JPWO2017187816A1 - シリンダ回転型圧縮機 - Google Patents

Abstract

シリンダ回転型圧縮機（１）は、ハウジング（１０）の内部に回転可能に配置されたシリンダ（２１）と、シリンダの内部に配置されて、シリンダの回転中心軸に対して偏心した偏心軸周りに回転する円筒状のロータ（２２ａ、２２ｂ）と、を備える。また、シリンダ回転型圧縮機（１）は、ロータの外周面（２２５ａ、２２５ｂ）とシリンダの内周面（２１ａ）との間に形成される作動室を、流体を吸入する吸入空間、および流体を圧縮する圧縮空間に仕切る仕切部材（２３ａ、２３ｂ）を備える。シリンダの内部には、ロータが少なくとも１つ配置されている。ロータおよびシリンダは、圧縮空間の流体の圧力が所定の基準圧力以上となる際に、流体の圧力が基準圧力未満となる場合に比べて、ロータの外周面（２２５ａ、２２５ｂ）とシリンダの内周面（２１ａ）との近接部に作用する接触応力が大きくなるように構成されている。

Description

関連出願への相互参照

本出願は、２０１６年４月２８日に出願された日本出願番号２０１６−９０７８０号に基づくものであって、ここにその記載内容を援用する。

本開示は、内部に流体の圧縮空間を形成するシリンダを回転させるシリンダ回転型圧縮機に関する。

従来、内部に流体の圧縮空間を形成するシリンダを回転させて、圧縮空間の容積を変化させることで、流体を圧縮して吐出するシリンダ回転型圧縮機が知られている（例えば、特許文献１参照）。

この種のシリンダ回転型圧縮機は、円筒状のシリンダ、シリンダの内側に配置された円筒状のロータ、シリンダとロータとの間に形成される作動室を流体の吸入空間と流体の圧縮空間とに仕切るベーンを備える。そして、シリンダ回転型圧縮機は、シリンダの回転中心軸とロータの回転中心軸とを偏心させた状態で、シリンダおよびロータを連動回転させることによって、圧縮空間の容積を変化させる構成となっている。

特許文献１に記載のシリンダ回転型圧縮機は、シリンダの内周面とロータの外周面とが一箇所の接触点で接触するように、シリンダの回転中心軸に対してロータの回転中心軸を偏心させる構成となっている。

特開２０１５−１２１１９４号公報

ところで、本発明者らは、従来のシリンダ回転型圧縮機について検討したところ、改善すべき事項を見出した。すなわち、シリンダ回転型圧縮機では、その作動時にシリンダとロータとの間に形成される作動室の圧力が大きく変化することで、構成要素の一部が弾性変形して、シリンダの回転中心軸とロータの回転中心軸の偏心量が変化してしまうことがある。

このため、シリンダおよびロータの組付時等に、シリンダの内周面とロータの外周面とが一箇所で接触するように、シリンダとロータとの位置関係を設定しても、実際の作動時に、シリンダの内周面とロータの外周面との間に微小な隙間が形成されることがある。

シリンダ回転型圧縮機では、シリンダの内周面とロータの外周面との隙間が大きくなると、当該隙間を介して圧縮空間から吸入空間に漏れる流体の漏れ量が増加することで、圧縮損失が増加し、圧縮性能が低下してしまう。

これに対して、シリンダの回転中心軸とロータの回転中心軸の偏心量を大きくして、シリンダの内周面とロータの外周面との接触応力を高くすることが考えられる。これによれば、圧縮空間から吸入空間への流体の漏れを抑えることができる。

しかしながら、シリンダの内周面とロータの外周面との接触応力を高くすると、シリンダの内周面とロータの外周面との間における摺動損失が増加し、圧縮性能が低下しまうといった背反がある。

本開示は、流体の圧縮性能の向上を図ることができるシリンダ回転型圧縮機を提供することを目的とする。

本開示の１つの観点によれば、シリンダ回転型圧縮機は、
外殻を構成するハウジングと、
ハウジングの内部に回転可能に配置された円筒状のシリンダと、
シリンダの内部に配置されて、シリンダの回転駆動力によってシリンダの回転中心軸に対して偏心した偏心軸周りに回転する円筒状のロータと、
ロータの外周面とシリンダの内周面との間に形成される作動室を、流体を吸入する吸入空間、および流体を圧縮する圧縮空間に仕切る仕切部材と、を備える。

シリンダの内部には、ロータが少なくとも１つ配置されている。そして、ロータおよびシリンダは、圧縮空間の流体の圧力が所定の基準圧力以上となる際に、圧縮空間の流体の圧力が基準圧力未満となる場合に比べて、ロータの外周面とシリンダの内周面との近接部に作用する接触応力が大きくなるように構成されている。

ここで、圧縮空間から吸入空間への流体の漏れ量は、圧縮空間と吸入空間との圧力差が大きい程、増加し易くなる。このため、圧縮空間における流体の圧力が高くなる際に、ロータの外周面とシリンダの内周面との近接部に作用する接触応力が大きくなる構成とすれば、圧縮空間から吸入空間への流体の漏れを効果的に抑えることができる。

一方、圧縮空間から吸入空間への流体の漏れ量は、圧縮空間と吸入空間との圧力差が小さい程、減少し易くなる。本構成では、圧縮空間における流体の圧力が低くなる際に、ロータの外周面とシリンダの内周面との近接部に作用する接触応力が小さくなる。このため、圧縮空間から吸入空間への流体の漏れを抑えつつ、ロータの外周面とシリンダの内周面との近接部における摺動損失を効果的に抑えることができる。

従って、本構成によれば、圧縮損失および摺動損失を効果的に抑えることで、シリンダ回転型圧縮機における流体の圧縮性能の向上を図ることができる。

また、本開示の別の観点によれば、シリンダ回転型圧縮機は、
外殻を構成するハウジングと、
ハウジングの内部に回転可能に配置された円筒状のシリンダと、
シリンダの内部に配置されて、シリンダの回転駆動力によってシリンダの回転中心軸に対して偏心した偏心軸周りに回転する円筒状のロータと、
ロータの外周面とシリンダの内周面との間に形成される作動室を、流体を吸入する吸入空間、および流体を圧縮する圧縮空間に仕切る仕切部材と、を備える。

シリンダの内部には、ロータが少なくとも１つ配置されている。そして、ロータおよびシリンダは、圧縮空間の流体の圧力が所定の基準圧力以上となる際に、圧縮空間の流体の圧力が基準圧力未満となる場合に比べて、ロータの外周面とシリンダの内周面との間に形成される最小隙間の間隔が小さくなるように構成されている。

このように、圧縮空間における流体の圧力が高くなる際に、ロータの外周面とシリンダの内周面との間の最小隙間の間隔が小さくなる構成とすれば、圧縮空間から吸入空間への流体の漏れを効果的に抑えることができる。

また、本構成では、圧縮空間における流体の圧力が低くなる際に、ロータの外周面とシリンダの内周面との間の最小隙間の間隔が大きくなり、ロータの外周面とシリンダの内周面とが接触し難くなる。このため、ロータの外周面とシリンダの内周面との近接部における摺動損失を効果的に抑えることができる。

従って、本構成によれば、圧縮損失および摺動損失を効果的に抑えることで、シリンダ回転型圧縮機における流体の圧縮性能の向上を図ることができる。

第１実施形態の圧縮機の軸方向断面図である。 図１のＩＩ−ＩＩ断面図である。 図１のＩＩＩ−ＩＩＩ断面図である。 第１実施形態の圧縮機構の分解斜視図である。 第１実施形態の圧縮機の作動を説明するための説明図である。 圧縮空間から吸入空間への冷媒漏れを説明するための説明図である。 第１実施形態のロータの軸方向断面図である。 第１実施形態の圧縮機構の軸方向断面図である。 第１実施形態の圧縮機構における近接部に作用する接触応力の変化を説明するための説明図である。 第１実施形態の変形例に係る圧縮機構の軸方向断面図である。 第１実施形態の変形例の圧縮機構における最小隙間の間隔の変化を説明するための説明図である。 第２実施形態のシリンダの軸方向断面図である。 第２実施形態の圧縮機の軸方向断面図である。 第２実施形態の変形例に係る圧縮機構の軸方向断面図である。 第３実施形態の各ロータの軸方向断面図である。 図１５のＸＶＩ−ＸＶＩ断面図である。 第３実施形態の圧縮機構の軸方向断面図である。 第３実施形態の圧縮機構における近接部に作用する接触応力の変化を説明するための説明図である。 第３実施形態の変形例に係る圧縮機構の軸方向断面図である。 第３実施形態の変形例の圧縮機構における最小隙間の間隔の変化を説明するための説明図である。 第４実施形態のシリンダの軸方向断面図である。 図２１のＸＸＩＩ−ＸＸＩＩ断面図である。 第４実施形態の圧縮機構の軸方向断面図である。 第４実施形態の変形例に係る圧縮機構の軸方向断面図である。

以下、本開示の実施形態について図面を参照して説明する。なお、以下の実施形態において、先行する実施形態で説明した事項と同一もしくは均等である部分には、同一の参照符号を付し、その説明を省略する場合がある。また、実施形態において、構成要素の一部だけを説明している場合、構成要素の他の部分に関しては、先行する実施形態において説明した構成要素を適用することができる。以下の実施形態は、特に組み合わせに支障が生じない範囲であれば、特に明示していない場合であっても、各実施形態同士を部分的に組み合わせることができる。

（第１実施形態）
本実施形態について、図１〜図９を参照して説明する。本実施形態では、シリンダ回転型圧縮機１を、車両用空調装置にて車室内へ送風される送風空気を冷却する蒸気圧縮式の冷凍サイクルに適用した例について説明する。以下、シリンダ回転型圧縮機１は、単に圧縮機１と呼ぶことがある。

圧縮機１は、冷凍サイクルの冷媒を圧縮して吐出する機能を担っている。本実施形態では、冷凍サイクルの冷媒が圧縮対象となる流体に相当している。なお、本実施形態の冷凍サイクルでは、冷媒としてＨＦＣ系冷媒（例えば、Ｒ１３４ａ）が採用されている。また、冷媒には、圧縮機１の摺動部位を潤滑する潤滑油である冷凍機油が混入されている。冷凍機油の一部は冷媒と共にサイクルを循環する。

以下、圧縮機１の基本的な構成および基本的な作動を説明した後に、本実施形態の圧縮機１の特徴的な構成について説明する。図１に示すように、圧縮機１は、その外殻を形成するハウジング１０の内部に、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機構２０、および圧縮機構２０を駆動する電動モータ３０が収容された電動圧縮機として構成されている。

