WO2016114016A1

WO2016114016A1 - ロータリ圧縮機

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Publication number: WO2016114016A1
Application number: PCT/JP2015/083296
Authority: WO
Inventors: 田中　順也; 基信古川; 卓森下; 尚哉両角
Original assignee: 株式会社富士通ゼネラル
Priority date: 2015-01-13
Filing date: 2015-11-26
Publication date: 2016-07-21
Also published as: US10550843B2; AU2015377503B2; AU2015377503A1; EP3249230A1; CN107110163A; AU2015377503B9; US20180023567A1; CN107110163B; EP3249230B1; EP3249230A4

Abstract

　上部に冷媒の吐出部が設けられ、下部に冷媒の吸入部が設けられると共に潤滑油が貯留される密閉された縦置きの圧縮機筐体と、該圧縮機筐体内に配置され、前記吸入部から吸入した冷媒を圧縮して前記吐出部から吐出する圧縮部と、前記圧縮機筐体内に配置され、回転軸を介して前記圧縮部を駆動するモータと、前記圧縮機筐体の側部に取付けられ、前記冷媒の吸入部に接続されたアキュムレータと、を備えるロータリ圧縮機において、前記圧縮部を構成するシリンダの内径をＤｃ、前記シリンダの高さをＨｃ、前記回転軸の偏心部の偏心量をｅとするとき、（ｅ＋Ｈｃ）・（Ｄｃ－ｅ）^１／３／（ｅ・Ｈｃ）^２／３の式で求められる値が、４．１未満となるように、前記Ｄｃ、Ｈｃ及びｅを設定する。

Description

ロータリ圧縮機

　本発明は、空気調和機や冷凍機などに用いられるロータリ圧縮機に関する。

　ロータリ圧縮機では、圧縮部の吸入工程において、高温となっているシリンダ及び端板から冷媒に熱が伝わり、冷媒が熱膨張して圧縮動力が増加し、圧縮機効率が低下する。

　例えば、特許文献１には、シリンダと、シリンダの両端を閉塞する端板とで囲まれた圧縮室（シリンダ室）内に、上記端板に軸支されたクランク軸（偏心部）によって偏心回転するピストンを配置し、このピストンの外周面に当接し上記圧縮室内を高圧側と低圧側に区分するベーンをシリンダに取り付けた圧縮部と、この圧縮部を駆動するモータとを密閉容器内に収納したロータリ圧縮機において、上記シリンダの吸入側部分に、このシリンダを軸方向に貫通する孔を設け、この孔の両端面を端板で塞いで密閉空間を形成し、この密閉空間により、運転時に高温となっている密閉容器内の冷媒からシリンダ内壁への伝熱を抑え、シリンダ内の冷媒の温度上昇を抑制するロータリ圧縮機が記載されている。

特開平０２－１４０４８６号公報

　しかしながら、特許文献１に記載されたロータリ圧縮機は、シリンダの吸入側部分に、このシリンダを軸方向に貫通する穴を設けるので、その分、コストアップとなる、という問題がある。

　本発明は、シリンダ及び端板から圧縮部内の冷媒に熱が伝わるのを抑制すると共に、コストアップを抑えたロータリ圧縮機を得ることを目的とする。

　本発明は、上部に冷媒の吐出部が設けられ、下部に冷媒の吸入部が設けられると共に潤滑油が貯留される密閉された縦置きの圧縮機筐体と、該圧縮機筐体内に配置され、前記吸入部から吸入した冷媒を圧縮して前記吐出部から吐出する圧縮部と、前記圧縮機筐体内に配置され、回転軸を介して前記圧縮部を駆動するモータと、前記圧縮機筐体の側部に取付けられ、前記冷媒の吸入部に接続されたアキュムレータと、を備えるロータリ圧縮機において、前記圧縮部を構成するシリンダの内径をＤｃ、前記シリンダの高さをＨｃ、前記回転軸の偏心部の偏心量をｅとするとき、（ｅ＋Ｈｃ）・（Ｄｃ－ｅ）^１／３／（ｅ・Ｈｃ）^２／３の式で求められる値が、４．１未満となるように、前記Ｄｃ、Ｈｃ及びｅを設定することを特徴とする。

　本発明は、シリンダを軸方向に貫通する穴などを設けずに、圧縮部の寸法を適切に設定することにより、シリンダ及び端板から圧縮部内の冷媒に熱が伝わるのを抑制すると共に、コストアップを抑えることができる。

本発明に係るロータリ圧縮機の実施例を示す縦断面図である。第１の圧縮部及び第２の圧縮部の上から見た横断面図である。シリンダ室壁面面積Ｓ／シリンダ室容積Ｖの関数であるパラメータＡとシリンダ高さＨｃ／シリンダ内径Ｄｃとの関係を示す図である。パラメータＡと副軸面圧との関係を示す図である。パラメータＡと偏心部偏心量ｅ／シリンダ室容積Ｖの関数であるパラメータＢとの関係を示す図である。冷媒Ｒ３２を用いる２シリンダ式のロータリ圧縮機の圧縮部の寸法の実施形態１～３を示す図表である。パラメータＢと副軸部面圧との関係を示す図である。冷媒Ｒ４１０Ａ用ロータリ圧縮機の排除容積Ｖと吸入圧力損失Ｃ（パラメータＣ）との関係を示す図である。冷媒Ｒ３２を用いる２シリンダ式のロータリ圧縮機の圧縮部の寸法の実施形態４～６を示す図表である。本発明に係るロータリ圧縮機の他の実施例を示す縦断面図である。他の実施例の第１の圧縮部を示す下面図である。他の実施例の第２の圧縮部を示す上面図である。他の実施例の圧縮部を示す上面図である。図１２のＡ－Ａ線に沿う縦断面図である。他の実施例の上端板を示す上面図である。他の実施例の圧縮部を示す下面図である。他の実施例の下端板を示す下面図である。他の実施例の下端板及び下端板カバーを示す分解斜視図である。図１３のＢ部拡大図である。図１５は、冷媒Ｒ３２を用いる２シリンダ式のロータリ圧縮機の圧縮部の寸法の実施形態７～９を示す図表である。

　以下に、本発明を実施するための形態（実施例）につき、図面を参照しつつ詳細に説明する。

　図１は、本発明に係るロータリ圧縮機の実施例を示す縦断面図であり、図２は、実施例の第１の圧縮部及び第２の圧縮部の上から見た横断面図である。

　図１に示すように、ロータリ圧縮機１は、密閉された縦置き円筒状の圧縮機筐体１０の下部に配置された圧縮部１２と、圧縮機筐体１０の上部に配置され、回転軸１５を介して圧縮部１２を駆動するモータ１１と、を備えている。

　モータ１１のステータ１１１は、円筒状に形成され、圧縮機筐体１０の内周面に焼きばめされて固定されている。モータ１１のロータ１１２は、円筒状のステータ１１１の内部に配置され、モータ１１と圧縮部１２とを機械的に接続する回転軸１５に焼きばめされて固定されている。

　圧縮部１２は、第１の圧縮部１２Ｓと第２の圧縮部１２Ｔとを備えており、第２の圧縮部１２Ｔは、第１の圧縮部１２Ｓの上側に配置されている。図２に示すように、第１の圧縮部１２Ｓは、環状の第１シリンダ１２１Ｓを備えている。第１シリンダ１２１Ｓは、環状の外周から張り出した第１側方張出部１２２Ｓを備え、第１側方張出部１２２Ｓには、第１吸入孔１３５Ｓと第１ベーン溝１２８Ｓが放射状に設けられている。また、第２の圧縮部１２Ｔは、環状の第２シリンダ１２１Ｔを備えている。第２シリンダ１２１Ｔは、環状の外周から張り出した第２側方張出部１２２Ｔを備え、第２側方張出部１２２Ｔには、第２吸入孔１３５Ｔと第２ベーン溝１２８Ｔが放射状に設けられている。

　図２に示すように、第１シリンダ１２１Ｓには、モータ１１の回転軸１５と同心に、円形の第１シリンダ内壁１２３Ｓが形成されている。第１シリンダ内壁１２３Ｓ内には、第１シリンダ１２１Ｓの内径よりも小さい外径の第１環状ピストン１２５Ｓが配置され、第１シリンダ内壁１２３Ｓと第１環状ピストン１２５Ｓとの間に、冷媒を吸入し圧縮して吐出する第１シリンダ室１３０Ｓが形成される。第２シリンダ１２１Ｔには、モータ１１の回転軸１５と同心に、円形の第２シリンダ内壁１２３Ｔが形成されている。第２シリンダ内壁１２３Ｔ内には、第２シリンダ１２１Ｔの内径よりも小さい外径の第２環状ピストン１２５Ｔが配置され、第２シリンダ内壁１２３Ｔと第２環状ピストン１２５Ｔとの間に、冷媒を吸入し圧縮して吐出する第２シリンダ室１３０Ｔが形成される。

　第１シリンダ１２１Ｓには、第１シリンダ内壁１２３Ｓから径方向に、シリンダ高さ全域に亘る第１ベーン溝１２８Ｓが形成され、第１ベーン溝１２８Ｓ内に、平板状の第１ベーン１２７Ｓが、摺動自在に嵌合されている。第２シリンダ１２１Ｔには、第２シリンダ内壁１２３Ｔから径方向に、シリンダ高さ全域に亘る第２ベーン溝１２８Ｔが形成され、第２ベーン溝１２８Ｔ内に、平板状の第２ベーン１２７Ｔが、摺動自在に嵌合されている。

　図２に示すように、第１ベーン溝１２８Ｓの径方向外側には、第１側方張出部１２２Ｓの外周部から第１ベーン溝１２８Ｓに連通するように第１スプリング穴１２４Ｓが形成されている。第１スプリング穴１２４Ｓには、第１ベーン１２７Ｓの背面を押圧する図示しない第１ベーンスプリングが挿入されている。第２ベーン溝１２８Ｔの径方向外側には、第２側方張出部１２２Ｔの外周部から第２ベーン溝１２８Ｔに連通するように第２スプリング穴１２４Ｔが形成されている。第２スプリング穴１２４Ｔには、第２ベーン１２７Ｔの背面を押圧する図示しない第２ベーンスプリングが挿入されている。

　ロータリ圧縮機１の起動時は、この第１ベーンスプリングの反発力により、第１ベーン１２７Ｓが、第１ベーン溝１２８Ｓ内から第１シリンダ室１３０Ｓ内に突出し、その先端が、第１環状ピストン１２５Ｓの外周面に当接し、第１ベーン１２７Ｓにより、第１シリンダ室１３０Ｓが、第１吸入室１３１Ｓと、第１圧縮室１３３Ｓとに区画される。また、同様に、第２ベーンスプリングの反発力により、第２ベーン１２７Ｔが、第２ベーン溝１２８Ｔ内から第２シリンダ室１３０Ｔ内に突出し、その先端が、第２環状ピストン１２５Ｔの外周面に当接し、第２ベーン１２７Ｔにより、第２シリンダ室１３０Ｔが、第２吸入室１３１Ｔと、第２圧縮室１３３Ｔとに区画される。

