WO2012086779A1

WO2012086779A1 - 多気筒回転式圧縮機と冷凍サイクル装置

Info

Publication number: WO2012086779A1
Application number: PCT/JP2011/079868
Authority: WO
Inventors: 平山　卓也; フェルディモナスリジャフェット
Original assignee: 東芝キヤリア株式会社
Priority date: 2010-12-24
Filing date: 2011-12-22
Publication date: 2012-06-28
Also published as: CN103189653B; CN103189653A; JP5481568B2; JPWO2012086779A1

Abstract

　多気筒回転式圧縮機（Ｍ）において圧縮機構部（３）は、第２のブレード（１２ｂ）後端部を移動自在に収容するブレード背室（１１ｂ）に背圧導入通路（Ｈ）を連通する。ブレード背室（１１ｂ）と油溜り部（１４）とを連通する潤滑油連通路（Ｊ）に逆止弁機構（Ｇ）を設け、背圧導入通路（Ｈ）からブレード背室（１１ｂ）に高圧が導入されたときに潤滑油連通路（Ｊ）を開き、ブレード背室（１１ｂ）に低圧が導入されたときに閉じる。背圧導入通路（Ｈ）と潤滑油連通路（Ｊ）は、ブレード背室（１１ｂ）に高圧が導入され、第２のブレード（１２ｂ）がブレード背室（１１ｂ）の容積を拡大する方向に移動したときに背圧導入通路（Ｈ）からブレード背室（１１ｂ）に流入する流体の量が、第２のブレード（１２ｂ）がブレード背室（１１ｂ）の容積を縮小する方向に移動したときにブレード背室（１１ｂ）から背圧導入通路（Ｈ）に流出する流体の量よりも多くなるように構成する。

Description

多気筒回転式圧縮機と冷凍サイクル装置

　本発明の実施形態は、多気筒回転式圧縮機と、この多気筒回転式圧縮機を備えて冷凍サイクルを構成する冷凍サイクル装置に関する。

　冷凍サイクル装置では、圧縮機構部に複数のシリンダ室を備えた多気筒回転式圧縮機が多用される。この種の圧縮機において、複数のシリンダ室で同時に圧縮作用を行う全能力運転と、一方のシリンダ室で圧縮作用をなし、他方のシリンダ室では圧縮作用を停止して、圧縮仕事を低減する能力半減運転との切換えができれば有利である。

　日本国特表２００８－５２０９０１号公報に開示される圧縮機の圧縮機構部は、一方のブレード（ベーン）の先端部をローラ周面から離間させて、一方のシリンダ室における圧縮運転の休止（セーブ運転）を可能とする休筒機構（モード切替えユニット）を備えている。上記休筒機構を機能させなければ両方のシリンダ室で圧縮運転がなされる、全能力運転（正常運転）となる。

　さらに、この文献には、ブレード後端部を移動自在に収容するブレード背室（ベーンチャンバ）の背面に背圧導入通路（吸入圧側連結管）が、ブレードの進退方向と平行に設けられ、ブレード背室の底面と密閉ケース内の潤滑油とを連通し、逆止弁（背圧調整バルブ）を備えた潤滑油連通路（背圧調整孔）が設けられる例が記載されている。

　しかるに、全能力運転時にブレード背室が潤滑油で満たされていて、ブレードがブレード背室の容積を縮小する方向に移動したときに、潤滑油が背圧導入通路へ押し出され易くなるが、ブレードがシリンダ室側であるブレード背室の容積を拡大する方向に移動したときは、背圧導入通路内の潤滑油が慣性力によってブレードの動きに追従し難くなる。

　このときは、密閉ケース内の潤滑油が潤滑油連通路からブレード背室を介して背圧導入通路へも浸入する。運転時間が継続すると、背圧導入通路への潤滑油の浸入量が増大し、ついには充満する、いわゆる流体ダイオード効果が生じてしまう。

　その結果、密閉ケース内の潤滑油の油面が低下し、圧縮機構部の各摺動部への給油量が不足し勝ちになって潤滑性に欠ける。また、ブレードがブレード背室の容量を拡大する方向へ移動したときに、逆止弁の弁孔部付近で圧力が急速に低下する。そのため、弁体が弁座に繰り返し接触して、騒音の増大化がある。

　本実施形態が解決しようとする課題は、ブレードがブレード背室の容積を縮小する方向に移動したときにも、ブレード背室の潤滑油が密閉ケース内に戻り易くなり、背圧導入通路には溜り難くして、信頼性の向上と低騒音化を得る多気筒回転式圧縮機と、この多気筒回転式圧縮機を備えて冷凍サイクル効率の向上化を得る冷凍サイクル装置を提供することにある。

　本実施形態の多気筒回転式圧縮機は、密閉ケース内に、潤滑油の油溜り部を備えるとともに、電動機部と、この電動機部と回転軸を介して連結される圧縮機構部を収容する。上記圧縮機構部は、中間仕切り板を介在して、シリンダ室を有する第１のシリンダ及び第２のシリンダを設ける。回転軸に形成される偏心部に第１のローラ及び第２のローラを嵌合し、各シリンダ室内でそれぞれ偏心回転させる。第１、第２のローラに第１のブレード及び第２のブレードの先端部が当接した状態で各シリンダ内を区画する。

　第１のブレードを弾性部材が第１のローラに当接するように付勢する。第２のブレード後端部をブレード背室に移動自在に収容する。ブレード背室に背圧導入通路を連通し、ブレード背室に高圧もしくは低圧を切換えて供給し第２のブレードに背圧を付与する。

　ブレード背室と潤滑油の油溜り部とを潤滑油連通路で連通する。潤滑油連通路に逆止弁機構を設け、背圧導入通路からブレード背室に高圧が導入されたときに潤滑油連通路を開いてブレード背室へ潤滑油を供給し、ブレード背室に低圧が導入されたときに潤滑油連通路を閉じる。

　上記背圧導入通路と潤滑油連通路は、ブレード背室に高圧が導入され、ブレードがブレード背室の容積を拡大する方向に移動したときに背圧導入通路からブレード背室に流入する流体の量が、ブレードがブレード背室の容積を縮小する方向に移動したときにブレード背室から背圧導入通路に流出する流体の量よりも多くなるように構成される。

　本実施形態の冷凍サイクル装置は、上記記載の多気筒回転式圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器を備えて冷凍サイクルを構成する。

図１は、第１の実施形態に係る、気筒回転式圧縮機の概略の縦断面図である。図２は、同多気筒回転式圧縮機の要部を分解した斜視図である。図３は、同多気筒回転式圧縮機の要部を拡大した縦断面図である。図４は、第２の同実施形態に係る多気筒回転式圧縮機概略の縦断面図である。図５は、第３の同実施形態に係る多気筒回転式圧縮機概略の縦断面図である。図６は、第１～第３の実施形態に共通する、多気筒回転式圧縮機を備えた冷凍サイクル装置の冷凍サイクル構成図である。

　以下、本実施形態を図面にもとづいて説明する。図１は、第１の実施形態に係る、多気筒回転式圧縮機Ｍの概略の縦断面図である。図中１は密閉ケースであって、この密閉ケース１内の下部には圧縮機構部３が設けられ、上部には電動機部４が設けられる。上記電動機部４と圧縮機構部３は、回転軸５を介して一体に連結される。

　上記圧縮機構部３は、上部側に第１のシリンダ６Ａを備え、下部側に第２のシリンダ６Ｂを備えている。第１のシリンダ６Ａの上端面に主軸受７Ａが取付け固定され、第２のシリンダ６Ｂの下端面に副軸受７Ｂが取付け固定される。これら第１のシリンダ６Ａと第２のシリンダ６Ｂとの間には中間仕切り板２が介在される。