本実施形態のハウジング１０は、複数の金属製部材を組み合わせることによって構成されている。本実施形態のハウジング１０は、内部に略円柱状の空間を形成する密閉容器構造となっている。

具体的には、ハウジング１０は、有底円筒状（すなわち、カップ状）のメインハウジング１１、メインハウジング１１の開口部を閉塞する有底円筒状のサブハウジング１２、およびサブハウジング１２の開口部を閉塞する円板状の蓋部材１３を有している。ハウジング１０は、メインハウジング１１、サブハウジング１２、および蓋部材１３が組み合わされることによって、密閉容器構造となっている。なお、メインハウジング１１、サブハウジング１２、および蓋部材１３の当接部には、各当接部からの冷媒漏れを防止するために、Ｏリング等からなる図示しないシール部材が配設されている。

メインハウジング１１の側面には、圧縮機構２０にて圧縮された冷媒をハウジング１０の外部へ吐出する吐出ポート１１ａが形成されている。この吐出ポート１１ａは、図示しない冷凍サイクルの凝縮器の冷媒流れ上流側に接続されている。

また、サブハウジング１２の側面には、ハウジング１０の外部から圧縮機構２０にて圧縮する冷媒を吸入する吸入ポート１２ａが形成されている。この吸入ポート１２ａは、冷凍サイクルの蒸発器の冷媒流れ下流側に接続されている。

さらに、サブハウジング１２と蓋部材１３との間には、吸入ポート１２ａから吸入された冷媒を、圧縮機構２０の第１作動室Ｖａおよび第２作動室Ｖｂへ導くためのハウジング側吸入通路１３ａが形成されている。

また、蓋部材１３には、サブハウジング１２側の面と反対側の面（すなわち、外側に露出する面）に、電動モータ３０へ供給する電力を制御する駆動回路３０ａが取り付けられている。

電動モータ３０は、固定子であるステータ３１を有している。ステータ３１は、金属性の磁性材料で形成された円筒状のステータコア３１ａ、およびステータコア３１ａに巻き付けられたステータコイル３１ｂによって構成されている。ステータ３１は、メインハウジング１１の内周面に圧入、焼嵌め、ボルト締め等の手段によって固定されている。

ステータコイル３１ｂは、サブハウジング１２に配設された密封端子３０ｂを介して駆動回路３０ａに接続されている。なお、密封端子３０ｂは、ハーメチックシール端子で構成されている。

ステータ３１は、圧縮機構２０のシリンダ２１の外周側に配置されている。電動モータ３０は、密封端子３０ｂを介して、駆動回路３０ａからステータコイル３１ｂに電力が供給されると、ステータ３１の内周側に配置されたシリンダ２１を回転させる回転磁界を発生させる。

シリンダ２１は、金属性の磁性材料で形成された円筒状の部材である。シリンダ２１は、後述する第１ロータ２２ａおよび第２ロータ２２ｂとの間に、圧縮機構２０の第１、第２作動室Ｖａ、Ｖｂを形成する部材である。

図２、図３の断面図に示すように、シリンダ２１には、その周方向に複数の永久磁石３２が固定されている。これにより、シリンダ２１は、電動モータ３０の回転子としての機能を兼ね備える。そして、シリンダ２１は、ステータ３１で生じる回転磁界によって回転中心軸Ｃ１周りに回転する。

このように、本実施形態の圧縮機１では、電動モータ３０の回転子と圧縮機構２０のシリンダ２１が一体成形物として構成されている。もちろん、電動モータ３０の回転子と圧縮機構２０のシリンダ２１とが別部材で構成され、両者が圧入等の手段によって一体化されていてもよい。

次に、前述のシリンダ２１を含む圧縮機構２０について説明する。本実施形態の圧縮機構２０は、第１圧縮機構部２０ａおよび第２圧縮機構部２０ｂで構成されている。各圧縮機構部２０ａ、２０ｂの基本的構成は、互いに同等である。また、各圧縮機構部２０ａ、２０ｂは、ハウジング１０の内部で冷媒流れに対して並列的に接続されている。

さらに、各圧縮機構部２０ａ、２０ｂは、図１に示すように、シリンダ２１の回転中心軸Ｃ１の軸方向に並んで配置されている。本実施形態では、２つの圧縮機構部のうち、メインハウジング１１の底面側に配置されるものを第１圧縮機構部２０ａとし、サブハウジング１２側に配置されるものを第２圧縮機構部２０ｂとしている。

また、各図面では、第２圧縮機構部２０ｂの構成部材のうち、第１圧縮機構部２０ａの同等の構成部材に対応するものの符号を、末尾のアルファベットを「ａ」から「ｂ」へ変更して示している。例えば、第２圧縮機構部２０ｂの構成部材のうち、第１圧縮機構部２０ａの第１ロータ２２ａに対応する第２ロータについては、「２２ｂ」という符号を付している。

圧縮機構２０は、第１圧縮機構部２０ａがシリンダ２１、第１ロータ２２ａ、第１ベーン２３ａ、シャフト２４等によって構成され、第２圧縮機構部２０ｂがシリンダ２１、第２ロータ２２ｂ、第２ベーン２３ｂ、シャフト２４等によって構成されている。

本実施形態の第１圧縮機構部２０ａおよび第２圧縮機構部２０ｂは、共通のシリンダ２１およびシャフト２４を含んで構成されている。具体的には、図１に示すように、シリンダ２１およびシャフト２４は、メインハウジング１１の底面側の一部が第１圧縮機構部２０ａを構成しており、サブハウジング１２側の一部が第２圧縮機構部２０ｂを構成している。

シリンダ２１は、前述の如く、電動モータ３０の回転子として回転中心軸Ｃ１周りに回転するとともに、内部に第１圧縮機構部２０ａの第１作動室Ｖａおよび第２圧縮機構部２０ｂの第２作動室Ｖｂを形成する円筒状の部材である。

シリンダ２１には、その軸方向一端側に開口する開口部を閉塞する第１サイドプレート２５ａがボルト締め等の手段によって固定されている。また、シリンダ２１には、その軸方向他端側に開口する開口部を閉塞する第２サイドプレート２５ｂが同様の手段によって固定されている。各サイドプレート２５ａ、２５ｂは、シリンダ２１の両端部に開口する開口部を閉塞する閉塞部材を構成している。

各サイドプレート２５ａ、２５ｂは、シリンダ２１の回転中心軸Ｃ１に直行する方向へ広がる円板状部、および円板状部の中心部に配置されて軸方向に突出するボス部を有している。さらに、各サイドプレート２５ａ、２５ｂそれぞれのボス部には、円板状部の表裏を貫通する貫通穴が形成されている。

これらの貫通穴には、それぞれ図示しない軸受け機構が配置されており、この軸受け機構にシャフト２４が挿入されている。これにより、シリンダ２１はシャフト２４に対して回転自在に支持されている。

本実施形態のシリンダ２１の内部は、円板状の中間サイドプレート２５ｃが配置されている。シリンダ２１の内部は、中間サイドプレート２５ｃによって第１作動室Ｖａおよび第２作動室Ｖｂに区画されている。なお、本実施形態では、中間サイドプレート２５ｃが、シリンダ２１の軸方向の略中央部に配置されている。

続いて、シャフト２４は、シリンダ２１に固定された各サイドプレート２５ａ、２５ｂ、２５ｃ、および後述する各ロータ２２ａ、２２ｂを回転自在に支持する略円筒状の部材である。

シャフト２４の両端部は、それぞれハウジング１０のメインハウジング１１およびサブハウジング１２に固定されている。従って、シャフト２４は、ハウジング１０に対して回転することはない。

また、シャフト２４の軸方向中央部には、サブハウジング１２側の端部よりも外径寸法の小さい偏心部２４ｃが設けられている。この偏心部２４ｃの回転中心軸は、シリンダ２１の回転中心軸Ｃ１に対して偏心した偏心軸Ｃ２となっている。

シャフト２４の偏心部２４ｃには、図示しない軸受け機構を介して、第１ロータ２２ａおよび第２ロータ２２ｂが回転自在に支持されている。本実施形態では、各ロータ２２ａ、２２ｂが共通する偏心軸Ｃ２周りに回転するように、第１ロータ２２ａの偏心軸と第２ロータ２２ｂの偏心軸が同軸上に配置されている。

シャフト２４の内部には、図１に示すように、ハウジング側吸入通路１３ａに連通して、外部から流入した冷媒を各作動室Ｖａ、Ｖｂ側へ導くためのシャフト側吸入通路２４ｄが形成されている。シャフト２４の外周面には、シャフト側吸入通路２４ｄを流通する冷媒を流出させる複数（例えば、４つ）の第１、第２シャフト側出口穴２４０ａ、２４０ｂが開口している。本実施形態では、シャフト側吸入通路２４ｄが、外部から流体を供給する供給通路を構成している。

シャフト２４の外周面には、図１、図４に示すように、シャフト２４の外周面を内周側に凹ませた第１、第２シャフト側凹部２４１ａ、２４１ｂが形成されている。そして、第１、第２シャフト側出口穴２４０ａ、２４０ｂは、それぞれ第１、第２シャフト側凹部２４１ａ、２４１ｂが形成された部位に開口している。

このため、第１、第２シャフト側出口穴２４０ａ、２４０ｂは、第１、第２シャフト側凹部２４１ａ、２４１ｂの内部に形成される円環状の第１、第２シャフト側連通用空間２４２ａ、２４２ｂに連通している。

続いて、第１ロータ２２ａは、シリンダ２１の内部に配置されてシリンダ２１の回転中心軸Ｃ１の軸方向に延びる円筒状部材である。第１ロータ２２ａは、シャフト２４の偏心部２４ｃに回転自在に支持されている。このため、第１ロータ２２ａは、シリンダ２１の回転中心軸Ｃ１に対して偏心した偏心軸Ｃ２周りに回転する。

第１ロータ２２ａの軸方向長さは、図１に示すように、シャフト２４およびシリンダ２１の第１圧縮機構部２０ａを構成する部位の軸方向長さと略同等の寸法に形成されている。また、第１ロータ２２ａの外径寸法は、シリンダ２１の内部に形成される円柱状空間の内径寸法よりも小さく形成されている。本実施形態の第１ロータ２２ａの外径寸法は、図２、図３に示すように、第１ロータ２２ａの外周面２２５ａとシリンダ２１の内周面２１ａが１箇所の近接部Ｃ３で近接するように設定されている。この点については後で詳述する。