　また、第１シリンダ１２１Ｓには、第１ベーン溝１２８Ｓの径方向外側と圧縮機筐体１０内とを開口部Ｒ（図１参照）で連通して圧縮機筐体１０内の圧縮された冷媒を導入し、第１ベーン１２７Ｓに冷媒の圧力により背圧をかける第１圧力導入路１２９Ｓが形成されている。なお、圧縮機筐体１０内の圧縮された冷媒は、第１スプリング穴１２４Ｓからも導入される。また、第２シリンダ１２１Ｔには、第２ベーン溝１２８Ｔの径方向外側と圧縮機筐体１０内とを開口部Ｒ（図１参照）で連通して圧縮機筐体１０内の圧縮された冷媒を導入し、第２ベーン１２７Ｔに冷媒の圧力により背圧をかける第２圧力導入路１２９Ｔが形成されている。なお、圧縮機筐体１０内の圧縮された冷媒は、第２スプリング穴１２４Ｔからも導入される。

　第１シリンダ１２１Ｓの第１側方張出部１２２Ｓには、第１吸入室１３１Ｓに外部から冷媒を吸入するために、第１吸入室１３１Ｓと外部とを連通させる第１吸入孔１３５Ｓが設けられている。第２シリンダ１２１Ｔの第２側方張出部１２２Ｔには、第２吸入室１３１Ｔに外部から冷媒を吸入するために、第２吸入室１３１Ｔと外部とを連通させる第２吸入孔１３５Ｔが設けられている。第１吸入孔１３５Ｓ及び第１吸入孔１３５Ｓの断面は円形である。

　また、図１に示すように、第１シリンダ１２１Ｓと第２シリンダ１２１Ｔの間には、中間仕切板１４０が配置され、第１シリンダ１２１Ｓの第１シリンダ室１３０Ｓ（図２参照）と第２シリンダ１２１Ｔの第２シリンダ室１３０Ｔ（図２参照）とを仕切っている。中間仕切板１４０は、第１シリンダ１２１Ｓの上端部と第２シリンダ１２１Ｔの下端部を閉塞している。

　第１シリンダ１２１Ｓの下端部には、下端板１６０Ｓが配置され、第１シリンダ１２１Ｓの第１シリンダ室１３０Ｓを閉塞している。また、第２シリンダ１２１Ｔの上端部には、上端板１６０Ｔが配置され、第２シリンダ１２１Ｔの第２シリンダ室１３０Ｔを閉塞している。下端板１６０Ｓは、第１シリンダ１２１Ｓの下端部を閉塞し、上端板１６０Ｔは、第２シリンダ１２１Ｔの上端部を閉塞している。

　下端板１６０Ｓには、副軸受部１６１Ｓが形成され、副軸受部１６１Ｓに、回転軸１５の副軸部１５１が回転自在に支持されている。上端板１６０Ｔには、主軸受部１６１Ｔが形成され、主軸受部１６１Ｔに、回転軸１５の主軸部１５３が回転自在に支持されている。

　回転軸１５は、互いに１８０°位相をずらして偏心させた第１偏心部１５２Ｓと第２偏心部１５２Ｔとを備え、第１偏心部１５２Ｓは、第１の圧縮部１２Ｓの第１環状ピストン１２５Ｓに回転自在に嵌合し、第２偏心部１５２Ｔは、第２の圧縮部１２Ｔの第２環状ピストン１２５Ｔに回転自在に嵌合している。

　回転軸１５が回転すると、第１環状ピストン１２５Ｓが、第１シリンダ内壁１２３Ｓに沿って第１シリンダ１２１Ｓ内を図２の時計回りに公転し、これに追随して第１ベーン１２７Ｓが往復運動する。この第１環状ピストン１２５Ｓ及び第１ベーン１２７Ｓの運動により、第１吸入室１３１Ｓ及び第１圧縮室１３３Ｓの容積が連続的に変化し、圧縮部１２は、連続的に冷媒を吸入し圧縮して吐出する。また、回転軸１５が回転すると、第２環状ピストン１２５Ｔが、第２シリンダ内壁１２３Ｔに沿って第２シリンダ１２１Ｔ内を図２の時計回りに公転し、これに追随して第２ベーン１２７Ｔが往復運動する。この第２環状ピストン１２５Ｔ及び第２ベーン１２７Ｔの運動により、第２吸入室１３１Ｔ及び第２圧縮室１３３Ｔの容積が連続的に変化し、圧縮部１２は、連続的に冷媒を吸入し圧縮して吐出する。

　図１に示すように、下端板１６０Ｓの下側には、下端板カバー１７０Ｓが配置され、下端板１６０Ｓとの間に下マフラー室１８０Ｓを形成している。そして、第１の圧縮部１２Ｓは、下マフラー室１８０Ｓに開口している。すなわち、下端板１６０Ｓの第１ベーン１２７Ｓ近傍には、第１シリンダ１２１Ｓの第１圧縮室１３３Ｓと下マフラー室１８０Ｓとを連通する第１吐出孔１９０Ｓ（図２参照）が設けられ、第１吐出孔１９０Ｓには、圧縮された冷媒の逆流を防止するリード弁型の第１吐出弁２００Ｓが配置されている。

　下マフラー室１８０Ｓは、環状に形成された１つの室であり、第１の圧縮部１２Ｓの吐出側を、下端板１６０Ｓ、第１シリンダ１２１Ｓ、中間仕切板１４０、第２シリンダ１２１Ｔ及び上端板１６０Ｔを貫通する冷媒通路１３６（図２参照）を通して上マフラー室１８０Ｔ内に連通させる連通路の一部である。下マフラー室１８０Ｓは、吐出冷媒の圧力脈動を低減させる。また、第１吐出弁２００Ｓに重ねて、第１吐出弁２００Ｓの撓み開弁量を制限するための第１吐出弁押え２０１Ｓが、第１吐出弁２００Ｓとともにリベットにより固定されている。第１吐出孔１９０Ｓ、第１吐出弁２００Ｓ及び第１吐出弁押え２０１Ｓは、下端板１６０Ｓの第１吐出弁部を構成している。

　図１に示すように、上端板１６０Ｔの上側には、上端板カバー１７０Ｔが配置され、上端板１６０Ｔとの間に上マフラー室１８０Ｔを形成している。上端板１６０Ｔの第２ベーン１２７Ｔ近傍には、第２シリンダ１２１Ｔの第２圧縮室１３３Ｔと上マフラー室１８０Ｔとを連通する第２吐出孔１９０Ｔ（図２参照）が設けられ、第２吐出孔１９０Ｔには、圧縮された冷媒の逆流を防止するリード弁型の第２吐出弁２００Ｔが配置されている。また、第２吐出弁２００Ｔに重ねて、第２吐出弁２００Ｔの撓み開弁量を制限するための第２吐出弁押え２０１Ｔが、第２吐出弁２００Ｔとともにリベットにより固定されている。上マフラー室１８０Ｔは、吐出冷媒の圧力脈動を低減させる。第２吐出孔１９０Ｔ、第２吐出弁２００Ｔ及び第２吐出弁押え２０１Ｔは、上端板１６０Ｔの第２吐出弁部を構成している。

　下マフラーカバー１７０Ｓ、下端板１６０Ｓ、第１シリンダ１２１Ｓ及び中間仕切板１４０は、下側から挿通されて第２シリンダ１２１Ｔに設けられたメネジにネジ込まれた複数の通しボルト１７５により第２シリンダ１２１Ｔに締結される。上マフラーカバー１７０Ｔ及び上端板１６０Ｔは、上側から挿通されて第２シリンダ１２１Ｔに設けられた前記メネジにネジ込まれた通しボルト（図示せず）により第２シリンダ１２１Ｔに締結される。複数の通しボルト１７５等により一体に締結された下マフラーカバー１７０Ｓ、下端板１６０Ｓ、第１シリンダ１２１Ｓ、中間仕切板１４０、第２シリンダ１２１Ｔ、上端板１６０Ｔ及び上マフラーカバー１７０Ｔは、圧縮部１２を構成している。圧縮部１２のうち、上端板１６０Ｔの外周部が、圧縮機筐体１０にスポット溶接により固着され、圧縮部１２を圧縮機筐体１０に固定している。

　円筒状の圧縮機筐体１０の外周壁には、軸方向に離間して下部から順に、第１貫通孔１０１及び第２貫通孔１０２が、夫々第１吸入管１０４及び第２吸入管１０５を通すために設けられている。また、圧縮機筐体１０の外側部には、独立した円筒状の密閉容器からなるアキュムレータ２５が、アキュムホルダー２５２及びアキュムバンド２５３により保持されている。

　アキュムレータ２５の天部中心には、冷媒回路の蒸発器に接続するシステム接続管２５５が接続され、アキュムレータ２５の底部に設けられた底部貫通孔２５７には、一端がアキュムレータ２５の内部上方まで延設され、他端が、夫々第１吸入管１０４及び第２吸入管１０５の他端に接続される第１低圧連絡管３１Ｓ及び第２低圧連絡管３１Ｔが固着されている。

　冷媒回路の低圧冷媒をアキュムレータ２５を介して第１の圧縮部１２Ｓに導く第１低圧連絡管３１Ｓは、吸入部としての第１吸入管１０４を介して第１シリンダ１２１Ｓの第１吸入孔１３５Ｓ（図２参照）に接続されている。また、冷媒回路の低圧冷媒をアキュムレータ２５を介して第２の圧縮部１２Ｔに導く第２低圧連絡管３１Ｔは、吸入部としての第２吸入管１０５を介して第２シリンダ１２１Ｔの第２吸入孔１３５Ｔ（図２参照）に接続されている。すなわち、第１吸入孔１３５Ｓ及び第２吸入孔１３５Ｔは、冷媒回路の蒸発器に並列に接続されている。

　圧縮機筐体１０の天部には、冷媒回路と接続し高圧冷媒を冷媒回路の凝縮器側に吐出する吐出部としての吐出管１０７が接続されている。すなわち、第１吐出孔１９０Ｓ及び第２吐出孔１９０Ｔは、冷媒回路の凝縮器に接続されている。