　上記回転軸５は、各シリンダ６Ａ、６Ｂ内部を貫通し、略１８０°の位相差で同一直径の第１の偏心部５ａと第２の偏心部５ｂを一体に備える。各偏心部５ａ、５ｂはシリンダ６Ａ、６Ｂの内径部に位置するように組立てられる。第１の偏心部５ａの周面に第１のローラ９ａが嵌合され、第２の偏心部５ｂの周面に第２のローラ９ｂが嵌合される。

　上記第１のシリンダ６Ａの内径部は、主軸受７Ａと中間仕切り板２によって閉塞され、第１のシリンダ室Ｓａが形成される。上記第２のシリンダ６Ｂの内径部は、中間仕切り板２と副軸受７Ｂによって閉塞され、第２のシリンダ室Ｓｂが形成される。

　第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂは、互いに同一直径及び高さ寸法に設計される。上記第１、第２のローラ９ａ、９ｂの周壁一部が、第１、第２のシリンダ室Ｓａ、Ｓｂの周壁一部に潤滑油膜を介して線接触しながら偏心移動自在になるように、それぞれのローラ９ａ、９ｂがシリンダ室Ｓａ，Ｓｂに収容される。

　上記主軸受７Ａには二重に重ねられた吐出マフラ８ａが取付けられ、主軸受７Ａに設けられる吐出弁機構を覆っている。いずれの吐出マフラ８ａにも吐出孔が設けられる。上記副軸受７Ｂには一重の吐出マフラ８ｂが取付けられ、副軸受７Ｂに設けられる吐出弁機構を覆う。この吐出マフラ８ｂには吐出孔が設けられていない。

　主軸受７Ａの吐出弁機構は第１のシリンダ室Ｓａに対向し、圧縮作用にともない室内が所定圧力に上昇したとき開放して、圧縮ガスを吐出マフラ８ａ内に吐出させる。副軸受７Ｂの吐出弁機構は第２のシリンダ室Ｓｂに対向し、圧縮作用にともない室内圧力が所定圧力に上昇したとき開放して、圧縮ガスを吐出マフラ８ｂ内に吐出させる。

　副軸受７Ｂと、第２のシリンダ６Ｂと、中間仕切り板２と、第１のシリンダ６Ａ及び主軸受７Ａとに亘って吐出ガス案内路が設けられる。この吐出ガス案内路は、第２のシリンダ室Ｓｂから吐出弁機構を介して下部側吐出マフラ８ｂに吐出された高圧ガスを、上部側の二重吐出マフラ８ａ内に案内する。

　上記密閉ケース１の内底部には、潤滑油を集溜する油溜り部１４が形成される。図１において、上記主軸受７Ａのフランジ部を横切る実線は潤滑油の油面を示していて、圧縮機構部３のほとんど全部が上記油溜り部１４の潤滑油中に浸漬されている。回転軸５の下端面と圧縮機構部３の各摺動部に亘って、潤滑油を給油するための給油通路が設けられる。

　図２は、同実施形態に係る、上記圧縮機構部３の一部を分解して示す斜視図であり、要部のみを概略的に示し、詳細は省略している。

　第１のシリンダ６Ａには、内径部である第１のシリンダ室Ｓａにブレード溝１０ａが連設され、さらにブレード溝１０ａから第１のブレード背室１１ａが設けられる。上記ブレード溝１０ａには第１のブレード１２ａが移動自在に収容され、その先端部は第１のシリンダ室Ｓａに、後端部は第１のブレード背室１１ａに突没自在である。

　第２のシリンダ６Ｂには、内径部である第２のシリンダ室Ｓｂにブレード溝１０ｂが連設され、さらにブレード溝１０ｂから第２のブレード背室１１ｂが設けられる。上記ブレード溝１０ｂには第２のブレード１２ｂが移動自在に収容され、その先端部は第２のシリンダ室Ｓｂに、後端部は第２のブレード背室１１ｂに突没自在である。

　第１、第２のブレード１２ａ、１２ｂそれぞれの先端部は平面視で略円弧状に形成されており、これら先端部が対向する第１、第２のシリンダ室Ｓａ、Ｓｂに突出した状態で、平面視で円形状の図１に示す上記第１、第２のローラ９ａ、９ｂ周壁に、これらの回転角度にかかわらず線接触するようになっている。

　上記第１のシリンダ６Ａには、第１のブレード背室１１ａと、このシリンダ６Ａの外周面とを連通する横孔Ｗｆが設けられ、ばね部材（弾性部材）１３が収容される。ばね部材１３は第１のブレード１２ａの後端部端面と密閉ケース１内周壁との間に介在され、第１のブレード１２ａに弾性力（背圧）を付与する。

　なお、第２のブレード１２ｂに対しては、後端部端面と密閉ケース１内周壁との間に介在する部材は存在しない。後述するように、先端部が第２のシリンダ室Ｓｂの圧力影響を受け、後端部が第２のブレード背室１１ｂの圧力影響を受けて、先端部と後端部が受ける圧力の差圧によって背圧が付与され、もしくは付与されない。

　図３は、図１におけるＡ部を拡大して示す、圧縮機構部３要部である第２のブレード背室１１ｂと周辺部を拡大した縦断面図である。

　第２のブレード背室１１ｂの背面側周壁に永久磁石１５が取付けられる。永久磁石１５の磁気力は、第２のブレード１２ｂ後端部が永久磁石１５に接触し、もしくは極く近傍位置に移動したところで、ブレード１２ｂ後端部を磁気吸着できる程度である。ある程度の高い圧力がかかれば、第２のブレード１２ｂは永久磁石１５から容易に離脱する。

　第２のブレード背室１１ｂの上面開口部は、第２のシリンダ６Ｂの上端面に取付けられる中間仕切り板２によって閉塞される。しかしながら、第２のブレード背室１１ｂの下面開口部は、副軸受７Ｂのフランジ部周端面から外方へ突出した位置に設けられ、そのままでは下面開口部が密閉ケース１内に開口してしまう。

　そこで、第２のブレード背室１１ｂの下面開口部は、副軸受７Ｂのフランジ部外周壁一部に沿って取付けられる閉塞部材１６によって閉塞される。すなわち、第２のブレード背室１１ｂは中間仕切り板２と閉塞部材１６とで閉塞され、密閉構造をなす。

　上記閉塞部材１６は鋳鉄材で形成されるもしくは、ＳＭＦ３種（鉄－炭素系焼結合金）もしくは、ＳＭＦ４種（鉄－炭素－銅系焼結合金）で形成されている。すなわち、閉塞部材１６を製造するには、複雑な内部構造を金型成形により確実に製造できる素材が選択される。

　上記閉塞部材１６の下面部には、弁体支持部材１７が取付け具１８を介して取付けられる。上記弁体支持部材１７は、合成樹脂材もしくは閉塞部材１６と同一の素材から成形される。ただし、閉塞部材１６と同一の素材が選択された場合は、後述するように一部を合成樹脂材からなり、ある程度肉厚の被膜で覆う必要がある。

　上記閉塞部材１６と弁体支持部材１７に、後述する背圧導入通路Ｈが設けられるとともに、潤滑油連通路Ｊが設けられ、さらに逆止弁機構Ｇが設けられる。

　上記背圧導入路Ｈは、第２のブレード背室１１ｂの底面である閉塞部材１６の上面から下方へ、閉塞部材１６板厚の略半分程度の部位に亘って設けられる縦孔部２０と、この縦孔部２０の軸方向とは直交する軸方向で、縦孔部２０の下端部と連通する細径孔部２１と、この細径孔部２１と同一の軸方向に沿わせて連通する接続用孔２２とからなる。

