(57)【要約】【課題】圧縮機効率の高いロータリ２段圧縮機を提供することを目的とする。【解決手段】本発明のロータリ２段圧縮機は、２つの偏心部５ａ、５ｂを有する回転軸２と、偏心部５ａ、５ｂの偏心回転により公転運動するローラ１１ａ、１１ｂをそれぞれ圧縮室２３ａ、２３ｂに備えた低圧用圧縮部２０ａと高圧用圧縮部２０ｂとが中間仕切板を介して設けられた圧縮機構部と、圧縮機構部に供給する冷凍機油とを備えている。高圧用圧縮部２０ｂのシリンダ１０ｂとローラ１１ｂとの半径隙間δ２を、低圧用圧縮部２０ａのシリンダ１０ａとローラ１１ａとの半径隙間δ１よりも大きくする。【選択図】図２
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
密閉容器内に、収納される電動機と、２つの略円柱状の偏心部を持ち前記電動機で駆動される回転軸、２つの略円筒形状のシリンダ、前記偏心部の偏心回転によってそれぞれのシリンダ内で偏心回転する略円筒形状のローラ、およびシリンダ内を仕切る板状のベーンを含んでなり、ガスを吸い込み圧縮して吐出する圧縮機構部と、を具備し、
前記圧縮機構部は、外部からの低圧のガスを吸い込んで圧縮する低圧用圧縮部と、該低圧用圧縮部で圧縮されて中間圧に昇圧したガスを吸い込んで圧縮し高圧化して、一旦前記密閉容器内に吐出する高圧用圧縮部を含んでなるロータリ２段圧縮機において、
前記高圧用圧縮部を構成する前記シリンダの内径Ｄ２と、同じく前記ローラの外径ｄ２と、同じく前記偏心部の前記回転軸の回転中心からの偏心量ｅ２により決まる前記高圧用圧縮部のローラの外周面とシリンダの内周面との半径隙間δ２（＝Ｄ２／２−ｄ２／２−ｅ２）が、
前記低圧用圧縮部を構成する前記シリンダの内径Ｄ１と、同じく前記ローラの外径ｄ１と、同じく前記偏心部の前記回転軸の回転中心からの偏心量ｅ１により決まる前記低圧用圧縮部のローラの外周面とシリンダの内周面との半径隙間δ１（＝Ｄ１／２−ｄ１／２−ｅ１）よりも大きいことを特徴とするロータリ２段圧縮機。
【請求項２】
前記低圧用圧縮部の前記シリンダの内径Ｄ１と前記高圧用圧縮部の前記シリンダの内径Ｄ２が略同じ値であるとき、
前記低圧用圧縮部の前記半径隙間δ１と前記高圧用圧縮部の前記半径隙間δ２との関係が、１＜（δ２／δ１）＜３であることを特徴とする請求項１に記載のロータリ２段圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、冷凍サイクルに使用されるロータリ２段圧縮機に係り、特にその圧縮機構部の構成部品相互の嵌合クリアランス設定に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、冷凍サイクルに使用されるロータリ２段圧縮機として、例えば、特許文献１に記載された構造が知られている。この従来技術におけるロータリ２段圧縮機は、密閉容器の内部にステータとロータからなる電動機を備えている。電動機に連結された回転軸は、２つの偏心部を備えている。それらの偏心部に対応した圧縮機構部として、電動機側から順に、高圧用圧縮部と低圧用圧縮部とが密閉容器の内部に設けられている。各圧縮部は、回転軸の偏心部の偏心回転によりローラを公転運動させる。それらの偏心部は位相が１８０°異なり、各圧縮部の圧縮工程の位相差は１８０°である。すなわち、２つの圧縮部の圧縮工程は逆位相である。
【０００３】