　圧縮機筐体１０内には、およそ第２シリンダ１２１Ｔの高さまで潤滑油が封入されている。また、潤滑油は、回転軸１５の下部に挿入される図示しないポンプ羽根により、回転軸１５の下端部に取付けられた給油パイプ１６から吸上げられ、圧縮部１２を循環し、摺動部品（第１環状ピストン１２５Ｓ及び第２環状ピストン１２５Ｔ）の潤滑を行なうとともに、圧縮部１２の微小隙間のシールをする。

　次に、図１～図６を参照して、冷媒Ｒ３２を用いる実施例のロータリ圧縮機１の特徴的な構成について説明する。第１シリンダ室１３０Ｓ及び第２シリンダ室１３０Ｔ内の吸入冷媒の温度上昇Δｔ[Ｋ]は、次の（１）式で表される。
　　　Δｔ＝ｈ・Ｓ・Δθ／（ｍ・ｃ）・・・・・（１）
　ここで、
　　　　　ｈ：熱伝達率[Ｗ／（ｍｍ^２・Ｋ）]
　　　　　Ｓ：シリンダ室（１３０Ｓ，１３０Ｔ）の壁面面積[ｍｍ^２]
　　　　Δθ：壁面温度と冷媒温度の差[Ｋ]
　　　　　ｍ：冷媒質量[ｇ／ｓ]＝（シリンダ室容積Ｖ[ｍｍ^３／ｒｅｖ]）×（吸入冷媒密度ρ[ｇ／ｍｍ^３]）
　　　　　ｃ：冷媒比熱[Ｊ／（ｇ・Ｋ）]

　冷媒Ｒ３２の吸入冷媒密度ρは、冷媒Ｒ４１０Ａの約７０％であるが、蒸発エンタルピーは、約１４０％である。そのため、略同一の排除容積Ｖ（シリンダ室容積）が適用可能である。同一の排除容積Ｖであるので、冷媒Ｒ４１０Ａ用の圧縮部１２の寸法を用いることができ、壁面面積Ｓも同一となる。よって、上記（１）式のΔｔは、吸入冷媒密度ρが小さい冷媒Ｒ３２の方が、冷媒Ｒ４１０Ａよりも大きくなり、冷媒Ｒ３２の方が冷媒Ｒ４１０Ａに比べて加熱され易い。このことから、冷媒Ｒ３２を採用する場合、冷媒加熱を抑制することは、冷媒Ｒ４１０Ａを用いる場合に比べ、圧縮効率の向上に有効である。

　本発明では、シリンダ室（１３０Ｓ，１３０Ｔ）の壁面面積をＳ、排除容積（シリンダ室容積）をＶとすると、Ｓ／Ｖが小さくなるように、圧縮部１２Ｓ，１２Ｔの寸法を設定することにより、冷媒の加熱を抑制する。

　実施例のロータリ圧縮機１の一つのシリンダ室（第１シリンダ室１３０Ｓ又は第２シリンダ室１３０Ｔ）の壁面面積Ｓは、次の（２）～（５）式で表される。
　　　Ｓ＝２Ｓｂ＋Ｓｃ＋Ｓｒ　・・・・・・・・・・・・・（２）
　　　　Ｓｂ＝（Ｄｃ^２－（Ｄｃ－２ｅ）^２）π／４　・・・・（３）
　　　　Ｓｃ＝π・Ｄｃ・Ｈｃ　・・・・・・・・・・・・・（４）
　　　　Ｓｒ＝π・（Ｄｃ－２ｅ）・Ｈｃ　・・・・・・・・（５）
　ここで、
　　　　　Ｓｂ：シリンダ室の端板（１６０Ｓ，１６０Ｔ）部又は中間仕切板（１４０）部の面積[ｍｍ^２]
　　　　　Ｓｃ：シリンダ（１２１Ｓ，１２１Ｔ）内周壁面積[ｍｍ^２]
　　　　　Ｓｒ：環状ピストン（１２５Ｓ，１２５Ｔ）外周壁面積[ｍｍ^２]
　　　　　Ｄｃ：シリンダ（１２１Ｓ，１２１Ｔ）内径[ｍｍ]
　　　　　ｅ　：偏心部（１５２Ｓ，１５２Ｔ）偏心量[ｍｍ]
　　　　　Ｈｃ：シリンダ（１２１Ｓ，１２１Ｔ）高さ[ｍｍ]

　また、ロータリ圧縮機１の一つのシリンダ室（第１シリンダ室１３０Ｓ又は第２シリンダ室１３０Ｔ）の排除容積（シリンダ室容積）Ｖは、次の（６）式で表される。
　　　Ｖ＝π・ｅ・（Ｄｃ－ｅ）・Ｈｃ　・・・・・・・・・（６）
　（２）式及び（６）式より、Ｓ／Ｖは、次の（７）式で表される。
　　　Ｓ／Ｖ＝２（ｅ＋Ｈｃ）／（ｅ・Ｈｃ）　・・・・・・（７）

　Ｓ／Ｖは、排除容積Ｖが大きいほど小さくなるので、シリンダ室の寸法を評価するには、排除容積Ｖの影響を除去する必要がある。そこで、Ｓ／ＶにＶ^１／３を掛けたものをパラメータＡ[無次元]とする。パラメータＡは、次の（８）式で表され、パラメータＡが小さいほど冷媒加熱の影響が少ない。
　Ａ＝（ｅ＋Ｈｃ）・（Ｄｃ－ｅ）^１／３／（ｅ・Ｈｃ）^２／３　・・・（８）

　次に、特許第４８６４５７２号公報には、シリンダ高さＨｃとシリンダ内径Ｄｃの比率Ｈｃ／Ｄｃを小さくすることにより、冷媒リーク量を減らして圧縮効率を向上させることが記載されている。

　図３は、パラメータＡとＨｃ／Ｄｃとの関係を示す図である。図３に示すように、パラメータＡが小さいほど、Ｈｃ／Ｄｃが大きくなる傾向がある。図３に示す実施例１～３は、ロータリ圧縮機１の、排除容積Ｖ、圧縮機筐体１０の内径及びシリンダ高さＨｃを同一とし、偏心部偏心量ｅを変えたものである。シリンダ高さＨｃ大、シリンダ高さＨｃ小の二つのパターンについて計算した。

　計算例（Ｈｃ大）は、吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔの断面積を従来通り確保できるシリンダ高さＨｃに設定したものである。偏心部偏心量ｅを大きくするほどシリンダ内径Ｄｃが小さくなりＨｃ／Ｄｃは大きくなってしまう。しかし、パラメータＡは小さくすることができる。

　計算例（Ｈｃ小）は、吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔの断面積が従来の８０％程度となるまでシリンダ高さＨｃを低く設定したものである。シリンダ高さＨｃを低く設定した方が、同じパラメータＡ値の場合、Ｈｃ／Ｄｃを小さくすることができ、冷媒リーク量を減らすことができる。この場合、吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔの断面積が小さいため、吸入冷媒の圧力損失が増えてしまうが、冷媒Ｒ３２は、冷媒Ｒ４１０Ａよりも密度が低いので、圧力損失の影響は少ない。

　従来の冷媒Ｒ４１０Ａを用いるロータリ圧縮機では、Ｈｃ／Ｄｃを小さくすることが圧縮効率向上に有効であるため、Ｈｃ／Ｄｃが小さい圧縮部１２Ｓ，１２Ｔの寸法が選択された結果、パラメータＡが小さくなるような圧縮部１２Ｓ，１２Ｔの寸法となっていない。冷媒加熱の影響が大きい冷媒Ｒ３２を用いるロータリ圧縮機１では、パラメータＡを、従来のロータリ圧縮機の下限値４．１（図３参照）よりも小さい値とすることにより、従来のロータリ圧縮機よりも圧縮効率を向上させることができる。

　図４は、パラメータＡと副軸部（１５１）面圧との関係を示す図である。パラメータＡが小さい圧縮部１２Ｓ，１２Ｔの寸法は、偏心部（１５２Ｓ，１５２Ｔ）の偏心量ｅが大きい。偏心量ｅを大きくすると、回転軸１５と環状ピストン１２５Ｓ，１２５Ｔの組立上の都合から副軸部１５１の径を小さくする必要があり、副軸径を小さくすると副軸面圧Ｐが大きくなってしまう。それ故、パラメータＡには下限値がある。

　次に、副軸面圧Ｐの算出方法を説明する。軸荷重Ｆ[Ｎ]は、次の（９）式で表される。
　　　Ｆ＝Ｗ／（２π・ｅ・Ｎ）　・・・・・（９）
　ここで、
　　　　　Ｗ：圧縮動力[Ｗ]
　　　　　ｅ：偏心部（１５２Ｓ，１５２Ｔ）の偏心量[ｍｍ]
　　　　　Ｎ：回転軸１５の回転数[ｒｅｖ／ｓ]

　また、圧縮動力Ｗは、次の（１０）式で表される。
　　　Ｗ＝Δｈ・Ｖ・ρ・Ｎ　・・・・・・・（１０）
　ここで、
　　　　Δｈ：吐出エンタルピーと吸入エンタルピーとの差[Ｊ／ｇ]
　　　　　Ｖ：排除容積（シリンダ室容積）[ｃｃ／ｒｅｖ]
　　　　　ρ：吸入冷媒密度[ｇ／ｍｍ^３]
　　　　　Ｎ：回転軸１５の回転数[ｒｅｖ／ｓ]
　Δｈ、ρ、Ｎは、運転条件で決まる。

　圧縮部１２Ｓ，１２Ｔの寸法に関係するパラメータのみ残して、軸負荷Ｆ[ｍｍ^２／ｒｅｖ]を次の（１１）式とした。
　　　Ｆ＝Ｖ／ｅ　・・・・・・・・・・・・（１１）
　また、副軸部１５１の面積は、副軸部１５１の直径Ｄｓの二乗と仮定した。
　以上より、副軸面圧Ｐは、次の（１２）式で算出される。
　　　Ｐ＝Ｖ／（ｅ・Ｄｓ^２）　・・・・・・（１２）
　ここで、
　　　　　Ｖ：排除容積（シリンダ室容積）[ｃｃ／ｒｅｖ]
　　　　　ｅ：偏心部（１５２Ｓ，１５２Ｔ）の偏心量[ｍｍ]
　　　　Ｄｓ：副軸部１５１の直径[ｍｍ]

　従来の経験値によれば、副軸部１５１の許容最大面圧は、２２～２３である。図４に示すように、計算例（Ｈｃ小）は、計算例（Ｈｃ大）よりも副軸面圧Ｐを小さくすることができる。パラメータＡを小さくすることができる計算例（Ｈｃ小）にて、副軸面圧Ｐが２２になるポイントがパラメータＡの下限値の目安となる。なお、後述するように、副軸部１５１の耐久性を向上させる手段を講じれば、さらにパラメータＡを小さくすることが可能である。