第１ロータ２２ａと中間サイドプレート２５ｃとの間、および第１ロータ２２ａと第１サイドプレート２５ａとの間には、動力伝達機構が配置されている。動力伝達機構は、第１ロータ２２ａがシリンダ２１と同期して連動回転するように、シリンダ２１から第１ロータ２２ａへ回転駆動力を伝達するものである。

本実施形態の動力伝達機構は、いわゆるピン−ホール式の自転防止機構と同等の機構で構成されている。

すなわち、図２に示すように、動力伝達機構は、第１ロータ２２ａの中間サイドプレート２５ｃ側の面に形成された複数の円形状の第１穴部２２１ａ、中間サイドプレート２５ｃから第１ロータ２２ａ側に向かって突出する複数の駆動ピン２５１ｃで構成されている。各駆動ピン２５１ｃは、第１穴部２２１ａよりも小径に形成されており、第１ロータ２２ａ側へ向かって軸方向に突出して、それぞれ第１穴部２２１ａに嵌め込まれている。このことは、第１ロータ２２ａと第１サイドプレート２５ａとの間に設けられる動力伝達機構についても同様である。

本実施形態の動力伝達機構では、シリンダ２１が回転中心軸Ｃ１周りに回転すると、各駆動ピン２５１ｃとシャフト２４の偏心部２４ｃとの相対位置および相対距離が変化する。この相対位置および相対距離の変化によって、第１ロータ２２ａの第１穴部２２１ａの側壁面が駆動ピン２５１ｃから回転方向の荷重を受ける。その結果、第１ロータ２２ａは、シリンダ２１の回転に同期して偏心軸Ｃ２周りに回転する。本実施形態の第１穴部２２１ａそれぞれには、駆動ピン２５１ｃが接触する外周側壁面の摩耗を抑制するための金属製のリング部材２２３ａが嵌め込まれている。

第１ロータ２２ａの外周面２２５ａには、図２、図３に示すように、軸方向の全域に亘って内周側へ凹んだ第１溝部２２２ａが形成されている。第１溝部２２２ａには、後述する第１ベーン２３ａが摺動可能に嵌め込まれている。

第１溝部２２２ａは、偏心軸Ｃ２の軸方向に直交する断面おいて、第１ロータ２２ａの径方向に対して傾斜した方向に延びる形状に形成されている。このため、第１溝部２２２ａに嵌め込まれた第１ベーン２３ａは、第１ロータ２２ａの径方向に対して傾斜した方向に変位する。

また、第１ロータ２２ａには、図３に示すように、第１溝部２２２ａと同様に径方向に対して傾斜して延びると共に、第１ロータ２２ａの外周面２２５ａ側と内周面２２６ａ側とを連通させる第１ロータ側吸入通路２２４ａが形成されている。第１ロータ側吸入通路２２４ａの流体流出口は、第１溝部２２２ａの回転方向直後に開口している。これにより、外部からシャフト側吸入通路２４ｄへ流入した冷媒は、第１ロータ側吸入通路２２４ａ側へ導かれる。

第１ベーン２３ａは、第１ロータ２２ａの外周面２２５ａとシリンダ２１の内周面２１ａとの間に形成される第１作動室Ｖａを、冷媒を吸入する第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮ、および冷媒を圧縮する第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴに仕切る板状の仕切部材である。第１ベーン２３ａの軸方向長さは、第１ロータ２２ａの軸方向長さと略同等の寸法に形成されている。さらに、第１ベーン２３ａの外周側端部は、シリンダ２１の内周面２１ａに対して摺動可能に配置されている。

また、第１サイドプレート２５ａには、図１に示すように、第１作動室Ｖａで圧縮された冷媒をハウジング１０の内部空間へ吐出させる第１吐出穴２５１ａが形成されている。さらに、第１サイドプレート２５ａには、第１作動室Ｖａの第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が所定の吐出圧力を超えた際に、第１吐出穴２５１ａを開放する第１吐出弁２６ａが設けられている。本実施形態の第１吐出弁２６ａは、例えば、ハウジング１０の内部空間の冷媒が、第１吐出穴２５１ａを介して第１作動室Ｖａへ逆流してしまうことを抑制するリード弁で構成されている。

次に、第２圧縮機構部２０ｂについて説明する。前述の如く、第２圧縮機構部２０ｂの基本的構成は、第１圧縮機構部２０ａと同様である。従って、第２ロータ２２ｂは、図１に示すように、シャフト２４およびシリンダ２１の第２圧縮機構部２０ｂを構成する部位の軸方向長さと略同等の寸法の円筒状部材で構成されている。

さらに、第２ロータ２２ｂの偏心軸Ｃ２と第１ロータ２２ａの偏心軸Ｃ２は、同軸上に配置されている。このため、第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂとシリンダ２１の内周面２１ａは、第１ロータ２２ａと同様に、図２、図３に示す近接部Ｃ３で近接している。

第２ロータ２２ｂと中間サイドプレート２５ｃとの間、および第２ロータ２２ｂと第１サイドプレート２５ａとの間には、シリンダ２１から第２ロータ２２ｂへの回転駆動力を伝達する動力伝達機構と同様の動力伝達機構が設けられている。従って、第２ロータ２２ｂには、複数の駆動ピンが嵌め込まれる複数の円形状の第２穴部が形成されている。この第２穴部にも、第１穴部２２１ａと同様のリング部材が嵌め込まれている。

また、第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂには、図３の破線で示すように、軸方向の全域に亘って内周側へ凹んだ第２溝部２２２ｂが形成されている。第２溝部２２２ｂには、第２ベーン２３ｂが摺動可能に嵌め込まれている。

第２溝部２２２ｂは、第１溝部２２２ａと同様に、偏心軸Ｃ２の軸方向に直交する断面において、第２ロータ２２ｂの径方向に対して傾斜した方向に延びる形状に形成されている。

また、第２ロータ２２ｂには、図３の破線で示すように、第２溝部２２２ｂと同様に径方向に対して傾斜して延びると共に、第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂ側と内周面２２６ｂ側とを連通させる第２ロータ側吸入通路２２４ｂが形成されている。

第２ベーン２３ｂは、第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂとシリンダ２１の内周面２１ａとの間に形成される第２作動室Ｖｂを、冷媒を吸入する第２吸入空間Ｖｂ＿ＩＮ、および冷媒を圧縮する第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴに仕切る板状の仕切部材である。第２ベーン２３ｂの軸方向長さは、第２ロータ２２ｂの軸方向長さと略同等の寸法に形成されている。さらに、第２ベーン２３ｂの外周側端部は、シリンダ２１の内周面２１ａに対して摺動可能に配置されている。

また、第２サイドプレート２５ｂには、図１に示すように、第２作動室Ｖｂにて圧縮された冷媒をハウジング１０の内部空間へ吐出させる第２吐出穴２５１ｂが形成されている。さらに、第２サイドプレート２５ｂには、第２作動室Ｖｂの第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が所定の吐出圧力を超えた際に、第２吐出穴２５１ｂを開放する第２吐出弁２６ｂが設けられている。本実施形態の第２吐出弁２６ｂは、ハウジング１０の内部空間の冷媒が、第２吐出穴２５１ｂを介して第２作動室Ｖｂへ逆流してしまうことを抑制するリード弁で構成されている。

本実施形態の第２圧縮機構部２０ｂは、図３の破線で示すように、第２ベーン２３ｂ、第２ロータ側吸入通路２２４ｂ、第２吐出穴２５１ｂ等の構成要素が、第１圧縮機構部２０ａの構成要素に対して、略１８０°位相のずれた位置に配置されている。

次に、本実施形態の圧縮機１の基本的な作動について図５を参照して説明する。図５は、圧縮機１の作動状態を説明するために、シリンダ２１の回転に伴う第１作動室Ｖａの変化を連続的に示した説明図である。なお、図５のシリンダ２１の各回転角度θに対応する断面図では、図３と同等の断面図における第１ロータ側吸入通路２２４ａ、および第１ベーン２３ａ等の位置を実線で示している。また、図５では、各回転角度θにおける第２ロータ側吸入通路２２４ｂ、および第２ベーン２３ｂの位置を破線で示している。さらに、図５では、図示の明確化のため、シリンダ２１の回転角度θ＝０°に対応する断面図に、各構成部材の符号を付し、他の断面図における各構成部材の符号を省略している。なお、図５では、近接部Ｃ３と第１ベーン２３ａの外周側先端部が重なっている状態におけるシリンダ２１の回転角度θを０°としている。

図５に示すように、シリンダ２１の回転角度θが０°の状態では、第１ベーン２３ａの回転方向前方側に最大容積の第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴが形成されると共に、第１ベーン２３ａの回転方向後方側に最小容積の第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮが形成される。なお、第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮは、第１作動室Ｖａにおける容積を拡大させる行程となっている空間である。また、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴは、第１作動室Ｖａにおける容積を縮小させる行程となっている空間である。

そして、シリンダ２１の回転角度θが０°から増加すると、図５の回転角度θ＝４５°〜３１５°に示すように、シリンダ２１、第１ロータ２２ａ、および第１ベーン２３ａが変位することで、第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮの容積が増加する。

これにより、サブハウジング１２に形成された吸入ポート１２ａから吸入された冷媒が、ハウジング側吸入通路１３ａ→シャフト側吸入通路２４ｄの第１シャフト側出口穴２４０ａ→第１ロータ側吸入通路２２４ａの順に流れて、第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮへ流入する。

この際、第１ベーン２３ａには、第１ロータ２２ａの回転に伴う遠心力が作用するので、第１ベーン２３ａの外周側端部がシリンダ２１の内周面に押しつけられて当接する。これにより、第１作動室Ｖａは、第１ベーン２３ａによって、第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮと第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴとに区画された状態が維持される。

そして、シリンダ２１の回転角度θが３６０°に達すると（すなわち、回転角度θ＝０°に戻ると）、第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮが最大容積となる。さらに、シリンダ２１の回転角度θが３６０°から増加すると、第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮと第１ロータ側吸入通路２２４ａとの連通が遮断される。これにより、第１ベーン２３ａの回転方向前方側に、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴが形成される。

さらに、シリンダ２１の回転角度θが３６０°から増加すると、図５の回転角度θ＝４０５°〜６７５°に点ハッチングで示すように、第１ベーン２３ａの回転方向前方側に形成された第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの容積が縮小する。

これにより、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が上昇する。そして、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が、ハウジング１０の内部空間の冷媒圧力以上の吐出圧力に達すると、第１吐出弁２６ａが開弁する。これにより、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒が第１吐出穴２５１ａを介してハウジング１０の内部空間へ吐出される。