　上記縦孔部２０の直径よりも細径孔部２１の直径が小さく（略半分程度）形成され、接続用孔２２の直径は縦孔部２０の直径よりも大である。この接続用孔２２は閉塞部材１６の（右）側端面に開口し、密閉ケース１を貫通して内部に延出される圧力制御用配管Ｐ１が接続される。

　上記潤滑油連通路Ｊは、上記縦孔部２０と、この縦孔部２０の下端部と連通され、縦孔部２０の軸方向と同一に揃えられ下方に延設される案内孔部２４と、この案内孔部２４の下端部に形成される断面テーパー状（円錐台状）の弁孔部２５と、この弁孔部２５と連通され弁体支持部材１７に設けられる空間部である油導通孔２６とからなる。

　すなわち、上記縦孔部２０は、第２のブレード背室１１ｂの底面から所定の長さの範囲内で下方へ延びていて、上記背圧導入通路Ｈと、上記潤滑油連通路Ｊとの共用通路として形成される。

　この縦孔部（共用通路）２０の中途部から、縦孔部２０と直交する軸方向に延出される上記細径孔部２１と接続用孔２２で背圧導入通路Ｈが形成される。さらに、縦孔部２０の下端部から下方へ延出される案内孔部２４と弁孔部２５及び油導通孔２６で上記潤滑油連通路Ｊが構成される。潤滑油連通路Ｊの延出端部に、上記逆止弁機構Ｇが設けられる。

　潤滑油連通路Ｊの案内孔部２４の直径は、縦孔部２０の直径よりもわずかに小さく、弁孔部２５は案内孔部２４の下端部から直径が拡大するよう形成される。油導通孔２６は縦孔部２０と案内孔部２４及び弁孔部２５の軸方向とは直交する方向に設けられ、弁体支持部材１７の左右両端面に開口する。

　上記背圧導入通路Ｈを構成する細径孔部２１の直径は、潤滑油連通路Ｊを構成する案内孔部２４の直径よりも極く小さく形成されるので、背圧導入通路Ｈは、潤滑油連通路Ｊの弁孔部２５の断面積よりも極く小さい断面積部分を有することになる。

　上記逆止弁機構Ｇは、潤滑油連通路Ｊを構成する案内孔部２４を弁孔とし、弁孔部２５の断面テーパー状の周面を弁座となす。そして、弁体支持部材１７上端面である油導通孔２６と下端面との間に亘って設けられる弁体支持用孔（弁体支持部）２８と、この弁体支持用孔２８に支持される弁体３０とで構成される。

　すなわち、ここでは弁孔部２５である弁座が弁体３０の上部に設けられ、断面形状は上端部から下端部に亘って拡径状をなし、下方へ向って漸次広がる断面テーパー状（円錐台状）をなす。弁体支持用孔２８は弁体３０の下部に設けられ、断面形状は上端部から下端部に亘って縮径状をなし、下方へ向って漸次狭まる断面テーパー状をなす。

　弁体３０が弁体支持用孔２８に支持された状態で、弁体３０の重心は弁体支持用孔２８の上端開口面よりも下方に位置する。弁座（弁孔部２５）のテーパー角度αは、弁体支持用孔２８のテーパー角度βよりも大であり、弁孔部２５の下端面直径は、弁体支持用孔２８の上端面直径よりも大である。

　弁孔部２５の下端面直径と弁体支持用孔２８の上端面直径のいずれにおいても、すなわち弁孔部２５おとび弁体支持用孔２８の弁体３０側端部の直径は、弁体３０の直径よりも大に形成されている。上記弁体３０は球状で鋼製（金属）の磁性材である。

　上記弁体支持用孔２８の周壁一部に、このテーパー角度に沿ってバランス用溝２９が設けられる。弁体３０が弁体支持用孔２８に支持されることで、弁体支持用孔２８が弁体３０により閉成されるが、上記バランス用溝２９を介して弁体支持部材１７の上端面と下端面とが連通状態を保つ。

　さらに、弁体支持部材１７の下端面に永久磁石小片１９が取付けられる。この永久磁石小片１９の一部は、弁体支持用孔２８の下端開口面に突出していて、弁体支持用孔２８に支持される弁体３０の周壁一部に接触するよう位置調整されている。すなわち、弁体３０を永久磁石小片１９が磁気吸着して、弁体３０の微小な上下動を規制する。

　なお、上記逆止弁機構Ｇを構成する弁体３０を球状としたが、これに限定されるものではなく、断面テーパー状（円錐台状）としても良い。上記閉塞部材１６を設ける代りに、副軸受７Ｂのフランジ部の一部を大きく形成して、このフランジ部で第２のブレード背室１１ｂの下面開口部を閉塞し、背圧導入通路Ｈ等を備えてもよい。

　上記圧力制御用配管Ｐ１と背圧導入通路Ｈは、後述するブレード背圧制御機構（圧力切換え手段）Ｋの一部を構成している。このブレード背圧制御機構Ｋは、第２のブレード背室１１ｂに高圧ガス（吐出圧）もしくは低圧ガス（吸込み圧）を選択して導き、第２のブレード１２ｂの後端部に対する背圧の圧力切換えを制御するものである。

　再び図１に示すように、多気筒回転式圧縮機Ｍを構成する密閉ケース１の上端部には、吐出用の冷媒管Ｐが接続される。この冷媒管Ｐは、ヒートポンプ式冷凍サイクルを構成する機器に順次連通し、密閉ケース１に取付け具３１を介して取付け固定されるアキュームレータ３２上端部に接続される。

　アキュームレータ３２下端部と密閉ケース１とは吸込み用の冷媒管Ｐａを介して接続される。なお説明すると、冷媒管Ｐａは密閉ケース１を貫通して中間仕切り板２の周端面に接続される。中間仕切り板２においては、冷媒管Ｐａが接続される周面部位から軸芯方向へ向って二股状に分岐する分岐案内路（図示しない）が設けられる。

　一方の分岐案内路は第１のシリンダ室Ｓａに連通し、他方の分岐案内路は第２のシリンダ室Ｓｂに、それぞれ連通する。したがって、アキュームレータ３２と、多気筒回転式圧縮機Ｍにおける第１のシリンダ室Ｓａ及び第２のシリンダ室Ｓｂとは、常時、連通状態にある。

　一方、上記圧力制御用配管Ｐ１は、密閉ケース１とアキュームレータ３２の上端部よりも上方位置まで延出され、この端部に後述する圧力切換え弁３３が設けられる。上記圧力切換え弁３３は、冷暖房運転の切換えが可能なヒートポンプ式冷凍サイクルを備えた空気調和機に用いられる四方切換え弁を流用して、コストの抑制を図る。

　密閉ケース１の上端部に接続される冷媒管Ｐから第１の分岐管（高圧管）３５が分岐され、これは圧力切換え弁３３の第１のポートｐａに接続される。第２のポートｐｂには上記圧力制御用配管Ｐ１が接続され、第３のポートｐｃにはアキュームレータ３２の冷媒導入側の冷媒管Ｐから分岐される第２の分岐管（低圧管）３６が接続される。

　第４のポートｐｄは、栓体３７で常時、閉塞される。内部に収容される逆Ｕ字型弁３８は、図に示すように第３のポートｐｃと第４のポートｐｄとを連通する位置と、二点鎖線で示すように第２のポートｐｂと第３のポートｐｃとを連通する位置に電磁的に切換え操作される。第１のポートｐａは常時開放され、第４のポートＰｄは常時閉塞される。

