WO2013061606A1 - ロータリ圧縮機及び冷凍サイクル装置 - Google Patents

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Abstract

　ロータリ圧縮機１０２は、シャフト４、シリンダ５、ピストン８、第１ベーン３２及び第２ベーン３３を備えている。第１ベーン３２は、シリンダ５とピストン８との間の空間をピストン８の周方向に沿って仕切っている。第２ベーン３３は、第１圧縮室２５と、第１圧縮室２５の容積よりも小さい容積を有する第２圧縮室２６とがシリンダ５内に形成されるように、第１ベーン３２によって仕切られた空間をピストン８の周方向に沿ってさらに仕切っている。ピストン８と第２ベーン３３とが一体化されている、又はピストン８と第２ベーン３３とが結合されている。第１ベーン３２は、ピストン８に接触する先端部として、回転可能な摺動部材３２ｂを有する。

Description

ロータリ圧縮機及び冷凍サイクル装置
　本発明は、ロータリ圧縮機及び冷凍サイクル装置に関する。
　中間圧を有する気相の冷媒を圧縮機にインジェクションすることにより、冷凍サイクル装置の効率が向上することが知られている（特許文献１参照）。この技術によれば、圧縮機の仕事及び蒸発器での冷媒の圧力損失を低減できるので、冷凍サイクルのＣＯＰ（coefficient of performance）が改善する。
　インジェクション技術に採用できる圧縮機として、シリンダ内に第１圧縮室と第２圧縮室とが形成されるように複数のベーン（ブレード）を設けたローリングピストン型圧縮機が提案されている（特許文献２参照）。
　図１７は、特許文献２の図３に記載されたヒートポンプ式暖房装置の構成図である。ヒートポンプ式暖房装置５００は、ローリングピストン型圧縮機５０１、凝縮器５０３、膨張機構５０４、気液分離器５０７及び蒸発器５０９を備え、蒸発器５０９からの気相の冷媒及び気液分離器５０７で分離された中間圧の気相の冷媒を圧縮機５０１でそれぞれ圧縮するように構成されている。圧縮機５０１のシリンダ５２２に取り付けられたベーン５２５及び５３５によって、シリンダ５２２とロータ５２３との間の空間が主圧縮室５２６及び副圧縮室５２７に区画されている。主圧縮室５２６は、吸入孔５２６ａ及び吐出孔５２６ｂを有する。副圧縮室５２７は、吸入孔５２７ａ及び吐出孔５２７ｂを有する。吸入孔５２６ａが蒸発器５０９に接続され、吸入孔５２７ａが気液分離器５０７に接続されている。吐出孔５２６ｂ及び吐出孔５２７ｂは１つに集合し、凝縮器５０３に接続されている。
特開２００６－１１２７５３号公報 特公平３－５３５３２号公報
　しかし、いくつかの技術上の問題により、特許文献２に記載されたヒートポンプ式暖房装置５００の効率はあまり良くないと予想される。本発明は、インジェクション技術に採用できるロータリ圧縮機の効率を高めることを目的とする。
　すなわち、本開示は、
　シリンダと、
　自身と前記シリンダとの間に空間を形成するように前記シリンダ内に配置されたピストンと、
　前記ピストンが取り付けられたシャフトと、
　前記シャフトの回転方向に沿った第１の角度位置において前記シリンダに取り付けられ、前記空間を前記ピストンの周方向に沿って仕切る第１ベーンと、
　前記シャフトの回転方向に沿った第２の角度位置において前記シリンダに取り付けられ、第１圧縮室と、前記第１圧縮室の容積よりも小さい容積を有する第２圧縮室とが前記シリンダ内に形成されるように、前記第１ベーンによって仕切られた前記空間を前記ピストンの周方向に沿ってさらに仕切る第２ベーンとを備え、
　前記ピストンと前記第２ベーンとが一体化されている、又は前記ピストンと前記第２ベーンとが結合されており、
　前記第１ベーンは、前記ピストンに接触する先端部として、回転可能な摺動部材を有する、ロータリ圧縮機を提供する。
　上記の開示によれば、高い圧縮機効率を有するロータリ圧縮機を提供できる。
本発明の第１実施形態に係る冷凍サイクル装置の構成図 図１に示す冷凍サイクル装置に使用されたロータリ圧縮機の縦断面図 図２に示すロータリ圧縮機のＡ－Ａ線に沿った横断面図 ベーン飛びを防ぐための構造を示す概略平面図 ベーン飛びを防ぐための他の構造を示す概略平面図 ベーン飛びを防ぐための更に他の構造を示す概略平面図 図３の部分拡大図 第１ベーンの斜視図 他の第１ベーンの断面図 他の第１ベーンの斜視図 吸入逆止弁の拡大断面図 弁本体の側面図及び平面図 弁止めの側面図及び平面図 圧縮機構の斜視図 ロータリ圧縮機の動作をシャフトの回転角度毎に示す概略図 第１圧縮室のＰＶ線図 第２圧縮室のＰＶ線図 インジェクションにより削減できる圧縮仕事を示す第２圧縮室のＰＶ線図 吸入逆止弁を省略したロータリ圧縮機の動作を示す概略図 図１３Ａに示す第２圧縮室のＰＶ線図 第１ベーンと第２ベーンとのなす角度が鈍角となるように設計された変形例を示す概略図 変形例に係るロータリ圧縮機の縦断面図 図１５に示すロータリ圧縮機のＢ－Ｂ線に沿った横断面図 従来のヒートポンプ式暖房装置の構成図 ベーンを１つのみ有する従来のローリングピストン型圧縮機の横断面図 第２ベーンがピストンに結合していない場合の問題点を示す概略図
　本発明者は、特許文献２に記載されたヒートポンプ式暖房装置５００が実用化できるものであるかどうか詳細に検討した。その結果、圧縮機５０１に次のような技術上の問題が存在することを突き止めた。
　まず、図１８に示すように、ベーンを１つのみ有する従来のローリングピストン型圧縮機によると、主に、ベーン５４０の先端面５４１に加えられた圧力と背面５４２に加えられた圧力との差に起因して、ベーン５４０をピストン５４３に向けて押し付ける力が発生する。高圧シェル型の圧縮機の場合、ベーン５４０の背面５４２には、吐出圧力（高圧）に等しい圧力が加わる。ベーン５４０は、平面視で円弧状の先端面５４１を有し、その先端面５４１でピストン５４３と接している。１つのシリンダにベーン５４０が１つだけ設けられている場合、ベーン５４０とピストン５４３との接点から見て先端面５４１の右側部分には、常に吸入孔５４４からの吸入圧力（低圧）が加わる。先端面５４１の左側部分には、吸入圧力（低圧）と吐出圧力（高圧）との間で変化する圧力が加わる。先端面５４１の左側部分に吐出圧力（高圧）が加わったときでも、先端面５４１の右側部分に吸入圧力（低圧）が常に加わっているので、先端面５４１と背面５４２との間の圧力差は十分に確保される。故に、ベーン５４０にはピストン５４３に向けて常に十分な大きさの押し付け力が働く。
　これに対し、特許文献２に記載されたローリングピストン型圧縮機５０１によれば、１つのシリンダに２つのベーンが設けられている。ベーンを１つのみ備えたローリングピストン型圧縮機と同じ考え方で、２つのベーンに働く押し付け力を検証する。図１７に示すように、ベーン５２５の先端面の半分には、常に吸入孔５２６ａからの吸入圧力（低圧）が加わる。ベーン５２５の先端面の他の半分には、副圧縮室５２７の圧力が加わる。副圧縮室５２７の圧力は、気液分離器５０７で分離された気相の冷媒の圧力（中間圧）と吐出圧力（高圧）との間で変化する。従って、ローリングピストン型圧縮機５０１が高圧シェル型の圧縮機であるという前提に立てば、ベーン５２５にはピストン５２３に向けて十分な大きさの押し付け力が働く。
　次に、ベーン５３５の先端面の半分には、常に吸入孔５２７ａからの吸入圧力、つまり、気液分離器５０７で分離された気相の冷媒の圧力（中間圧）が加わる。ベーン５３５の先端面の他の半分には、主圧縮室５２６の圧力が加わる。主圧縮室５２６の圧力は、吸入圧力（低圧）と吐出圧力（高圧）との間で変化する。従って、ベーン５３５に働く押し付け力（最小の押し付け力）は、ベーン５２５に働く押し付け力及び従来のローリングピストン型圧縮機のベーン５４０に働く押し付け力よりも小さい。
　ベーンに働く押し付け力が小さい場合、「ベーン飛び」と呼ばれる不具合が起こる可能性がある。ここで「ベーン飛び」とは、ベーンの先端がピストンから離れる現象のことを意味する。ベーン飛びが起こると、圧縮機効率の顕著な低下を招くおそれがある。