なお、上記の作動説明では、第１圧縮機構部２０ａの作動態様の明確化のため、シリンダ２１の回転角度θが０°から７２０°まで変化する間の第１作動室Ｖａの変化を説明した。実際には、シリンダ２１の回転角度θが０°から３６０°まで変化する際に説明した冷媒の吸入行程と、シリンダ２１の回転角度θが３６０°から７２０°まで変化する際に説明した冷媒の圧縮行程とが、シリンダ２１が１回転する際に同時に行われる。

また、第２圧縮機構部２０ｂは、第１圧縮機構部２０ａと同様に作動して、冷媒の圧縮および吸入が行われる。第２圧縮機構部２０ｂでは、第２ベーン２３ｂ等が、第１圧縮機構部２０ａの第１ベーン２３ａ等に対して、１８０°位相のずれた位置に配置されている。すなわち、本実施形態では、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達するシリンダ２１の回転角度θが、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達するシリンダ２１の回転角度θに対して、１８０°ずれている。

従って、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴでは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴに対して、１８０°位相のずれた回転角度で冷媒の圧縮および吸入が行われる。第２圧縮機構部２０ｂからハウジング１０の内部空間へ吐出された冷媒は、第１圧縮機構部２０ａから吐出された冷媒と合流し、ハウジング１０の吐出ポート１１ａから吐出される。

ここで、本実施形態の圧縮機１では、シリンダ２１の内周面２１ａと各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂとの近接部Ｃ３を境に、各作動室Ｖａ、Ｖｂが冷媒を吸入する空間と冷媒を圧縮する空間とに区画されている。

そして、第１ロータ２２ａの外周面２２５ａがシリンダ２１の内周面２１ａに対して近接部Ｃ３で接触している場合、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒が第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮへ漏れないと考えられる。同様に、第２作動室Ｖｂでは、シリンダ２１の内周面２１ａと第１ロータ２２ａの外周面２２５ａとの近接部Ｃ３に接触している場合、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒が第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮへ漏れないと考えられる。

このため、本発明者らは、各ロータ２２ａ、２２ｂがシリンダ２１に対して近接部Ｃ３で接触するように、シリンダ２１の内側に各ロータ２２ａ、２２ｂを組み付ける構成を検討していた。

しかしながら、実際に本発明者らが、各ロータ２２ａ、２２ｂとシリンダ２１とが近接部Ｃ３で接触するように組み付けた状態で圧縮機１を作動させたところ、近接部Ｃ３に微小な隙間が生ずることが判った。

理由としては、圧縮機１の作動時に各作動室Ｖａ、Ｖｂ内の圧力が大きく変化することで、圧縮機構２０の構成要素の一部（例えば、シャフト２４の偏心部２４ｃ）が弾性変形して、シリンダ２１と各ロータ２２ａ、２２ｂとの偏心量が変化すること等が挙げられる。

図６に示すように、本実施形態の圧縮機１において、シリンダ２１と各ロータ２２ａ、２２ｂとの近接部Ｃ３に生ずる隙間が大きくなると、当該隙間を介して各作動室Ｖａ、Ｖｂの冷媒を圧縮する空間から冷媒を吸入する空間への冷媒の漏れ量が増加してしまう。このような冷媒の漏れ量の増加は、圧縮損失が増加して圧縮性能が低下する要因となることから好ましくない。

これに対して、シリンダ２１の回転中心軸Ｃ１と各ロータ２２ａ、２２ｂの回転中心軸である偏心部２４ｃとの偏心量を大きくして、シリンダ２１の内周面２１ａと各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂとの接触応力を高くすることが考えられる。

しかしながら、シリンダ２１と各ロータ２２ａ、２２ｂとの間の接触応力を高くすると、シリンダ２１の内周面２１ａと各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂとの間における摺動損失が増加し、圧縮性能が低下してしまうといった背反がある。

そこで、本発明者らは、圧縮機１の圧縮性能の向上を図るために鋭意検討を重ねた。この結果、冷媒漏れによる圧縮損失の増加は、各吸入空間Ｖａ＿ＩＮ、Ｖｂ＿ＩＮの冷媒圧力（すなわち、冷媒の吸入圧力）と各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力との圧力差が大きくなる際に顕著となることが判った。

これらを鑑み、本発明者らは、各吸入空間Ｖａ＿ＩＮ、Ｖｂ＿ＩＮの冷媒圧力と各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力との圧力差が大きくなる際に、シリンダ２１と各ロータ２２ａ、２２ｂとの接触応力が高くなる構成を案出した。すなわち、本実施形態の圧縮機１は、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が、所定の基準圧力以上となる際に、当該基準圧力未満となる場合に比べて、シリンダ２１と各ロータ２２ａ、２２ｂとの間に作用する接触応力が高くなる構成となっている。なお、シリンダ２１と各ロータ２２ａ、２２ｂとの間に作用する接触応力は、シリンダ２１および各ロータ２２ａ、２２ｂの組付け時に、シリンダ２１の回転トルクを測定することにより調整可能である。

具体的には、本実施形態は、図７に示すように、各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂの軸心Ｃ４を各ロータ２２ａ、２２ｂの内周面２２６ａ、２２６ｂの軸心となる偏心軸Ｃ２に対して偏心させている。

これにより、各ロータ２２ａ、２２ｂは、その周方向において厚みが異なっている。例えば、各ロータ２２ａ、２２ｂにおける厚みの最大値Ｔｈｒ１は、外周面２２５ａ、２２５ｂの軸心Ｃ４と偏心軸Ｃ２との偏心量δｒの分、各ロータ２２ａ、２２ｂにおける厚みの最小値Ｔｈｒ２よりも大きくなっている。

ここで、本実施形態の各ロータ２２ａ、２２ｂは、厚みが最も大きくなる部位の外周面２２５ａ、２２５ｂの半径がシリンダ２１の内周面２１ａの半径以上となっている。また、本実施形態の各ロータ２２ａ、２２ｂは、厚みが最も小さくなる部位の外周面２２５ａ、２２５ｂの半径がシリンダ２１の内周面２１ａの半径未満となっている。

そして、各ロータ２２ａ、２２ｂは、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が、所定の基準圧力以上となる回転角度θの範囲において、シリンダ２１と各ロータ２２ａ、２２ｂとの近接部Ｃ３に作用する接触応力が最大となるように設定されている。

図８は、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θ（例えば、２４０°）における第１圧縮機構部２０ａの軸方向断面を示している。図８に示すように、第１ロータ２２ａは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θにおいて、近接部Ｃ３、第１ロータ２２ａの外周面２２５ａの軸心Ｃ４、偏心軸Ｃ２がこの順序で一直線上に並ぶように設定されている。

同様に、第２ロータ２２ｂは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θにおいて、近接部Ｃ３、第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂの軸心Ｃ４、偏心軸Ｃ２がこの順序で一直線上に並ぶように設定されている。

前述したように、本実施形態では、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達するシリンダ２１の回転角度θが、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達するシリンダ２１の回転角度θに対して、１８０°ずれている。

このため、第２ロータ２２ｂは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達してから１８０°回転した回転角度θにて、近接部Ｃ３、軸心Ｃ４、偏心軸Ｃ２がこの順序で一直線上に並ぶように設定されていればよい。

ここで、図９は、第１作動室Ｖａへの冷媒の吸入が完了した後、シリンダ２１の回転角度θを０°から３６０°まで変化させた際の第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力、および近接部Ｃ３における接触応力の変化を説明するための説明図である。

図９では、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力、およびシリンダ２１と第１ロータ２２ａとの近接部Ｃ３における接触応力の変化を実線で示している。また、図９では、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力、およびシリンダ２１と第２ロータ２２ｂとの近接部Ｃ３における接触応力の変化を破線で示している。

図９の実線で示すように、シリンダ２１の回転角度θが０°から増加すると、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が徐々に上昇する。そして、シリンダ２１の回転角度θが２４０°付近になると、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達して、第１吐出弁２６ａが開弁する。これにより、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒が第１吐出穴２５１ａを介してハウジング１０の内部空間へ吐出される。

この際、近接部Ｃ３、第１ロータ２２ａの外周面２２５ａの軸心Ｃ４、偏心軸Ｃ２がこの順序で一直線上に並ぶことで、近接部Ｃ３における第１ロータ２２ａの外周面２２５ａの半径がシリンダ２１の内周面２１ａの半径以上となる。すなわち、本実施形態の第１圧縮機構部２０ａでは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達した際に、シリンダ２１の内周面２１ａと第１ロータ２２ａの外周面２２５ａとの近接部Ｃ３に作用する接触応力が最大となる。

ここで、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴから第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮへの冷媒の漏れ量は、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴと第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮとの圧力差が最も大きくなる際に顕著となる。

一方、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達するまでは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴと第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮとの圧力差が小さく、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴから第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮへの冷媒の漏れ量は少ない。

本実施形態の第１圧縮機構部２０ａは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達した際に、シリンダ２１と第１ロータ２２ａとの接触応力が最大となる。このため、本実施形態の第１圧縮機構部２０ａでは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴから第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮへの冷媒の漏れを効果的に抑えることができる。

また、本実施形態の第１圧縮機構部２０ａは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達するまではシリンダ２１と第１ロータ２２ａとの接触応力が小さくなる。このため、本実施形態の第１圧縮機構部２０ａでは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴから第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮへの冷媒の漏れ量を抑えつつ、シリンダ２１の内周面２１ａと第１ロータ２２ａの外周面２２５ａとの摺動損失を抑えることができる。

続いて、図９の破線で示すように、シリンダ２１の回転角度θが１８０°付近に達すると、第２作動室Ｖｂにおける冷媒の吸入が完了する。そして、シリンダ２１の回転角度θが１８０°から増加すると、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が徐々に上昇する。そして、シリンダ２１の回転角度θが４２０°付近になると、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達して、第２吐出弁２６ｂが開弁する。これにより、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒が第２吐出穴２５１ｂを介してハウジング１０の内部空間へ吐出される。

この際、第２圧縮機構部２０ｂでは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達した際に、シリンダ２１の内周面２１ａと第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂとの近接部Ｃ３に作用する接触応力が最大となる。

このため、本実施形態の第２圧縮機構部２０ｂでは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴから第２吸入空間Ｖｂ＿ＩＮへの冷媒の漏れを効果的に抑えることができる。また、本実施形態の第２圧縮機構部２０ｂでは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達するまではシリンダ２１と第２ロータ２２ｂとの接触応力が小さくなる。このため、本実施形態の第２圧縮機構部２０ｂでは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴから第２吸入空間Ｖｂ＿ＩＮへの冷媒の漏れを抑えつつ、シリンダ２１の内周面２１ａと第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂとの摺動損失を抑えることができる。

