(57)【要約】【課題】本発明は、常時圧縮運転を行う圧縮機構部と休筒運転が可能な圧縮機構部を備えることを前提として、ブレードの円滑な動きを保証し、圧縮性能の向上を図れる多シリンダ形ロータリ圧縮機を提供する。【解決手段】密閉ケース１内に、電動機部３と、第１、第２の圧縮機構部２Ａ，２Ｂを収容し、各圧縮機構部は、偏心ローラ１３ａ，１３ｂを収容するシリンダ室１４ａ，１４ｂを備えたシリンダ８Ａ，８Ｂと、先端縁がローラ周面に当接しシリンダ室を二分するブレード１５ａ，１５ｂと、圧縮されたガスを密閉ケース内に吐出案内する吐出通路５０Ａ，５０Ｂと、吐出弁装置７０Ａ，７０Ｂとを具備し、負荷が小さいときに、ブレードをローラの周面から離間させて休筒運転を可能とする第２の圧縮機構部と、常時圧縮運転を行う第１の圧縮機構部とし、各圧縮機構部において各構成部品間の隙間の大きさ、吐出通路および吐出弁装置のうちの、少なくともいずれか１つの構成を相違させた。【選択図】    図１
2005256614.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
密閉ケース内に、電動機部と、この電動機部と連結される複数の圧縮機構部を収容してなり、
それぞれの上記圧縮機構部は、ローラが偏心回転自在に収容されるシリンダ室を備えたシリンダと、それぞれのシリンダに設けられ先端縁が上記ローラの周面に当接し、ローラの回転方向に沿ってシリンダ室を二分するブレードと、シリンダ室で圧縮されたガスを密閉ケース内に吐出案内する吐出通路および、この吐出通路に設けられ吐出通路の開閉制御をなす吐出弁装置とを具備し、
負荷が小さいときに、少なくとも一つの圧縮機構部において、ブレードをローラの周面から離間させてシリンダ室における圧縮運転を休止する休筒運転を可能とする圧縮機構部を備えた多シリンダ形ロータリ圧縮機において、
常時圧縮運転を行う圧縮機構部および休筒運転が可能な圧縮機構部において、各構成部品間の隙間の大きさ、吐出通路および吐出弁装置のうちの、少なくともいずれか１つの構成を相違させたことを特徴とする多シリンダ形ロータリ圧縮機。
【請求項２】
常時圧縮運転を行う圧縮機構部および休筒運転が可能な圧縮機構部において、ブレードの側面隙間と、ブレードの高さ方向隙間と、ローラの高さ方向隙間およびローラの径方向隙間のうちの、少なくともいずれか１つの大きさを、
休筒運転が可能な圧縮機構部  ＞  常時圧縮運転を行う圧縮機構部
としたことを特徴とする請求項１記載の多シリンダ形ロータリ圧縮機。
【請求項３】
常時圧縮運転を行う圧縮機構部および休筒運転が可能な圧縮機構部において、上記吐出通路の大きさを、
休筒運転が可能な圧縮機構部  ＞  常時圧縮運転を行う圧縮機構部
としたことを特徴とする請求項１記載の多シリンダ形ロータリ圧縮機。
【請求項４】
常時圧縮運転を行う圧縮機構部および休筒運転が可能な圧縮機構部において、上記吐出弁装置を構成する吐出弁のばね定数を、
休筒運転が可能な圧縮機構部  ＞  常時圧縮運転を行う圧縮機構部
としたことを特徴とする請求項１記載の多シリンダ形ロータリ圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、たとえば常時圧縮運転を行う第１の圧縮機構部に対して、休筒運転が可能な第２の圧縮機構部を備えた多シリンダ形ロータリ圧縮機に関する。
【背景技術】
【０００２】
一般的なロータリ圧縮機の圧縮機構部は、シリンダのシリンダ室に偏心ローラが収容されるとともに、シリンダにブレード室が設けられブレードが摺動自在に収納される。ブレードの先端縁は偏心ローラの周面に弾性的に当接するよう圧縮ばねによって押圧付勢され、シリンダ室はブレードによって二室に区分される。一室側が吸込み室となり、他室側は吐出弁装置を備えた圧縮室になる。  
なお、近年、上記圧縮機構部を上下に２セット備えた、２シリンダ形ロータリ圧縮機が標準化されつつある。このような圧縮機において、常時圧縮作用をなす圧縮機構部と、必要に応じて圧縮−停止の切換えを可能とした圧縮機構部を備えることができれば、仕様が拡大されて有利である。