図５に、前記した従来技術のロータリ２段圧縮機の構成を模式的に示す。低圧用圧縮部２０ａは略円筒形状のシリンダ１０ａと、略円筒形状のローラ１１ａと、圧縮室２３ａを形成する図示しない端板で構成される。圧縮室２３ａは、平板状のベーン１８ａにより吸込空間と圧縮空間に区画される。ローラ１１ａは、回転軸の偏心部５ａに嵌め合わされている。
同様に高圧用圧縮部２０ｂは略円筒形状のシリンダ１０ｂと、略円筒形状のローラ１１ｂと、圧縮室２３ｂを形成する図示しない端板で構成される。圧縮室２３ｂは、平板状のベーン１８ｂにより吸込空間と圧縮空間に区画される。ローラ１１ｂは、回転軸の偏心部５ｂに嵌め合わされている。
【０００４】
作動流体であるガス冷媒は図５の矢印で示したように、低圧Ｐｓで低圧側吸込管３１を経て吸込口２５ａから低圧用圧縮部２０ａ内に吸入され、圧縮されて中間圧Ｐｍに昇圧される。所定の中間圧Ｐｍで吐出弁２８ａが吐出口２６ａを開口し、ガス冷媒が低圧用圧縮部２０ａと連通した吐出空間３３へ吐出される。吐出されたガス冷媒は、吐出空間３３を通過し中間流路管３０へ流れる。次に、中間圧Ｐｍのガス冷媒は、中間流路管３０、吸込口２５ｂを経て高圧用圧縮部２０ｂ内に吸入され、高圧Ｐｄまで圧縮される。所定の高圧Ｐｄで吐出弁２８ｂが吐出口２６ｂを開口し、ガス冷媒が密閉容器１３内に吐出される。吐出された高圧Ｐｄのガス冷媒は、吐出管２７からロータリ２段圧縮機外に吐出される。
【０００５】
密閉容器１３内の下部に封入された冷凍機油４１は、各摺動部品間から各圧縮部２０ａ、２０ｂへ密閉容器１３の内圧と各圧縮室２３ａ、２３ｂの内圧との差圧により供給される。具体的には、回転軸内の給油孔４３から偏心部５ａ、５ｂとローラ１１ａ、１１ｂを通して供給されるものと、ローラ１１ａ、１１ｂと端板間、シリンダ１０ａ、１０ｂとベーン１８ａ、１８ｂ間等から直接供給されるものと、がある。冷凍機油４１は、各摺動部品の摺動性の向上と、摺動部品間からの冷媒漏れを抑制するために用いられる。供給された冷凍機油４１は冷媒ガス中に混じって流動する一方、図５に示したように各圧縮室２３ａ、２３ｂを構成する境界壁、つまり、シリンダ１０ａ、１０ｂおよびローラ１１ａ、１１ｂに付着し、油膜４２ａ、４２ｂを形成する。
【０００６】
このような密閉容器１３内が高圧Ｐｄとなるロータリ２段圧縮機の摺動部品間の嵌め合い寸法について、例えば、特許文献２に記載されている。特許文献２に記載された従来技術では、密閉容器１３内の高圧のガス冷媒が圧力差の大きい低圧用圧縮部２０ａ内に漏れ過ぎることを抑制するため、低圧用圧縮部２０ａのサイドクリアランスと呼ばれるローラ１１ａの外周面とシリンダ１０ａの内周面との最小半径隙間を、高圧用圧縮部２０ｂのローラ１１ｂの外周面とシリンダ１０ｂの内周面との最小半径隙間よりも小さくすること等を特徴としている。
【特許文献１】特開昭６０−１２８９９０号公報（第５頁、第１図）
【特許文献２】特開平６−８１７８６号公報（第７頁、第３図）
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
各圧縮部２０ａ、２０ｂでは、ローラ１１ａ、１１ｂの外周面とシリンダ１０ａ、１０ｂの内周面との固体接触を避けるために、両者は半径隙間を設けて配置される。この半径隙間が大きければ各圧縮室２３ａ、２３ｂの圧縮空間から吸込空間へのガス冷媒漏れを生じ、半径隙間が小さければローラ１１ａ、１１ｂとシリンダ１０ａ、１０ｂ間の油膜４２ａ、４２ｂで摩擦抵抗や油膜反力が大きくなり圧縮機効率が低下する。すなわちローラ１１ａ、１１ｂとシリンダ１０ａ、１０ｂの半径隙間の影響は、油膜４２ａ、４２ｂの厚さにより変化する。