以上説明した本実施形態の圧縮機１は、冷凍サイクル装置において、流体である冷媒を吸入し、圧縮して吐出することができる。特に、本実施形態の圧縮機１は、圧縮機構２０における冷媒を圧縮する空間の冷媒圧力が高くなる際に、各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂとシリンダ２１の内周面２１ａとの近接部Ｃ３に作用する接触応力が高くなる構成としている。これによれば、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴから吸入空間Ｖａ＿ＩＮ、Ｖｂ＿ＩＮへの冷媒の漏れを効果的に抑えることができる。

そして、本実施形態の圧縮機１は、圧縮機構２０における冷媒を圧縮する空間における冷媒圧力が低くなる際に、各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂとシリンダ２１の内周面２１ａとの近接部Ｃ３に作用する接触応力が小さくなる。このため、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴから各吸入空間Ｖａ＿ＩＮ、Ｖｂ＿ＩＮへの冷媒の漏れを抑えつつ、各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂとシリンダ２１の内周面２１ａとの近接部Ｃ３における摺動損失を効果的に抑えることができる。

従って、本実施形態の圧縮機１によれば、圧縮損失および摺動損失を効果的に抑えることで、圧縮機構２０における冷媒の圧縮性能の向上を図ることができる。

また、本実施形態では、各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂの軸心Ｃ４を各ロータ２２ａ、２２ｂの内周面２２６ａ、２２６ｂの軸心となる偏心軸Ｃ２に対して偏心させる構成としている。これによれば、別部材を追加することなく、シリンダ２１を回転させた際の各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂとシリンダ２１の内周面２１ａとの近接部Ｃ３に作用する接触応力を変化させることができる。

さらに、本実施形態の圧縮機１は、各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂの軸心Ｃ４と各ロータ２２ａ、２２ｂの内周面２２６ａ、２２６ｂの軸心と偏心させるだけなので、各ロータ２２ａ、２２ｂの組み付けが容易になるといった利点もある。

ここで、シリンダ２１の外周面２１ｂの軸心となる回転中心軸Ｃ１に対してシリンダ２１の内周面２１ａの軸心を偏心させることで、各ロータ２２ａ、２２ｂとシリンダ２１との近接部Ｃ３に作用する接触応力を変化させることが可能である。

しかしながら、シリンダ回転型圧縮機１では、シリンダ２１が各ロータ２２ａ、２２ｂの外周側に配置される構造となっており、シリンダ２１の外周面２１ｂと内周面２１ａとの偏心に伴ってシリンダ２１の回転方向における重量バランスが不安定となってしまう。圧縮機構２０における回転を伴う構成要素の重量バランスが不安定となることは、意図しないエネルギ損失を招く要因となることから好ましくない。

この点も加味して、本実施形態では、シリンダ２１の内側に配置される各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂの軸心Ｃ４を各ロータ２２ａ、２２ｂの内周面２２６ａ、２２６ｂの軸心となる偏心軸Ｃ２に対して偏心させる構成としている。これによれば、圧縮機構２０における回転を伴う構成要素の重量バランスが不安定となることを抑えることができる。

また、本実施形態では、圧縮機構２０における冷媒を圧縮する空間の冷媒圧力が吐出圧力に達する際に、各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂとシリンダ２１の内周面２１ａとの近接部Ｃ３に作用する接触応力が最大となる構成としている。

これによれば、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力と各吸入空間Ｖａ＿ＩＮ、Ｖｂ＿ＩＮとの冷媒圧力との圧力差が最も拡大する際に、近接部Ｃ３に作用する接触応力を大きくすることができる。このため、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴから吸入空間Ｖａ＿ＩＮ、Ｖｂ＿ＩＮへの冷媒の漏れを効果的に抑えることができる。

また、本実施形態の圧縮機１は、電動モータ３０の内周側に圧縮機構２０を配置しているので、圧縮機１の軸方向における体格の小型化を図ることができる。特に、本実施形態では、第１圧縮機構部２０ａおよび第２圧縮機構部２０ｂをシリンダ２１の回転中心軸Ｃ１の軸方向に並んで配置しているので、圧縮機１の径方向における体格を増加させることなく、各作動室Ｖａ、Ｖｂの容積を充分に確保することができる。

ここで、本実施形態の圧縮機１は、第１作動室Ｖａおよび第２作動室Ｖｂの最大容積が互いに略同等となっている。加えて、本実施形態の圧縮機１では、第１作動室Ｖａ内の冷媒が吐出圧力に到達するシリンダ２１の回転角度θと第２作動室Ｖｂ内の冷媒が最大圧力に到達するシリンダ２１の回転角度θが１８０°ずれている。

これによれば、本実施形態の第１作動室Ｖａと第２作動室Ｖｂとの合計吐出容量と同等の吐出容量を単一の圧縮機構部によって実現する場合に比べて、圧縮機１全体としてのトルク変動を抑制することができる。

従って、本実施形態の圧縮機１は、圧縮機１全体としての騒音や振動の増加を抑制することができる。なお、本実施形態における圧縮機１全体としてのトルク変動としては、第１作動室Ｖａ内の冷媒の圧力変動によるトルク変動と第２作動室Ｖｂ内の冷媒の圧力変動によって生じるトルク変動との合算値を採用することができる。

また、本実施形態の圧縮機１は、シャフト２４に対して圧縮機構２０に冷媒を供給する供給通路であるシャフト側吸入通路２４ｄを形成している。このように、シャフト２４を冷媒の供給通路として利用する構成とすれば、流体の供給通路を構成する部材をシャフト２４とは別部材で構成する場合に比べて、圧縮機１の径方向における体格を抑えることができる。

ここで、本実施形態では、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θとして２４０°を例示したが、これに限定されない。第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θは、１８０°から２７０°までの範囲が理想とされている。このため、各ロータ２２ａ、２２ｂは、シリンダ２１の回転角度θが１８０°から２７０°となる範囲において、シリンダ２１と各ロータ２２ａ、２２ｂとの近接部Ｃ３に作用する接触応力が最大となるように設定することが望ましい。このことは、以降の実施形態においても同様である。

（第１実施形態の変形例）
上述の第１実施形態では、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θとなる際に、近接部Ｃ３にて各ロータ２２ａ、２２ｂとシリンダ２１とが接触する構成を例示したが、これに限定されない。

圧縮機１は、例えば、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θとなる際に、各ロータ２２ａ、２２ｂとシリンダ２１とが接触しない構成となっていてもよい。

ここで、図１０は、本変形例に係る圧縮機構２０の軸方向断面図である。なお、図１０は、第１実施形態の図８に対応しており、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θにおける第１圧縮機構部２０ａの軸方向断面を示している。

図１０に示すように、圧縮機１は、各吸入空間Ｖａ＿ＩＮ、Ｖｂ＿ＩＮの冷媒圧力と各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力との圧力差が拡大する際に、シリンダ２１と各ロータ２２ａ、２２ｂとの最小隙間Ｃ５の間隔ＳＰが小さくなる構成となっている。換言すれば、本変形例の圧縮機１は、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が所定の基準圧力以上となる際、当該基準圧力未満となる場合に比べて、シリンダ２１と各ロータ２２ａ、２２ｂとの最小隙間Ｃ５の間隔ＳＰが小さくなる構成となっている。なお、最小隙間Ｃ５は、シリンダ２１の内周面２１ａと各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂとの間に形成される隙間のうち、シリンダ２１の内周面２１ａと各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂとの間隔が最小となる隙間である。

具体的には、本変形の各ロータ２２ａ、２２ｂは、第１実施形態と同様に、各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂの軸心Ｃ４が各ロータ２２ａ、２２ｂの内周面２２６ａ、２２６ｂの軸心となる偏心軸Ｃ２に対して偏心している。

また、本変形例の各ロータ２２ａ、２２ｂは、厚みが最も大きくなる部位の外周面２２５ａ、２２５ｂの半径がシリンダ２１の内周面２１ａの半径未満となっている。そして、本変形例の各ロータ２２ａ、２２ｂは、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が所定の基準圧力以上となる回転角度θの範囲において、シリンダ２１と各ロータ２２ａ、２２ｂとの最小隙間Ｃ５が最も小さくなるように設定されている。

より具体的には、第１ロータ２２ａは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θにおいて、最小隙間Ｃ５、第１ロータ２２ａの外周面２２５ａの軸心Ｃ４、偏心軸Ｃ２がこの順序で一直線上に並ぶように設定されている。

同様に、第２ロータ２２ｂは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θにおいて、最小隙間Ｃ５、第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂの軸心Ｃ４、偏心軸Ｃ２がこの順序で一直線上に並ぶように設定されている。

ここで、図１１は、第１作動室Ｖａへの冷媒の吸入が完了した後、シリンダ２１の回転角度θを０°から３６０°まで変化させた際の第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力、および最小隙間Ｃ５の間隔ＳＰの変化を説明するための説明図である。

図１１では、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力、およびシリンダ２１と第１ロータ２２ａとの最小隙間Ｃ５における間隔ＳＰの変化を実線で示している。また、図１１では、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力、およびシリンダ２１と第２ロータ２２ｂとの最小隙間Ｃ５における間隔ＳＰの変化を破線で示している。

図１１の実線で示すように、シリンダ２１の回転角度θが０°から増加すると、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が徐々に上昇する。そして、シリンダ２１の回転角度θが２４０°付近になると、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達して、第１吐出弁２６ａが開弁する。これにより、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒が第１吐出穴２５１ａを介してハウジング１０の内部空間へ吐出される。

この際、最小隙間Ｃ５、第１ロータ２２ａの外周面２２５ａの軸心Ｃ４、偏心軸Ｃ２がこの順序で一直線上に並ぶことで、最小隙間Ｃ５における第１ロータ２２ａの外周面２２５ａとシリンダ２１の内周面２１ａとの間隔ＳＰが最も小さくなる。このため、本変形例の第１圧縮機構部２０ａでは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴから第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮへの冷媒の漏れを効果的に抑えることができる。

また、本変形例の第１圧縮機構部２０ａは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達するまではシリンダ２１と第１ロータ２２ａとの最小隙間Ｃ５の間隔ＳＰが大きくなる。このため、本変形例の第１圧縮機構部２０ａでは、第１ロータ２２ａの外周面２２５ａとシリンダ２１の内周面２１ａとが接触し難い構成となる。このため、シリンダ２１の内周面２１ａと第１ロータ２２ａの外周面２２５ａとの摺動損失を効果的に抑えることができる。