【０００３】
たとえば、［特許文献１］には、シリンダ室を２室備え、必要に応じていずれか一方のシリンダ室のブレードをローラから強制的に離間保持するとともに、そのシリンダ室を高圧化して圧縮作用を中断させる高圧導入手段を備えたことを特徴とする２シリンダ形ロータリ圧縮機が開示されている。
【特許文献１】特開平１−２４７７８６号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、常時圧縮作用をなす圧縮機構部と圧縮−停止の切換えを可能とした圧縮機構部を備えたロータリ圧縮機においては、全ての圧縮機構部を動作させる全能力運転と常時圧縮作用をなす圧縮機構部のみを動作させる能力低減運転の運転切換えをスムーズに行わせるとともに、各運転時の圧縮性能の向上を図ることが重要である。
【０００５】
本発明は上記事情にもとづきなされたものであり、その目的とするところは、常時圧縮運転を行う圧縮機構部と休筒運転が可能な圧縮機構部を備えることを前提として、運転切換えをスムーズに行うことができるとともに、各運転時の圧縮性能の向上を図れる多シリンダ形ロータリ圧縮機を提供しようとするものである。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記目的を満足するため本発明の多シリンダ形ロータリ圧縮機は、密閉ケース内に、電動機部と、この電動機部と連結される複数の圧縮機構部を収容してなり、それぞれの圧縮機構部は、ローラが偏心回転自在に収容されるシリンダ室を備えたシリンダと、それぞれのシリンダに設けられ先端縁がローラの周面に当接しローラの回転方向に沿ってシリンダ室を二分するブレードと、シリンダ室で圧縮されたガスを密閉ケース内に吐出案内する吐出通路および、この吐出通路に設けられ吐出通路の開閉制御をなす吐出弁装置とを具備し、負荷が小さいときに、少なくとも一つの圧縮機構部においてブレードをローラの周面から離間させてシリンダ室における圧縮運転を休止する休筒運転を可能とする圧縮機構部を備え、常時圧縮運転を行う圧縮機構部および休筒運転が可能な圧縮機構部において、各構成部品間の隙間の大きさ、吐出通路および吐出弁装置のうちの、少なくともいずれか１つの構成を相違させた。
【発明の効果】
【０００７】
本発明の多シリンダ形ロータリ圧縮機によれば、常時圧縮運転を行う圧縮機構部および休筒運転が可能な圧縮機構部を備えることを前提として、運転切換えをスムーズに行うことができ圧縮性能の向上を図れる等の効果を奏する。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００８】
以下、本発明の多シリンダ形ロータリ圧縮機における実施の形態を、２シリンダ形ロータリ圧縮機に適用し、図面にもとづいて説明する。  
図１は、２シリンダ形ロータリ圧縮機Ｔの断面構造と、この２シリンダ形ロータリ圧縮機Ｔを備えた冷凍サイクルＲの構成を示す図である。  
はじめに２シリンダ形ロータリ圧縮機Ｔから説明すると、１は密閉ケースであって、この密閉ケース１内の下部には後述する複数の圧縮機構部、ここでは第１の圧縮機構部２Ａと第２の圧縮機構部２Ｂから構成される圧縮機構組立２が設けられ、この圧縮機構組立２の上部には電動機部３が設けられる。これら電動機部３と、圧縮機構組立２を構成する第１、第２の圧縮機構部２Ａ，２Ｂは、互いに回転軸４を介して連結される。
【０００９】
上記電動機部３は、密閉ケース１の内面に固定されるステータ５と、このステータ５の内側に所定の間隙を存して配置され、かつ上記回転軸４が介挿されるロータ６とから構成される。上記電動機部３は、運転周波数を可変するインバータ３０に接続されるとともに、インバータ３０を介して、この電動機部３を制御する制御部４０と電気的に接続される。  