【０００８】
ロータリ２段圧縮機の場合、図５に示したように低圧用圧縮部２０ａと高圧用圧縮部２０ｂとが直列に接続されているため、低圧用圧縮部２０ａで供給された冷凍機油４１が圧縮されたガス冷媒に混じり、そのまま高圧用圧縮部２０ｂへ吐出される。高圧用圧縮部２０ｂではさらに冷凍機油４１が前記したように各摺動部品間からも供給されるため、高圧用圧縮部２０ｂでは低圧用圧縮部２０ａよりも過剰に冷凍機油４１を含んでいる。その結果、高圧用圧縮部２０ｂの油膜４２ｂは、低圧用圧縮部２０ａの油膜４２ａよりも厚くなる。
【０００９】
しかしながら、特許文献２の従来技術では、このような低圧用圧縮部２０ａの油膜４２ａと高圧用圧縮部２０ｂの油膜４２ｂの厚さの違いを考慮していないため、各圧縮部２０ａ、２０ｂの前記半径隙間は同じである。したがって高圧用圧縮部２０ｂの油膜４２ｂが厚いため、過剰な摩擦抵抗や油膜反力が生じ、圧縮機効率を低下させていた。
本発明は、以上のような問題点に鑑みてなされたものであり、圧縮機効率の高いロータリ２段圧縮機を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
前記目的を達成するために本発明のロータリ２段圧縮機は、高圧用圧縮部を構成するシリンダの内径Ｄ２と、同じくローラの外径ｄ２と、同じく偏心部の回転軸の回転中心からの偏心量ｅ２から決まる高圧用圧縮部のローラの外周面とシリンダの内周面との半径隙間δ２が、低圧用圧縮部のローラの外周面とシリンダの内周面との半径隙間δ１よりも大きいことを特徴とする。
さらに、前記低圧用圧縮部の半径隙間δ１と前記高圧用圧縮部の半径隙間δ２との関係を、１＜（δ２／δ１）＜３としたことを特徴とする。
【発明の効果】
【００１１】
本発明によれば、圧縮機効率の高いロータリ２段圧縮機を提供することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１２】
本発明に係る実施形態について、図１から図４を適宜参照しながら詳細に説明する。
図１は、本実施形態のロータリ２段圧縮機の縦断面図である。ロータリ２段圧縮機（以下、圧縮機と称す）１は、蓋部１２と底部２１と胴部２２からなる密閉容器１３を備えている。密閉容器１３内部の上方には、ステータ７とロータ８とを有する電動機１４が設けられている。電動機１４のロータ軸８ａと、後記する圧縮機構部３の回転軸２とは一体構造で連結している。
なお、ロータ軸８ａと回転軸２は嵌合構造で接続されていても良い。
【００１３】
回転軸２は２つの偏心部５ａ、５ｂを備え、端板部９ａを備えた主軸受９と、端板部１９ａを備えた副軸受１９に軸支されている。
圧縮機構部３は、この回転軸２に対して電動機１４側から順に、主軸受９、高圧用圧縮部２０ｂ、中間仕切板１５、低圧用圧縮部２０ａおよび副軸受１９、略円板状のカバー３５を積層して構成され、ボルト等の締結要素３６で一体化されている。
主軸受９は、胴部２２の内壁に溶接によって固定されている。ここで、主軸受９の端板部９ａ、中間仕切板１５および端板部１９ａは、本発明における区画部材を構成する。
【００１４】
次に、図１および図２を参照しながら低圧用圧縮部２０ａと高圧用圧縮部２０ｂの構成について説明する。図２は低圧用圧縮部の側面図である。図２中、（  ）内に高圧用圧縮部の各構成および寸法の対応する符号を参考までに示す。ただし、低圧用圧縮部２０ａと高圧用圧縮部２０ｂとでは、圧縮工程の位相は１８０°ずれているが、その関係は、図２には反映されていない。