　以上のことから、パラメータＡの範囲は、図４に示すように、３．９＜パラメータＡ＜４．１とすることが望ましい。また、吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔの断面積を従来通り確保できるシリンダ高さＨｃ（試算例（Ｈｃ大））を採用する場合には、パラメータＡの範囲は、図４に示すように、４．０＜パラメータＡ＜４．１とすることが望ましい。

　次に、パラメータＡよりも簡単なパラメータとして、パラメータＢ[無次元]を次の（１３）式で定義する。
　　　Ｂ＝ｅ／Ｖ^１／３　・・・・・・・・・・（１３）
　ここで、
　　　　　Ｖ：排除容積（シリンダ室容積）[ｃｃ／ｒｅｖ]
　　　　　ｅ：偏心部（１５２Ｓ，１５２Ｔ）の偏心量[ｍｍ]

　図５は、パラメータＡとパラメータＢとの関係を示す図である。図５に示すように、パラメータＡとパラメータＢには相関がある。パラメータＡの範囲３．９＜パラメータＡ＜４．１に対応する範囲として、パラメータＢの範囲を０．２１５＜パラメータＢ＜０．２４０の範囲としてもよい。

　図６は、冷媒Ｒ３２を用いる２シリンダ式のロータリ圧縮機１の圧縮部１２Ｓ，１２Ｔの寸法の実施形態１～３を示す図表である。実施形態１～３において、排除容積Ｖは１４．５[ｍｍ^３／ｒｅｖ]、圧縮機筐体１０の内径はφ１１２ｍｍで固定した。

　図６に示すように、実施形態１は、三つの実施形態の中でパラメータＡが最も小さく、冷媒加熱の影響を最小とすることができる。しかしながら、副軸面圧Ｐが高い。実施例１の副軸面圧Ｐは、従来実績の許容最大面圧２３を超えていないが、以下の何れかの対策をするとよい。
　　ａ．潤滑油に極圧添加剤を加える。
　　ｂ．潤滑油の冷媒溶解粘度を高くする。
　　　ｂ_１．従来の粘度グレード（ＩＳＯ　ＶＧ６８）よりも、粘度グレードを高くする。
　　　ｂ_２．冷媒Ｒ３２と相溶性のない冷媒Ｒ４１０Ａ用の潤滑油を用いる。
　　　ｂ_３．相溶性のある冷媒Ｒ３２用の潤滑油と冷媒Ｒ４１０Ａ用の潤滑油を混合したものを用いる。
　ここで、冷媒と相溶性のない潤滑油とは、冷媒に対する潤滑油の比率が０～１００％の中で、ある特定の比率範囲において、温度に関係なく冷媒と潤滑油が二層分離している領域を有するものを指す。

　実施形態２は、パラメータＡが実施例１に比べて大きいが、副軸面圧Ｐが三つの実施形態の中で最も小さい。従って、使用運転範囲の広いロータリ圧縮機（熱帯地域向け又は温水暖房機向け）に適している。また、潤滑油に極圧添加剤を加えなくとも信頼性を維持することができる。

　実施形態３は、パラメータＡが実施例１と実施例２の中間の値となっている。実施形態１及び実施形態２に比べてシリンダ高さＨｃが高いので、吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔの断面積を大きくすることができ、吸入冷媒の圧力損失を低減することができ、高速回転時の圧縮効率に優れている。副軸面圧Ｐは、従来のロータリ圧縮機の副軸面圧Ｐの範囲内であり、潤滑油に極圧添加剤を加えなくとも信頼性を維持することができる。実施形態３のロータリ圧縮機１は、冷媒Ｒ４１０Ａを用いるロータリ圧縮機と同様の吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔの断面積を確保できるので、冷媒Ｒ３２用と冷媒Ｒ４１０Ａ用の両方に使用することができる。

　図７は、パラメータＢと副軸部（１５１）面圧との関係を示す図である。図７に示すように、同じパラメータＢ値であっても、シリンダ高さＨｃが低い方が、Ｈｃが高い方よりも副軸面圧Ｐを低くすることができ、信頼性に余裕があり、パラメータＢ値をより大きくすることが可能となる。以上のように、シリンダ高さＨｃを低くすることは、冷媒の加熱を抑制することになり、冷媒Ｒ３２を用いるロータリ圧縮機の圧縮効率向上に有効である。

　しかしながら、従来、冷媒Ｒ３２を用いるロータリ圧縮機と冷媒Ｒ４１０Ａを用いるロータリ圧縮機とは、同一の排除容積（シリンダ室容積）で略同一の冷凍能力を得ることができるため、同一の圧縮部寸法を採用して部品を共通化しており、冷媒Ｒ３２専用として特に有効な圧縮部寸法とはなっていなかった。

　前述したように、冷媒Ｒ３２の吸入冷媒密度は、冷媒Ｒ４１Ａの約７０％である。従って、冷媒Ｒ３２を用いる場合、シリンダ１２１Ｓ、１２１Ｔの吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔの断面積（吸入路面積）を冷媒Ｒ４１０Ａ用の断面積よりも小さくしても、吸入冷媒の圧力損失を増大させることはない。

　吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔは、シリンダ１２１Ｓ，１２１Ｔの側部に設けられており、シリンダ高さＨｃは、吸入管１０４，１０５を取付けられる高さが確保されている。吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔ部分の肉厚は、強度上２～４ｍｍ以上を確保する必要があるため、シリンダ高さＨｃは、次の（１４）式を満足する必要がある。
　シリンダ高さＨｃ≧吸入孔径Ｄｋ＋２×（２～４）　・・・・・（１４）
　（１４）式より、吸入孔径Ｄｋを小さくすることにより、シリンダ高さＨｃを低くすることができる。

　特開２０１０－１２１４８１号公報には、シリンダ高さＨｃを低くしても吸入路面積を確保することができ、冷媒の吸入圧力損失を低減させる技術として、吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔの断面形状を、周方向に長い長孔とすることが記載されている。しかしながら、吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔの断面形状を長孔にすると、アキュムレータ２５と吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔとを接続する吸入管１０４，１０５及び低圧連絡管３１Ｓ，３１Ｔの断面形状も長孔にする必要がある。

　吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔは、吸入管１０４，１０５を圧入することによりシールされるが、長孔形状は、高精度に形成するのが難しく、シールが不十分となり、圧縮機筐体１０内の高圧冷媒が圧入シール部分から漏れて圧縮効率を低下させてしまう。よって、本願発明では、吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔの断面形状を円形に形成するものとする。

　吸入冷媒の圧力損失は、一般的に、冷媒の密度に比例し、吸入流速の二乗に比例する。吸入流速は、１シリンダ当たりの排除容積（シリンダ室容積）を吸入路面積（吸入孔径の二乗に比例）で除したものであるから、吸入圧力損失を、次の（１５）式のパラメータＣで表す。
　　　Ｃ＝β・Ｖ^２／Ｄｋ^４　・・・・・（１５）
　ここで、
　　　　　β：吸入冷媒密度率（冷媒Ｒ４１０Ａを１００、冷媒Ｒ３２を７０とする）[無次元]
　　　　　Ｖ：排除容積（シリンダ室容積）[ｃｃ／ｒｅｖ]
　　　　Ｄｋ：吸入孔径[ｍｍ]

　図８は、冷媒Ｒ４１０Ａ用ロータリ圧縮機の排除容積Ｖと吸入圧力損失Ｃ（パラメータＣ）との関係を示す図である。図８に示すように、冷媒Ｒ４１０Ａ用ロータリ圧縮機では、吸入圧力損失Ｃを２．０以下に抑えるように排除容積Ｖ及び吸入孔径Ｄｋを設定している。なお、排除容積Ｖが６０ｃｃ以上のものでは、吸入圧力損失Ｃが大きくなっている。これは、大きな排除容積Ｖに見合う吸入孔径Ｄｋ（吸入管径、低圧連絡管径）にすると、管径が太くなりすぎてしまい、耐圧強度に余裕がなくなり、また、管の入手性、組立性も悪くなるなどの理由から細い径の管を用いているためである。

　パラメータＣが１．５以下であれば、圧力損失が少ないと言える。パラメータＣが１．０以下では、圧力損失は少ないが、シリンダ高さＨｃを低くできる余裕があるにもかかわらず、低くなっていないと言える。冷媒Ｒ３２用のロータリ圧縮機であれば、冷媒の加熱を抑制するために、シリンダ高さＨｃを低くすべきである。

　以上のことから、冷媒Ｒ３２専用のロータリ圧縮機では、吸入圧力損失を表すパラメータＣを、１．０～１．５の範囲にすることにより、圧縮効率の向上を図ることができる。なお、シリンダ高さＨｃ[ｍｍ]は、吸入孔径をＤｋ[ｍｍ]とするとき、次の（１６）式を満たす必要がある。
　　　（Ｄｋ＋４）≦Ｈｃ≦（Ｄｋ＋８）　・・・・・（１６）

　図９は、冷媒Ｒ３２を用いる２シリンダ式のロータリ圧縮機１の圧縮部１２Ｓ，１２Ｔの寸法の実施形態４～６を示す図表である。実施形態４～６において、排除容積Ｖは１４．５[ｃｃ／ｒｅｖ]、圧縮機筐体１０の内径はφ１１２ｍｍで固定した。

　図９に示すように、実施形態４及び５は、冷媒４１０Ａを用いる場合、吸入圧力損失を示すパラメータＣが１．５を超えており、吸入圧力損失の増大が懸念される。しかしながら、冷媒Ｒ３２を用いる場合、パラメータＣは、１．０から１．５の範囲内に入っており、吸入圧力損失を抑えながら、シリンダ高さＨｃを低くしている。冷媒加熱及び吸入圧力損失を抑制することができるので、高効率なロータリ圧縮機となる。

　実施形態６は、冷媒Ｒ４１０Ａと冷媒Ｒ３２で同じ圧縮部寸法を用いることを想定したものである。冷媒Ｒ４１０Ａを用いた場合でも、吸入圧力損失を示すパラメータＣを１．５以下に抑えることができ、吸入圧力損失が少ない。しかしながら、冷媒Ｒ３２を用いる場合には、パラメータＣが１．０を下回っており、シリンダ高さＨｃを低くする余地がある。

　図５は、パラメータＡとパラメータＢとの関係を示す図である。図５に示すように、パラメータＡとパラメータＢには相関がある。パラメータＡの範囲３．９＜パラメータＡ＜４．１に対応する範囲として、パラメータＢの範囲を０．２１５＜パラメータＢ＜０．２４０の範囲としてもよい。パラメータＢの範囲が０．２１５を超える値となるように、ｅ及びＶを設定することにより、排除容積Ｖに対するシリンダ室の壁面面積の比率を小さくすることができ、吸入冷媒の加熱による圧縮効率の低下を抑制することができる。