上記第１、第２の圧縮機構部２Ａ，２Ｂは、回転軸４の下部に、中間仕切り板７を介して上下に配設される第１のシリンダ８Ａと、第２のシリンダ８Ｂをそれぞれ備えている。これら第１、第２のシリンダ８Ａ，８Ｂは、互いに外形形状寸法が相違し、かつ内径寸法が同一となるよう設定されている。第１のシリンダ８Ａの外径寸法は密閉ケース１の内径寸法よりも僅かに大に形成され、密閉ケース１内周面に圧入されたうえに、密閉ケース１外部からの溶接加工によって位置決め固定される。
【００１０】
第１のシリンダ８Ａの上面部には主軸受９が重ね合わされ、バルブカバーａとともに取付けボルト１０を介してシリンダ８Ａに取付け固定される。第２のシリンダ８Ｂの下面部には副軸受１１が重ね合わされ、バルブカバーｂとともに取付けボルト１２を介して第１のシリンダ８Ａに取付け固定される。  
一方、上記回転軸４は、中途部と下端部が上記主軸受９と上記副軸受１１に回転自在に枢支される。さらに回転軸４は第１、第２のシリンダ８Ａ，８Ｂ内部を貫通するとともに、略１８０°の位相差をもって形成される２つの偏心部４ａ，４ｂを一体に備えている。各偏心部４ａ，４ｂは互いに同一直径をなし、各シリンダ８Ａ，８Ｂ内径部に位置するよう組立てられる。各偏心部４ａ，４ｂの周面には、互いに同一直径をなす偏心ローラ１３ａ，１３ｂが嵌合される。
【００１１】
上記第１のシリンダ８Ａと第２のシリンダ８Ｂは、上記中間仕切り板７と主軸受９および副軸受１１で上下面が区画され、それぞれの内部に第１のシリンダ室１４ａと、第２のシリンダ室１４ｂが形成される。各シリンダ室１４ａ，１４ｂは互いに同一直径および高さ寸法に形成され、各シリンダ室１４ａ，１４ｂに上記偏心ローラ１３ａ，１３ｂがそれぞれ偏心回転自在に収容される。
【００１２】
図２は、第１の圧縮機構部２Ａと、第２の圧縮機構部２Ｂのそれぞれ一部を分解して示す斜視図である。  
各シリンダ８Ａ，８Ｂには、シリンダ室１４ａ，１４ｂと連通するブレード室２２ａ，２２ｂが設けられている。各ブレード室２２ａ，２２ｂには、ブレード１５ａ，１５ｂがシリンダ室１４ａ，１４ｂに対して突没自在に収容される。なお、ブレード１５ｂについては図１に示している。
【００１３】
上記ブレード室２２ａ，２２ｂは、ブレード１５ａ，１５ｂの両側面が摺動自在に移動できるブレード収納溝２３ａ，２３ｂと、各ブレード収納溝２３ａ，２３ｂ端部に一体に連設されブレード１５ａ，１５ｂの後端部が収容される縦孔部２４ａ，２４ｂとからなる。上記第１のシリンダ８Ａには、外周面とブレード室２２ａとを連通する横孔２５が設けられ、ばね部材２６が収容される。ばね部材２６は、ブレード１５ａの背面側端面と密閉ケース１内周面との間に介在され、ブレード１５ａに弾性力（背圧）を付与して、この先端縁を上記偏心ローラ１３ａに接触させる圧縮ばねである。
【００１４】
上記第２のシリンダ８Ｂ側のブレード室２２bにはブレード１５ｂ以外に何らの部材も収容されていないが、後述するようにブレード室２２bの設定環境と、圧力切換え機構Ｋの作用に応じて、ブレード１５ｂの先端縁が上記偏心ローラ１３ｂに接触する。各ブレード１５ａ，１５ｂの先端縁は平面視で半円状に形成されているので、偏心ローラ１３ａ，１３ｂ周壁に偏心ローラ１３ａの回転角度にかかわらず線接触できる。偏心ローラ１３ａ，１３ｂがシリンダ室１４ａ，１４ｂの内周壁に沿って偏心回転したとき、ブレード１５ａ，１５ｂはブレード収納溝２３ａ，２３ｂに沿って往復運動し、ブレード後端部は縦孔部２４ａ，２４ｂから進退自在である。
【００１５】
なお、第２のシリンダ８Ｂの外形寸法形状と、中間仕切板７および副軸受１１の外径寸法との関係から、第２のシリンダ８Ｂの外形一部は密閉ケース１内に露出する。この密閉ケース１への露出部分が上記ブレード室２２ｂに相当するように設計されており、ブレード室２２ｂとブレード１５ｂ後端部はケース内圧力を直接的に受けることになる。  
特に、第２のシリンダ８Ｂおよびブレード室２２ｂは構造物であるから、ケース内圧力を受けても何らの影響もないが、ブレード１５ｂはブレード室２２ｂに摺動自在に収容され、かつ後端部がブレード室２２ｂの縦孔部２４ｂに位置するので、ケース内圧力を直接的に受ける。