【００１５】
（低圧用圧縮部）
図１に示すように低圧用圧縮部２０ａの圧縮室２３ａは、副軸受１９の端板部１９ａと、円筒状のシリンダ１０ａと、円柱状の偏心部５ａの外周に嵌め合わされた円筒状のローラ１１ａと、中間仕切板１５とで構成されている。図２に示すように圧縮室２３ａには、図示しないコイルバネのような付勢力付与手段に連結された平板状のベーン１８ａが、偏心部５ａの偏心回転運動により、偏心部５ａの外周回りに自転しつつ回転軸２の回転中心Ｏ回りに公転するローラ１１ａの外周上を接触しながら進退運動することにより、圧縮室２３ａを圧縮空間と吸込空間に区画する。
圧縮室２３ａの吸込空間に面したシリンダ１０ａの内周面に開口した吸込口２５ａは、胴部２２およびシリンダ１０ａの側部を貫通する低圧側吸込管３１が連通している。また、圧縮室２３ａの圧縮空間に面した端板部１９ａに開口した吐出口２６ａは、所定の中間圧Ｐｍで吐出口２６ａを開口する吐出弁２８ａを経て、端板部１９ａとカバー３５で囲まれた吐出空間３３に連通し、さらに、中間流路管３０を介して後記する高圧用圧縮部２０ｂの吸込口２５ｂに連通している。
なお、吐出空間３３は、副軸受１９の端版部１９ａとカバー３５とにより密閉容器１３内の内部空間と隔離されている。
【００１６】
（高圧用圧縮部）
また、図１に示すように高圧用圧縮部２０ｂの圧縮室２３ｂは、主軸受９の端板部９ａと、円筒状のシリンダ１０ｂと、円柱状の偏心部５ｂの外周に嵌め合わされた円筒状のローラ１１ｂと、中間仕切板１５とで構成されている。図２に示すように圧縮室２３ｂには、図示しないコイルバネのような付勢力付与手段に連結された平板状のベーン１８ｂが、偏心部５ｂの偏心回転運動により、偏心部５ｂの外周回りに自転をしつつ回転軸２の回転中心Ｏ回りに公転するローラ１１ｂの外周上を接触しながら進退運動することにより、圧縮室２３ｂを圧縮空間と吸込空間に区画する。
圧縮室２３ｂの吸込空間に面したシリンダ１０ｂの内周面に開口した吸込口２５ｂは、胴部２２およびシリンダ１０ｂの側部を貫通する前記中間流路管３０が連通している。また、圧縮室２３ｂの圧縮空間に面した端板部９ａに開口した吐出口２６ｂは、所定の高圧Ｐｄで吐出口２６ｂを開口する吐出弁２８ｂを経て、密閉容器１３内に連通している。
さらに、図１において密閉容器１３の蓋部１２を貫通する吐出管２７が連通している。
【００１７】
各圧縮部２０ａ、２０ｂは、偏心部５ａ、５ｂが偏心回転することでローラ１１ａ、１１ｂを駆動する。図１に示すように偏心部５ａと偏心部５ｂは位相が１８０°異なり、低圧用圧縮部２０ａと高圧用圧縮部２０ｂの圧縮工程の位相差は１８０°である。すなわち２つの圧縮部の圧縮工程は逆位相となっている。
密閉容器１３の下部には、冷凍機油４１が封入されている。冷凍機油４１は、直接もしくは図１に示すように回転軸２に設けられた給油孔４３を通して、低圧用圧縮部２０ａおよび高圧用圧縮部２０ｂ内に、密閉容器１３の室内との差圧により供給される。
【００１８】
本実施形態はガス冷媒Ｒ４１０Ａを用いた空気調和機用の圧縮機１であり、高圧用圧縮部２０ｂと低圧用圧縮部２０ａの押除量の比は空気調和機の動作範囲に合わせて０．６５〜０．８５とした。また、各シリンダ１０ａ、１０ｂの内径Ｄ１、Ｄ２は、加工治具や測定装置の汎用性を持たせるためにほぼ同じ値とした。高圧用圧縮部２０ｂのローラ１１ｂの外径ｄ２が低圧用圧縮部２０ａのローラ１１ａの外径ｄ１以上であり、高圧用圧縮部２０ｂのシリンダ１０ｂの高さは、低圧Ｐｓから中間圧Ｐｍへ圧縮されてガス冷媒の体積が小さくなる分を考慮して低圧用圧縮部２０ａのシリンダ１０ａの高さよりも低くする。