続いて、図１１の破線で示すように、シリンダ２１の回転角度θが１８０°付近に達すると、第２作動室Ｖｂにおける冷媒の吸入が完了する。そして、シリンダ２１の回転角度θが１８０°から増加すると、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が徐々に上昇する。そして、シリンダ２１の回転角度θが４２０°付近になると、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達して、第２吐出弁２６ｂが開弁する。これにより、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒が第２吐出穴２５１ｂを介してハウジング１０の内部空間へ吐出される。

この際、第２圧縮機構部２０ｂでは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達した際に、シリンダ２１の内周面２１ａと第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂとの最小隙間Ｃ５における間隔ＳＰが最小となる。

このため、本変形例の第２圧縮機構部２０ｂでは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴから第２吸入空間Ｖｂ＿ＩＮへの冷媒の漏れを効果的に抑えることができる。また、本変形例の第２圧縮機構部２０ｂでは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達するまではシリンダ２１と第２ロータ２２ｂとの最小隙間Ｃ５における間隔ＳＰが大きくなる。このため、本変形例の第２圧縮機構部２０ｂでは、シリンダ２１の内周面２１ａと第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂとの摺動損失を効果的に抑えることができる。

以上説明した本変形例では、第１実施形態と共通の構成から奏される作用効果を第１実施形態の構成と同様に得ることができる。

特に、本変形例では、圧縮機構２０における冷媒を圧縮する空間の冷媒圧力が高くなる際に、各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂとシリンダ２１の内周面２１ａとの最小隙間Ｃ５が小さくなる構成としている。これによれば、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴから吸入空間Ｖａ＿ＩＮ、Ｖｂ＿ＩＮへの冷媒の漏れを効果的に抑えることができる。

また、本変形例では、圧縮機構２０における冷媒を圧縮する空間の冷媒圧力が小さくなる際に、各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂとシリンダ２１の内周面２１ａとが接触し難い構成となる。このため、シリンダ２１の内周面２１ａと各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂとの摺動損失を効果的に抑えることができる。

従って、本変形例の圧縮機１においても、第１実施形態の圧縮機１と同様に、圧縮損失および摺動損失を効果的に抑えることで、圧縮機構２０における冷媒の圧縮性能の向上を図ることができる。

（第２実施形態）
次に、第２実施形態について、図１２、図１３を参照して説明する。本実施形態では、各ロータ２２ａ、２２ｂではなく、シリンダ２１の外周面２１ｂの軸心となる回転中心軸Ｃ１に対してシリンダ２１の内周面２１ａの軸心Ｃ６を偏心させている点が第１実施形態と相違している。なお、本実施形態の各ロータ２２ａ、２２ｂは、外周面２２５ａ、２２５ｂの軸心Ｃ４が偏心軸Ｃ２と同軸となるように構成されているものとする。

本実施形態では、図１２に示すように、シリンダ２１の内周面２１ａの軸心Ｃ６をシリンダ２１の外周面２１ｂの軸心となる回転中心軸Ｃ１に対して偏心させている。これにより、シリンダ２１は、その周方向において厚みが異なっている。例えば、シリンダ２１における厚みの最大値Ｔｈｓ１は、内周面２１ａの軸心Ｃ６と回転中心軸Ｃ１との偏心量δｓの分、シリンダ２１における厚みの最小値Ｔｈｓ２よりも大きくなっている。

なお、本実施形態のシリンダ２１は、厚みが最も大きくなる部位の内周面２１ａの半径が各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂの半径以下となっている。また、本実施形態のシリンダ２１は、厚みが最も小さくなる部位の内周面２１ａの半径が各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂの半径より大きくなっている。

ここで、図１３は、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θ（例えば、２４０°）における第１圧縮機構部２０ａの軸方向断面を示している。図１３に示すように、シリンダ２１は、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が、所定の基準圧力以上となる回転角度θの範囲において、シリンダ２１と各ロータ２２ａ、２２ｂとの近接部Ｃ３に作用する接触応力が最大となるように設定されている。

その他の構成は、第１実施形態と同様である。本実施形態の圧縮機１は、第１実施形態と共通の構成から奏される作用効果を第１実施形態の構成と同様に得ることができる。

（第２実施形態の変形例）
上述の第２実施形態では、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θとなる際に、近接部Ｃ３にて各ロータ２２ａ、２２ｂとシリンダ２１とが接触する構成を例示したが、これに限定されない。

圧縮機１は、例えば、図１４に示すように、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θとなる際に、近接部Ｃ５にて各ロータ２２ａ、２２ｂとシリンダ２１とが接触しない構成となっていてもよい。なお、図１４は、第２実施形態の図１３に対応しており、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θにおける第１圧縮機構部２０ａの軸方向断面を示している。

（第３実施形態）
次に、第３実施形態について、図１５〜図１８を参照して説明する。本実施形態では、各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂの一部に凸部２２７ａ、２２７ｂを形成している点が第１実施形態と相違している。なお、本実施形態の各ロータ２２ａ、２２ｂは、外周面２２５ａ、２２５ｂの軸心Ｃ４が偏心軸Ｃ２と同軸となるように構成されているものとする。

本実施形態では、図１５、図１６に示すように、各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂの一部にシリンダ２１の内周面２１ａ側に向けて突出する凸部２２７ａ、２２７ｂを形成している。これにより、各ロータ２２ａ、２２ｂは、その周方向において厚みが異なっている。

各ロータ２２ａ、２２ｂの凸部２２７ａ、２２７ｂは、例えば、各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂに対して樹脂を塗布する表面処理によって形成することが可能である。なお、凸部２２７ａ、２２７ｂは、切削等の加工処理によって形成されていてもよい。

各ロータ２２ａ、２２ｂの凸部２２７ａ、２２７ｂは、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が所定の基準圧力以上となる回転角度θの範囲において、各ロータ２２ａ、２２ｂにおけるシリンダ２１の内周面２１ａに当接する部位に形成されている。

具体的には、凸部２２７ａ、２２７ｂは、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θを跨ぐ範囲（例えば、２００°から３００°）において、シリンダ２１の内周面２１ａに当接する部位に形成されている。

これにより、各ロータ２２ａ、２２ｂは、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が所定の基準圧力以上となる回転角度θの範囲において、シリンダ２１と各ロータ２２ａ、２２ｂとの近接部Ｃ３に作用する接触応力が最大となるように構成されている。

ここで、図１７は、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θ（例えば、２４０°）における第１圧縮機構部２０ａの軸方向断面を示している。図１７に示すように、第１ロータ２２ａは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θにおいて、凸部２２７ａがシリンダ２１の内周面２１ａに接触するように設定されている。

同様に、第２ロータ２２ｂは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θにおいて、凸部２２７ｂがシリンダ２１の内周面２１ａに接触するように設定されている。なお、第２ロータ２２ｂは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達してから１８０°回転した回転角度θにて、凸部２２７ｂがシリンダ２１の内周面２１ａに接触するように設定されていればよい。

ここで、図１８は、第１作動室Ｖａへの冷媒の吸入が完了した後、シリンダ２１の回転角度θを０°から３６０°まで変化させた際の第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力、および近接部Ｃ３における接触応力の変化を説明するための説明図である。

図１８では、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力、およびシリンダ２１と第１ロータ２２ａとの近接部Ｃ３における接触応力の変化を実線で示している。また、図１８では、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力、およびシリンダ２１と第２ロータ２２ｂとの近接部Ｃ３における接触応力の変化を破線で示している。

図１８の実線に示すように、シリンダ２１の回転角度θが０°から増加すると、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が徐々に上昇する。そして、シリンダ２１の回転角度θが２４０°付近になると、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達して、第１吐出弁２６ａが開弁する。これにより、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒が第１吐出穴２５１ａを介してハウジング１０の内部空間へ吐出される。

この際、第１ロータ２２ａの凸部２２７ａがシリンダ２１の内周面２１ａに接触することで、近接部Ｃ３における作用する接触応力が最大となる。すなわち、本実施形態の第１圧縮機構部２０ａは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達した際に、シリンダ２１と第１ロータ２２ａとの接触応力が最大となる。このため、本実施形態の第１圧縮機構部２０ａでは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴから第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮへの冷媒の漏れを効果的に抑えることができる。

また、本実施形態の第１圧縮機構部２０ａは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達するまではシリンダ２１と第１ロータ２２ａとの接触応力が小さくなる。このため、本実施形態の第１圧縮機構部２０ａでは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴから第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮへの冷媒の漏れ量を抑えつつ、シリンダ２１の内周面２１ａと第１ロータ２２ａの外周面２２５ａとの摺動損失を抑えることができる。

続いて、図１８の破線で示すように、シリンダ２１の回転角度θが１８０°付近に達すると、第２作動室Ｖｂにおける冷媒の吸入が完了する。そして、シリンダ２１の回転角度θが１８０°から増加すると、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が徐々に上昇する。そして、シリンダ２１の回転角度θが４２０°付近になると、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達して、第２吐出弁２６ｂが開弁する。これにより、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒が第２吐出穴２５１ｂを介してハウジング１０の内部空間へ吐出される。

この際、第２ロータ２２ｂの凸部２２７ｂがシリンダ２１の内周面２１ａに接触することで、近接部Ｃ３における作用する接触応力が最大となる。すなわち、本実施形態の第２圧縮機構部２０ｂでは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達した際に、シリンダ２１の内周面２１ａと第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂとの近接部Ｃ３に作用する接触応力が最大となる。

このため、本実施形態の第２圧縮機構部２０ｂでは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴから第２吸入空間Ｖｂ＿ＩＮへの冷媒の漏れを効果的に抑えることができる。また、本実施形態の第２圧縮機構部２０ｂでは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達するまではシリンダ２１と第２ロータ２２ｂとの接触応力が小さくなる。このため、本実施形態の第２圧縮機構部２０ｂでは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴから第２吸入空間Ｖｂ＿ＩＮへの冷媒の漏れを抑えつつ、シリンダ２１の内周面２１ａと第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂとの摺動損失を抑えることができる。

その他の構成は、第１実施形態と同様である。本実施形態の圧縮機１は、第１実施形態と共通の構成から奏される作用効果を第１実施形態の構成と同様に得ることができる。すなわち、本実施形態の圧縮機１によれば、圧縮損失および摺動損失を効果的に抑えることで、圧縮機構２０における冷媒の圧縮性能の向上を図ることができる。

（第３実施形態の変形例）
上述の第３実施形態では、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θとなる際に、近接部Ｃ３にて各ロータ２２ａ、２２ｂとシリンダ２１とが接触する構成を例示したが、これに限定されない。