【００１６】
そして、上記ブレード１５ｂの先端部が第２のシリンダ室１４ｂに対向しており、ブレード先端部はシリンダ室１４ｂ内の圧力を受ける。結局、上記ブレード１５ｂは先端部と後端部が受ける互いの圧力の大小に応じて、圧力の大きい方から圧力の小さい方向へ移動するよう構成されている。  
各シリンダ８Ａ，８Ｂには、上記取付けボルト１０，１２が挿通するもしくは螺挿される取付け用孔もしくはねじ孔と、第１のシリンダ８Ａのみ複数の円弧状ガス通し用孔部２７が設けられている。
【００１７】
つぎに、このような２シリンダ形ロータリ圧縮機Ｔを備えた冷凍サイクルＲについて説明する。  
再び図１に示すように、密閉ケース１の上端部には、吐出管１８が接続される。この吐出管１８は、凝縮器１９と、膨張機構２０および蒸発器２１を介してアキュームレータ１７に接続される。このアキュームレータ１７底部には、圧縮機Ｔに対する吸込み管１６ａ，１６ｂが接続される。一方の吸込み管１６ａは密閉ケース１と第１のシリンダ８Ａ側部を貫通し、第１のシリンダ室１４ａ内に直接連通する。他方の吸込み管１６ｂは密閉ケース１を介して第２のシリンダ８Ｂ側部を貫通し、第２のシリンダ室１４ｂ内に直接連通する。
【００１８】
また、圧縮機Ｔと凝縮器１９とを連通する上記吐出管１８の中途部から分岐して、上記第２のシリンダ室１４ｂに接続される吸込み管１６ｂの中途部に合流する分岐管Ｐが設けられる。この分岐管Ｐの中途部には、第１の開閉弁２８が設けられ、かつ上記吸込み管１６ｂで、分岐管Ｐの分岐部よりも上流側には第２の開閉弁２９が設けられる。上記第１の開閉弁２８と第２の開閉弁２９は、それぞれ電磁弁であって、上記制御部４０からの電気信号に応じて開閉制御されるようになっている。
【００１９】
このようにして、第２のシリンダ室１４ｂに接続される吸込み管１６ｂ、分岐管Ｐ、第１の開閉弁２８および第２の開閉弁２９とで圧力切換え機構Ｋが構成される。そして、圧力切換え機構Ｋの切換え作動に応じて、第２のシリンダ８Ｂのシリンダ室１４ｂに吸込み圧もしくは吐出圧が導かれるようになっている。
【００２０】
つぎに、上述のロータリ式密閉形圧縮機Ｔと、この圧縮機を備えた冷凍サイクル装置Ｒの作用について説明する。  
（１）    通常運転（全能力運転）を選択した場合：  
制御部４０は、圧力切換え機構Ｋの第１の開閉弁２８を閉成し、第２の開閉弁２９を開放するよう制御するとともに、インバータ３０を介して電動機部３に運転信号を送る。回転軸４が回転駆動され、偏心ローラ１３ａ，１３ｂは各シリンダ室１４ａ，１４ｂ内で偏心回転を行う。
【００２１】
第１の圧縮機構部２Ａを構成する第１のシリンダ８Ａにおいては、ブレード１５ａがばね部材２６によって常に弾性的に押圧付勢されるところから、ブレード１５ａの先端縁が偏心ローラ１３ａ周壁に摺接して第１のシリンダ室１４ａ内を吸込み室と圧縮室に二分する。  
偏心ローラ１３ａのシリンダ室１４ａ内周面転接位置とブレード収納溝２３ａが一致し、ブレード１５ａが最も後退した状態で、このシリンダ室１４ａの空間容量が最大となる。冷媒ガスはアキュームレータ１７から吸込管１６ａを介してシリンダ室１４ａに吸込まれ充満する。
【００２２】
偏心ローラ１３ａの偏心回転にともなって、偏心ローラの第１のシリンダ室１４ａ内周面に対する転接位置が移動し、シリンダ室の区画された圧縮室容積が減少するので、先にシリンダ室１４ａに導かれたガスが徐々に圧縮される。回転軸４が継続して回転され、このシリンダ室１４ａでの圧縮室容量がさらに減少してガスが圧縮され、所定圧まで上昇したところで図示しない吐出弁が開放する。高圧ガスはバルブカバーａを介して密閉ケース１内に吐出され充満する。そして、密閉ケース上部の吐出管１８から吐出される。
【００２３】