【００１９】
作動流体であるガス冷媒の流れを、図１の矢印で表す。低圧Ｐｓのガス冷媒は、低圧側吸込管３１、吸込口２５ａを通って低圧用圧縮部２０ａ内に吸入され、ローラ１１ａが偏心回転することにより中間圧Ｐｍまで圧縮される。圧縮室２３ａ内の圧力が予め設定された中間圧Ｐｍになると吐出弁２８ａが吐出口２６ａを開口し、ガス冷媒が吐出口２６ａと連通する吐出空間３３に吐出される。
吐出弁２８ａが開口して吐出口２６ａから吐出された中間圧Ｐｍのガス冷媒は、吐出空間３３、中間流路管３０、吸込口２５ｂを通って、高圧用圧縮部２０ｂの圧縮室２３ｂに至る。
【００２０】
次に、高圧用圧縮部２０ｂ内に吸入された中間圧Ｐｍのガス冷媒は、ローラ１１ｂが公転することにより高圧Ｐｄまで圧縮される。圧縮室２３ｂ内の圧力が予め設定された高圧Ｐｄになると吐出弁２８ｂが吐出口２６ｂを開口し、ガス冷媒は吐出口２６ｂから密閉容器１３の内部空間に吐出される。密閉容器１３内に吐出されたガス冷媒は、電動機１４の隙間を通過して吐出管２７より吐出される。
【００２１】
次に、図２を参照しながら本発明の半径隙間について説明する。図２では、回転軸２の回転中心Ｏとシリンダ１０ａ、１０ｂの内径の中心は、一致させている。図２に示すようにシリンダ１０ａの内径Ｄ１と、ローラ１１ａの外径ｄ１と、偏心部５ａの中心の回転軸２の回転中心Ｏからの偏心量ｅ１とは、シリンダ１０ａとローラ１１ａの固体接触を避けるために所定の半径隙間δ１となるように、
δ１＝Ｄ１／２−ｄ１／２−ｅ１        ・・・・（１）
の関係とする。
同様に、図２に示すようにシリンダ１０ｂの内径Ｄ２と、ローラ１１ｂの外径ｄ２と、偏心部５ｂの中心の回転軸２の回転中心Ｏからの偏心量ｅ２とは、シリンダ１０ｂとローラ１１ｂの固体接触を避けるために所定の半径隙間δ２となるように、
δ２＝Ｄ２／２−ｄ２／２−ｅ２        ・・・・（２）
の関係とする。
【００２２】
本実施形態では各圧縮部２０ａ、２０ｂを構成するシリンダ１０ａ、１０ｂの内径Ｄ１、Ｄ２を所定の同じ値、シリンダ１０ａ、１０ｂの高さをそれぞれ所定の値とし、所定の押除量の比を実現するためのローラ１１ａおよびローラ１１ｂの外径ｄ１、ｄ２を所定のそれぞれの値に設定する。次に、部品精度や組立て精度の許容する範囲で半径隙間δ１を設定し、その後に式（３）を満たすように偏心量ｅ１、ｅ２を設定する。
【００２３】
ここでは、図５に示したようにロータリ２段圧縮機特有の現象である高圧用圧縮部２０ｂの油膜４２ｂが、低圧用圧縮部２０ａの油膜４２ａよりも厚いことを考慮して、例えば、製造コスト低減の観点から、シリンダ１０ａ、１０ｂの内径Ｄ１と内径Ｄ２は同じ値とし、ローラ１１ａ、１１ｂの外径ｄ１、外径ｄ２は、前記のように外径ｄ１よりも外径ｄ２を大きくし、偏心部５ａ、５ｂの偏心量ｅ１と偏心量ｅ２は、偏心量ｅ１を偏心量ｅ２より大きくする。
そして、半径隙間δ１と半径隙間δ２の関係を、後記する図３に示す圧縮機効率の実験結果から次式のように定めた。
１＜（δ２／δ１）＜３        ・・・・・（３）
もっとも好ましくは、（δ２／δ１）＝２である。
【００２４】