圧縮機１は、例えば、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θとなる際に、各ロータ２２ａ、２２ｂとシリンダ２１とが接触しない構成となっていてもよい。

ここで、図１９は、本変形例に係る圧縮機構２０の軸方向断面図である。なお、図１９は、第３実施形態の図１７に対応しており、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θにおける第１圧縮機構部２０ａの軸方向断面を示している。

図１９に示すように、本変形例では、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が所定の基準圧力以上となる回転角度θの範囲内で、各ロータ２２ａ、２２ｂにおけるシリンダ２１の内周面２１ａに最も近づく部位に凸部２２７ａ、２２７ｂを形成している。これにより、本変形例では、各吸入空間Ｖａ＿ＩＮ、Ｖｂ＿ＩＮの冷媒圧力と各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力との圧力差が拡大する際に、シリンダ２１と各ロータ２２ａ、２２ｂとの最小隙間Ｃ５の間隔ＳＰが小さくなる構成となっている。換言すれば、本変形例では、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が所定の基準圧力以上となる際、当該基準圧力未満となる場合に比べて、シリンダ２１と各ロータ２２ａ、２２ｂとの最小隙間Ｃ５の間隔ＳＰが小さくなる構成となっている。

図２０は、第１作動室Ｖａへの冷媒の吸入が完了した後、シリンダ２１の回転角度θを０°から３６０°まで変化させた際の第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力、および最小隙間Ｃ５の間隔ＳＰの変化を説明するための説明図である。

図２０では、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力、およびシリンダ２１と第１ロータ２２ａとの最小隙間Ｃ５における間隔ＳＰの変化を実線で示している。また、図２０では、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力、およびシリンダ２１と第２ロータ２２ｂとの最小隙間Ｃ５における間隔ＳＰの変化を破線で示している。

図２０の実線で示すように、シリンダ２１の回転角度θが０°から増加すると、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が徐々に上昇する。そして、シリンダ２１の回転角度θが２４０°付近になると、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達して、第１吐出弁２６ａが開弁する。これにより、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒が第１吐出穴２５１ａを介してハウジング１０の内部空間へ吐出される。

この際、第１ロータ２２ａの凸部２２７ａがシリンダ２１の内周面２１ａに最も接近することで、シリンダ２１の内周面２１ａと第１ロータ２２ａの外周面２２５ａとの最小隙間Ｃ５における間隔ＳＰが最小となる。このため、本変形例の第１圧縮機構部２０ａでは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴから第１吸入空間Ｖａ＿ＩＮへの冷媒の漏れを効果的に抑えることができる。

また、本変形例の第１圧縮機構部２０ａは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達するまではシリンダ２１と第１ロータ２２ａとの最小隙間Ｃ５の間隔ＳＰが大きくなる。このため、本変形例の第１圧縮機構部２０ａでは、第１ロータ２２ａの外周面２２５ａとシリンダ２１の内周面２１ａとが接触し難い構成となる。このため、シリンダ２１の内周面２１ａと第１ロータ２２ａの外周面２２５ａとの摺動損失を効果的に抑えることができる。

続いて、図２０の破線で示すように、シリンダ２１の回転角度θが１８０°付近に達すると、第２作動室Ｖｂにおける冷媒の吸入が完了する。そして、シリンダ２１の回転角度θが１８０°から増加すると、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が徐々に上昇する。そして、シリンダ２１の回転角度θが４２０°付近になると、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達して、第２吐出弁２６ｂが開弁する。これにより、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒が第２吐出穴２５１ｂを介してハウジング１０の内部空間へ吐出される。

この際、第２ロータ２２ｂの凸部２２７ｂがシリンダ２１の内周面２１ａに最も接近することで、シリンダ２１の内周面２１ａと第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂとの最小隙間Ｃ５における間隔ＳＰが最小となる。このため、本変形例の第２圧縮機構部２０ｂでは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴから第２吸入空間Ｖｂ＿ＩＮへの冷媒の漏れを効果的に抑えることができる。また、本変形例の第２圧縮機構部２０ｂでは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に到達するまではシリンダ２１と第２ロータ２２ｂとの最小隙間Ｃ５における間隔ＳＰが大きくなる。このため、本変形例の第２圧縮機構部２０ｂでは、シリンダ２１の内周面２１ａと第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂとの摺動損失を効果的に抑えることができる。

以上説明した本変形例では、第３実施形態と共通の構成から奏される作用効果を第３実施形態の構成と同様に得ることができる。すなわち、本変形例の圧縮機１においても、第３実施形態の圧縮機１と同様に、圧縮損失および摺動損失を効果的に抑えることで、圧縮機構２０における冷媒の圧縮性能の向上を図ることができる。

（第４実施形態）
次に、第４実施形態について、図２１〜図２３を参照して説明する。本実施形態では、シリンダ２１の内周面２１ａの一部に凸部２１ｃ、２１ｄを形成している点が第１実施形態と相違している。なお、本実施形態の各ロータ２２ａ、２２ｂは、外周面２２５ａ、２２５ｂの軸心Ｃ４が偏心軸Ｃ２と同軸となるように構成されているものとする。

本実施形態では、図２１、図２２に示すように、シリンダ２１の内周面２１ａの一部に各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂ側に向けて突出する２つの凸部２１ｃ、２１ｄを形成している。これにより、シリンダ２１は、その周方向において厚みが異なっている。

シリンダ２１の２つの凸部２１ｃ、２１ｄは、例えば、シリンダ２１の内周面２１ａに対して樹脂を塗布する表面処理によって形成することが可能である。なお、凸部２１ｃ、２１ｄは、切削等の加工処理によって形成されていてもよい。

シリンダ２１の各凸部２１ｃ、２１ｄは、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が所定の基準圧力以上となる回転角度θの範囲において、シリンダ２１における各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂに当接する部位に形成されている。

具体的には、第１の凸部２１ｃは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θを跨ぐ範囲において、シリンダ２１における第１ロータ２２ａの外周面２２５ａに当接する部位に形成されている。また、第２の凸部２１ｄは、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θを跨ぐ範囲において、シリンダ２１における第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂに当接する部位に形成されている。

これにより、シリンダ２１は、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が所定の基準圧力以上となる回転角度θの範囲において、シリンダ２１と各ロータ２２ａ、２２ｂとの近接部Ｃ３に作用する接触応力が最大となるように構成されている。

ここで、図２３は、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θ（例えば、２４０°）における第１圧縮機構部２０ａの軸方向断面を示している。図２３に示すように、シリンダ２１は、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θにおいて、凸部２１ｃが第１ロータ２２ａの外周面２２５ａに接触するように設定されている。

また、シリンダ２１は、第２圧縮空間Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θにおいて、凸部２１ｄが第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂに接触するように設定されている。なお、シリンダ２１の凸部２１ｄは、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達してから１８０°回転した回転角度θにて、第２ロータ２２ｂの外周面２２５ｂに接触するように設定されていればよい。

その他の構成は、第１実施形態と同様である。本実施形態の圧縮機１は、第１実施形態と共通の構成から奏される作用効果を第１実施形態の構成と同様に得ることができる。すなわち、本実施形態の圧縮機１によれば、圧縮損失および摺動損失を効果的に抑えることで、圧縮機構２０における冷媒の圧縮性能の向上を図ることができる。

（第４実施形態の変形例）
上述の第４実施形態では、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θとなる際に、各ロータ２２ａ、２２ｂとシリンダ２１とが接触する構成を例示したが、これに限定されない。

圧縮機１は、例えば、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θとなる際に、近接部Ｃ５にて各ロータ２２ａ、２２ｂとシリンダ２１とが接触しない構成となっていてもよい。すなわち、図２４に示すように、各圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴの冷媒圧力が基準圧力以上となる回転角度θの範囲で、シリンダ２１における各ロータ２２ａ、２２ｂの外周面２２５ａ、２２５ｂに最も近づく部位に凸部２１ｃ、２１ｄを形成してもよい。なお、図２４は、第４実施形態の図２３に対応しており、第１圧縮空間Ｖａ＿ＯＵＴの冷媒圧力が吐出圧力に達する回転角度θにおける第１圧縮機構部２０ａの軸方向断面を示している。

（他の実施形態）
以上、本開示の代表的な実施形態について説明したが、本開示は、上述の実施形態に限定されることなく、例えば、以下のように種々変形可能である。

上述の各実施形態では、本開示の圧縮機１を車両用空調装置の冷凍サイクルに適用した例を説明したが、これに限定されない。本開示の圧縮機１は、例えば、種々の流体を圧縮する圧縮機として幅広い用途に適用可能である。

上述の各実施形態では、シリンダ２１から各ロータ２２ａ、２２ｂへ回転駆動力を伝達する動力伝達機構をピン−ホール式の自転防止機構と同様の構成のものを採用する例を説明したが、これに限定されない。動力伝達機構は、例えば、オルダムリング式の自転防止機構と同様の構成のものが採用されていてもよい。

上述の各実施形態では、圧縮機構２０が第１圧縮機構部２０ａおよび第２圧縮機構部２０ｂで構成される例について説明したが、これに限定されない。圧縮機構２０は、単一の圧縮機構部、または、３つ以上の圧縮機構部で構成されていてもよい。

上述の各実施形態では、回転子として機能するシリンダ２１の外周側に固定子であるステータ３１が配置される電動モータ３０を採用する例について説明したが、これに限定されない。例えば、電動モータ３０の回転子とシリンダ２１とを別体で構成し、電動モータ３０の回転子の回転駆動力をシリンダ２１側に伝達する構成としてもよい。この場合、圧縮機１は、電動モータ３０と圧縮機構２０とが、シリンダ２１の回転中心軸Ｃ１の軸方向に並べて配置される構成となっていてもよい。

上述の各実施形態では、圧縮機１を電動圧縮機として構成する例について説明したが、これに限定されない。圧縮機１は、エンジン等の内燃機関から出力される回転駆動力によって駆動される構成となっていてもよい。

上述の実施形態において、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。

上述の実施形態において、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ない。

上述の実施形態において、構成要素等の形状、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形状、位置関係等に限定される場合等を除き、その形状、位置関係等に限定されない。

（まとめ）
上述の実施形態の一部または全部で示された第１の観点によれば、シリンダ回転型圧縮機は、圧縮空間における流体の圧力が高くなる際に、ロータの外周面とシリンダの内周面との近接部に作用する接触応力が大きくなる構成となっている。

また、第２の観点によれば、シリンダ回転型圧縮機のロータは、圧縮空間の流体圧力が基準圧力以上となる回転角度の範囲内で近接部に作用する接触応力が最大となるように、ロータの外周面の軸心がロータの内周面の軸心に対して偏心している。