一方、圧力切換え機構Ｋを構成する第１の開閉弁２８が閉成されているので、第２のシリンダ室１４ｂに吐出圧（高圧）が導かれることはない。蒸発器２１で蒸発しアキュームレータ１７で気液分離された低圧の蒸発冷媒が、開放された第２の開閉弁２９を介して第２のシリンダ室１４ｂに導かれる。このシリンダ室１４ｂは吸込み圧（低圧）雰囲気となる一方で、ブレード室２２ｂが密閉ケース１内に露出して吐出圧（高圧）下にある。上記ブレード１５ｂを基準にしてみると、先端部が低圧条件となり、後端部が高圧条件となって、前後端部で差圧が存在する。
【００２４】
上記差圧の影響で、ブレード１５ｂの先端部が偏心ローラ１３ｂに摺接するよう押圧付勢される。すなわち、第１のシリンダ室１４ａ側のブレード１５ａがばね部材２６により押圧付勢され圧縮作用が行われるのと全く同様の圧縮作用が、第２のシリンダ室１４ｂにおいても行われる。結局、２シリンダ形ロータリ圧縮機Ｔにおいては、第１のシリンダ室１４ａおよび第２のシリンダ室１４ｂの両方で圧縮作用がなされる、全能力運転が行われることになる。
【００２５】
密閉ケース１から吐出管１８を介して吐出される高圧ガスは、凝縮器１９に導かれて凝縮液化し、膨張機構２０で断熱膨張し、蒸発器２１で熱交換空気から蒸発潜熱を奪って冷房作用をなす。そして、蒸発したあとの冷媒はアキュームレータ１７に導かれて気液分離され、再び各吸込み管１６ａ，１６ｂから圧縮機Ｔの第１、第２の圧縮機構部２Ａ，２Ｂに吸込まれて上述の経路を循環する。
【００２６】
（２）    特別運転（能力半減運転）を選択した場合：  
特別運転（圧縮能力を半減する運転）を選択すると、制御部４０は圧力切換え機構Ｋの第１の開閉弁２８を開放し、第２の開閉弁２９を閉成するように切換え設定する。第１のシリンダ室１４ａにおいては上述したように通常の圧縮作用がなされ、密閉ケース１内に吐出された高圧ガスが充満してケース内高圧となる。吐出管１８から吐出される高圧ガスの一部が分岐管Ｐに分流され、開放状態の第１の開閉弁２８と吸込み管１６ｂを介して第２の圧縮機構部２Ａを構成する第２のシリンダ室１４ｂ内に導入される。
【００２７】
上記第２のシリンダ室１４ｂが吐出圧（高圧）雰囲気にある一方で、ブレード室２２ｂはケース内高圧と同一の状況下にあることには変りがない。そのため、ブレード１５ｂは前後端部とも高圧の影響を受け、前後端部において差圧が存在しない。ブレード１５ｂはローラ１３ｂ外周面から離間した位置で移動することなく停止状態を保持し、第２のシリンダ室１４ｂでの圧縮作用は行われない。結局、第１のシリンダ室１４ａでの圧縮作用のみが有効であり、能力を半減した運転がなされることになる。
【００２８】
第２のシリンダ室１４ｂの内部は高圧となっているので、密閉ケース１内から第２のシリンダ室１４ｂ内への圧縮ガスの漏れは発生せず、それによる損失も発生しない。したがって、圧縮効率の低下なしに能力を半分にした運転が可能となる。  
このように、複数の圧縮機構部のうち、少なくとも一方の圧縮機構部においてブレードを付勢するばね部材を省略するだけの単純な構成で容量可変が可能となり、コスト的に有利で製造性に優れ、高効率の２シリンダ形ロータリ圧縮機を提供できる。  
そしてここでは、常時圧縮運転を行う第１の圧縮機構部２Ａと、休筒運転が可能な第２の圧縮機構部２Ｂにおいて、各構成部品間の隙間の大きさ、吐出通路５５Ａ，５５Ｂおよび吐出弁装置７０Ａ，７０Ｂのうちの、少なくともいずれか１つの構成を相違させたことを特徴としている。
【００２９】
以下、構成を具体的に説明する。  
第１の圧縮機構部２Ａのみの運転による能力可変は、第２の圧縮機構部２Ｂを構成するブレード１５ｂを偏心ローラ１３ｂから引き離し、第２のシリンダ室１４ｂを休筒運転させることで可能となる。したがって、ブレード収納溝２３ａ，２３ｂの溝幅とブレード１５ａ，１５ｂの板厚との隙間または／及びシリンダ８Ａ、８Ｂの高さとブレード１５ａ，１５ｂの高さの隙間をある程度確保し、ブレードの動きをスムーズ化することが必要となる。
【００３０】
特に、これまで説明してきたようにブレード１５ａを押圧付勢するばね部材２６を用いない休筒運転が可能な第２の圧縮機構部２Ｂを備えた圧縮機Ｔでは、上記隙間をある程度大きくすることにより、休筒運転である特別運転から全能力運転への切換えがスムーズに行える。  