次に、半径隙間δ１を５〜３０μｍの範囲で固定し、半径隙間δ２を変化させた場合の、圧縮機効率の変化の計測結果を図３に示す。計測点を四角形のプロット符号で示す。ここでは、半径隙間δ２が半径隙間δ１と同じ値（δ２＝δ１）における圧縮機効率を基準値１００％として、半径隙間δ１を固定し、半径隙間δ２を変化させた場合の基準値に対する比率を示している。ここで圧縮機効率は、実際の電動機１４への入力電力を低圧Ｐｓから高圧Ｐｄまで等エントロピ圧縮をした場合に必要な理論仕事率で除したものである。
図３に示すように（δ２／δ１）＞１とすると、高圧用圧縮部２０ｂの摩擦抵抗や油膜反力を低減するため圧縮機効率が向上する。さらに（δ２／δ１）を大きくすると、高圧用圧縮部２０ｂの油膜厚さの差異以上にδ２が拡大するため、高圧用圧縮部２０ｂの冷媒漏れ損失が増大して圧縮機効率が低下する。すなわち１＜（δ２／δ１）＜３の範囲で、従来のロータリ２段圧縮機よりも、圧縮機効率を向上することができ、特に（δ２／δ１）の値が略２のとき、圧縮機効率は最大となる。
【００２５】
次に、図４を参照しながら実施形態における圧縮機１の組立て時の、回転軸２とシリンダ１０ａとの配置関係を説明する。
図４は圧縮機の組立時における低圧用圧縮部の平面図である。図４中、（  ）内に高圧用圧縮部の各構成および寸法の対応する符号を参考までに示す。ただし、低圧用圧縮部２０ａと高圧用圧縮部２０ｂとでは、圧縮工程の位相は１８０°ずれているが、その関係は、図４には反映されていない。
図４に示すようにベーン１８ａ、１８ｂの周方向位置を基準として時計周りの矢印で示す角度θが２２５゜の位置で、ローラ１１ａ、１１ｂとシリンダ１０ａ、１０ｂの半径隙間を最小値Δ１、Δ２となるように、回転軸２の回転中心Ｏをシリンダ１０ａ、１０ｂの内径Ｄ１、Ｄ２の中心に対して偏心させた。最小値Δ１、Δ２が小さい方が冷媒漏れは少ないが、主軸受９、副軸受１９や回転軸２等の各構成部品の加工精度や、各構成部品の組立て精度に依存するため最小値Δ１、Δ２は５〜３０μｍとする。
なお、本実施形態で角度θを２２５゜としたが、圧縮室２３ａ、２３ｂの冷媒が吐出されている角度範囲であれば、角度θの値は２２５゜以外の他の値でも良い。
【００２６】
以上、本実施形態によれば、高圧用圧縮部２０ｂの油膜が低圧用圧縮部２０ａの油膜よりも厚いことに対応して、高圧用圧縮部２０ｂの半径隙間δ２を低圧用圧縮部２０ａの半径隙間δ１よりも大きくして、式（３）の範囲に収めているため、高圧用圧縮部２０ｂでのローラ１１ｂとシリンダ１０ｂとの油膜での摩擦抵抗や油膜反力を低減して圧縮機効率が向上する。すなわち、吐出行程だけでなく、吸込や圧縮行程においても高圧用圧縮部２０ｂでの摩擦抵抗や油膜反力を低減して圧縮機効率を向上する。
【００２７】
図４で示したように、実際の組立てにおいては、回転軸２の回転中心Ｏとシリンダ１０ａ、１０ｂの内径Ｄ１、Ｄ２（図２参照）の中心の偏心量を調整することにより、前記の効果が得られる。
【００２８】
なお、本実施形態では、シリンダ１０ａ、１０ｂの内径Ｄ１と内径Ｄ２は同じ値とし、偏心部５ａ、５ｂの偏心量ｅ１、偏心量ｅ２、およびローラ１１ａ、１１ｂの外径ｄ１、外径ｄ２を低圧用圧縮部２０ａと高圧用圧縮部２０ｂとの間で異ならせて、式（３）の値を満たすように設定したが、それに限定されるものではない。
例えば、シリンダの内径、ローラの外径、偏心量の３つのパラメータのうちの１つだけを、低圧用圧縮部２０ａと高圧用圧縮部２０ｂとの間で異ならせることによっても式（３）を満たすように設定できる。