　ベーン飛びを防止するために、本出願に先行する国際出願ＰＣＴ／ＪＰ２０１１／００３８７０（出願日２０１１年７月６日、優先日２０１０年７月８日）において、本発明者は、
　シリンダと、
　自身と前記シリンダとの間に空間を形成するように前記シリンダ内に配置されたピストンと、
　前記ピストンが取り付けられたシャフトと、
　前記シャフトの回転方向に沿った第１の角度位置において前記シリンダに取り付けられ、前記空間を前記ピストンの周方向に沿って仕切る第１ベーンと、
　前記シャフトの回転方向に沿った第２の角度位置において前記シリンダに取り付けられ、第１圧縮室と、前記第１圧縮室の容積よりも小さい容積を有する第２圧縮室とが前記シリンダ内に形成されるように、前記第１ベーンによって仕切られた前記空間を前記ピストンの周方向に沿ってさらに仕切る第２ベーンとを備え、
　前記ピストンと前記第２ベーンとが一体化されている、又は前記ピストンと前記第２ベーンとが結合されている、ロータリ圧縮機を開示する。
　上記のロータリ圧縮機によれば、ピストンと第２ベーンとが一体化されている、又はピストンと第２ベーンとが結合されているので、第２ベーンのベーン飛びを防止できる。ただし、この構成によれば、ピストンの自転が禁止されるので、第１ベーンがピストンの外周面の特定の部分にのみ接触し、摺動する。この場合、第１ベーンとピストンとの間の相対的な動きが止まる瞬間が生じる。相対的な動きが止まると、油膜切れが起こる可能性が高まる。油膜切れが起こり、金属同士が擦れる固体潤滑が発生した場合には、第１ベーンがピストンを引っ掻くように摺動する。結果として、第１ベーンの摩耗及びピストンの摩耗が進行する可能性がある。
　そこで、本開示の第１態様は、上記したロータリ圧縮機の構成に加え、前記第１ベーンは、前記ピストンに接触する先端部として、回転可能な摺動部材を有する、ロータリ圧縮機を提供する。
　第１態様のロータリ圧縮機によれば、ピストンと第２ベーンとが一体化されている、又はピストンと第２ベーンとが結合されている。この場合、ベーン飛びの問題が本質的に存在しない。従って、本開示によれば、ベーン飛びの起こり得ない、高い圧縮機効率を有するロータリ圧縮機を提供できる。また、第１ベーンの先端部が回転可能な摺動部材で構成されている。そのため、第１ベーンとピストンとの相対的な動きが止まったとしても、摺動部材は自由に転がることができる。その結果、ピストンの摩耗を防止できる。本開示のロータリ圧縮機を使用した冷凍サイクル装置は、高いインジェクション効果を享受できる。
　本開示の第２態様は、第１態様に加え、前記第１ベーンが、前記摺動部材を保持している第１ベーン本体をさらに有し、前記摺動部材が、円柱状の部材で構成され、前記第１ベーン本体の一端部には、円弧状の断面プロファイルを有する窪みが形成されており、前記窪みに前記摺動部材が回転可能に保持されている、ロータリ圧縮機を提供する。第２態様によれば、第１ベーン本体、摺動部材及びピストンの摩耗を効果的に防止できる。
　本開示の第３態様は、第１又は第２態様に加え、前記第１ベーンが、前記摺動部材を保持している第１ベーン本体と、前記第１ベーン本体と前記摺動部材との間の隙間に潤滑油を供給するように前記第１ベーン本体に形成された給油路とをさらに有する、ロータリ圧縮機を提供する。第３態様によれば、給油路を通じて、潤滑が必要とされる部分に潤滑油を確実かつ効率的に供給できる。従って、ロータリ圧縮機の信頼性が高まる。
　本開示の第４態様は、第１～第３態様のいずれか１つに加え、前記第１ベーンが、前記摺動部材を保持している第１ベーン本体をさらに有し、前記摺動部材が、ロックウェルＣスケールで、前記第１ベーン本体の硬度と前記ピストンの硬度との間の硬度を有する、ロータリ圧縮機を提供する。第４態様によれば、各部材の摩耗をより効果的に防止できる可能性がある。
　本開示の第５態様は、第１～第４態様のいずれか１つに加え、前記ピストン及び前記第２ベーンが、一体成形のスイングピストンで構成されている、ロータリ圧縮機を提供する。第５態様によれば、第２ベーンがピストンから離れることを確実に防止できる。
　本開示の第６態様は、第１～第４態様のいずれか１つに加え、前記ピストンに凹部が設けられ、かつ前記第２ベーンに凸部が設けられている、又は前記ピストンに凸部が設けられ、かつ前記第２ベーンに凹部が設けられており、前記ピストンと前記第２ベーンとが結合されるように、前記ピストンの前記凹部に前記第２ベーンの前記凸部が嵌め合わされている、又は前記第２ベーンの前記凹部に前記ピストンの前記凸部が嵌め合わされている、ロータリ圧縮機を提供する。第６態様によれば、第２ベーンがピストンから離れることを確実に防止できる。
　本開示の第７態様は、第１～第６態様のいずれか１つに加え、前記シャフトの回転方向に関して、前記第１の角度位置から前記第２の角度位置までの角度θが２７０度以上に設定されている、ロータリ圧縮機を提供する。角度θが２７０度以上であれば、第１圧縮室の吸入行程において、第１圧縮室から第１圧縮室の外へと逆流する冷媒の量が十分に少ない。
　本開示の第８態様は、第１～第７態様のいずれか１つに加え、前記第１圧縮室で圧縮するべき作動流体を前記第１圧縮室に導く第１吸入孔と、前記第１圧縮室で圧縮された作動流体を前記第１圧縮室から前記第１圧縮室の外に導く第１吐出孔と、前記第２圧縮室で圧縮するべき作動流体を前記第２圧縮室に導く第２吸入孔と、前記第２圧縮室で圧縮された作動流体を前記第２圧縮室から前記第２圧縮室の外に導く第２吐出孔と、前記第２吸入孔に設けられた吸入逆止弁と、をさらに備えた、ロータリ圧縮機を提供する。第８態様によれば、第２圧縮室に吸入された冷媒が第２吸入孔を通じて第２圧縮室の外へと逆流することを防止できる。
　本開示の第９態様は、
　第８態様のロータリ圧縮機と、
　前記ロータリ圧縮機で圧縮された作動流体を冷却する放熱器と、
　前記放熱器で冷却された作動流体を膨張させる膨張機構と、
　前記膨張機構で膨張した作動流体を気相の作動流体と液相の作動流体とに分離する気液分離器と、
　前記気液分離器で分離された液相の作動流体を蒸発させる蒸発器と、
　前記蒸発器から流出した作動流体を前記ロータリ圧縮機の前記第１吸入孔に導く吸入流路と、
　前記気液分離器で分離された気相の作動流体を前記ロータリ圧縮機の前記第２吸入孔に導くインジェクション流路と、
　を備えた、冷凍サイクル装置を提供する。
　第９態様によれば、高いＣＯＰを有する冷凍サイクル装置を提供できる。
　以下、添付の図面を参照しつつ本発明の実施形態を説明する。ただし、本発明は、以下に説明する実施形態によって限定解釈されない。各実施形態及び各変形例は、発明の要旨を逸脱しない範囲内で相互に組み合わせることができる。
（第１実施形態）
　図１は、本実施形態に係る冷凍サイクル装置の構成図である。冷凍サイクル装置１００は、ロータリ圧縮機１０２、第１熱交換器１０４、第１膨張機構１０６、気液分離器１０８、第２膨張機構１１０及び第２熱交換器１１２を備えている。これらの構成要素は、冷媒回路１０を形成するように、流路１０ａ～１０ｄによって上記の順番に環状に接続されている。流路１０ａ～１０ｄは、典型的には、冷媒配管で構成されている。冷媒回路１０には、作動流体として、ハイドロフルオロカーボン、二酸化炭素等の冷媒が充填されている。
　冷凍サイクル装置１００は、さらに、インジェクション流路１０ｊを備えている。インジェクション流路１０ｊは、気液分離器１０８に接続された一端とロータリ圧縮機１０２に接続された他端とを有し、気液分離器１０８で分離された気相の冷媒をロータリ圧縮機１０２に直接に導く。インジェクション流路１０ｊは、典型的には、冷媒配管で構成されている。インジェクション流路１０ｊに減圧弁が設けられていてもよい。インジェクション流路１０ｊにアキュームレータが設けられていてもよい。