　パラメータＢを大きくするためには、偏心部１５２Ｓ，１５２Ｔの偏心量ｅを大きくする必要がある。しかし、前述したように、偏心量ｅを大きくすると、環状ピストン１２５Ｓ，１２５Ｔを偏心部１５２Ｓ，１５２Ｔに組み付けられないという問題がある。そこで、副軸部１５１の径を主軸部１５３の径よりも細くして、偏心量ｅが大きくても環状ピストン１２５Ｓ，１２５Ｔを偏心部１５２Ｓ，１５２Ｔに組み付けられるようにする。

　図７は、パラメータＢと副軸面圧との関係を示す図である。図７に示すように、副軸部１５１の径を細くすると、副軸面圧Ｐが高くなり、信頼性の余裕度が減ってしまう。そこで、従来の経験値によれば、副軸部１５１の許容最大面圧は、２２～２３であるので、副軸面圧Ｐを２２～２３程度に抑えるため、パラメータＢの上限値を０．２４０以下とする。

　また、信頼性を高めるために、以下の何れかの対策をするとよい。
　　ａ．潤滑油に極圧添加剤を加える。
　　ｂ．潤滑油の冷媒溶解粘度を高くする。
　　　ｂ_１．従来の粘度グレード（ＩＳＯ　ＶＧ６８）よりも、粘度グレードを高くする。
　　　ｂ_２．冷媒Ｒ３２と相溶性のない冷媒Ｒ４１０Ａ用の潤滑油を用いる（相溶しないので冷媒が潤滑油に溶け込むことによる粘度低下が少ない）。
　　　ｂ_３．相溶性のある冷媒Ｒ３２用の潤滑油と冷媒Ｒ４１０Ａ用の潤滑油を混合したものを用いる。
　ここで、冷媒と相溶性のない潤滑油とは、冷媒に対する潤滑油の比率が０～１００％の中で、ある特定の範囲において、温度に関係なく冷媒と潤滑油が二層分離している領域を有するものを指す。

　図１０は、本発明に係るロータリ圧縮機の他の実施例を示す縦断面図であり、図１１－１は、他の実施例の第１の圧縮部を示す下面図であり、図１１－２は、他の実施例の第２の圧縮部を示す上面図であり、図１２は、他の実施例の圧縮部を示す上面図であり、図１３は、図１２のＡ－Ａ線に沿う縦断面図であり、図１４は、他の実施例の上端板を示す上面図であり、図１５は、他の実施例の圧縮部を示す下面図であり、図１６は、他の実施例の下端板を示す下面図であり、図１７は、他の実施例の下端板及び下端板カバーを示す分解斜視図である。

　図１０に示すように、ロータリ圧縮機１は、密閉された縦置き円筒状の圧縮機筐体１０の下部に配置された圧縮部１２と、圧縮機筐体１０の上部に配置され、回転軸１５を介して圧縮部１２を駆動するモータ１１と、を備えている。

　圧縮部１２は、第１の圧縮部１２Ｓと第２の圧縮部１２Ｔとを備えており、第２の圧縮部１２Ｔは、第１の圧縮部１２Ｓの上側に配置されている。図２―１に示すように、第１の圧縮部１２Ｓは、環状の第１シリンダ１２１Ｓを備えている。第１シリンダ１２１Ｓは、環状の外周から張り出した第１側方張出部１２２Ｓを備え、第１側方張出部１２２Ｓには、第１吸入孔１３５Ｓと第１ベーン溝１２８Ｓが放射状に設けられている。また、図２－２に示すように、第２の圧縮部１２Ｔは、環状の第２シリンダ１２１Ｔを備えている。第２シリンダ１２１Ｔは、環状の外周から張り出した第２側方張出部１２２Ｔを備え、第２側方張出部１２２Ｔには、第２吸入孔１３５Ｔと第２ベーン溝１２８Ｔが放射状に設けられている。

　図１１－１に示すように、第１シリンダ１２１Ｓには、モータ１１の回転軸１５と同心に、円形の第１シリンダ内壁１２３Ｓが形成されている。第１シリンダ内壁１２３Ｓ内には、第１シリンダ１２１Ｓの内径よりも小さい外径の第１環状ピストン１２５Ｓが配置され、第１シリンダ内壁１２３Ｓと第１環状ピストン１２５Ｓとの間に、冷媒を吸入し圧縮して吐出する第１シリンダ室１３０Ｓが形成される。図１１－２に示すように、第２シリンダ１２１Ｔには、モータ１１の回転軸１５と同心に、円形の第２シリンダ内壁１２３Ｔが形成されている。第２シリンダ内壁１２３Ｔ内には、第２シリンダ１２１Ｔの内径よりも小さい外径の第２環状ピストン１２５Ｔが配置され、第２シリンダ内壁１２３Ｔと第２環状ピストン１２５Ｔとの間に、冷媒を吸入し圧縮して吐出する第２シリンダ室１３０Ｔが形成される。

　図１１－１に示すように、第１ベーン溝１２８Ｓの径方向外側には、第１側方張出部１２２Ｓの外周部から第１ベーン溝１２８Ｓに連通するように第１スプリング穴１２４Ｓが形成されている。第１スプリング穴１２４Ｓには、第１ベーン１２７Ｓの背面を押圧する第１ベーンスプリング１２６Ｓが挿入されている。図１１－２に示すように、第２ベーン溝１２８Ｔの径方向外側には、第２側方張出部１２２Ｔの外周部から第２ベーン溝１２８Ｔに連通するように第２スプリング穴１２４Ｔが形成されている。第２スプリング穴１２４Ｔには、第２ベーン１２７Ｔの背面を押圧する第２ベーンスプリング１２６Ｔが挿入されている。

　ロータリ圧縮機１の起動時は、第１ベーンスプリング１２６Ｓの反発力により、第１ベーン１２７Ｓが、第１ベーン溝１２８Ｓ内から第１シリンダ室１３０Ｓ内に突出し、その先端が、第１環状ピストン１２５Ｓの外周面に当接し、第１ベーン１２７Ｓにより、第１シリンダ室１３０Ｓが、第１吸入室１３１Ｓと第１圧縮室１３３Ｓとに区画される。また、第２ベーンスプリング１２６Ｔの反発力により、第２ベーン１２７Ｔが、第２ベーン溝１２８Ｔ内から第２シリンダ室１３０Ｔ内に突出し、その先端が、第２環状ピストン１２５Ｔの外周面に当接し、第２ベーン１２７Ｔにより、第２シリンダ室１３０Ｔが、第２吸入室１３１Ｔと第２圧縮室１３３Ｔとに区画される。

　また、第１シリンダ１２１Ｓには、第１ベーン溝１２８Ｓの径方向外側と圧縮機筐体１０内とを連通して圧縮機筐体１０内の圧縮された冷媒を導入し、第１ベーン１２７Ｓに冷媒の圧力により背圧をかける第１圧力導入路１２９Ｓが形成されている。なお、圧縮機筐体１０内の圧縮された冷媒は、第１スプリング穴１２４Ｓからも導入される。また、第２シリンダ１２１Ｔには、第２ベーン溝１２８Ｔの径方向外側と圧縮機筐体１０内とを連通して圧縮機筐体１０内の圧縮された冷媒を導入し、第２ベーン１２７Ｔに冷媒の圧力により背圧をかける第２圧力導入路１２９Ｔが形成されている。なお、圧縮機筐体１０内の圧縮された冷媒は、第２スプリング穴１２４Ｔからも導入される。

　第１シリンダ１２１Ｓの第１側方張出部１２２Ｓには、第１吸入室１３１Ｓに外部から冷媒を吸入するために、第１吸入室１３１Ｓと外部とを連通させる第１吸入孔１３５Ｓが設けられている。第２シリンダ１２１Ｔの第２側方張出部１２２Ｔには、第２吸入室１３１Ｔに外部から冷媒を吸入するために、第２吸入室１３１Ｔと外部とを連通させる第２吸入孔１３５Ｔが設けられている。

　また、図１０に示すように、第１シリンダ１２１Ｓと第２シリンダ１２１Ｔの間には、中間仕切板１４０が配置され、第１シリンダ１２１Ｓの第１シリンダ室１３０Ｓ（図１１－１参照）と第２シリンダ１２１Ｔの第２シリンダ室１３０Ｔ（図１１－２参照）とを仕切っている。中間仕切板１４０は、第１シリンダ１２１Ｓの上端部と第２シリンダ１２１Ｔの下端部を閉塞している。

　回転軸１５が回転すると、第１環状ピストン１２５Ｓが、第１シリンダ内壁１２３Ｓに沿って第１シリンダ１２１Ｓ内を図１１－１の時計回りに公転し、これに追随して第１ベーン１２７Ｓが往復運動する。この第１環状ピストン１２５Ｓ及び第１ベーン１２７Ｓの運動により、第１吸入室１３１Ｓ及び第１圧縮室１３３Ｓの容積が連続的に変化し、圧縮部１２は、連続的に冷媒を吸入し圧縮して吐出する。また、回転軸１５が回転すると、第２環状ピストン１２５Ｔが、第２シリンダ内壁１２３Ｔに沿って第２シリンダ１２１Ｔ内を図１１－２の反時計回りに公転し、これに追随して第２ベーン１２７Ｔが往復運動する。この第２環状ピストン１２５Ｔ及び第２ベーン１２７Ｔの運動により、第２吸入室１３１Ｔ及び第２圧縮室１３３Ｔの容積が連続的に変化し、圧縮部１２は、連続的に冷媒を吸入し圧縮して吐出する。

　図１０に示すように、下端板１６０Ｓの下側には、平板状の下端板カバー１７０Ｓが配置され、下端板１６０Ｓに設けられた凹部１６３Ｓに蓋をして連通部１８０Ｓを形成している。そして、第１の圧縮部１２Ｓは、連通部１８０Ｓに開口している。すなわち、下端板１６０Ｓの第１ベーン１２７Ｓ近傍には、第１シリンダ１２１Ｓの第１圧縮室１３３Ｓと連通部１８０Ｓとを連通する第１吐出孔１９０Ｓが設けられ、第１吐出孔１９０Ｓには、圧縮された冷媒の逆流を防止するリード弁型の第１吐出弁２００Ｓが配置されている。