しかしながら、第１の圧縮機構部２Ａと第２の圧縮機構部２Ｂにおいて上記隙間を同じように大きく確保すると、休筒運転をしない側の第１の圧縮機構部２Ａにおいて圧縮ガスの漏れ量が増大してしまい、圧縮性能低下を招くことになる。  
そこで、本実施の形態では、常時圧縮運転を行う第１の圧縮機構部２Ａと、休筒運転が可能な第２の圧縮機構部２Ｂにおいて、上記隙間の大きさを相違させることを基本としている。  
すなわち、常時運転をなす第１の圧縮機構部２Ａにおける隙間を従来通りの隙間と一致させ、休筒運転する側の第２の圧縮機構部２Ｂにおける隙間を、第１の圧縮機構部２Ａの隙間よりも大きくすることで、運転切換えがスムーズに行え、性能低下を抑制できる。
【００３１】
図３（Ａ）は、ブレード収納溝２３ａ，２３ｂの幅寸法に対するブレード１５ａ，１５ｂの板厚寸法の差である、ブレードの側面隙間Ｓａを説明している。そして、図３（Ｂ）は、シリンダ室１４ａ，１４ｂの高さ寸法に対するブレード１５ａ，１５ｂの高さ寸法の差である、ブレードの高さ方向隙間Ｓｂを説明している。  
少なくともいずれか一方の隙間Ｓａ，Ｓｂは、休筒運転が可能な第２の圧縮機構部２Ｂの方を常時圧縮運転を行う第１の圧縮機構部２Ａよりも大に設定する。上述したように第１の圧縮機構部２Ａでは、従来のこの種の圧縮機の圧縮機構部における隙間と同一とし、第２の圧縮機構部２Ｂにおける隙間をそれよりも大とする。
【００３２】
実際に、ブレード１５ａ，１５ｂの側面隙間Ｓａと、ブレード１５ａ，１５ｂの高さ方向隙間Ｓｂの変化に対する圧縮途中のガスの漏れ量を測定すると、隙間Ｓａ，Ｓｂが大きくなるにともなってガスの漏れ量が増大する結果が得られる。そして、隙間Ｓａ，Ｓｂを変えたうえに圧縮性能を測定した結果を見ると、隙間が増大するのにともなって圧縮性能が低下する傾向にあることも判った。  
そこで、常時圧縮運転を行う第１の圧縮機構部２Ａにおけるブレード１５ａの側面隙間Ｓａとブレードの高さ方向隙間Ｓｂを従来と同一の設定をなし、休筒運転を行う第２の圧縮機構部２Ｂにおけるブレード１５ｂの側面隙間Ｓａとブレードの高さ方向隙間Ｓｂを第１の圧縮機構部２Ａよりも大に設定して、漏れ損失を半減させ圧縮性能の低下を最小限に抑制する。
【００３３】
また、常時圧縮運転を行う第１の圧縮機構部２Ａに対し、休筒運転が可能な第２の圧縮機構部２Ｂの構成部品における隙間の設定として、図３（Ｃ）のシリンダ８Ａ，８Ｂの高さ寸法と偏心ローラ１３ａ，１３ｂの高さ寸法との隙間Ｓｃの設定と、図３（Ｄ）のシリンダ８Ａ，８Ｂ内径と偏心ローラ１３ａ，１３ｂ外径との隙間Ｓｄの設定があり、少なくともいずれか一方の隙間Ｓｃ，Ｓｄは、休筒運転が可能な第２の圧縮機構部２Ｂの方を、常時圧縮運転を行う第１の圧縮機構部２Ａよりも大に設定する。
【００３４】
第２の圧縮機構部２Ｂが休筒運転をしている間は、偏心ローラ１３ｂはいわゆる空回りしている状態にある。一方、特に図示していないが密閉ケース１の内底部には潤滑油を集溜する油溜り部が形成されていて、第２の圧縮機構部２Ｂは油溜り部の潤滑油に浸漬状態にある。偏心ローラ１３ｂが空回りすると潤滑油をかき回すため、偏心ローラの遠心力によりシリンダ８Ｂ内壁との間で摺動抵抗が生じる。
【００３５】
よって、休筒運転が可能な第２の圧縮機構部２Ｂおけるシリンダ８Ｂの高さ寸法と偏心ローラ１３ｂの高さ寸法との隙間Ｓｃもしくは、シリンダ８Ｂ内径と偏心ローラ１３ｂ外径で形成される隙間Ｓｄを小さくし過ぎると摺動抵抗が大きくなるため、第２の圧縮機構部２Ｂの隙間Ｓｃ，Ｓｄを第１の圧縮機構部２Ａよりも大きくする。これにより、第２の圧縮機構部２Ｂの休筒運転時において空回りする偏心ローラ１３ｂの摺動損失を最大限抑えることができる。
【００３６】