　冷媒回路１０には、冷媒の流れ方向を切り替えることができる切り替え機構として、四方弁１１６が設けられている。図１に実線で示すように四方弁１１６を制御すると、ロータリ圧縮機１０２で圧縮された冷媒は第１熱交換器１０４に供給される。この場合、第１熱交換器１０４は、ロータリ圧縮機１０２で圧縮された冷媒を冷却する放熱器（凝縮器）として機能する。第２熱交換器１１２は、気液分離器１０８で分離された液相の冷媒を蒸発させる蒸発器として機能する。他方、図１に破線で示すように四方弁１１６を制御すると、ロータリ圧縮機１０２で圧縮された冷媒は第２熱交換器１１２に供給される。この場合、第１熱交換器１０４が蒸発器として機能し、第２熱交換器１１２が放熱器として機能する。四方弁１１６により、例えば、冷凍サイクル装置１００を採用した空気調和装置に冷房及び暖房の両方の機能を付与できる。
　ロータリ圧縮機１０２は、冷媒を高温高圧に圧縮するための機器である。ロータリ圧縮機１０２は、第１吸入孔１９（主吸入孔）及び第２吸入孔２０（インジェクション吸入孔）を有する。第１熱交換器１０４又は第２熱交換器１１２から流出した冷媒がロータリ圧縮機１０２に導かれるように、第１吸入孔１９に流路１０ｄが接続されている。気液分離器１０８で分離された気相の冷媒がロータリ圧縮機１０２に導かれるように、第２吸入孔２０にインジェクション流路１０ｊが接続されている。
　第１熱交換器１０４は、典型的には、空気－冷媒熱交換器又は水－冷媒熱交換器で構成されている。第２熱交換器１１２も典型的には空気－冷媒熱交換器又は水－冷媒熱交換器で構成されている。冷凍サイクル装置１００を空気調和装置に採用する場合、第１熱交換器１０４及び第２熱交換器１１２の両方が空気－冷媒熱交換器で構成される。冷凍サイクル装置１００を給湯機又は給湯暖房機に採用する場合、第１熱交換器１０４が水－冷媒熱交換器で構成され、第２熱交換器１１２が空気－冷媒熱交換器で構成される。
　第１膨張機構１０６及び第２膨張機構１１０は、放熱器としての第１熱交換器１０４（又は第２熱交換器１１２）で冷却された冷媒又は気液分離器１０８で分離された液相の冷媒を膨張させるための機器である。第１膨張機構１０６及び第２膨張機構１１０は、典型的には、膨張弁で構成されている。好適な膨張弁として、開度を変更できる弁、例えば電動膨張弁が挙げられる。第１膨張機構１０６は、第１熱交換器１０４と気液分離器１０８との間の流路１０ｂ上に設けられている。第２膨張機構１１０は、気液分離器１０８と第２熱交換器１１２との間の流路１０ｃ上に設けられている。膨張機構１０６及び１１０は、それぞれ、冷媒から動力を回収できる容積型膨張機で構成されていてもよい。
　気液分離器１０８は、第１膨張機構１０６又は第２膨張機構１１０で膨張した冷媒を気相の冷媒と液相の冷媒とに分離する。気液分離器１０８には、第１膨張機構１０６又は第２膨張機構１１０で膨張した冷媒の入口、液相の冷媒の出口及び気相の冷媒の出口が設けられている。気相の冷媒の出口にインジェクション流路１０ｊの一端が接続されている。
　冷媒回路１０には、アキュームレータ、内部熱交換器等の他の機器が設けられていてもよい。
　図２は、図１に示す冷凍サイクル装置１００に使用されたロータリ圧縮機１０２の縦断面図である。図３は、図２に示すロータリ圧縮機１０２のＡ－Ａ線に沿った横断面図である。ロータリ圧縮機１０２は、密閉容器１、モータ２、圧縮機構３及びシャフト４を備えている。圧縮機構３は、密閉容器１内の下部に配置されている。モータ２は、密閉容器１内において、圧縮機構３の上に配置されている。シャフト４によって、圧縮機構３とモータ２とが連結されている。密閉容器１の上部には、モータ２に電力を供給するための端子２１が設けられている。密閉容器１の底部には、潤滑油を保持するための油溜り２２が形成されている。
　モータ２は、ステータ１７及びロータ１８で構成されている。ステータ１７は、密閉容器１の内壁に固定されている。ロータ１８は、シャフト４に固定されており、かつシャフト４とともに回転する。
　密閉容器１の上部には、吐出管１１が設けられている。吐出管１１は、密閉容器１の上部を貫通しているとともに、密閉容器１の内部空間１３に向かって開口している。吐出管１１は、圧縮機構３で圧縮された冷媒を密閉容器１の外部に導く吐出流路としての役割を担う。つまり、吐出管１１は、図１に示す流路１０ａの一部を構成している。ロータリ圧縮機１０２の動作時において、密閉容器１の内部空間１３は、圧縮された冷媒で満たされる。つまり、ロータリ圧縮機１０２は、高圧シェル型の圧縮機である。高圧シェル型のロータリ圧縮機１０２によれば、冷媒でモータ２を冷却できるのでモータ効率の向上を期待できる。冷媒がモータ２で加熱されると、冷凍サイクル装置１００の加熱能力も向上する。
　圧縮機構３は、冷媒を圧縮するようにモータ２によって動かされる。図２及び図３に示すように、圧縮機構３は、シリンダ５、主軸受６、副軸受７、ピストン８、マフラー９、第１ベーン３２、第２ベーン３３、第１吐出弁４３、第２吐出弁４４及び吸入逆止弁５０を有する。本実施形態では、第１吸入孔１９及び第２吸入孔２０のうち、第２吸入孔２０にのみ吸入逆止弁５０が設けられている。
　シャフト４は、半径方向の外向きに突出した偏心部４ａを有する。ピストン８は、シリンダ５の内部に配置されている。シリンダ５の内部において、シャフト４の偏心部４ａにピストン８が取り付けられている。シリンダ５には、第１ベーン溝３４及び第２ベーン溝３５が形成されている。第１ベーン溝３４は、シャフト４の回転方向に沿った第１の角度位置に形成されている。第２ベーン溝３５は、シャフト４の回転方向に沿った第２の角度位置に形成されている。
　第１ベーン溝３４には、第１ベーン３２（ブレード）がスライドできるように取り付けられている。第１ベーン３２は、シリンダ５とピストン８との間の空間をピストン８の周方向に沿って仕切っている。第２ベーン溝３５には、第２ベーン３３（ブレード）がスライドできるように取り付けられている。第２ベーン３３は、シリンダ５とピストン８との間の空間をピストン８の周方向に沿ってさらに仕切っている。これにより、シリンダ５の内部に、第１圧縮室２５（主圧縮室）と、第１圧縮室２５の容積よりも小さい容積を有する第２圧縮室２６（インジェクション圧縮室）とが形成されている。
　第１ベーン３２の背後には、シャフト４の中心に向かって第１ベーン３２を押している第１ばね３６が配置されている。第１ベーン溝３４の後部は、密閉容器１の内部空間１３に連通している。従って、密閉容器１の内部空間１３の圧力が第１ベーン３２の背面に加えられる。第２ベーン３３はピストン８に結合されている。そのため、第２ベーン３３の背後にばねは配置されていない。ただし、第２ベーン３３の背後にばねが配置されていてもよい。第２ベーン溝３５も密閉容器１の内部空間１３に連通している。第１ベーン溝３４及び第２ベーン溝３５には、油溜り２２に溜められた潤滑油が供給される。
　本明細書では、第１ベーン３２及び第１ベーン溝３４の位置をシャフト４の回転方向に沿った「０度（第１の角度）」の位置と定義する。言い換えれば、第１ベーン３２がピストン８によって第１ベーン溝３４に最大限に押し込まれた瞬間におけるシャフト４の回転角度を「０度」と定義する。第２ベーン３３がピストン８によって第２ベーン溝３５に最大限に押し込まれた瞬間におけるシャフト４の回転角度が「第２の角度」に相当する。本実施形態において、第１ベーン３２が配置された第１の角度位置から第２ベーン３３が配置された第２の角度位置までの角度θ（度）は、シャフト４の回転方向に関して、例えば２７０～３５０度の範囲にある。言い換えれば、第１ベーン３２と第２ベーン３３とのなす角度（３６０－θ）は、１０～９０度の範囲にある。角度θが２７０度以上であれば、第１圧縮室２５の吸入行程において、第１吸入孔１９を通じて第１圧縮室２５から第１吸入管１４に逆流する冷媒の量が十分に少ない。そのため、第１吸入孔１９に逆止弁を設ける必要がない。