　連通部１８０Ｓは、第１の圧縮部１２Ｓの吐出側を、下端板１６０Ｓ、第１シリンダ１２１Ｓ、中間仕切板１４０、第２シリンダ１２１Ｔ及び上端板１６０Ｔを貫通する冷媒通路孔１３６（図１０、図１１－１、図１１－２参照）を通して上マフラー室１８０Ｔ内に連通させる。また、下端板１６０Ｓに設けられた凹部１６３Ｓ内には、第１吐出弁２００Ｓに重ねて、第１吐出弁２００Ｓの撓み開弁量を制限するための第１吐出弁押さえ２０１Ｓの先端部が、第１吐出弁２００Ｓの先端部と共に収容されている。第１吐出孔１９０Ｓ、第１吐出弁２００Ｓ及び第１吐出弁押さえ２０１Ｓは、下端板１６０Ｓの第１吐出弁部を構成している。

　図１０～図１４に示すように、上端板１６０Ｔの上側には、５個の膨出部１７１Ｔを有する上端板カバー１７０Ｔが配置され、上端板１６０Ｔとの間に上マフラー室１８０Ｔを形成している。上マフラー室１８０Ｔは、上端板１６０Ｔの主軸受部１６１Ｔと上端板カバー１７０Ｔとの間に形成された環状のマフラー吐出孔１７２Ｔにより、圧縮機筐体１０の内部に連通し、上マフラー室１８０Ｔ内の圧縮された冷媒がマフラー吐出孔１７２Ｔから圧縮機筐体１０内へ吐出される。上端板１６０Ｔの第２ベーン１２７Ｔ近傍には、第２シリンダ１２１Ｔの第２圧縮室１３３Ｔと上マフラー室１８０Ｔとを連通する第２吐出孔１９０Ｔが設けられ、第２吐出孔１９０Ｔには、圧縮された冷媒の逆流を防止するリード弁型の第２吐出弁２００Ｔが配置されている。

　また、上端板１６０Ｔに設けられた凹部１６３Ｔ内には、第２吐出弁２００Ｔに重ねて、第２吐出弁２００Ｔの撓み開弁量を制限するための第２吐出弁押さえ２０１Ｔの先端部が、第２吐出弁２００Ｔの先端部と共に収容されている。上マフラー室１８０Ｔは、吐出冷媒の圧力脈動を低減させる。第２吐出孔１９０Ｔ、第２吐出弁２００Ｔ及び第２吐出弁押さえ２０１Ｔは、上端板１６０Ｔの第２吐出弁部を構成している。

　図１２～図１５に示すように、下端板カバー１７０Ｓ、下端板１６０Ｓ、第１シリンダ１２１Ｓ、中間仕切板１４０、第２シリンダ１２１Ｔ、上端板１６０Ｔ及び上端板カバー１７０Ｔは、後述する方法により複数のボルトで一体に締結され圧縮部１２となる。一体に締結された圧縮部１２のうち、上端板１６０Ｔの外周部が、圧縮機筐体１０にスポット溶接により固着され、圧縮部１２を圧縮機筐体１０に固定している。

　円筒状の圧縮機筐体１０の外周壁には、軸方向に離間して下部から順に、第１及び第２貫通孔１０１，１０２が、第１及び第２吸入管１０４，１０５を通すために設けられている。また、圧縮機筐体１０の外側部には、独立した円筒状の密閉容器からなるアキュムレータ２５が、アキュムホルダー２５２及びアキュムバンド２５３により保持されている。

　アキュムレータ２５の天部中心には、冷媒回路（冷凍サイクル）の蒸発器に接続するシステム接続管２５５が接続され、アキュムレータ２５の底部に設けられた底部貫通孔２５７には、一端がアキュムレータ２５の内部上方まで延設され、他端が、第１及び第２吸入管１０４，１０５の他端に接続される第１及び第２低圧連絡管３１Ｓ，３１Ｔが固着されている。

　冷媒回路の低圧冷媒をアキュムレータ２５を介して第１の圧縮部１２Ｓに導く第１低圧連絡管３１Ｓは、吸入部としての第１吸入管１０４を介して第１シリンダ１２１Ｓの第１吸入孔１３５Ｓ（図１１－１参照）に接続されている。すなわち、第１吸入孔１３５Ｓは、冷媒回路（冷凍サイクル）の蒸発器に接続されている。冷媒回路の低圧冷媒をアキュムレータ２５を介して第２の圧縮部１２Ｔに導く第２低圧連絡管３１Ｔは、吸入部としての第２吸入管１０５を介して第２シリンダ１２１Ｔの第２吸入孔１３５Ｔ（図１１－２参照）に接続されている。すなわち、第２吸入孔１３５Ｔは、冷媒回路（冷凍サイクル）の蒸発器に接続されている。

　圧縮機筐体１０の天部には、冷媒回路（冷凍サイクル）と接続し高圧冷媒を冷媒回路の凝縮器側に吐出する吐出部としての吐出管１０７が接続されている。すなわち、第１吐出孔１９０Ｓ及び第２吐出孔１９０Ｔは、冷媒回路（冷凍サイクル）の凝縮器に接続されている。

　圧縮機筐体１０内には、およそ第２シリンダ１２１Ｔの高さまで潤滑油が封入されている。また、潤滑油は、回転軸１５の下部に挿入される図示しないポンプ羽根により、回転軸１５の下端部に取付けられた給油パイプ１６から吸上げられ、圧縮部１２を循環し、摺動部品（第１環状ピストン１２５Ｓ及び第２環状ピストン１２５Ｔ）の潤滑を行なうとともに、圧縮部１２の微小隙間をシールする。

　図１１－１～図１５に示すように、下端板カバー１７０Ｓ、下端板１６０Ｓ、第１シリンダ１２１Ｓ、中間仕切板１４０、上端板１６０Ｔ及び上端板カバー１７０Ｔには、略同心円上の同一位相位置に、夫々５本（複数）のボルト通し孔１３７が設けられている。第２シリンダ１２１Ｔには、上記の５本のボルト通し孔１３７と略同心円上の同一位相位置に、５本のネジ孔１３８が設けられている。ボルト通し孔１３７及びネジ孔１３８を総称してボルト孔（１３７，１３８）と言うこととする。ボルト孔は、貫通孔である。５本（複数）のボルト孔は、等間隔（等位相角＝７２°）で配置してもよいが、誤組立を避けるために、少し間隔をずらして不等間隔に配置するのがよい。上記のボルト孔に、上端板カバー１７０Ｔ側から５本の通しボルト１７４、下端板カバー１７０Ｓ側から５本の通しボルト１７５を挿入し、圧縮部１２全体を締結している。ボルト孔の数は、５本に限定されず、４本又は６本以上としてもよい。

　下端板１６０Ｓには２本の補助ボルト通し孔３００、第１シリンダ１２１Ｓには２本の補助ネジ孔３０１が設けられ、この補助ボルト通し孔３００及び補助ネジ孔３０１に２本の補助ボルト１７６を挿入し、下端板１６０Ｓと第１シリンダ１２１Ｓとを締結している。下端板１６０Ｓと第１シリンダ１２１Ｓとは、圧縮部１２全体の締結の前に予め締結される。

　図１１―１、図１１－２、図１４及び図１６に示すように、冷媒通路孔１３６は、第１吐出孔１９０Ｓ及び第２吐出孔１９０Ｔの近傍、例えば、第１吐出孔１９０Ｓ、第２吐出孔１９０Ｔ、第１ベーン１２７Ｓ及び第２ベーン１２７Ｔを間に挟む、隣合う２個のボルト孔１３７間の範囲内（実施例１では、位相角≒９０°の範囲内）に設けられている。冷媒通路孔１３６は、１本に限定されず、２本又は３本の孔を隣接させて設けてもよい。

　下端板１６０Ｓには、円形の凹部１６３Ｓが形成されている。凹部１６３Ｓは、第１吐出弁２００Ｓの先端部及び第１吐出弁押さえ２０１Ｓの先端部を収容すると共に、第１吐出孔１９０Ｓと冷媒通路孔１３６の下端部とを連通する連通部１８０Ｓを構成している。上端板１６０Ｔには、円形の凹部１６３Ｔが形成されている。凹部１６３Ｔは、第２吐出弁２００Ｔの先端部及び第２吐出弁押さえ２０１Ｔの先端部を収容すると共に、第２吐出孔１９０Ｔと冷媒通路孔１３６の上端部とを連通する上マフラー室１８０Ｔの一部を構成している。

　また、下端板１６０Ｓには、第１吐出弁２００Ｓの基端部及び第１吐出弁押さえ２０１Ｓの基端部をリベットにより取付ける溝１６４Ｓが形成されている。上端板１６０Ｔには、第２吐出弁２００Ｔの基端部及び第２吐出弁押さえ２０１Ｔの基端部をリベットにより取付ける溝１６４Ｔが形成されている。第１シリンダ１２１Ｓの下面及び第２シリンダ１２１Ｔの上面には、上記リベットの頭を収容する凹み３０３が形成されている。溝１６４Ｓは、第１吐出弁２００Ｓ及び第１吐出弁押さえ２０１Ｓが取付けられて空間が埋められるので、連通部１８０Ｓを構成しない。溝１６４Ｔは、第２吐出弁２００Ｔ及び第２吐出弁押さえ２０１Ｔが取付けられて空間が埋められるので、上マフラー室１８０Ｔを構成しない。

　下端板１６０Ｓは、肉厚に形成され、凹部１６３Ｓ及び溝１６４Ｓは、第１吐出弁２００Ｓ及び第１吐出弁押さえ２０１Ｓが完全に収容できる深さに形成されている。

　他の実施例のロータリ圧縮機１では、上マフラー室１８０Ｔは、上端板カバー１７０Ｔをプレス成型した五つの膨出部１７１Ｔを有する室として形成されているが、他の実施例の下端板カバー１７０Ｓは、下端板１６０Ｓの第１吐出弁部及び冷媒通路孔１３６を覆う凹凸のない平板状であり、連通部１８０Ｓは、第１吐出孔１９０Ｓと冷媒通路孔１３６とを連通させるための、上マフラー室１８０Ｔの容積よりも小さい小容積の通路として、下端板１６０Ｓの円形の凹部１６３Ｓのみにより形成されている。

　他の実施例のロータリ圧縮機１は、連通部１８０Ｓを、下端板１６０Ｓの凹部１６３Ｓのみによる上マフラー室１８０Ｔの容積よりも小さい小容積の通路としたので、第２シリンダ１２１Ｔで圧縮された冷媒が、冷媒通路孔１３６を逆流して流入する空間が小さく、逆流を抑制してロータリ圧縮機１の効率低下を防ぐことができる。なお、下端板カバー１７０Ｓを、上端板カバー１７０Ｔと同様にプレス成型して膨出部を形成し、下マフラー室を形成してもよい。