図４（Ａ）は、横軸に高さクリアランス比をとり、縦軸に成績係数（ＣＯＰ）をとって、休筒運転時の成績係数の変化を示している。高さクリアランス比は、（休筒運転側である第２の圧縮機構部２Ｂの高さクリアランス／常時圧縮運転側である第１の圧縮機構部２Ａの高さクリアランス）から得られる。高さクリアランスとは、シリンダ８Ａ，８Ｂの高さと偏心ローラの１３ａ，１３ｂの高さとの差を言う。  
ここで、成績係数が最大限高くなった状態から所定の幅を高さクリアランス比の最適範囲に設定すると、この最適範囲は高さクリアランス比が、１．２〜１．８の範囲であることが判る。
【００３７】
図４（Ｂ）は、横軸にサイドクリアランス比をとり、縦軸に成績係数（ＣＯＰ）をとって、休筒運転時の成績係数の変化を示している。サイドクリアランス比は、（休筒運転する側である第２の圧縮機構部２Ｂのサイドクリアランス／常時圧縮運転する側である第１の圧縮機構部２Ａのサイドクリアランス）から得られる。サイドクリアランスは、シリンダ８Ａ，８Ｂ内径と偏心ローラ１３ａ，１３ｂ外径で形成される差を言う。  
先の例と同様に、成績係数が最大限高くなった状態から所定の幅をサイドクリアランス比の最適範囲に設定すると、この最適範囲はサイドクリアランス比が、１．２〜１．８の範囲であることが判る。
【００３８】
本発明の目的を満足する構成は、以下に述べるようであってもよい。  
図５（Ａ）は、第１の圧縮機構部２Ａにおける主軸受９に設けられる吐出通路５０Ａの断面図と、吐出切欠５２ａを備えたシリンダ室１４ａの平面図と、吐出通路５０Ａ端部に開閉自在に設けられる吐出弁５５Ａの形状構造を示す図である。図５（Ｂ）は、第２の圧縮機構部２Ｂにおける副軸受１１に設けられる吐出通路５０Ｂの断面図と、吐出切欠５２ｂを備えたシリンダ室１４ｂの平面図と、吐出通路５０Ｂ端部に開閉自在に設けられる吐出弁５５Ｂの形状構造を示す図である。
【００３９】
第２の圧縮機構部２Ｂが休筒運転をなし、第１の圧縮機構部２Ａのみ圧縮運転を行う際は、第１の圧縮機構部２Ａにおいて低周波数運転を行うことでもある。このとき、冷媒の循環量が極く小さくなるため、吐出通路５０Ａや、吐出切欠５２ａによって形成されるデッドボリューム（死容積）を小さくすることが有効であり、特に運転時間が長い安定時に使用される側の第１の圧縮機構部２Ａにおける圧縮効率を最大化させることができ、ランニングコストの低減に役立つ。  
一方、休筒運転をなす第２の圧縮機構部２Ｂは、主に高周波数で運転されるため、デッドボリューム（死容積）による性能低下より、過圧縮による性能低下の割合が大きいため、吐出通路５０Ｂや吐出切欠はある程度大きい方が良い。
【００４０】
そこで、具体的には、第１の圧縮機構部２Ａにおける吐出通路５０Ａの長さをｔ１、吐出通路５０Ａの内径をφＤ１、吐出切欠５２ａの半径をＲ１とし、第２の圧縮機構部２Ｂにおける吐出通路５０Ｂの長さをｔ２、吐出通路５０Ｂの内径をφＤ２、吐出切欠５２ｂの半径をＲ２とすると、  
φＤ１  ＜  φＤ２、    ｔ１  ＜  ｔ２、    Ｒ１  ＜  Ｒ２、  
の少なくともいずれかに設定する。  
結局、吐出通路５０Ａ，５０Ｂの大きさを、  
第２の圧縮機構部２Ｂ  ＞  第１の圧縮機構部２Ａ  
の関係に設定することになる。
【００４１】
また、主に低周波数で運転される第１の圧縮機構部２Ａと、主に高周波数で運転される第２の圧縮機構部２Ｂの運転条件の相違から、各圧縮機構部の吐出弁のばね定数を異ならせることも性能向上に有効である。  
すなわち、第１の圧縮機構部２Ａに用いられる吐出弁５５Ａの長さ寸法をＮ１、厚さ寸法をＴ１、幅寸法をＬ１とし、第２の圧縮機構部２Ｂに用いられる吐出弁５５Ｂの長さ寸法をＮ２、厚さ寸法をＴ２、幅寸法をＬ２とすると、  
Ｎ１  ＜  Ｎ２、    Ｔ１  ＜  Ｔ２、    Ｌ１  ＜  Ｌ２、
の少なくともいずれかに設定する。  
以上は、吐出弁５５Ａのばね定数を、  
第２の圧縮機構部２Ｂ  ＞  第１の圧縮機構部２Ａ  
の関係に設定するということになる。  
これにより、主に低周波数で運転される第１の圧縮機構部２Ａの吐出弁の応答性が良くなり、効率が向上する。一方、主に高周波数で運転される第２の圧縮機構部２Ｂは、ある程度ばね定数が高いため、信頼性の低下を防止できる。