このように、ロータの外周面の軸心と内周面の軸心とを偏心させる構成とすれば、別部材を追加することなく、シリンダを回転させた際のロータの外周面とシリンダの内周面との近接部における接触応力を変化させることができる。

さらに、本構成では、シリンダの内側に配置される各ロータの外周面の軸心を各ロータの内周面の軸心となる偏心軸に対して偏心させる構成としている。これによれば、圧縮機構における回転を伴う構成要素の重量バランスが不安定となることを抑えることができる。

また、第３の観点によれば、シリンダ回転型圧縮機のロータの外周面には、圧縮空間における流体の圧力が基準圧力以上となる回転角度の範囲においてシリンダの内周面に当接する部位に、シリンダの内周面側に突き出る凸部が形成されている。このように、ロータの外周面に対してシリンダの内周面側に突き出る凸部を形成することで、シリンダを回転させた際のロータの外周面とシリンダの内周面との近接部における接触応力を変化させることができる。

また、第４の観点によれば、シリンダ回転型圧縮機のシリンダの内周面には、圧縮空間における流体の圧力が基準圧力以上となる回転角度の範囲においてロータの外周面に当接する部位に、ロータの外周面側に突き出る凸部が形成されている。このように、シリンダの内周面に対してロータの内周面側に突き出る凸部を形成することで、シリンダを回転させた際のロータの外周面とシリンダの内周面との近接部における接触応力を変化させることができる。

上述の実施形態の一部または全部で示された第５の観点によれば、シリンダ回転型圧縮機は、圧縮空間における流体の圧力が高くなる際に、ロータの外周面とシリンダの内周面との間の最小隙間の間隔が小さくなる構成となっている。

また、第６の観点によれば、シリンダ回転型圧縮機のロータは、圧縮空間の流体圧力が基準圧力以上となる回転角度の範囲内で最小隙間の間隔が最小となるように、ロータの外周面の軸心がロータの内周面の軸心に対して偏心している。

このように、ロータの外周面の軸心と内周面の軸心とを偏心させる構成とすれば、別部材を追加することなく、シリンダを回転させた際のロータの外周面とシリンダの内周面との最小隙間の間隔を変化させることができる。

さらに、本構成では、シリンダの内側に配置される各ロータの外周面の軸心を各ロータの内周面の軸心となる偏心軸に対して偏心させる構成としている。これによれば、圧縮機構における回転を伴う構成要素の重量バランスが不安定となることを抑えることができる。

また、第７の観点によれば、シリンダ回転型圧縮機のロータの外周面には、圧縮空間における流体の圧力が基準圧力以上となる回転角度の範囲においてシリンダの内周面に最も近づく部位に、シリンダの内周面側に突き出る凸部が形成されている。このように、ロータの外周面に対してシリンダの内周面側に突き出る凸部を形成することで、シリンダを回転させた際のロータの外周面とシリンダの内周面との最小隙間の間隔を変化させることができる。

また、第８の観点によれば、シリンダ回転型圧縮機のシリンダの内周面には、圧縮空間における流体の圧力が基準圧力以上となる回転角度の範囲においてロータの外周面に最も近づく部位に、ロータの外周面側に突き出る凸部が形成されている。このように、シリンダの内周面に対してロータの内周面側に突き出る凸部を形成することで、ロータおよびシリンダを回転させた際のロータの外周面とシリンダの内周面との最小隙間の間隔を変化させることができる。

また、第９の観点によれば、シリンダ回転型圧縮機は、シリンダにおける回転中心軸の軸方向の端部に設けられ、圧縮空間にて圧縮された流体を吐出する吐出穴が形成されたサイドプレートと、圧縮空間における流体の圧力が所定の吐出圧力を超えた際に吐出穴を開放する吐出弁と、を備える。そして、基準圧力は、吐出圧力となっている。

このように、基準圧力を流体の吐出圧力とすれば、圧縮空間と吸入空間との圧力差が最も拡大する際に、ロータの外周面とシリンダの内周面との接触部に作用する接触応力を大きくしたり、最小隙間の間隔を小さくしたりすることができる。このため、圧縮空間から吸入空間への流体の漏れを効果的に抑えることができる。

また、第１０の観点によれば、シリンダ回転型圧縮機は、ロータの内側に配置されてロータを回転可能に支持すると共に、吸入空間に対して流体を供給する供給通路が形成されたシャフトを備える。そして、ロータには、吸入空間と供給通路とを連通させる連通路が形成されている。

このように、シャフトを流体の供給通路として利用する構成とすれば、流体の供給通路をシャフトとは別部材で構成する場合に比べて、圧縮機の部品点数および体格を抑えることができる。

Claims (10)

1. シリンダ回転型圧縮機であって、
   外殻を構成するハウジング（１０）と、
   前記ハウジングの内部に回転可能に配置された円筒状のシリンダ（２１）と、
   前記シリンダの内部に配置されて、前記シリンダの回転駆動力によって前記シリンダの回転中心軸（Ｃ１）に対して偏心した偏心軸（Ｃ２）周りに回転する円筒状のロータ（２２ａ、２２ｂ）と、
   前記ロータの外周面（２２５ａ、２２５ｂ）と前記シリンダの内周面（２１ａ）との間に形成される作動室（Ｖａ、Ｖｂ）を、流体を吸入する吸入空間（Ｖａ＿ＩＮ、Ｖｂ＿ＩＮ）、および前記流体を圧縮する圧縮空間（Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴ）に仕切る仕切部材（２３ａ、２３ｂ）と、を備え、
   前記シリンダの内部には、前記ロータが少なくとも１つ配置されており、
   前記ロータおよび前記シリンダは、前記圧縮空間における前記流体の圧力が所定の基準圧力以上となる際に、前記圧縮空間における前記流体の圧力が前記基準圧力未満となる場合に比べて、前記ロータの外周面（２２５ａ、２２５ｂ）と前記シリンダの内周面（２１ａ）との近接部（Ｃ３）に作用する接触応力が大きくなるように構成されているシリンダ回転型圧縮機。
2. 前記ロータは、前記圧縮空間における前記流体の圧力が前記基準圧力以上となる回転角度の範囲内において、前記ロータの外周面と前記シリンダの内周面との近接部に作用する接触応力が最大となるように、前記ロータの外周面の軸心（Ｃ４）が前記ロータの内周面（２２６ａ、２２６ｂ）の軸心（Ｃ２）に対して偏心している請求項１に記載のシリンダ回転型圧縮機。
3. 前記ロータの外周面には、前記圧縮空間における前記流体の圧力が前記基準圧力以上となる回転角度の範囲において前記シリンダの内周面に当接する部位に、前記シリンダの内周面側に突き出る凸部（２２７ａ、２２７ｂ）が形成されている請求項１に記載のシリンダ回転型圧縮機。
4. 前記シリンダの内周面には、前記圧縮空間における前記流体の圧力が前記基準圧力以上となる回転角度の範囲において前記ロータの外周面に当接する部位に、前記ロータの外周面側に突き出る凸部（２１ｃ、２１ｄ）が形成されている請求項１に記載のシリンダ回転型圧縮機。
5. シリンダ回転型圧縮機であって、
   外殻を構成するハウジング（１０）と、
   前記ハウジングの内部に回転可能に配置された円筒状のシリンダ（２１）と、
   前記シリンダの内部に配置されて、前記シリンダの回転駆動力によって前記シリンダの回転中心軸（Ｃ１）に対して偏心した偏心軸（Ｃ２）周りに回転する円筒状のロータ（２２ａ、２２ｂ）と、
   前記ロータの外周面（２２５ａ、２２５ｂ）と前記シリンダの内周面（２１ａ）との間に形成される作動室（Ｖａ、Ｖｂ）を、流体を吸入する吸入空間（Ｖａ＿ＩＮ、Ｖｂ＿ＩＮ）、および前記流体を圧縮する圧縮空間（Ｖａ＿ＯＵＴ、Ｖｂ＿ＯＵＴ）に仕切る仕切部材（２３ａ、２３ｂ）と、を備え、
   前記シリンダの内部には、前記ロータが少なくとも１つ配置されており、
   前記ロータおよび前記シリンダは、前記圧縮空間における前記流体の圧力が所定の基準圧力以上となる際に、前記圧縮空間における前記流体の圧力が前記基準圧力未満となる場合に比べて、前記ロータの外周面と前記シリンダの内周面との間に形成される隙間のうち、最小となる最小隙間（Ｃ５）の間隔（ＳＰ）が小さくなるように構成されているシリンダ回転型圧縮機。
6. 前記ロータは、前記圧縮空間における前記流体の圧力が前記基準圧力以上となる回転角度の範囲内において、前記最小隙間の間隔が最小となるように、前記ロータの外周面の軸心（Ｃ４）が前記ロータの内周面（２２６ａ、２２６ｂ）の軸心（Ｃ２）に対して偏心している請求項５に記載のシリンダ回転型圧縮機。
7. 前記ロータの外周面には、前記圧縮空間における前記流体の圧力が前記基準圧力以上となる回転角度の範囲において前記シリンダの内周面に最も近づく部位に、前記シリンダの内周面側に突き出る凸部（２２７ａ、２２７ｂ）が形成されている請求項５に記載のシリンダ回転型圧縮機。
8. 前記シリンダの内周面には、前記圧縮空間における前記流体の圧力が前記基準圧力以上となる回転角度の範囲において前記ロータの外周面に最も近づく部位に、前記ロータの外周面側に突き出る凸部（２１ｃ、２１ｄ）が形成されている請求項５に記載のシリンダ回転型圧縮機。
9. 前記シリンダにおける前記回転中心軸の軸方向の端部に設けられ、前記圧縮空間にて圧縮された前記流体を吐出する吐出穴（２５１ａ、２５１ｂ）が形成されたサイドプレート（２５ａ、２５ｂ）と、
   前記圧縮空間における前記流体の圧力が所定の吐出圧力を超えた際に前記吐出穴を開放する吐出弁（２６ａ、２６ｂ）と、を備え、
   前記基準圧力は、前記吐出圧力である請求項１ないし８のいずれか１つに記載のシリンダ回転型圧縮機。
10. 前記ロータの内側に配置されて前記ロータを回転可能に支持すると共に、前記吸入空間に対して前記流体を供給する供給通路（２４ｄ）が形成されたシャフト（２４）を備え、
    前記ロータには、前記吸入空間と前記供給通路とを連通させる連通路（２２４ａ、２２４ｂ）が形成されている請求項１ないし９のいずれか１つに記載のシリンダ回転型圧縮機。

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