　次に、実施例１での説明と重複することになるが、図１０～図１７を参照して、冷媒Ｒ３２を用いる実施例のロータリ圧縮機１の特徴的な構成について説明する。第１シリンダ室１３０Ｓ及び第２シリンダ室１３０Ｔ内の吸入冷媒の温度上昇Δｔ[Ｋ]は、次の（１）式で表される。
　　　Δｔ＝ｈ・Ｓ・Δθ／（ｍ・ｃ）・・・・・（１）
　ここで、
　　　　　ｈ：熱伝達率[Ｗ／（ｍｍ^２・Ｋ）]
　　　　　Ｓ：シリンダ室（１３０Ｓ，１３０Ｔ）の壁面面積[ｍｍ^２]
　　　　Δθ：壁面温度と冷媒温度の差[Ｋ]
　　　　　ｍ：冷媒質量[ｇ／ｓ]＝（シリンダ室容積Ｖ[ｍｍ^３／ｒｅｖ]）×（吸入冷媒密度ρ[ｇ／ｍｍ^３]）
　　　　　ｃ：冷媒比熱[Ｊ／（ｇ・Ｋ）]

　他の実施例のロータリ圧縮機１の一つのシリンダ室（第１シリンダ室１３０Ｓ又は第２シリンダ室１３０Ｔ）の壁面面積Ｓは、次の（２）～（５）式で表される。
　　　Ｓ＝２Ｓｂ＋Ｓｃ＋Ｓｒ　・・・・・・・・・・・・・（２）
　　　　Ｓｂ＝（Ｄｃ^２－（Ｄｃ－２ｅ）^２）π／４　・・・・（３）
　　　　Ｓｃ＝π・Ｄｃ・Ｈｃ　・・・・・・・・・・・・・（４）
　　　　Ｓｒ＝π・（Ｄｃ－２ｅ）・Ｈｃ　・・・・・・・・（５）
　ここで、
　　　　　Ｓｂ：シリンダ室の端板（１６０Ｓ，１６０Ｔ）部又は中間仕切板（１４０）部の面積[ｍｍ^２]
　　　　　Ｓｃ：シリンダ（１２１Ｓ，１２１Ｔ）内周壁面積[ｍｍ^２]
　　　　　Ｓｒ：環状ピストン（１２５Ｓ，１２５Ｔ）外周壁面積[ｍｍ^２]
　　　　　Ｄｃ：シリンダ（１２１Ｓ，１２１Ｔ）内径[ｍｍ]
　　　　　ｅ　：偏心部（１５２Ｓ，１５２Ｔ）偏心量[ｍｍ]
　　　　　Ｈｃ：シリンダ（１２１Ｓ，１２１Ｔ）高さ[ｍｍ]

　また、ロータリ圧縮機１の一つのシリンダ室（第１シリンダ室１３０Ｓ又は第２シリンダ室１３０Ｔ）の排除容積（シリンダ室容積）Ｖ[ｃｃ／ｒｅｖ]は、次の（６）式で表される。
　　　Ｖ＝π・ｅ・（Ｄｃ－ｅ）・Ｈｃ　・・・・・・・・・（６）
　（２）式及び（６）式より、Ｓ／Ｖは、次の（７）式で表される。
　　　Ｓ／Ｖ＝２（ｅ＋Ｈｃ）／（ｅ・Ｈｃ）　・・・・・・（７）

　図３は、パラメータＡとＨｃ／Ｄｃとの関係を示す図である。図３に示すように、パラメータＡが小さいほど、Ｈｃ／Ｄｃが大きくなる傾向がある。図３に示す実施形態１～３は、ロータリ圧縮機１の、排除容積Ｖ、圧縮機筐体１０の内径及びシリンダ高さＨｃを同一とし、偏心部偏心量ｅを変えたものである。シリンダ高さＨｃ大、シリンダ高さＨｃ小の二つのパターンについて計算した。

　計算例（Ｈｃ小）は、吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔの断面積が従来の８０％程度となるまでシリンダ高さＨｃを低く設定したものである。シリンダ高さＨｃを低く設定した方が、同じパラメータＡの場合、Ｈｃ／Ｄｃを小さくすることができ、冷媒リーク量を減らすことができる。この場合、吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔの断面積が小さいため、吸入冷媒の圧力損失が増えてしまうが、冷媒Ｒ３２は、冷媒Ｒ４１０Ａよりも密度が低いので、圧力損失の影響は少ない。

　従来の経験値によれば、副軸部１５１の許容最大面圧は、２２～２３である。図４に示すように、計算例（Ｈｃ小）は、計算例（Ｈｃ大）よりも副軸面圧Ｐを小さくすることができる。パラメータＡを小さくすることができる計算例（Ｈｃ小）にて、副軸面圧Ｐが２２になるポイントがパラメータＡの下限値の目安となる。なお、副軸部１５１の耐久性を向上させる手段を講じれば、さらにパラメータＡを小さくすることが可能である。

　図５は、パラメータＡとパラメータＢとの関係を示す図である。図５に示すように、パラメータＡとパラメータＢには相関がある。パラメータＡの範囲３．９＜パラメータＡ＜４．１に対応する範囲として、パラメータＢの範囲を０．２１５＜パラメータＢ＜０．２４０の範囲としてもよい。以上の説明は、実施例１での説明と重複している。

　実施例２での説明と重複することになるが、図７は、パラメータＢと副軸部（１５１）面圧との関係を示す図である。図７に示すように、同じパラメータＢであっても、シリンダ高さＨｃが低い方が、Ｈｃが高い方よりも副軸部面圧Ｐを低くすることができ、信頼性に余裕があり、パラメータＢをより大きくすることが可能となる。以上のように、シリンダ高さＨｃを低くすることは、冷媒の加熱を抑制することになり、冷媒Ｒ３２を用いるロータリ圧縮機の圧縮効率向上に有効である。

　前述したように、冷媒Ｒ３２の吸入冷媒密度は、冷媒Ｒ４１０Ａの約７０％である。従って、冷媒Ｒ３２を用いる場合、シリンダ１２１Ｓ、１２１Ｔの吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔの断面積（吸入路面積）を冷媒Ｒ４１０Ａ用の断面積よりも小さくしても、吸入冷媒の圧力損失を増大させることはない。

　パラメータＣが１．５以下であれば、圧力損失が少ないと言える。パラメータＣが１．０以下では、圧力損失は少ないが、シリンダ高さＨｃを低くできる余裕があるにもかかわらず、低くなっていないと言える。冷媒Ｒ３２用のロータリ圧縮機であれば、冷媒の加熱を抑制するために、シリンダ高さＨｃを低くすべきである。以上の説明は、実施例２での説明と重複している。

　インバータ式の空気調和機は、低能力（低負荷）での運転時間が長く、低能力運転時の効率が年間効率に大きく影響する。それ故、最大能力運転時の効率が多少低下しても、低能力運転時の効率を向上させることができれば、年間効率を向上させることができる。

　図１８は、図１３のＢ部拡大図である。シリンダ１２１Ｓ、１２１Ｔの吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔの断面積（吸入路面積）の確保に拘らずに、シリンダ高さＨｃの範囲を、次の（１６）式に示す範囲とする（図１８参照）。
２×（ｄ＋Ｍ）＋１．０≦Ｈｃ≦２×（ｄ＋Ｍ）＋２．５・・・（１６）
　ここで、
　　　　　ｄ：通しボルト１７４，１７５の呼び径[ｍｍ]
　　　　　Ｍ：ネジ孔１３８の面取り寸法[ｍｍ]
　　　　Ｈｃ：シリンダ高さ

　シリンダ高さＨｃの範囲を（１６）式に示す範囲とすることにより、吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔの径が小さくなり、最大能力運転時の効率が低下する場合もある。しかし、シリンダ高さＨｃを低くすることにより、低能力運転時の効率が向上するため、年間効率を向上させることができる。

　シリンダ高さＨｃを低くすると、圧縮部１２を固定する通しボルト１７４，１７５の螺合長さが短くなる。通しボルト１７４，１７５の螺合長さが短すぎると、締付けによってネジ山が潰れ、必要な締結力を確保することができない。シリンダ高さＨｃを上記の（１６）式の範囲とすることにより、通しボルト１７４，１７５の呼び径と同じ長さの螺合長さを確保することができ、必要な締結力が得られるまで通しボルト１７４，１７５を締め付けても、ネジ山が潰れることはない。

　（１６）式の、ネジ孔１３８の面取り寸法Ｍは、面取り寸法Ｍの分だけ有効螺合長さが短くなることを考慮したものである。また、（１６）式は、通しボルト１７４の先端と通しボルト１７５の先端の間の隙間を１．０[ｍｍ]～２．５[ｍｍ]の範囲にすることを意図している。隙間の最小値１．０[ｍｍ]は、通しボルト１７４，１７５の長さ公差及び締結部品（下端板カバー１７０Ｓ、下端板１６０Ｓ、第１シリンダ１２１Ｓ、中間仕切板１４０、上端板１６０Ｔ及び上端板カバー１７０Ｔ）の高さ公差を考慮して設定している。

　例えば、通しボルト１７４，１７５の長さ公差±０．３[ｍｍ]、締結部品の高さ公差±０．２[ｍｍ]とすると、最大公差では、両ボルト先端の間の隙間が０．８[ｍｍ]狭くなる。さらに、通しボルト１７４，１７５の弾性変形や座面のヘタリによっても隙間が狭くなる。両ボルト先端同士の当接を防ぐために、隙間の最小値１．０[ｍｍ]としている。一方、隙間を大きくとりすぎると、冷媒加熱を低減可能なシリンダ高さに設定できないため、隙間の最大値は、２．５[ｍｍ]としている。

　他の実施例のロータリ圧縮機１は、第２シリンダ１２１Ｔの同一のネジ孔１３８の上側から通しボルト１７４を、下側から通しボルト１７５を締め込む構造となっている（図１３及び図１８参照）。この構造は、通しボルト１７４を締め込むネジ孔１３８と通しボルト１７５を締め込むネジ孔１３８とを別々に設けるのに比べてネジ孔１３８の加工本数が少なく、低コストで製造できるメリットがある。ネジ孔１３８が設けられる第２シリンダ１２１Ｔ及びボルト通し孔１３７が設けられる第１シリンダ１２１Ｓは、低コストで製造できる鋳鉄（ＦＣ２５０等）とするのがよい。通しボルト１７４，１７５のネジ先不完全ネジ部長さ（図１８参照）は、ネジピッチの１倍以下とするのが望ましい。

　図１９は、冷媒Ｒ３２を用いる２シリンダ式のロータリ圧縮機１の圧縮部１２Ｓ，１２Ｔの寸法の実施形態７～９を示す図表である。実施形態７～９において、排除容積Ｖは１４．５[ｃｃ／ｒｅｖ]、圧縮機筐体１０の内径はφ１１２ｍｍで固定した。