具体的には、内径Ｄ１と内径Ｄ２同士は同じ値、外径ｄ１と外径ｄ２同士も同じ値とし、偏心量ｅ２を偏心量ｅ１よりも小さくしても良い。内径Ｄ１と内径Ｄ２同士は同じ値、偏心量ｅ１と偏心量ｅ２同士も同じ値とし、外径ｄ２のみを外径ｄ１よりも小さくしても良い。
【００２９】
また、内径Ｄ２を内径Ｄ１より大きくし、外径ｄ１と外径ｄ２同士は同じ値、偏心量ｅ１と偏心量ｅ２同士も同じ値としても良い。
つまり、δ１は、シリンダ１０ａの内径Ｄ１、ローラ１１ａの外径ｄ１、偏心部５ａの偏心量ｅ１のいずれかの寸法を数〜数十μｍ変更することで設定でき、同様にδ２は、シリンダ１０ｂの内径Ｄ２、ローラ１１ｂの外径ｄ２、偏心部５ｂの偏心量ｅ２のいずれかの寸法を数〜数十μｍ変更することで設定でき、（δ２／δ１）が式（３）を満足する限りにおいて、本実施形態と同等の効果を得ることができる。
【００３０】
さらに、端板部９ａ−シリンダ１０ｂ間、シリンダ１０ｂ−中間仕切板１５間のそれぞれの高圧用圧縮部の高さクリアランスをシリンダ１０ａ−中間仕切板１５間、シリンダ１０ａ−端板部１９ａ間、のそれぞれの低圧用圧縮部の高さクリアランスよりも小さく制御して、高圧用圧縮部の高さクリアランスを経て圧縮室２３ｂ内に侵入する冷凍機油４１の量を抑制するようにしても良い。つまり、端板部９ａ−シリンダ１０ｂ間の対向面およびシリンダ１０ｂ−中間仕切板１５間の対向面の面仕上げを、シリンダ１０ａ−中間仕切板１５間の対向面およびシリンダ１０ａ−端板部１９ａ間の対向面の面仕上げより精度を良くして、高圧用圧縮部２０ｂ内への冷凍機油４１の侵入量を抑制する。そのように、高圧用圧縮部の高さクリアランスを経る冷凍機油４１の侵入量を少しでも抑制して、油膜厚さの増加を抑制することにより、高圧用圧縮部の圧縮機効率を向上することができる。
【図面の簡単な説明】
【００３１】
【図１】本発明の実施形態を示すロータリ２段圧縮機の縦断面図である。
【図２】本実施形態の圧縮部の平面図である。
【図３】本実施形態のロータリ２段圧縮機の低圧用圧縮部と高圧用圧縮部の半径隙間の比（δ２／δ１）と、圧縮機効率比との関係を表す図である。
【図４】本実施形態の圧縮部の組立時における半径隙間の調整を説明する図である。
【図５】従来技術のロータリ２段圧縮機の構成を示す模式図である。
【符号の説明】
【００３２】
１      ロータリ２段圧縮機
２      回転軸
３      圧縮機構部
５ａ、５ｂ  偏心部
７      ステータ
８      ロータ
９      主軸受
９ａ    端板部（区画部材）
１０ａ、１０ｂ  シリンダ
１１ａ、１１ｂ  ローラ
１３    密閉容器
１４    電動機
１５    中間仕切板（区画部材）
１８ａ、１８ｂ  ベーン
１９    副軸受
１９ａ  端板部（区画部材）
２０ａ  低圧用圧縮部
２０ｂ  高圧用圧縮部
２３ａ、２３ｂ  圧縮室
２８ａ、２８ｂ  吐出弁
３０    中間流路管
【図１】
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【図２】
2008121541.tif 000004
【図３】
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【図４】
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【図５】
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