　なお説明すると、図１の状態では第１のポートｐａと第２のポートｐｂとが直接連通し、逆Ｕ字型弁３８を介して第３のポートｐｃと第４のポートｐｄとが連通する。ただし、第４のポートｐｄは栓体３７で閉塞されているので、第１のポートｐａと第２のポートｐｂとの連通だけが残る。

　図１に二点鎖線で示す位置に逆Ｕ字型弁３８が移動すると、逆Ｕ字型弁３８を介して第２のポートｐｂと第３のポートｐｃとが連通し、第１のポートｐａと第４のポートｐｄが直接連通する。同様に、第４のポートｐｄは栓体３７で閉塞されているので、第２のポートｐｂと第３のポートｐｃとの連通だけが残る。　
　上記圧力切換え弁３３は、通常のヒートポンプ式空気調和機を構成する冷凍サイクルに用いられる標準品である四方切換え弁を流用したが、この四方切換え弁に代って三方弁を使用し、もしくは複数の開閉弁を組合せても同様の作用効果を得られる。

　このようにブレード背圧制御機構Ｋは、圧力切換え弁３３と、圧力制御用配管Ｐ１と、第１の分岐管３５及び第２の分岐管３６と、閉塞部材１６に設けられる背圧導入通路Ｈとから構成され、第２のブレード背室１１ｂに高圧と低圧を切換えて導き、第２のブレード１２ｂに背圧を付与することができる。

　図６は、冷凍サイクル装置を空気調和機Ｒに適用した場合の、ヒートポンプ式冷凍サイクル構成図である。ここでは、上述したブレード背圧制御機構Ｋについては省略して示している。　
　多気筒回転式圧縮機Ｍに接続される冷媒管Ｐに四方切換え弁５０が接続され、四方切換え弁５０から室外熱交換器５１と、膨張装置５２と、室内熱交換器５３に接続される。室内熱交換器５３から四方切換え弁５０を介してアキュームレータ３２に接続され、さらに多気筒回転式圧縮機Ｍと吸込み用冷媒管Ｐａで接続しているが、ここでは図示しない。

　このような空気調和機Ｒにおいて冷房運転を選択すると、多気筒回転式圧縮機Ｍで後述するように圧縮され冷媒管Ｐへ吐出されるガス冷媒は、四方切換え弁５０から実線矢印に示すように、室外熱交換器５１に導かれ外気と熱交換して凝縮され液冷媒に変る。すなわち、室外熱交換器５１が凝縮器として作用する。

　室外熱交換器５１から導出される液冷媒は、膨張装置５２に導かれて断熱膨張する。そして、室内熱交換器５３に導かれ、ここに送風される室内空気と熱交換して蒸発し、室内空気から蒸発潜熱を奪って室内の冷房作用をなす。すなわち、室内熱交換器５３が蒸発器となる。　
　室内熱交換器５３から導出される蒸発冷媒は、四方切換え弁５０を介して多気筒回転式圧縮機Ｍに吸込まれ、上述したように圧縮されて冷凍サイクルを循環する。

　暖房運転を選択すると四方切換え弁５０が切換り、多気筒回転式圧縮機Ｍから冷媒管Ｐへ吐出されるガス冷媒は、四方切換え弁５０を介して破線矢印に示すように室内熱交換器５３に導かれ、室内空気と熱交換して凝縮する。凝縮器となる室内熱交換器５３の凝縮熱を室内空気が吸収することで温度上昇し、室内の暖房作用を得る。

　室内熱交換器５３から導出される液冷媒は膨張装置５２に導かれ、断熱膨張して室外熱交換器５１に導かれて蒸発する。蒸発器である室外熱交換器５１から導出される蒸発冷媒は、四方切換え弁５０から多気筒回転式圧縮機Ｍに吸込まれ、上述したように圧縮されて冷凍サイクルを循環する。

　この空気調和機Ｒにおいては、上述の冷房運転と暖房運転のそれぞれにおいて、能力半減運転（休筒運転）と、全能力運転（通常運転）との切換え選択が可能である。

　たとえば冷房運転時に能力半減運転を選択すると、上述した冷房運転時の冷凍サイクルが構成されるとともに、ブレード背圧制御機構Ｋの圧力切換え弁３３に収容される逆Ｕ字型弁３８が切換えられる。すなわち圧力切換え弁３３は、図１に二点鎖線で示すように、第２のポートｐｂと第３のポートｐｃが連通するように制御される。

　室内熱交換器５３からアキュームレータ３２に連通する冷媒管Ｐと、第２の分岐管３６と、圧力切換え弁３３と、圧力制御用配管Ｐ１、背圧導入通路Ｈ及び第２のブレード背室１１ｂが連通状態になる。逆止弁機構Ｇは後述するように作用し、弁体３０は図３に二点鎖線で示すように弁座である弁孔部２５に嵌り込んで潤滑油連通路Ｊを閉成する。

　同時に、電動機部４に運転信号が送られ、回転軸５が回転駆動される。回転軸５の回転にともない、第１、第２のローラ９ａ、９ｂはそれぞれのシリンダ室Ｓａ、Ｓｂ内で偏心移動する。第１のシリンダ６Ａにおいては、第１のブレード１２ａがばね部材１３に押圧付勢され、先端部がローラ９ａ周壁に摺接して第１のシリンダ室Ｓａ内を二分する。

　室内熱交換器５３で蒸発した低圧の冷媒ガスが、アキュームレータ３２から吸込み側の冷媒管Ｐａに導かれ、多気筒回転式圧縮機Ｍの中間仕切り板２に設けられる２つの分岐案内路に案内される。そして、それぞれの分岐案内路から第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂに吸込まれる。

　さらに、圧力切換え弁３３の上述した切換え操作により、室内熱交換器５３から導出される低圧のガス冷媒の一部が、冷媒管Ｐから第２の分岐管３６と、圧力切換え弁３３と、圧力制御用配管Ｐ１と、閉塞部材１８に設けられる背圧導入通路Ｈを介して第２のブレード背室１１ｂに導かれる。

　第２のブレード背室１１ｂに充満する低圧のガス冷媒は、第２のブレード１２ｂの後端部に低圧の背圧を付与する。第２のシリンダ室Ｓｂに対向する第２のブレード１２ｂ先端部が低圧雰囲気下にあり、第２のブレード背室１１ｂに対向する第２のブレード１２ｂ後端部も低圧雰囲気下にあるので、ブレード１２ｂの先端部と後端部で差圧が生じない。

　回転軸５の回転により第２のローラ９ｂが偏心移動してくると、第２のブレード１２ｂ先端部はローラ９ｂに蹴られて後退する。第２のブレード１２ｂの後端部が第２のブレード背室１１ｂに取付けられる永久磁石１５に接触または近接し、第２のブレード１２ｂは永久磁石１５に磁気吸着される。

　したがって、第２のブレード１２ｂの先端部は第２のシリンダ室Ｓｂ内へ突出せず、そのままの位置を保持する。回転軸５の偏心部５ｂに嵌合する第２のローラ９ｂは空回りを継続し、第２のシリンダ室Ｓｂおいて圧縮作用が行われない。すなわち、第２のシリンダ室Ｓｂでは休筒運転状態となる。

　一方、第１のシリンダ室Ｓａにおいては、第１のブレード１２ａがばね部材１３の弾性力を受ける。ブレード１２ａ先端部は第１のローラ９ａの周壁に当接し、第１のシリンダ室Ｓａを圧縮室と吸込み室の二室に区画する。ローラ９ａの偏心移動にともなって圧縮室側の容積が減少していき、吸込まれたガスが徐々に圧縮されて高圧化する。