　シリンダ１２１Ｓ、１２１Ｔの吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔの断面積（吸入路面積）の確保に拘らなければ、シリンダ高さＨｃを、Ｈｃ＝２×（ｄ＋Ｍ）＋１．０まで低くすることができ、実施形態７，８の場合には、シリンダ高さＨｃを１２．０[ｍｍ]まで低くすることができる。

　シリンダ高さＨｃを実施形態９に示す１３．４[ｍｍ]よりも高くすると、パラメータＡ，Ｂを規定範囲に入れるのが難しくなり、冷媒加熱の影響が大きくなって効率低下しやすくなる。従って、シリンダ高さＨｃ＝２×（ｄ＋Ｍ）＋２．５以下とするのがよい。実施形態では、シリンダ高さＨｃの上限は、１３．５[ｍｍ]となる。

　本発明は、シリンダ１２１Ｓ，１２１Ｔを軸方向に貫通する孔などを設けずに、圧縮部１２の寸法を適切に設定することにより、シリンダ１２１Ｓ，１２１Ｔ及び端板１６０Ｓ，１６０Ｔから圧縮部１２内の冷媒に熱が伝わるのを抑制すると共に、コストアップを抑えることができる。また、低能力（低負荷）運転時の効率を向上させ、年間効率を向上させることができる。なお、本発明は、単シリンダ式ロータリ圧縮機及び２段圧縮式ロータリ圧縮機に適用することができる。

　以上、実施例を説明したが、前述した内容により実施例が限定されるものではない。また、前述した構成要素には、当業者が容易に想定できるもの、実質的に同一のもの、いわゆる均等の範囲のものが含まれる。さらに、前述した構成要素は適宜組み合わせることが可能である。さらに、実施例の要旨を逸脱しない範囲で構成要素の種々の省略、置換及び変更のうち少なくとも１つを行うことができる。

　１　ロータリ圧縮機
　１０　圧縮機筐体
　１１　モータ
　１２　圧縮部
　１５　回転軸
　１６　給油パイプ
　２５　アキュムレータ
　３１Ｓ　第１低圧連絡管（低圧連絡管）
　３１Ｔ　第２低圧連絡管（低圧連絡管）
　１０１　第１貫通孔（貫通孔）
　１０２　第２貫通孔（貫通孔）
　１０４　第１吸入管（吸入管）
　１０５　第２吸入管（吸入管）
　１０７　吐出管（吐出部）
　１１１　ステータ
　１１２　ロータ
　１２Ｓ　第１の圧縮部（圧縮部）
　１２Ｔ　第２の圧縮部（圧縮部）
　１２１Ｓ　第１シリンダ（シリンダ）
　１２１Ｔ　第２シリンダ（シリンダ）
　１２２Ｓ　第１側方張出部（側方張出部）
　１２２Ｔ　第２側方張出部（側方張出部）
　１２３Ｓ　第１シリンダ内壁（シリンダ内壁）
　１２３Ｔ　第２シリンダ内壁（シリンダ内壁）
　１２４Ｓ　第１スプリング穴（スプリング穴）
　１２４Ｔ　第２スプリング穴（スプリング穴）
　１２６Ｓ　第１ベーンスプリング
　１２６Ｔ　第２ベーンスプリング
　１２５Ｓ　第１環状ピストン（環状ピストン）
　１２５Ｔ　第２環状ピストン（環状ピストン）
　１２７Ｓ　第１ベーン（ベーン）
　１２７Ｔ　第２ベーン（ベーン）
　１２８Ｓ　第１ベーン溝（ベーン溝）
　１２８Ｔ　第２ベーン溝（ベーン溝）
　１２９Ｓ　第１圧力導入路（圧力導入路）
　１２９Ｔ　第２圧力導入路（圧力導入路）
　１３０Ｓ　第１シリンダ室（シリンダ室）
　１３０Ｔ　第２シリンダ室（シリンダ室）
　１３１Ｓ　第１吸入室（吸入室）
　１３１Ｔ　第２吸入室（吸入室）
　１３３Ｓ　第１圧縮室（圧縮室）
　１３３Ｔ　第２圧縮室（圧縮室）
　１３５Ｓ　第１吸入孔（吸入孔）
　１３５Ｔ　第２吸入孔（吸入孔）
　１３６　冷媒通路
　１３７　ボルト通し孔（ボルト孔）
　１３８　ネジ孔（ボルト孔）
　１４０　中間仕切板
　１５１　副軸部
　１５２Ｓ　第１偏心部（偏心部）
　１５２Ｔ　第２偏心部（偏心部）
　１５３　主軸部
　１６０Ｓ　下端板（端板）
　１６０Ｔ　上端板（端板）
　１６１Ｓ　副軸受部（軸受部）
　１６１Ｔ　主軸受部（軸受部）
　１６３Ｓ　凹部
　１６３Ｔ　凹部
　１６４Ｓ　溝
　１６４Ｔ　溝
　１７０Ｓ　下端板カバー
　１７０Ｔ　上端板カバー
　１７２Ｔ　マフラー吐出孔
　１７４　通しボルト
　１７５　通しボルト
　１７６　補助ボルト　
　１８０Ｓ　下マフラー室、連通部
　１８０Ｔ　上マフラー室
　１９０Ｓ　第１吐出孔（吐出弁部）
　１９０Ｔ　第２吐出孔（吐出弁部）
　２００Ｓ　第１吐出弁（吐出弁部）
　２００Ｔ　第２吐出弁（吐出弁部）
　２０１Ｓ　第１吐出弁押さえ（吐出弁部）
　２０１Ｔ　第２吐出弁押さえ（吐出弁部）
　２５２　アキュムホルダー
　２５３　アキュムバンド
　２５５　システム接続管
　２５７　底部貫通孔
　３００　補助ボルト通し孔
　３０１　補助ネジ孔
　３０３　凹み

Claims

　上部に冷媒の吐出部が設けられ、下部に冷媒の吸入部が設けられると共に潤滑油が貯留される密閉された縦置きの圧縮機筐体と、該圧縮機筐体内に配置され、前記吸入部から吸入した冷媒を圧縮して前記吐出部から吐出する圧縮部と、前記圧縮機筐体内に配置され、回転軸を介して前記圧縮部を駆動するモータと、前記圧縮機筐体の側部に取付けられ、前記冷媒の吸入部に接続されたアキュムレータと、を備えるロータリ圧縮機において、
　前記圧縮部を構成するシリンダの内径をＤｃ、前記シリンダの高さをＨｃ、前記回転軸の偏心部の偏心量をｅとするとき、（ｅ＋Ｈｃ）・（Ｄｃ－ｅ）^１／３／（ｅ・Ｈｃ）^２／３の式で求められる値が、４．１未満となるように、前記Ｄｃ、Ｈｃ及びｅを設定することを特徴とするロータリ圧縮機。
　前記冷媒としてＲ３２を用いることを特徴とする請求項１に記載のロータリ圧縮機。
　前記シリンダのシリンダ室容積をＶ、前記シリンダの吸入孔の内径をＤｋとするとき、７０Ｖ^２／Ｄｋ^４の式で求められる値が、１．５以下となるように、前記Ｖ及びＤｋを設定することを特徴とする請求項２に記載のロータリ圧縮機。
　前記７０Ｖ^２／Ｄｋ^４の式で求められる値が、１．０以上、１．５以下となるように、前記Ｖ及びＤｋを設定するとともに、（Ｄｋ＋４）≦Ｈｃ≦（Ｄｋ＋８）の式を満たすように、前記Ｄｋ及びＨｃを設定することを特徴とする請求項３に記載のロータリ圧縮機。
　上部に冷媒の吐出部が設けられ、下部に冷媒の吸入部が設けられると共に潤滑油が貯留される密閉された縦置きの圧縮機筐体と、該圧縮機筐体内に配置され、前記吸入部から吸入した冷媒を圧縮して前記吐出部から吐出する圧縮部と、前記圧縮機筐体内に配置され、回転軸を介して前記圧縮部を駆動するモータと、前記圧縮機筐体の側部に取付けられ、前記冷媒の吸入部に接続されたアキュムレータと、を備えるロータリ圧縮機において、
　前記圧縮部のシリンダ室の容積をＶ、前記回転軸の偏心部の偏心量をｅとするとき、ｅ／Ｖ^１／３の式で求められる値が、０．２１５を超える値となるように、前記ｅ及びＶを設定することを特徴とするロータリ圧縮機。
　前記回転軸の副軸部の径を主軸部の径よりも細くしたことを特徴とする請求項５に記載のロータリ圧縮機。
　前記ｅ／Ｖ^１／３の式で求められる値が、０．２４０未満となるように、前記ｅ及びＶを設定することを特徴とする請求項５に記載のロータリ圧縮機。
　前記潤滑油に極圧添加剤を加えることを特徴とする請求項１又は５に記載のロータリ圧縮機。
　前記潤滑油の粘度グレードを、ＩＳＯ　ＶＧ６８以上とすることを特徴とする請求項１又は５に記載のロータリ圧縮機。
　前記冷媒としてＲ３２を用い、前記潤滑油として前記Ｒ３２と相溶性のない冷媒Ｒ４１０Ａ用の潤滑油を用いることを特徴とする請求項１又は５に記載のロータリ圧縮機。
　前記冷媒としてＲ３２を用い、前記潤滑油として前記Ｒ３２と相溶性のある潤滑油と、前記Ｒ３２と相溶性のない冷媒Ｒ４１０Ａ用の潤滑油を混合したものを用いることを特徴とする請求項１又は５に記載のロータリ圧縮機。
　前記圧縮部の構成部品である端板を前記シリンダに締結する通しボルトの呼び径をｄ、前記シリンダに設けられ前記通しボルトを締め込むネジ孔の面取り寸法をＭとするとき、２×（ｄ＋Ｍ）＋１．０≦Ｈｃ≦２×（ｄ＋Ｍ）＋２．５の関係を満たすように、前記シリンダの高さＨｃを設定することを特徴とする請求項２に記載のロータリ圧縮機。
　冷媒としてＲ３２を用い、
　前記圧縮部の構成部品である端板を前記圧縮部の構成部品であるシリンダに締結する通しボルトの呼び径をｄ、前記シリンダに設けられ前記通しボルトを締め込むネジ孔の面取り寸法をＭとするとき、２×（ｄ＋Ｍ）＋１．０≦Ｈｃ≦２×（ｄ＋Ｍ）＋２．５の関係を満たすように、前記シリンダの高さＨｃを設定することを特徴とする請求項５に記載のロータリ圧縮機。