　本実施形態では、ピストン８に凹部８ｓが設けられ、第２ベーン３３に凸部３３ｔが設けられている。ピストン８と第２ベーン３３とが結合されるように、ピストン８の凹部８ｓに第２ベーン３３の凸部３３ｔが嵌め合わされている。ピストン８と第２ベーン３３とが結合されているので、第２ベーン３３は常にピストン８に追従して動く。そのため、第２ベーン３３に関するベーン飛びの問題は本質的に存在しない。
　図４Ａに示すように、第２ベーン３３は、第２ベーン溝３５に納まっている第２ベーン本体３３ａと、第２ベーン本体３３ａの先端に位置している凸部３３ｔとで構成されている。凸部３３ｔは、平面視で円の形状を有している。凸部３３ｔを嵌め合わせるためのピストン８の凹部８ｓも平面視で円の形状を有している。凸部３３ｔ及び凹部８ｓは、第２ベーン３３とピストン８との結合を維持しながら相対的に回転できる。ピストン８が回転したとき、第２ベーン３３は第２ベーン溝３５の中をスライドする。併せて、ピストン８の凹部８ｓの中で第２ベーン３３の凸部３３ｔが回転する。
　第２ベーン３３の幅方向に関して、第２ベーン３３の凸部３３ｔの幅Ｗ1は、第２ベーン本体３３ａの幅Ｗ2よりも狭い。このような構成によれば、第２ベーン本体３３ａの仕上げ研磨が容易なので、第２ベーン３３の製造コストを低減できる。なお、「ベーンの幅」とは、シャフト４の軸方向及びベーンの長手方向に直交する方向の寸法を意味する。
　ベーン飛びを防止できる構造は、図４Ａに示す構造に限られない。以下、いくつかの具体例を説明する。
　図４Ｂに示す例では、ピストン８に凸部８ｔが設けられ、第２ベーン３３に凹部３３ｓが設けられている。ピストン８と第２ベーン３３とが結合されるように、第２ベーン３３の凹部３３ｓにピストン８の凸部８ｔが嵌め合わされている。つまり、ベーンをピストンに結合するための構造は特に限定されない。
　次に、図４Ｃに示す例では、ピストン８及び第２ベーン３３が、一体成形のスイングピストン５９で構成されている。つまり、第２ベーン３３がピストン８に一体化されている。第２ベーン溝３５（ブッシュ溝）には、ブッシュ５８が配置されている。ブッシュ５８は、略半円柱の形状を有する２つの部材で構成されている。半円柱部材の外周面は、平面と円弧面とを含む。半円柱部材の平面が第２ベーン３３の側面に向かい合い、半円柱部材の円弧面が第２ベーン溝３５の円弧面に向かい合っている。すなわち、ブッシュ５８で第２ベーン３３を摺動可能に挟んでいるとともに、ブッシュ５８自身もシリンダ５に対して摺動できる。ピストン８が回転すると、第２ベーン３３は、少しずつ姿勢を変えながら第２ベーン溝３５の中を前後に動く。このように、第２ベーン３３は、ブッシュ５８を介して、シリンダ５の第２ベーン溝３５に揺動可能に配置されている。ブッシュ５８も第２ベーン溝３５の中で回転（揺動）できる。
　図４Ｃに示す例において、第１ベーン３２はピストン８に結合されておらず、ピストン８に一体化もされていない。
　図４Ａ～図４Ｃを参照して説明した構造によれば、第２ベーン３３がピストン８から離れることを確実に防止できる。さらに、図４Ａ～図４Ｃを参照して説明した構造によれば、ピストン８の自転が禁止される。「ピストン８の自転」とは、シャフト４の偏心部４ａ、第１ベーン３２及び第２ベーン３３に対してピストン８が自由に回転できることを意味する。ピストン８の自転が禁止されると、常に、ピストン８の特定の部分が第２圧縮室２６に面し、残りの部分が第１圧縮室２５に面する。第２圧縮室２６で圧縮された冷媒の温度は、第１圧縮室２５で圧縮された冷媒の温度よりも少し低い（例えば１０℃程度）。そのため、ロータリ圧縮機１０２の動作時において、ピストン８の特定の部分の温度は、残りの部分の温度よりも少し低い。特定の部分の温度が残りの部分の温度よりも低いと、第２圧縮室２６に吸入された冷媒がピストン８から熱を受け取りにくい。第２圧縮室２６に吸入された冷媒がピストン８から受熱しにくいので、吸入された冷媒が膨張することに基づく第２圧縮室２６の体積効率の低下を抑制できる。
　図５Ａ及び図５Ｂに示すように、第１ベーン３２は、第１ベーン本体３２ａ及び摺動部材３２ｂを含む。第１ベーン本体３２ａは、板状の部材で構成されている。第１ベーン本体３２ａは、摺動部材３２ｂを保持している。第１ベーン本体３２ａの一端部には、円弧状の断面プロファイルを有する窪み３２ｓがシャフト４の回転軸に平行な方向に延びるように形成されている。摺動部材３２ｂは、円柱状の部材で構成されているとともに、ピストン８の外周面に接する先端部を形成している。第１ベーン本体３２ａの窪み３２ｓに摺動部材３２ｂが回転可能に保持されている。摺動部材３２ｂは、第１ベーン本体３２ａ及びピストン８のそれぞれに対して相対的に回転できる。摺動部材３２ｂの回転軸は、シャフト４の回転軸に平行である。
　本実施形態によれば、第１ベーン３２は、ピストン８に接触する先端部として、回転可能な摺動部材３２ｂを有する。従って、ピストン８の自転が禁止されることによって第１ベーン３２がピストン８の外周面の特定の部分にのみ接触し、摺動したとしても、第１ベーン３２の摩耗及びピストン８の摩耗を防止できる。摺動部材３２ｂがピストン８に対して回転できるので、第１ベーン本体３２ａとピストン８との相対的な動きが止まったとしても、摺動部材３２ｂは自由に転がることができる。その結果、第１ベーン３２の摩耗及びピストン８の摩耗を防止できる。詳細には、摺動部材３２ｂは、第１ベーン本体３２ａ及びピストン８の両者に対して回転できる。第１ベーン本体３２ａと摺動部材３２ｂとの間の相対的な動きだけでなく、摺動部材３２ｂとピストン８との間の相対的な動きも継続される。従って、第１ベーン本体３２ａ、摺動部材３２ｂ及びピストン８の摩耗を防止できる。
　摺動部材３２ｂの直径は、第１ベーン本体３２ａの厚みよりも少し小さい寸法に調節されている。従って、摺動部材３２ｂを保持するための窪み３２ｓを第１ベーン本体３２ａに設けることができる。シャフト４の回転軸に平行な方向において、摺動部材３２ｂの長さは、第１ベーン本体３２ａの長さに一致している。第１ベーン本体３２ａと摺動部材３２ｂとの間には、潤滑油を満たすことができる広さの隙間が確保されている。そのような隙間の広さは、例えば、３～３０μｍである。第１ベーン本体３２ａと摺動部材３２ｂとの間の隙間が潤滑油で満たされているので、摺動部材３２ｂが窪み３２ｓの中でスムーズに回転できる。なお、第１ベーン本体３２ａと摺動部材３２ｂとの間には、第１ベーン本体３２ａの側面を伝って、油溜り２２から潤滑油が供給される。同様に、摺動部材３２ｂとピストン８との間には、第１ベーン本体３２ａの側面を伝って、油溜り２２から潤滑油が供給される。
　図６Ａ及び図６Ｂに示すように、第１ベーン本体３２ａと摺動部材３２ｂとの間に潤滑油を積極的に供給するための構造が設けられていてもよい。具体的に、変形例に係る第１ベーン１３２は、第１ベーン本体３２ａ、摺動部材３２ｂ及び給油路３２ｃを有する。給油路３２ｃは、第１ベーン本体３２ａと摺動部材３２ｂとの間の隙間に潤滑油を供給できるように第１ベーン本体３２ａに形成されている。給油路３２ｃは、第１ベーン本体３２ａの長手方向に延びるように形成されている。また、給油路３２ｃは、第１ベーン本体３２ａの一端部において窪み３２ｓに向かって開口し、第１ベーン本体３２ａの他端部において第１ベーン溝３４に向かって開口している。第１ベーン溝３４の後部は、油溜り２２の潤滑油で満たされているので、給油路３２ｃを通じて、潤滑が必要とされる部分に潤滑油を確実かつ効率的に供給できる。つまり、給油路３２ｃを通じて第１ベーン本体３２ａと摺動部材３２ｂとの間の隙間に潤滑油を供給できるだけでなく、摺動部材３２ｂが転がることによってピストン８の表面にも潤滑油が十分に供給される。そのため、本構成によれば、油膜切れが生じにくく、ロータリ圧縮機１０２の信頼性がさらに高まる。第１ベーン本体３２ａに給油路３２ｃが１つのみ形成されていてもよいし、複数の給油路３２ｃが第１ベーン本体３２ａに形成されていてもよい。