　所定圧まで上昇して高圧化すると、吐出弁機構が開放して高圧化したガスが吐出マフラ８ａ，８ｂへ吐出される。さらに密閉ケース１内に導かれて、ここに充満する。密閉ケース１内の充満した高圧のガス冷媒は冷媒管Ｐへ吐出され、上述したような冷凍サイクルを構成して室内の冷房作用をなす。

　結局、第２のシリンダ室Ｓｂにおいて圧縮作用が行われない休筒運転状態を支持し、第１のシリンダ室Ｓａにおいてのみ圧縮運転をなす、能力半減運転となる。

　このとき、密閉ケース１内は第１のシリンダ室Ｓａで圧縮された高圧ガスが充満し、高圧の雰囲気下にある。密閉ケース１内底部に形成される油溜り部１４の潤滑油も高圧状態となり、逆止弁機構Ｇを構成する弁体３０が高圧を受ける。その一方で、背圧導入通路Ｈに低圧のガス冷媒が導かれている。

　上記弁孔部２５を境にして、潤滑油連通路Ｊとの共用通路である縦孔部２０と、上記案内孔部２４が低圧雰囲気下にあり、弁体支持用孔２８が高圧雰囲気下にある。弁体３０は鋼球であり、ある程度の重量を有するが、高圧の影響で浮上し、図３に二点鎖線で示すように弁孔部２５に受け止められ嵌り込む。したがって、潤滑油連通路Ｊが閉塞される。

　全能力運転を選択すると、圧力切換え弁３３のＵ字型弁３８が図１の実線位置に切換えられ、第１のポートｐａと第２のポートｐｂが連通する。したがって、密閉ケース１に接続する吐出側の冷媒管Ｐと、第１の分岐管３５と、圧力切換え弁３３と、圧力制御用配管Ｐ１と、閉塞部材１６の背圧導入通路Ｈ及び第２のブレード背室１１ｂが連通する。

　同時に、電動機部４に運転信号が送られ、回転軸５が回転駆動されて、第１、第２のローラ９ａ、９ｂはそれぞれのシリンダ室Ｓａ、Ｓｂ内で偏心運動を行う。第１のシリンダ６Ａにおいて、第１のブレード１２ａはばね部材１３に押圧付勢され、先端部がローラ９ａ周壁に摺接して第１のシリンダ室Ｓａ内を二分する。

　室内熱交換器５３で蒸発した低圧のガス冷媒がアキュームレータ３２から吸込み側の冷媒管Ｐａに導かれ、分岐案内路を介して第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂに吸込まれる。第１のシリンダ室Ｓａでは、上述したように圧縮作用が行われて高圧化したガス冷媒が密閉ケース１内に充満している。

　高圧のガス冷媒は、密閉ケース１から吐出側の冷媒管Ｐへ導かれ、上述した冷凍サイクルを循環する。一部の高圧ガス冷媒は冷媒管Ｐから第１の分岐管３５に分流され、圧力切換え弁３３、圧力制御用配管Ｐ１、閉塞部材１６の背圧導入通路Ｈから第２のブレード背室１１ｂに導入される。

　第２のブレード１２ｂ後端部が高圧の背圧を受けることとなり、その一方で、第２のブレード１２ｂ先端部が第２のシリンダ室Ｓｂに対向し低圧雰囲気下にあるので、先端部と後端部で差圧が生じる。そのため、それまで永久磁石１５によって磁気吸着されていた第２のブレード１２ｂが、永久磁石１５から容易に離れて先端部側へ押圧付勢される。

　回転軸５の回転にともない第２のローラ９ｂが偏心移動すると、第２のブレード１２ｂの先端部が第２のローラ９ｂ周面に当接したまま、ブレード溝１０ｂを往復移動する。第２のブレード１２ｂは第２のシリンダ室Ｓｂを圧縮室と吸込み室とに二分し、圧縮作用が行われる。

　したがって、第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂにおいて同時に圧縮作用をなし、全能力運転が行われることとなる。

　このとき、背圧導入通路Ｈに高圧のガス冷媒が導かれる一方で、油溜り部１４の潤滑油も密閉ケース１に充満するガス冷媒によって高圧の影響を受けている。したがって、能力半減運転時に弁孔部２５に入り込んで弁座を閉塞していた弁体３０は、その上下部がほとんど同じ高圧雰囲気に変るため、自重により沈下して弁体支持用孔２８に支持される。

　潤滑油連通路Ｊが開放され、油溜り部１４の潤滑油が油導通孔２６から弁孔部２５と案内孔部２４及び縦孔部２０からなる潤滑油連通路Ｊを介して第２のブレード背室１１ｂに導かれ、第２のブレード１２ｂの往復動作を円滑化する。

　ところで、能力半減運転時には、圧力制御用配管Ｐ１と背圧導入通路Ｈに低圧のガス冷媒が導かれ、第２のブレード背室１１ｂに充満して第２のブレード１２ｂに低圧の背圧を付与する。また、密閉ケース１内には圧縮された高圧ガスが充満し、高圧状態となっていて、油溜り部１４に集溜する潤滑油も高圧の影響を受ける。

　上記回転軸５には、油溜り部１４に集溜する潤滑油を圧縮機構部３の各摺動部に導くための潤滑油供給路が設けられ、油溜り部１４の高圧の影響を受けた潤滑油が導かれる。ここでは逆止弁機構Ｇが作用し弁座を閉塞しているが、クリアランスを介して第２のブレード背室１１ｂに浸入する潤滑油もある。

　潤滑油は、時間をかけて背圧導入通路Ｈに導かれ、圧力制御用配管Ｐ１内を上昇する可能性が多い。結局、能力半減運転を継続している間に、第２のブレード背室１１ｂと、背圧導入通路Ｈ及び圧力制御用配管Ｐ１に、潤滑油が充満することが考えられる。そして、そのまま全能力運転に切換る場合がある。

　あるいは、外気が極く低温の条件下で、全能力運転が開始されることがある。このときは、高圧のガス冷媒が圧力切換え弁３３から圧力制御用配管Ｐ１と背圧導入通路Ｈを介して第２のブレード背室１１ｂに導かれる。

　しかるに、外気温度が極く低温状態でガス冷媒を供給し続けていると、ガス冷媒が凝縮して液冷媒に変ってしまう。すなわち、上述の潤滑油と同様の非圧縮性流体となり、これが第２のブレード背室１１ｂと、背圧導入通路Ｈ及び圧力制御用配管Ｐ１に充満する可能性がある。

　このような状況下での全能力運転時に、圧力制御用配管Ｐ１と背圧導入通路Ｈ及び第２のブレード背室１１ｂに非圧縮性流体が充満する一方で、圧縮機構部３の作用にともなう発熱の影響で、非圧縮流体からガス分が蒸発する。

　全能力運転を継続することで、第２のブレード背室１１ｂと背圧導入通路Ｈと圧力制御用配管Ｐ１に充満する非圧縮流体からほとんどのガス分が蒸発し、純然たる液体のみが残る。そのため、第２のブレード１２ｂの往復動作を第２のブレード背室１１ｂにおいて完全な液体状である非圧縮性流体が直接受け、緩衝効果がほとんど無い状態となる。

