する潤滑油供給路と、
   を備え、
   前記圧縮機構部は、
   第１シリンダと、
   前記第１シリンダに中仕切板を介して配置される第２シリンダと、
   前記第１シリンダ内に配置される第１ピストンと、
   前記第２シリンダ内に配置される第２ピストンと、
   前記第１ピストンを前記第１シリンダ内で旋回駆動する前記シャフトの第１偏心軸部と、
   前記第２ピストンを前記第２シリンダ内で旋回駆動する前記シャフトの第２偏心軸部と、
   を有し、
   前記潤滑油供給路は、前記貯油部に一端が浸漬される前記シャフトの中空部と、前記中空部に連通する前記シャフトの穴部から、前記第１偏心軸部と前記第１ピストンとの隙間及び前記第２偏心軸部と前記第２ピストンとの隙間を介して前記中仕切板に形成される中仕切室に至る中仕切給油路と、
   前記中仕切室から前記第１シリンダ内及び前記第２シリンダ内のそれぞれに至る、前記中仕切板と前記第１ピストンとの隙間及び前記中仕切板と前記第２ピストンとの隙間で構成される中仕切油流出路と、
   を有し、
   前記中仕切給油路は、前記第１偏心軸部と前記第１ピストンとの隙間及び前記第２偏心軸部と前記第２ピストンとの隙間に至る前の第１中仕切給油路と、
   前記第１偏心軸部と前記第１ピストンとの隙間及び前記第２偏心軸部と前記第２ピストンとの隙間で構成される第２中仕切給油路と、
   からなり、
   前記第２中仕切給油路の潤滑油の流路抵抗が前記第１中仕切給油路の流路抵抗よりも大きく設定されるとともに、前記中仕切油流出路の潤滑油の流路抵抗が前記第１中仕切給油路の流路抵抗よりも大きく設定されており、
   前記中仕切油流出路は、前記中仕切室と、少なくとも第１シリンダ内及び第２シリンダ内のいずれか一方とを連通させるように、前記中仕切板に形成された貫通孔で形成されるバイパス油路を含み、
   前記中仕切板は、内側に前記中仕切室が形成される環状部材で形成され、
   前記中仕切油流出路は、前記中仕切室側で前記中仕切板の厚さ方向に沿って形成される穴と、
   前記中仕切板の厚さ方向の中央部で、前記中仕切室側から前記穴に延びて当該穴と連通する横穴と、を有するバイパス油路を含み、
   前記バイパス油路の前記横穴には、前記中仕切室と前記第１シリンダ内又は前記第２シリンダ内との間の所定の差圧で前記バイパス油路を開く弁体が配置されていることを特徴とするロータリ圧縮機。
2. 請求項１に記載のロータリ圧縮機において、
   前記第１シリンダ内に開口する前記バイパス油路の当該開口の位置は、前記シャフトの軸中心から当該開口の位置までの距離が、前記第１ピストンの外周半径と前記第１偏心軸部の偏心量の和よりも小さくなるように設定されるとともに、
   前記シャフトの軸中心から当該開口の位置までの前記距離が、前記第１ピストンの外周半径から前記第１偏心軸部の偏心量を差し引いた値よりも大きくなるように設定され、
   前記第２シリンダ内に開口する前記バイパス油路の当該開口の位置は、前記シャフトの軸中心から当該開口の位置までの距離が、前記第２ピストンの外周半径と前記第２偏心軸部の偏心量の和よりも小さくなるように設定されるとともに、
   前記シャフトの軸中心から当該開口の位置までの前記距離が、前記第２ピストンの外周半径から前記第２偏心軸部の偏心量を差し引いた値よりも大きくなるように設定されていることを特徴とするロータリ圧縮機。

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