　第１ベーン本体３２ａ、摺動部材３２ｂ及びピストン８の材質は特に限定されない。これらの部材は、高速度工具鋼などの合金鋼、鋳鉄又は炭素鋼で作ることができる。各部材の硬度は特に限定されず、摩耗を効果的に防止できる観点から決定することができる。例えば、摺動部材３２ｂは、ロックウェルＣスケール（ＨＲＣ）で、第１ベーン本体３２ａの硬度とピストン８の硬度との間の硬度を有していてもよい。具体的には、ロックウェルＣスケールで、第１ベーン本体３２ａの硬度ＨＲＣ１と、摺動部材３２ｂの硬度ＨＲＣ２と、ピストン８の硬度ＨＲＣ３とが、ＨＲＣ１＞ＨＲＣ２＞ＨＲＣ３の関係を満たすように、各部材の材料を決定することができる。これにより、各部材の摩耗をより効果的に防止できる可能性がある。もちろん、第１ベーン本体３２ａと摺動部材３２ｂとが同じ材料で作られていてもよい。
　なお、摺動部材３２ｂは、エンジニアリングプラスチック又はセラミック材料で作られていてもよい。エンジニアリングプラスチックとしては、ポリテトラフルオロエチレン、ポリエーテルエーテルケトン、ポリエチレンテレフタレート、ナイロン、ポリイミドが挙げられる。セラミック材料としては、窒化クロム、窒化珪素、炭化珪素などが挙げられる。
　また、摺動部材３２ｂの表面に耐摩耗性を改善するための硬質被膜が形成されていてもよい。そのような硬質被膜としては、ダイアモンド状炭素被膜（ＤＬＣ被膜）が代表的である。このような硬質被膜は、窪み３２ｓの内周面に形成されていてもよい。硬質被膜は、窒化クロムなどのセラミック被膜であってもよい。また、樹脂材料で構成された保護被膜が窪み３２ｓの内周面に形成されていてもよい。樹脂材料としては、摺動部材３２ｂの材料として上述したものを使用できる。
　図２及び図３に戻り、他の部分の説明を続ける。
　図２に示すように、主軸受６及び副軸受７は、シリンダ５を閉じるようにシリンダ５の上側及び下側にそれぞれ配置されている。マフラー９は、主軸受６の上部に設けられており、第１吐出弁４３及び第２吐出弁４４を覆っている。マフラー９には、圧縮された冷媒を密閉容器１の内部空間１３に導くための吐出孔９ａが形成されている。シャフト４は、マフラー９の中心部を貫通しているとともに、主軸受６及び副軸受７によって回転可能に支持されている。
　図２及び図３に示すように、本実施形態において、第１吸入孔１９及び第２吸入孔２０は、シリンダ５に形成されている。第１吸入孔１９は、第１圧縮室２５で圧縮するべき冷媒を第１圧縮室２５に導く。第２吸入孔２０は、第２圧縮室２６で圧縮するべき冷媒を第２圧縮室２６に導く。なお、第１吸入孔１９及び第２吸入孔２０は、それぞれ、主軸受６又は副軸受７に形成されていてもよい。
　本実施形態において、第２吸入孔２０は、第１吸入孔１９の開口面積よりも小さい開口面積を有する。第２吸入孔２０の開口面積が小さければ小さいほど吸入逆止弁５０の部品の寸法も小さい。このことは、吸入逆止弁５０に起因する死容積（デッドボリューム）の増大を抑制する観点、及び設計の余裕を確保する観点で重要である。第１吸入孔１９の開口面積をＳ1、第２吸入孔２０の開口面積をＳ2としたとき、開口面積Ｓ1及びＳ2は、例えば１．１≦（Ｓ1／Ｓ2）≦３０を満たす。なお、「死容積」とは、作動室として機能しない容積を意味する。一般に、容積型流体機械にとって、大きい死容積は好ましくない。
　図３に示すように、圧縮機構３には、第１吸入管１４（主吸入管）及び第２吸入管１６（インジェクション吸入管）が接続されている。第１吸入管１４は、第１吸入孔１９に冷媒を供給できるように、密閉容器１の胴部を貫通してシリンダ５に嵌め込まれている。第１吸入管１４は、図１に示す流路１０ｄの一部を構成している。第２吸入管１６は、第２吸入孔２０に冷媒を供給できるように、密閉容器１の胴部を貫通してシリンダ５に嵌め込まれている。第２吸入管１６は、図１に示すインジェクション流路１０ｊの一部を構成している。
　圧縮機構３には、さらに、第１吐出孔４０（主吐出孔）及び第２吐出孔４１（インジェクション吐出孔）が設けられている。第１吐出孔４０及び第２吐出孔４１は、それぞれ、主軸受６をシャフト４の軸方向に貫通する形で主軸受６に形成されている。第１吐出孔４０は、第１圧縮室２５で圧縮された冷媒を第１圧縮室２５から第１圧縮室２５の外（本実施形態ではマフラー９の内部空間）に導く。第２吐出孔４１は、第２圧縮室２６で圧縮された冷媒を第２圧縮室２６から第２圧縮室２６の外（本実施形態ではマフラー９の内部空間）に導く。第１吐出孔４０及び第２吐出孔４１には、それぞれ、第１吐出弁４３及び第２吐出弁４４が設けられている。第１圧縮室２５の圧力が密閉容器１の内部空間１３の圧力（冷凍サイクルの高圧）を上回った場合に、第１吐出弁４３が開く。第２圧縮室２６の圧力が密閉容器１の内部空間１３の圧力を上回った場合に、第２吐出弁４４が開く。
　マフラー９は、第１吐出孔４０及び第２吐出孔４１のそれぞれと密閉容器１の内部空間１３とを結ぶ吐出流路としての役割を担う。第１吐出孔４０を通じて第１圧縮室２５の外に導かれた冷媒と第２吐出孔４１を通じて第２圧縮室２６の外に導かれた冷媒とがマフラー９の内部で合流する。合流した冷媒は、密閉容器１の内部空間１３を経由して吐出管１１に流入する。密閉容器１内には、マフラー９から吐出管１１までの冷媒の流路上に位置するようにモータ２が配置されている。このような構成によれば、冷媒によるモータ２の冷却及びモータ２の熱による冷媒の加熱を効率的に行うことができる。
　本実施形態において、第２吐出孔４１は、第１吐出孔４０の開口面積よりも小さい開口面積を有する。第２吐出孔４１の開口面積が小さければ小さいほど、第２吐出孔４１に起因する死容積を小さくできる。第１吐出孔４０の開口面積をＳ3、第２吐出孔４１の開口面積をＳ4としたとき、開口面積Ｓ3及びＳ4は、例えば１．１≦（Ｓ3／Ｓ4）≦１５を満たす。
　なお、第２吸入孔２０の開口面積Ｓ2が第１吸入孔１９の開口面積Ｓ1に等しい場合もありうる。さらに、第２吐出孔４１の開口面積Ｓ4が第１吐出孔４０の開口面積Ｓ3に等しい場合もありうる。各吸入孔及び各吐出孔の寸法は、それらを通過する冷媒の流量を考慮して適切に決定されるべきである。より詳細には、死容積と圧力損失とのバランスを考慮して決定されるべきである。
　本実施形態のロータリ圧縮機１０２は、以下に説明する理由により、吐出弁４３及び４４だけでなく、第２吸入孔２０に設けられた吸入逆止弁５０を備えている。特許文献２に記載された圧縮機５０１によれば、吸入行程から圧縮行程に移る際に副圧縮室５２７から吸入孔５２７ａに多量の冷媒が逆流する可能性がある。このことは、圧縮機効率の低下を招く。そのため、特許文献２に記載された圧縮機５０１を用いて冷凍サイクル装置を構築したとしても、冷凍サイクルのＣＯＰの向上は期待できない。吸入逆止弁５０によれば、こうした問題を解決できる。
　図７に示すように、吸入逆止弁５０は、弁本体５１及び弁止め５２を含む。シリンダ５の上面５ｐには平面視で短冊の形をした浅い溝５ｇが形成されており、その溝５ｇに弁本体５１及び弁止め５２が装着されている。溝５ｇは、シリンダ５の半径方向の外向きに延びているとともに、第２圧縮室２６に連通している。第２吸入孔２０は、溝５ｇの底部に開口している。詳細には、第２吸入孔２０は、シリンダ５に形成された有底孔で構成されており、その有底孔は、溝５ｇの底部に開口している。第２吸入孔２０に冷媒を供給できるように、シリンダ５の外周面からシリンダ５の中心に向かって延びる吸入流路５ｆがシリンダ５の内部に形成されている。その吸入流路５ｆに吸入管１６が接続されている。
　図８Ａに示すように、弁本体５１は、第２吸入孔２０を閉じる裏面５１ｑと、第２吸入孔２０を閉じたときに第２圧縮室２６内の雰囲気に曝される表面５１ｐとを有する。吸入逆止弁５０の弁本体５１の可動範囲が第２圧縮室２６内に設定されている。弁本体５１は、全体として薄板の形状を有しており、典型的には、薄い金属板（リード弁）で構成されている。
　図８Ｂに示すように、弁止め５２は、第２吸入孔２０を開くときに弁本体５１の厚み方向への変位量を制限する支持面５２ｑを有する。支持面５２ｑは、弁止め５２の厚みが第２圧縮室２６に近づくにつれて減少するように、緩やかな曲面を形成している。すなわち、弁止め５２は、全体として靴型のような形を有している。弁止め５２の先端面５２ｔは、シリンダ５の内径と同じ曲率半径の円弧の形状を有している。