　そのまま高回転運転を行うと、第２のブレード１２ｂの往復動作に非圧縮流体の流動が追従できなくなる。第２のブレード１２ｂ後端部とっては過大な抵抗力を受けることになり、動作に円滑を欠く。背圧導入通路Ｈにおける非圧縮流体の圧力エネルギーの変動である圧力脈動が大きくなり、振動、騒音、配管の破裂などの問題が生じる虞れがある。

　しかるに、第２のブレード背室１１ｂに高圧が導入されているとき、第２のブレード１２ｂは第２のシリンダ室Ｓｂ側である第２のブレード背室１１ｂの容積を拡大する方向に移動し、さらに第２のブレード背室１１ｂ側であるブレード背室の容積を縮小する方向に移動している。

　上記背圧導入通路Ｈと潤滑油連通路Ｊは、第２のブレード１２ｂが第２のブレード背室１１ｂの容積を拡大する方向に移動したときに背圧導入通路Ｈからブレード背室１１ｂに流入する非圧縮性流体の量が、第２のブレード１２ｂがブレード背室１１ｂの容積を縮小する方向に移動したときに背圧導入通路Ｈに流出する流体の量よりも多くなるように構成されている。

　このような構成により、背圧導入通路Ｈ及び圧力制御用配管Ｐ１内の非圧縮性流体は速やかに密閉ケース１内の油溜り部１４に排出されるので、上記圧力脈動等の不具合を回避できる。

　なお説明すると、第２のブレード背室１１ｂ下面に、背圧導入通路Ｈと潤滑油連通路Ｊとを共用する共用通路である縦孔部２０を開口し、この軸方向を第２のブレード１２ｂの往復動方向とは直交する垂直方向に設けた。そして、縦孔部２０に細径孔部２１を連通させ、細径孔部２１の軸方向は縦孔部２０の軸方向とは直交する水平方向にした。

　一方、縦孔部２０の下端部に潤滑油連通路Ｊを構成する案内孔部２４と弁孔部２５を連通して下方へ延出し、軸方向を同一の垂直方向に揃える。逆止弁機構Ｇを構成する弁体３０は、第２のブレード背室１１ｂに低圧が導かれると弁孔部２５を閉成するが、高圧が導かれると自重で沈下して弁体支持用孔２８に支持され、弁孔部２５を開放する。

　圧力制御用配管Ｐ１と背圧導入通路Ｈに充満する非圧縮性流体自体は高圧化されているから、第２のブレード背室１１ｂで第２のブレード１２ｂに高圧の背圧を付与する。第２のブレード１２ｂは、第２のシリンダ室Ｓｂ側と第２のブレード背室１１ｂ側へ往復移動を継続し、第２のシリンダ室Ｓｂにおいて圧縮作用を得られることは変りがない。

　ここで、図３に示すように第２のブレード１２ｂが実線矢印方向へ往動したとき、すなわち第２のブレード背室１１ｂの容積を拡大する方向へ移動したとき、第２のブレード背室１１ｂが負圧状態になり、圧力制御用配管Ｐ１内の非圧縮流体が実線矢印に示すように導かれる。

　具体的には、圧力制御用配管Ｐ１内の非圧縮流体は細径孔部２１から縦孔部２０を介して第２のブレード背室１１ｂへ導出される。また、潤滑油連通路Ｊからも油溜り部１４の潤滑油が、縦孔部２０を介して第２のブレード背室１１ｂへ導かれる。

　第２のブレード１２ｂが破線矢印方向へ復動する、第２のブレード背室１１ｂの容積を縮小する方向へ移動した状態で、第２のブレード背室１１ｂに充満する非圧縮性流体は、ここから出る。

　そして、流体は縦孔部２０を介して案内孔部２４と細径孔部２１に流出するが、案内孔部２４の方が縦孔部２０を流動する流体の流動方向と一致しているうえ、断面積も大きいので、細径孔部２１よりも多量に流出する。

　つぎに、再度第２のブレード１２ｂが実線矢印方向へ往動すると、ブレード背室１１ｂには、案内孔部２４よりも細径孔部２１から、より流入され易くなる。これは、細径孔部２１の方が、案内孔部２４よりも流出流体の慣性力が小さいためで、いわゆる流体ダイオード効果による。

　すなわち、第２のブレード１２ｂが第２のブレード背室１１ｂの容積を拡大する方向に移動したとき背圧導入通路Ｈからブレード背室１１ｂに流入する流体の量が、ブレード１２ｂがブレード背室１１ｂの容積を縮小する方向へ移動したときブレード背室１１ｂから背圧導入通路Ｈへ流出する流体の量よりも多くなるように、背圧導入通路Ｈと潤滑油連通路Ｊが構成されている。

　したがって、圧力制御用配管Ｐ１と背圧導入通路Ｈに充満する潤滑油もしくは液冷媒からなる非圧縮性流体が、油溜り部１４へ早急、かつ円滑に戻ることとなり、圧力制御用配管Ｐ１と背圧導入通路Ｈ内の圧力脈動による不具合を回避でき、また油面の低下も防止できる。

　第２のブレード１２ｂが第２のシリンダ室Ｓｂ側へ移動するとき、弁孔部２５付近で急速に圧力が低下し、弁体３０が弁孔部２５に繰り返し接触し易い。しかしながら、弁体３０を支持する弁体支持用孔２８の上部に弁孔部２５を設けているので、弁孔部２５から導出される非圧縮流体が弁体３０を押圧し、細かな上下動を規制して騒音の発生がない。

　弁体支持用孔２８を備えた弁体支持部材１７を、合成樹脂材で形成した。弁体支持部材１７を閉塞部材１６と同様の素材を選択した場合は、少なくとも弁体支持用孔２８の周面を合成樹脂材からなり、ある程度肉厚のある被膜で覆う。したがって、鋼製（金属材）からなる弁体３０が弁体支持用孔２８に衝突を繰り返しても騒音の発生を低減できる。

　弁体支持部材１７の下端面に永久磁石小片１９を取付けて、その一部を弁体支持用孔２８に突出させている。弁体３０が弁体支持用孔２８に支持されるとき、弁体３０一部は永久磁石小片１９に接触する。そのため、永久磁石小片１９は鋼球である弁体３０を磁気吸着する。

　たとえ、第２のブレード１２ｂの往復動にともなう大きな流体力が弁体３０に作用しても、永久磁石小片１９が弁体３０を磁気吸着することで、弁体３０の動きを確実に規制して騒音の発生を防止でき、低騒音の多気筒回転式圧縮機Ｍを提供できる。

　逆止弁機構Ｇを構成する弁体３０を球状とし、この弁体３０を弁孔部２５の開放時に支持する弁体支持用孔２８を上方に広がる断面テーパー状に形成し、かつこのときの弁体３０の重心位置が弁体支持用孔２８の上端面よりも下方に位置するよう構成した。

　したがって、弁体３０は弁体支持用孔２８にガタ無く納まり、微小な動きに起因する騒音発生を防止できる。第２のブレード１２ｂの往復動にともなう大きな流体力が弁体３０に作用しても、弁体３０の重心位置が弁体支持用孔２８の上端面よりも下方に位置するので弁体支持用孔２８から飛び出すことが無く、衝突音による騒音の低減化を図れる。

　逆止弁機構Ｇを構成する弁孔部２５を弁座として、下方に広がる断面テーパー状とし、この開口角度αを、上方に広がる断面テーパー状の弁体支持用孔２８の開口角度βよりも大きく形成した。そのため、弁孔部２５の下端面開口面積は、弁体支持用孔２８の上端面開口面積よりも大きい。