【００４２】
さらに、吐出弁５５Ａ，５５Ｂとともに吐出弁装置７０Ａ，７０Ｂを構成する弁座部６０ａ、６０ｂの形状構造の相違からも同様の効果を導き得る。すなわち、第１の圧縮機構部２Ａに設けられる弁座部６０ａの断面形状をＲ状に湾曲成し、第２の圧縮機構部２Ｂに設けられる弁座部６０ｂの断面をフラット状に形成するとよい。  
特に、第１の圧縮機構部２Ａのみが単独で低周波運転を行うと、冷媒循環量が極端に少なくなる。そこで、弁座部６０ａの断面形状を吐出弁５５Ａに対して応答性のよいＲ形状にすることで、シール性の向上につながり、圧縮効率の向上化を得られる。
【００４３】
一方、吐出弁５５Ａの衝突面積が減少することで、吐出弁５５Ａ自体の耐久性の低下が考えられるが、この点については第１の圧縮機構部２Ａに用いられる吐出弁５５Ａの強度を、第２の圧縮機構部２Ｂに用いられる吐出弁５５Ｂの強度よりも大とすることで回避できる。  
図６は、横軸に冷凍能力をとり、縦軸に成績係数（ＣＯＰ）をとっている。そして、本発明の休筒運転が可能な第２の圧縮機構部２Ｂおよび常に圧縮運転をなす第１の圧縮機構部２Ａを備えたうえで、上述した能力調整構造を備える圧縮機Ｒを実線変化Ｅとして示し、単に、休筒運転が可能な圧縮機構部および常に圧縮運転をなす圧縮機構部を備えただけの従来の圧縮機を一点鎖線変化Ｆとして示し、常に同時運転をなす２シリンダ構造を備えた圧縮機を破線変化Ｇとして示している。
【００４４】
同図のａ範囲は本発明および従来の休筒運転が可能な圧縮機構部を備えた圧縮機の１シリンダのみの運転領域であり、ｂ範囲は２シリンダ同時の運転領域である。ｂ範囲においてＦ変化が本発明のＥ変化を上回る成績係数を得ているが、ａ範囲においては本発明のＥ変化がＦ変化およびＧ変化を上回る成績係数を得ている。ａ範囲とｂ範囲の全てに亘って平均的にみると、本発明のＥ変化が最も成績係数が高く、運転効率のよい２シリンダ形ロータリ圧縮機であることが判る。
【００４５】
なお、本発明の実施の形態においては、常時圧縮運転を行う第１の圧縮機構部２Ａおよび休筒運転が可能な第２の圧縮機構部２Ｂの、２つの圧縮機構部を備えた２シリンダ形ロータリ圧縮機について説明したが、これに限定されるものではなく、３シリンダ形や４シリンダ形もしくはそれ以上の多シリンダ形のロータリ圧縮機にも適用できることは言うまでもない。  
要は、複数の圧縮機構部を備えていて、負荷が小さいときに、少なくとも一つの圧縮機構部において、ブレードをローラの周面から離間させてシリンダ室における圧縮運転を休止する休筒運転を可能とした圧縮機構部を備える多シリンダ形ロータリ圧縮機であればよい。
【図面の簡単な説明】
【００４６】
【図１】本発明の実施の形態に係る、ロータリ式密閉形圧縮機の縦断面図と、冷凍サイクル構成図。
【図２】同実施の形態に係る、第１の圧縮機構部と第２の圧縮機構部のそれぞれ一部を分解した斜視図。
【図３】同実施の形態に係る、互いに異なる構成部品間の隙間を説明する図。
【図４】同実施の形態に係る、高さクリアランス比と成績係数の特性図と、サイドクリアランス比と成績係数の特性図。
【図５】同実施の形態に係る、第１、第２の圧縮機構部における吐出通路の断面図と、主軸受一部の平面図と、吐出弁の形状構造を示す図。
【図６】同実施の形態に係る、本発明と他の構造の圧縮機を比較するための冷凍能力と成績係数の特性図。
【符号の説明】
【００４７】
１…密閉ケース、３…電動機部、２Ａ…第１の圧縮機構部、２Ｂ…第２の圧縮機構部、１３ａ，１３ｂ…偏心ローラ、１４ａ…第１のシリンダ室、１４ｂ…第２のシリンダ室、８Ａ…第１のシリンダ、８Ｂ…第２のシリンダ、１５ａ，１５ｂ…ブレード、５０Ａ，５０Ｂ…吐出通路、７０Ａ，７０Ｂ…吐出弁装置。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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