　弁本体５１は、第２吸入孔２０を開閉できるように溝５ｇに配置されている。弁本体５１が第２吸入孔２０を閉じたときに支持面５２ｑが第２圧縮室２６内の雰囲気に曝されるように、弁止め５２が溝５ｇに配置されている。弁本体５１及び弁止め５２は、ボルト等の締結具５４によってシリンダ５に固定されている。弁本体５１の後端部は弁止め５２と溝５ｇとの間に挟まれて動けないが、弁本体５１の先端部は固定されておらず、揺れ動ける。弁止め５２及び第２吸入孔２０を平面視したとき、第２吸入孔２０は弁止め５２の支持面５２ｑに重なっている。
　弁止め５２の後端部付近において、弁本体５１の厚みと弁止め５２の厚みとの合計の厚みは、溝５ｇの深さに概ね一致している。溝５ｇに弁本体５１及び弁止め５２を装着したとき、シリンダ５の厚み方向に関して、弁止め５２の上面５２ｐの位置はシリンダ５の上面の位置に一致する。
　図８Ａに示すように、弁本体５１は、第２吸入孔２０を開閉するための幅広部分５５を有する。幅広部分５５の最大幅Ｗ3は、弁止め５２の先端部の幅Ｗ4、言い換えれば、シリンダ５に面した位置における溝５ｇの幅よりも広い。幅広部分５５により、第２吸入孔２０を閉じるためのシール幅を確保しつつ、死容積の増大を抑制できる。
　図７及び図９に示すように、溝５ｇの深さは、例えば、シリンダ５の厚みの半分よりも小さい。また、溝５ｇの大部分は弁止め５２によって埋められている。溝５ｇのごく一部が、弁本体５１の可動範囲として残されている。
　吸入逆止弁５０は、シャフト５の回転に伴って次のように動作する。第２圧縮室２６の圧力が吸入流路５ｆ及び第２吸入管１６の圧力を下回った場合、弁本体５１が弁止め５２の支持面５２ｑに沿う形状に変位する。言い換えれば、弁本体５１が押し上げられる。これにより、第２吸入孔２０と第２圧縮室２６とが連通し、第２吸入孔２０を通じて第２圧縮室２６に冷媒が供給される。他方、第２圧縮室２６の圧力が吸入流路５ｆ及び第２吸入管１６の圧力を上回った場合、弁本体５１が元の平らな形状に復帰する。これにより、第２吸入孔２０が閉じられる。従って、第２圧縮室２６に吸入された冷媒が第２吸入孔２０を通じて吸入流路５ｆ及び第２吸入管１６に逆流することを防止できる。
　本実施形態の吸入逆止弁５０によれば、上記したいくつかの特徴的な構造により、吸入孔に逆止弁を設けることに基づく死容積の増大を抑制できる。つまり、吸入逆止弁５０は、高い圧縮機効率の達成に寄与する。従って、本実施形態のロータリ圧縮機１０２を用いた冷凍サイクル装置１００は、高いＣＯＰを有する。
　なお、第２吸入孔２０は、主軸受６又は副軸受７に形成されていてもよい。この場合、図７等を参照して説明した構造を有する吸入逆止弁５０を主軸受６又は副軸受７に設けることができる。主軸受６（又は副軸受７）とシリンダ５との間にシリンダ５を閉じるための部材（閉塞部材）を設け、この部材に吸入逆止弁５０を設けることもできる。
　次に、図１０を参照して、ロータリ圧縮機１０２の動作を時系列で説明する。図１０中の角度は、シャフト４の回転角度を表している。なお、図１０に示す角度は、あくまでも例示にすぎず、図１０に示された角度で各行程が必ず開始又は終了するわけではない。第１圧縮室２５に冷媒を吸入する行程は、シャフト４が０度の回転角度を占有するときから、概ね３６０度の回転角度を占有するときまで行われる。第１圧縮室２５に吸入された冷媒は、シャフト４の回転に伴って圧縮される。圧縮行程は、第１圧縮室２５の圧力が密閉容器１の内部空間１３の圧力を上回るまで続く。図１０において、圧縮行程は、シャフト４が３６０度の回転角度を占有するときから、５４０度の回転角度を有するときまで行われている。圧縮された冷媒を第１圧縮室２５の外に吐出する行程は、シリンダ５とピストン８との接点が第１吐出孔４０を通過するまで行われる。図１０において、吐出行程は、シャフト４が５４０度の回転角度を占有するときから、（６３０＋α）度の回転角度を占有するときまで行われている。「α」は、２７０度の角度位置から第２ベーン３３が配置された第２の角度位置までの角度を表す。
　他方、第２圧縮室２６に冷媒を吸入する行程は、シャフト４が（２７０＋α）度の回転角度を占有するときから、（４９５＋α／２）度の回転角度を占有するときまで行われる。（４９５＋α／２）度は、第２圧縮室２６が最大容積を有するときのシャフト４の回転角度である。第２圧縮室２６に吸入された冷媒は、シャフト４の回転に伴って圧縮される。圧縮行程は、第２圧縮室２６の圧力が密閉容器１の内部空間１３の圧力を上回るまで続く。図１０において、圧縮行程は、シャフト４が（４９５＋α／２）度の回転角度を占有するときから、６３０度の回転角度を占有するときまで行われている。圧縮された冷媒を第２圧縮室２６の外に吐出する行程は、シリンダ５とピストン８との接点が第２吐出孔４１を通過するまで行われる。図１０において、吐出行程は、シャフト４が６３０度の回転角度を占有するときから、７２０度の回転角度を占有するときまで行われている。
　図１１Ａ及び図１１Ｂに第１圧縮室２５及び第２圧縮室２６のＰＶ線図をそれぞれ示す。図１１Ａに示すように、第１圧縮室２５における吸入行程は、点Ａから点Ｂへの変化で表される。第１圧縮室２５の容積は、点Ｂで最大値に達するが、第１圧縮室２５には逆止弁が設けられていないので、点Ｂから点Ｃまでの間に少量の冷媒が第１圧縮室２５から第１吸入孔１９に逆流する。従って、第１圧縮室２５の実際の吸入容積（閉じ込め容積）は、点Ｃの容積で特定される。圧縮行程は、点Ｃから点Ｄへの変化で表される。吐出行程は、点Ｄから点Ｅへの変化で表される。
　図１１Ｂに示すように、第２圧縮室２６における吸入行程は、点Ｆから点Ｇへの変化で表される。吸入逆止弁５０の機能により、第２圧縮室２６から第２吸入孔２０への冷媒の逆流量は概ねゼロである。従って、第２圧縮室２６の最大容積は、実際の吸入容積に一致している。圧縮行程は、点Ｇから点Ｈへの変化で表される。吐出行程は、点Ｈから点Ｉへの変化で表される。第２圧縮室２６は、中間圧を有するガス冷媒を吸入及び圧縮するので、図１２に示すように、斜線領域の面積に対応する圧縮仕事を削減できる。これにより、冷凍サイクル装置１００の効率が向上する。なお、図１１Ｂ及び図１２は、吸入逆止弁５０による死容積をゼロと仮定した場合のＰＶ線図である。
　ちなみに、図１３Ａは、吸入逆止弁を有さないロータリ圧縮機の動作を示す概略図である。２つのベーンのなす角度は９０度である。圧縮室５３６及び吸入孔５３７は、それぞれ、本実施形態の第２圧縮室２６及び第２吸入孔２０に対応している。図１３Ａの左側に示す状態で圧縮室５３６は最大容積を有する。しかし、左側に示す状態から右側に示す状態までシャフト５３４が回転する期間において、圧縮室５３６から吸入孔５３７に冷媒が逆流する（逆流行程）。
　実際には、図１３Ｂに示すように、最大容積が点Ｊの容積で表されるとき、実際に圧縮が始まる瞬間の容積（実吸入容積）は点Ｇの容積で表される。つまり、相当の割合の冷媒（点Ｊの容積から点Ｇの容積を引いた容積）が逆流行程で圧縮室５３６から押し出される。そのため、非常に大きい損失が発生する。図１３Ｂの斜線部分は、点Ｆから点Ｊまで圧縮室５３６が冷媒を吸入するときに発生する損失と、点Ｊから点Ｇまで圧縮室５３６の容積が減少するときに冷媒の逆流によって生じる損失との和（余分な圧縮仕事）を表している。さらに、冷媒の逆流によって生じた脈動により、騒音及び振動の増大も懸念される。本実施形態のロータリ圧縮機１０２によれば、こうした問題を解消できる。
　なお、図１１Ａ、図１１Ｂ、図１２及び図１３Ｂの縦軸（圧力軸）及び横軸（容積軸）は、互いに同一の尺度で描かれている。図１３Ａ及び図１３Ｂは、吸入逆止弁が無いときの問題点を説明するための図であり、本発明の先行技術を構成しない。
　次に、第１ベーン３２と第２ベーン３３との位置関係について説明する。両者の位置関係は、吸入逆止弁５０の開閉タイミングとも深く関わっている。吸入逆止弁５０の開閉タイミングは、冷媒の種類、冷凍サイクル装置１００の用途等にも左右される。