　したがって、弁体３０が弁体支持用孔２８に支持され、弁座である弁孔部２５が開放状態にあるときの、弁体３０上部の流体の流路断面積を大きくでき、流体の流速が低減して、弁体３０に働く流体力を低減できる。加えて、弁体支持用孔２８の開口角度βが小さいため、弁体３０の納まりが良くなり、弁体保持性の向上を得られる。

　さらに、逆止弁機構Ｇを構成する弁体支持用孔２８の周壁一部に、この上端面から下端面に沿ってバランス用溝２９を設けた。バランス用溝２９は、弁体支持用孔２８に弁体３０を支持したときでも、弁体支持部材１７の上端面と下端面とを連通する連通路となっている。

　したがって、弁体支持用孔２８に弁体３０が支持され、弁座である弁孔部２５が開放された状態であっても、弁体３０の上部と下部との圧力差がバランスされ易くなり、弁体３０が弁体支持用孔２８から飛び出すことを防止でき、弁体３０の衝突音による騒音の発生を低減できる。

　なお、上記逆止弁機構Ｇは、球状（もしくは円錐状）の弁体３０と、この弁体３０の上部に設けられる弁座（弁孔部２５）と、弁座の下部に設けられ、弁体３０が弁座を開放したとき弁体３０の動きを規制する弁体支持用孔２８を備えた弁体支持部材１７とから構成される。

　そして、弁座が第２のブレード背室１１ｂを閉塞する閉塞部材１６に設けられ、この閉塞部材１６と弁体支持部材１７が、ともに、取付け具１８を介して第２のブレード背室１１ｂを有する第２のシリンダ６Ｂに取付け固定されている。

　したがって、部品点数と製造工数の低減化を図ることができ、低コストで製造性の高い多気筒回転式圧縮機Ｍを提供できる。

　図４は、第２の実施の形態としての多気筒回転式圧縮機Ｍａの縦断面図である。上述した第１の実施の形態における多気筒回転式圧縮機Ｍと同一の構成部品に付いては、同番号を付して新たな説明は省略する。

　ここでは、第２のブレード背室１１ｂの上部である中間仕切り板２に背圧導入通路Ｈａを構成する縦孔凹部６０が設けられ、ブレード背室１１ｂ上面に背圧導入通路Ｈａの開口部がある。縦孔凹部６０の軸方向とは直交する方向に細径孔部２１が連通し、圧力制御用配管Ｐ１が接続される接続用孔２２が連設される。

　その一方で、副軸受７Ｂの外周面に沿って設けられる閉塞部材１６Ａには、縦孔部と、案内孔部と、弁孔部が設けられ、弁体支持部材１７には、油導通孔と、弁体支持用孔と、弁体支持用孔に支持される弁体が設けられる。すなわち、閉塞部材１６ａと弁体支持部材１７に、潤滑油連通路Ｊａと逆止弁機構Ｇａのみが設けられる。

　上記中間仕切り板２に設けられる背圧導入通路Ｈａを含めて、潤滑油連通路Ｊａと逆止弁機構Ｇａそれぞれの構成部品の寸法形状は、先に第１の実施形態で説明したものとほとんど同一であってよい。

　作用的には、第１の実施の形態で説明したものと同一である。すなわち、背圧導入通路Ｈａと圧力制御用配管Ｐ１に非圧縮性流体が充満した状態で全能力運転をなすと、逆止弁機構Ｇを構成する弁体３０が弁体支持用孔に支持され、弁孔部が開口される。

　第２のブレード１２ｂが第２のシリンダ室Ｓｂ側である、第２のブレード背室１１ｂの容積を拡大する方向へ移動したとき、圧力制御用配管Ｐ１から背圧導入通路Ｈａを介して第２のブレード背室１１ｂに非圧縮性流体が導かれ、潤滑油連通路Ｊａの油導通孔等を介して油溜り部の潤滑油が、第２のブレード背室１１ｂへ導かれる。

　このとき、背圧導入通路Ｈａの縦孔凹部６０及び細径孔部２１がブレード背室１１ｂの上部位置し、潤滑油連通路Ｊａはブレード背室１１ｂの下部に位置していることから、重力の作用により、流体は背圧導入通路Ｈａ側から導かれやすく、潤滑油連通路Ｊａ側からは導かれ難い。

　第２のブレード１２ｂが第２のブレード背室１１ｂ側である、ブレード背室の容積を縮小する方向へ移動したとき、第２のブレード背室１１ｂに充満する非圧縮性流体は潤滑油連通路Ｊａから導出される。同時に、第２のブレード背室１１ｂに充満する一部の非圧縮性流体は、縦孔凹部６０から細径孔部２１を介して圧力制御用配管Ｐ１に導かれる。

　しかるに、背圧導入通路Ｈａの縦孔凹部６０及び細径孔部２１がブレード背室１１ｂの上部位置し、潤滑油連通路Ｊａはブレード背室１１ｂの下部に位置していることから、重力の作用により、流体は潤滑油連通路Ｊａ側に流れ易く、背圧導入通路Ｈａ側には流れに難い。

　さらに、縦孔凹部６０と細径孔部２１の軸方向は互いに直交する方向に設けられ、縦孔凹部６０よりも細径孔部２１の直径が極く細く形成されされているので、より流体は背圧導入通路Ｈａ側には流れ難い状態となっている。

　結局、第２のブレード１２ｂが第２のブレード背室１１ｂの容積を拡大する方向に移動したときに、背圧導入通路Ｈａからブレード背室１１ｂに流入する流体の量が、ブレードが１２ｂブレード背室１１ｂの容積を縮小する方向に移動したときに、ブレード背室１１ｂから背圧導入通路Ｈａに流出する流体の量よりも多くなるように、背圧導入通路Ｈａと潤滑油連通路Ｊａが構成される。

　さらに、背圧導入通路Ｈａを構成する縦孔凹部６０が、第２のブレード背室１１ｂの上部である中間仕切り板２に設けられ開口している。そのため、ガス冷媒などの気体が縦孔凹部６０など背圧導入通路Ｈａへ逃げ易い。一方で、第２のブレード背室１１ｂとブレード溝には常に潤滑油が供給されるため、性能の低下や摺動性の悪化を防止できる。

　図５は、第３の実施の形態としての多気筒回転式圧縮機Ｍｂの縦断面図である。図４と同様に、上述した第１の実施の形態における多気筒回転式圧縮機Ｍと同一の構成部品に付いては、同番号を付して新たな説明は省略する。

　ここでは、中間仕切り板２を挟んで、この下部側に第１のシリンダ６Ａを取付け、上部側に第２のシリンダ６Ｂを取付けている。したがって、第１のシリンダ６Ａには第１のシリンダ室Ｓａが設けられ、第１のローラ９ａが収容されるとともに、図示しないブレード溝と第１のブレード背室が連設され、第１のブレードが移動自在に収容される。

　上記第１のブレード後端部と密閉ケース１内周壁との間にばね部材が介設され、ブレード先端部を上記第１のローラ９ａに線接触させるようになっていることは、何らの変更もない。

　上記第１のシリンダ６Ｂには第２のシリンダ室Ｓｂが形成され、第２のローラ９ｂが収容される。さらに、第２のシリンダ室Ｓｂにブレード溝と第２のブレード背室１１ｂが連設され、第２のブレード１２ｂが移動自在に収容される。第２のブレード背室１１ｂの背面側には永久磁石が取付けられることも変りが無い。

　このような前提のうえで、第２のシリンダ６Ｂの上面に取付けられる主軸受７Ａのフランジ部周壁一部に沿って閉塞部材１６ｂが設けられる。この閉塞部材１６ｂは第２のブレード背室１１ｂの上面開口部を閉塞する。第２のブレード背室１１ｂの下面開口部は中間仕切り板２によって閉塞され、ブレード背室１１ｂは密閉構造をなす。

　上記閉塞部材１６ｂの下端面から上端近傍部位まで、垂直な軸方向の縦孔凹部６０が設けられ、第２のブレード背室１１ｂ上面に開口する。上記縦孔凹部６０の軸方向とは直交する水平な軸方向に細径孔部２１が連通して設けられ、さらに細径孔部２１と同一の軸方向に沿って接続用孔２２が設けられる。

　上記接続用孔２２には、密閉ケース１外部から、密閉ケース１を貫通して設けられる圧力制御用配管Ｐ１の端部が接続される。これら接続用孔２２と、細径孔部２１及び縦孔凹部６０で上記背圧導入通路Ｈｂが構成され、これと連通する圧力制御用配管Ｐ１に上述の圧力切換え弁３３が設けられ、ブレード背圧制御機構Ｋが構成される。

　一方、第２のシリンダ室Ｓｂの下面を閉塞する中間仕切り板２には、縦孔部２０と、案内孔部２４及び弁孔部２５が、中間仕切り板２の上端面から下端面に亘って、垂直な軸方向に沿って連設される。これら孔部２０，２４，２５は、上記閉塞部材１６ｂに設けられる縦孔凹部６０と、第２のブレード背室１１ｂを介在して対向する部位に設けられる。

　上記第１のシリンダ６Ａには、上記弁孔部２５と対向する部位に油導通孔２６及び弁体支持用孔２８が設けられ、この弁体支持用孔２８に弁体３０が支持される。したがって、中間仕切り板２に設けられる弁孔部２５が、弁体３０に対する弁座となっていて、弁座の下部側に弁体支持用孔２８が設けられることになる。

　このようにして、中間仕切り板２と第１のシリンダ６Ａに、潤滑油連通路Ｊｂが形成されるとともに、逆止弁機構Ｇｂが設けられる。上記背圧導入通路Ｈｂを含めて、潤滑油連通路Ｊｂと逆止弁機構Ｇｂそれぞれの構成部品の寸法形状は、先に第１の実施形態で説明したものとほとんど同一であってよい。

　このような多気筒回転式圧縮機Ｍｂにおける作用及び効果は、先に第１の実施の形態及び第２の実施の形態で説明した多気筒回転式圧縮機Ｍ、Ｍａと全く同一であるので、ここでは同説明を適用し、新たな説明は省略する。

　上述の多気筒回転式圧縮機Ｍを備えて冷凍サイクルを構成する冷凍サイクル装置（空気調和機）Ｒであるから、冷凍（空調）効果の大幅な向上を得られ、さらなる信頼性の向上に繋げられる。

　なお、上述の圧縮機構部３では、アキュームレータ３２から吸込み側の冷媒管Ｐａを介して導かれたガス冷媒を、中間仕切り板２内で分岐して第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂに導く構成としたが、これに限定されるものではない。

　たとえば、アキュームレータ３２から２本の吸込み冷媒管を延出して、第１のシリンダ室Ｓａと、第２のシリンダ室Ｓｂとのそれぞれに、直接、連通するように構成したものであっても良い。

　また、第１のシリンダ室Ｓａと、第２のシリンダ室Ｓｂの排除容積が同一のものとして説明したが、これに限定されるものではなく、排除容積が互いに異なる場合においても、同等の作用効果が得られる。

　本発明は上述した実施の形態そのままに限定されるものではなく、実施段階ではその要旨を逸脱しない範囲で構成要素を変形して具体化できる。そして、上述した実施の形態に開示されている複数の構成要素の適宜な組合せにより種々の発明を形成できる。

　本発明によれば、流体ダイオード効果を抑制して信頼性の向上を得られ、低騒音の多気筒回転式圧縮機と、この多気筒回転式圧縮機を備えて冷凍サイクル効率の向上化を得る冷凍サイクル装置が得られる。

Claims

　密閉ケース内に、潤滑油の油溜り部を備えるとともに、電動機部と、この電動機部と回転軸を介して連結される圧縮機構部を収容する多気筒回転式圧縮機において、
　上記圧縮機構部は、
　中間仕切り板を介在して設けられ、それぞれにシリンダ室を有する第１のシリンダ及び第２のシリンダと、上記回転軸に形成される偏心部に嵌合され、上記各シリンダ室内でそれぞれ偏心回転する第１のローラ及び第２のローラと、上記第１のローラ及び第２のローラに先端部が当接した状態で上記各シリンダ内を区画する第１のブレード及び第２のブレードと、
　上記第１のブレードを、上記第１のローラに当接するように付勢する弾性部材と、
　上記第２のブレード後端部を、移動自在に収容するブレード背室と、
　このブレード背室に連通され、ブレード背室に高圧もしくは低圧を切換えて供給し、第２のブレードに背圧を付与する背圧導入通路と、
　上記ブレード背室と上記油溜り部とを連通する潤滑油連通路と、
　この潤滑油連通路に設けられ、上記背圧導入通路からブレード背室に高圧が導入されたときに上記潤滑油連通路を開いてブレード背室に潤滑油を供給し、ブレード背室に低圧が導入されたときに潤滑油連通路を閉じる逆止弁機構と、を具備し、
　上記背圧導入通路と潤滑油連通路は、ブレード背室に高圧が導入され、ブレードがブレード背室の容積を拡大する方向に移動したときに背圧導入通路からブレード背室に流入する流体の量が、ブレードがブレード背室の容積を縮小する方向に移動したときにブレード背室から背圧導入通路へ流出する流体の量よりも多くなるように構成されることを特徴とする多気筒回転式圧縮機。
　上記背圧導入通路と潤滑油連通路は、ブレード背室の底面から所定の長さの範囲内で下方へ延びる通路を共用し、
　上記背圧導入通路は、共用通路の中途部から、共用通路と直交する方向へ延出され、
　上記潤滑油連通路は、共用通路の下端部からさらに下方へ延出され、この延出端部に上記逆止弁機構が設けられる
ことを特徴とする請求項１記載の多気筒回転式圧縮機。
　上記背圧導入通路のブレード背室に対する開口部はブレード背室の上面に設けられ、上記潤滑油連通路のブレード背室に対する開口部よりも上方部位に位置することを特徴とする請求項１記載の多気筒回転式圧縮機。
　上記第１のシリンダを下部側に、この第１のシリンダ上に中間仕切り板を介して上記ブレード背室を備えた第２のシリンダを上部側にして組立てた状態で、
　上記逆止弁機構は、上記中間仕切り板に設けられる弁座と、この弁座を開閉する弁体と、上記弁座の下部である上記第１のシリンダに設けられ弁座の開放時に上記弁体の動きを規制する弁体支持部とを具備することを特徴とする請求項１ないし請求項３のいずれかに記載の多気筒回転式圧縮機。
　上記逆止弁機構は、
　金属製で球体からなる弁体と、この弁体の上部に設けられた弁座と、上記弁体を弁座とともに挟むように弁体の下部に設けられ、弁体が上記潤滑油連通路を開いたときに弁体の動きを規制する弁体支持部とを有し、
　上記弁座及び上記弁体支持部は、弁体側に向かって漸次直径が大きくなる断面テーパー状に形成され、その弁体側端部の直径が弁体の直径より大きくなるように形成されることを特徴とする請求項１ないし請求項４のいずれかに記載の多気筒回転式圧縮機。
　請求項１ないし請求項５のいずれかに記載の多気筒回転式圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器を備えて冷凍サイクルを構成することを特徴とする冷凍サイクル装置。