　本実施形態によると、シャフト４の回転方向に関して、第１ベーン３２が配置された第１の角度位置（０度）から第２ベーン３３が配置された第２の角度位置までの角度θが２７０度以上に設定されている。角度θは、第１圧縮室２５で圧縮するべき冷媒の流量、及び第２圧縮室２６で圧縮するべき冷媒の流量に応じて適切に設定されるべきである。
　ただし、角度θが小さくなればなるほど、第１圧縮室２５から第１吸入孔１９に逆流する冷媒の量が増大する。適切な角度θの範囲は、例えば２７０≦θ≦３５０である。
　もちろん、最適な角度θは、冷凍サイクル装置１００の用途に応じて変化する。図１４に示すように、角度θが２７０度未満の形態も考えられる。角度θが小さくなればなるほど、第１圧縮室２５から第１吸入孔１９に逆流する冷媒の量が増える。第１圧縮室２５から第１吸入孔１９への冷媒の逆流を防止するために、第１吸入孔１９にも吸入逆止弁を設けることができる。
　上述した知見によれば、吸入逆止弁５０は、（i）（ii）又は（iii）で特定される期間において、第２圧縮室２６に吸入された冷媒が第２吸入孔２０を通じて第２圧縮室２６の外に逆流することを阻止する。（i）吸入逆止弁５０は、第２圧縮室２６が最大容積に達した時点から、第２圧縮室２６が最小容積（≒０）に達する時点まで、逆流を阻止する。（ii）吸入逆止弁５０は、第２圧縮室２６が最大容積に達した時点から、圧縮された冷媒が第２吐出孔４１を通じて第２圧縮室２６の外に吐出され始める時点まで、逆流を阻止する。（iii）吸入逆止弁５０は、第２圧縮室２６が最大容積に達した時点から、シリンダ５とピストン８との接点がシャフト４の回転に伴って第２吸入孔２０を通過する時点まで、逆流を阻止する。角度θが比較的大きい場合、吸入逆止弁５０は（i）の動きをする。角度θが比較的小さい場合、吸入逆止弁５０は（ii）又は（iii）の動きをする。
　吸入逆止弁５０は、圧縮機効率の向上に大きく貢献する。しかし、ベーン飛びを防止する観点では、吸入逆止弁５０は逆効果をもたらす。まず、図１７を参照して、吸入逆止弁が設けられていない場合を考える。吸入逆止弁が設けられていない場合、ピストン５２３がベーン５３５をベーン溝に図１７に示す状態まで押し込んだ瞬間において、ベーン５３５の先端面の半分には、圧縮室５２６の吐出圧力（高圧）が加わっている。ベーン５３５の先端面の他の半分には、吸入孔５２７ａの吸入圧力（中間圧）が加わっている。従って、ローリングピストン型圧縮機５０１が高圧シェル型の圧縮機であるという前提に立てば、先端面に加わる圧力と背面に加わる圧力との差に基づいて、ベーン５３５には、常に、ある程度の押し付け力が働く。
　次に、図１９を参照して、第２吸入孔に吸入逆止弁が設けられているが、第２ベーンがピストンに結合していない場合を考える。ピストン５５８が第２ベーン５５２を図１９に示す状態まで押し込んだ瞬間において、第２ベーン５５２の先端面の半分には、第１圧縮室５５４の吐出圧力（高圧）が加わっている。第２ベーン５５２の先端面の他の半分には、第２圧縮室５５６の圧力が加わっている。角度θ等の設計条件にも依存するので断言できないが、図１９に示す状態において、第２圧縮室５５６の圧力は吐出圧力（高圧）に等しい、又は吐出圧力に近い。つまり、図１９に示す状態において、先端面に加えられた圧力と背面に加えられた圧力との差に基づいて第２ベーン５５２に働く押し付け力は殆どゼロであり、ばね５５３による押し付け力のみが第２ベーン５５２に働く。この状態でピストン５５８が第２ベーン５５２の上死点を通過すると、第２ベーン５５２に外向きの慣性力が働いていることから、第２ベーン５５２がピストン５５８に追従できず、結果として、ベーン飛びが発生する可能性がある。
　上記のように、吸入逆止弁５０は、ベーン飛びの問題に深く関わっている。従って、冷媒の逆流を防止するために吸入逆止弁５０を設けた場合、ベーン飛びを防止するために、図４Ａ～図４Ｃを参照して説明した構造を積極的に採用することが望ましい。吸入逆止弁５０とベーン飛びを防止するための構造との組み合わせにより、非常に高い圧縮機効率を有するロータリ圧縮機１０２を提供できる。さらに、図５Ａ～図６Ｂを参照して説明したように、第１ベーン３２及びピストン８の摩耗を防止しうる構造を採用することにより、ロータリ圧縮機１０２の信頼性を高めることができる。なお、図１９は、第２ベーンがピストンに結合していないときの問題点を説明するための図であり、本発明の先行技術を構成しない。
（変形例）
　図１５は、変形例に係るロータリ圧縮機の縦断面図である。ロータリ圧縮機２０２は、図２に示すロータリ圧縮機１０２にシリンダ等の部品を追加した構造を有する。本変形例において、図２に示す圧縮機構３、シリンダ５、ピストン８及び偏心部４ａをそれぞれ第１圧縮機構３、第１シリンダ５、第１ピストン８及び第１偏心部４ａと定義する。第１圧縮機構３の詳細な構造は、図２～図９を参照して説明した通りである。
　図１５及び図１６に示すように、ロータリ圧縮機２０２は、第１圧縮機構３に加えて第２圧縮機構３０を備えている。第２圧縮機構３０は、第２シリンダ６５、中板６６、第２ピストン６８、副軸受６７、マフラー７０、第３ベーン７２、第３吸入孔６９、第３吐出孔７３を有する。第２シリンダ６５は、第１シリンダ５に対して同心状に配置されており、中板６６によって第１シリンダ５から隔てられている。
　シャフト４は、半径方向の外向きに突出した第２偏心部４ｂを有する。第２ピストン６８は、第２シリンダ６５の内部に配置されている。第２シリンダ６５の内部において、第２ピストン６８はシャフト４の第２偏心部４ｂに取り付けられている。中板６６は、第１シリンダ５と第２シリンダ６５との間に配置されている。第２シリンダ６５には、ベーン溝７４が形成されている。ベーン溝７４には、第２ピストン６８の外周面に接する先端を有する第３ベーン７２（ブレード）がスライドできるように取り付けられている。第３ベーン７２は、第２シリンダ６５と第２ピストン６８との間の空間を第２ピストン６８の周方向に沿って仕切っている。これにより、第２シリンダ６５の内部に第３圧縮室７１が形成されている。第２ピストン６８と第３ベーン７２とが単一の部品、いわゆるスイングピストンで構成されていてもよい。また、第３ベーン７２が第２ピストン６８に結合していてもよい。第３ベーン７２の背後には、シャフト４の中心に向かって第３ベーン７２を押している第３ばね７６が配置されている。
　第３吸入孔６９は、第３圧縮室７１で圧縮するべき冷媒を第３圧縮室７１に導く。第３吸入孔６９には、第３吸入管６４が接続されている。第３吐出孔７３は、副軸受６７を貫いてマフラー７０の内部空間に向かって開口している。第３圧縮室７１で圧縮された冷媒は、第３吐出孔７３を通って、第３圧縮室７１から第３圧縮室７１の外、具体的には、マフラー７０の内部空間に導かれる。主軸受６、第１シリンダ５、中板６６、第２シリンダ６５及び副軸受６７をシャフト４の軸方向に貫通している流路６３を通って、マフラー７０の内部空間から密閉容器１の内部空間１３に冷媒が導かれる。流路６３は、密閉容器１の内部空間１３に向かって開口していてもよいし、マフラー９の内部空間に向かって開口していてもよい。
　以上のように、第２圧縮機構３０は、ベーンを１つのみ有する通常のローリングピストン型圧縮機の圧縮機構と同じ構造を有している。
　なお、第２ピストン６８と第３ベーン７２とが一体化されていてもよい。あるいは、第２ピストン６８と第３ベーン７２とが結合されていてもよい。すなわち、図４Ａ～図４Ｃを参照して説明した構造を第２ピストン６８及び第３ベーン７２に適用できる。第３ベーン７２に関してベーン飛びの問題は生じにくいが、第１圧縮機構３と第２圧縮機構３０とで部品を共通化することによるコスト削減の効果を期待できる。また、第１ベーン３２と同様に、第３ベーン７２が、第２ピストン６８に接触する先端部として、回転可能な摺動部材を有していてもよい。
　ロータリ圧縮機２０２において、第２シリンダ６５の高さ、内径及び外径は、それぞれ、第１シリンダ５の高さ、内径及び外径に等しい。第１ピストン８の外径は、第２ピストン６８の外径に等しい。第２シリンダ６５の内部には第３圧縮室７１のみが形成されているので、第１圧縮室２５が第３圧縮室７１の容積よりも小さい容積を有する。つまり、第１圧縮機構３と第２圧縮機構３０との間で部品を共通化することにより、コストの低減及び組立容易性の向上を図ることができる。
　本変形例によれば、シャフト４の軸方向に関して、第１圧縮機構３が上側、第２圧縮機構３０が下側に配置されている。第１圧縮機構３で圧縮された冷媒は、主軸受６に設けられた吐出孔４０及び４１を通ってマフラー９の内部空間に導かれる。第１圧縮機構３は、２つの吐出孔４０及び４１を有している。そのため、吐出孔４０及び４１から密閉容器１の内部空間１３までの距離をなるべく短くし、これにより、吐出孔４０及び４１での冷媒の圧力損失をなるべく低減することが望ましい。この観点から、第１圧縮機構３が軸方向の上側に配置されていることが好ましい。
　しかし、他の観点から、第１圧縮機構３は軸方向の下側に配置されていてもよい。その理由は次の通りである。モータ２に近づけば近づくほど密閉容器１の内部の温度は高い。つまり、ロータリ圧縮機２０２の動作時において、主軸受６は副軸受６７及びマフラー７０の温度よりも高い温度を有する。そのため、第１圧縮機構３が上側に配置され、第２圧縮機構３０が下側に配置されている場合、第２圧縮室２６に導かれるべき冷媒が加熱されやすい。すると、第２圧縮室２６で圧縮されるべき冷媒の質量流量が減少するので、インジェクションによる効果も減少する。より高いインジェクション効果を得るために、第２圧縮室２６を有する第１圧縮機構３が下側に配置され、第２圧縮機構３０が上側に配置されていてもよい。
　図１５に示すように、シャフト４の回転方向に関して、第１偏心部４ａの突出方向と第２偏心部４ｂの突出方向との角度差が１８０度である。言い換えれば、第１ピストン８と第２ピストン６８との位相差がシャフト４の回転方向に関して１８０度である。さらに言い換えれば、第１ピストン８の上死点のタイミングが第２ピストン６８の上死点のタイミングから１８０度ずれている。このような構成によれば、第１ピストン８の回転に基づいて発生する振動を第２ピストン６８の回転によって打ち消すことができる。また、第１圧縮室２５の圧縮行程と第３圧縮室７１の圧縮行程とが概ね交互に行われるとともに、第１圧縮室２５の吐出行程と第３圧縮室７１の吐出行程とが概ね交互に行われる。従って、シャフト４のトルク変動を小さくできるためモータ損失及び機械損失の低減に有利である。また、ロータリ圧縮機２０２の振動及び騒音も低減できる。なお、「ピストンの上死点のタイミング」とは、ピストンによってベーンがベーン溝に最大限に押し込まれたタイミングを意味する。
　ロータリ圧縮機２０２を図１に示す冷凍サイクル装置１００に使用する場合、次のような構成を採用できる。冷凍サイクル装置１００は、蒸発器としての第１熱交換器１０４又は第２熱交換器１１２から流出した冷媒をロータリ圧縮機２０２の第１吸入孔１９に導く吸入流路１０ｄを有する。図１５に示すように、第１熱交換器１０４又は第２熱交換器１１２から流出した冷媒がロータリ圧縮機２０２の第１吸入孔１９及び第３吸入孔６９の両方に導かれるように、吸入流路１０ｄは、第１吸入孔１９に向かって延びる分岐部分１４と、第３吸入孔６９に向かって延びる分岐部分６４とを含む。本実施形態では、第１吸入管１４が分岐部分１４を構成し、第３吸入管６４が分岐部分６４を構成している。このような構成によれば、第１圧縮室２５及び第３圧縮室７１に冷媒をスムーズに導くことができる。なお、吸入流路１０ｄが密閉容器１の内部で分岐していてもよい。
　本明細書に開示された技術は、給湯機、温水暖房装置及び空気調和装置などの電気製品に利用できる冷凍サイクル装置の圧縮機に有用である。

Claims (9)

  1. 　シリンダと、
    　自身と前記シリンダとの間に空間を形成するように前記シリンダ内に配置されたピストンと、
    　前記ピストンが取り付けられたシャフトと、
    　前記シャフトの回転方向に沿った第１の角度位置において前記シリンダに取り付けられ、前記空間を前記ピストンの周方向に沿って仕切る第１ベーンと、
    　前記シャフトの回転方向に沿った第２の角度位置において前記シリンダに取り付けられ、第１圧縮室と、前記第１圧縮室の容積よりも小さい容積を有する第２圧縮室とが前記シリンダ内に形成されるように、前記第１ベーンによって仕切られた前記空間を前記ピストンの周方向に沿ってさらに仕切る第２ベーンとを備え、
    　前記ピストンと前記第２ベーンとが一体化されている、又は前記ピストンと前記第２ベーンとが結合されており、
    　前記第１ベーンは、前記ピストンに接触する先端部として、回転可能な摺動部材を有する、ロータリ圧縮機。
  2. 　前記第１ベーンが、前記摺動部材を保持している第１ベーン本体をさらに有し、
    　前記摺動部材が、円柱状の部材で構成され、
    　前記第１ベーン本体の一端部には、円弧状の断面プロファイルを有する窪みが形成されており、前記窪みに前記摺動部材が回転可能に保持されている、請求項１に記載のロータリ圧縮機。
  3. 　前記第１ベーンが、前記摺動部材を保持している第１ベーン本体と、前記第１ベーン本体と前記摺動部材との間の隙間に潤滑油を供給するように前記第１ベーン本体に形成された給油路とをさらに有する、請求項１に記載のロータリ圧縮機。
  4. 　前記第１ベーンが、前記摺動部材を保持している第１ベーン本体をさらに有し、
    　前記摺動部材が、ロックウェルＣスケールで、前記第１ベーン本体の硬度と前記ピストンの硬度との間の硬度を有する、請求項１に記載のロータリ圧縮機。
  5. 　前記ピストン及び前記第２ベーンが、一体成形のスイングピストンで構成されている、請求項１に記載のロータリ圧縮機。
  6. 　前記ピストンに凹部が設けられ、かつ前記第２ベーンに凸部が設けられている、又は前記ピストンに凸部が設けられ、かつ前記第２ベーンに凹部が設けられており、
    　前記ピストンと前記第２ベーンとが結合されるように、前記ピストンの前記凹部に前記第２ベーンの前記凸部が嵌め合わされている、又は前記第２ベーンの前記凹部に前記ピストンの前記凸部が嵌め合わされている、請求項１に記載のロータリ圧縮機。
  7. 　前記シャフトの回転方向に関して、前記第１の角度位置から前記第２の角度位置までの角度θが２７０度以上に設定されている、請求項１に記載のロータリ圧縮機。
  8. 　前記第１圧縮室で圧縮するべき作動流体を前記第１圧縮室に導く第１吸入孔と、
    　前記第１圧縮室で圧縮された作動流体を前記第１圧縮室から前記第１圧縮室の外に導く第１吐出孔と、
    　前記第２圧縮室で圧縮するべき作動流体を前記第２圧縮室に導く第２吸入孔と、
    　前記第２圧縮室で圧縮された作動流体を前記第２圧縮室から前記第２圧縮室の外に導く第２吐出孔と、
    　前記第２吸入孔に設けられた吸入逆止弁と、
    　をさらに備えた、請求項１に記載のロータリ圧縮機。
  9. 　請求項８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作動流体を冷却する放熱器と、
    　前記放熱器で冷却された作動流体を膨張させる膨張機構と、
    　前記膨張機構で膨張した作動流体を気相の作動流体と液相の作動流体とに分離する気液分離器と、
    　前記気液分離器で分離された液相の作動流体を蒸発させる蒸発器と、
    　前記蒸発器から流出した作動流体を前記ロータリ圧縮機の前記第１吸入孔に導く吸入流路と、
    　前記気液分離器で分離された気相の作動流体を前記ロータリ圧縮機の前記第２吸入孔に導くインジェクション流路と、
    　を備えた、冷凍サイクル装置。
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