(57)【要約】【課題】本発明は、切換え機構が設けられることで吸込み管の長さ寸法が適正値よりも長くなっても、過給損失の抑制を図って圧縮機の運転効率の向上を得られる冷凍サイクル装置を提供する。【解決手段】密閉ケース１内に電動機部３、第１の圧縮機構部５と、第２の圧縮機構部６を収容してなる２シリンダ形ロータリ圧縮機Ｒを備え、第２の圧縮機構部を構成するシリンダ室１４ｂに連通する吸込み管１６ｂを、冷凍サイクルの低圧側に接続して通常の圧縮運転を行わせ、もしくは冷凍サイクルの高圧側に接続して非圧縮運転（運転停止）を行わせるよう負荷の大小に応じて切換える圧力切換え機構Ｋを設け、アキュームレータ１７と第２のシリンダ室とを連結する吸込み管の中途部に空間ボリュームであるバッファ５０を設けた。【選択図】    図３
2005171847.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷凍サイクルの一部を構成し、密閉ケース内に電動機部と、この電動機部と連結される第１の圧縮機構部および第２の圧縮機構部を収容してなる２シリンダ形ロータリ式圧縮機と、
この２シリンダ形ロータリ式圧縮機の各圧縮機構部に連通され、冷凍サイクルの一部を構成するアキュームレータを介して低圧冷媒を各圧縮機構部のシリンダ室に導入する吸込み通路と、
上記第２の圧縮機構部のシリンダ室に連通する吸込み通路に設けられ、上記シリンダ室に対する接続を冷凍サイクルの低圧側もしくは高圧側に切換え、上記シリンダ室に低圧冷媒を導入して通常の圧縮運転を行わせ、もしくは高圧冷媒を導入して圧縮停止である非圧縮運転をなすように切換える切換え手段と、
上記アキュームレータと上記第２の圧縮機構部のシリンダ室とを連結する吸込み通路の中途部に設けられる空間ボリュームと
を具備することを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項２】
上記空間ボリュームから上記第２の圧縮機構部のシリンダ室までの吸込み通路の長さＬｓは、下記の（１）式を満足することを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクル装置。
Ｌｓ  ＜  Ｃ／４Ｆａ  −  Ｖ／Ｓ      ……  （１）
Ｃ：音速    Ｆａ：１．１×Ｆｍａｘ    Ｆｍａｘ：最大運転周波数
Ｖ：シリンダ室容積（１ケあたり）    Ｓ：吸込み通路面積
【請求項３】
上記空間ボリュームから上記第２の圧縮機構部のシリンダ室までの吸込み通路の長さＬｓは、下記の（２）式を満足することを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクル装置。
Ｌｓ  ＝  Ｃ／４Ｆｂ  −  Ｖ／Ｓ      ……  （２）
Ｃ：音速    Ｆｂ：（０．８〜１．１）Ｆｍａｘ    Ｆｍａｘ：最大運転周波数
Ｖ：シリンダ室容積（１ケあたり）    Ｓ：吸込み通路面積
【請求項４】
上記空間ボリュームは、以下の（３）式および（４）式を満足することを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクル装置。
Ｄｂ  ≧  ２Ｄｓ                      ……  （３）
Ｌｂ  ＝  （０．２〜１）×Ｌｓ        ……  （４）
Ｄｂ：空間ボリュームの内径    Ｄｓ：吸込み通路の管径
Ｌｂ：空間ボリュームの全長
Ｌｓ：空間ボリュームから第２の圧縮機構部のシリンダ室までの長さ
【請求項５】
上記切換え手段と第２の圧縮機構部におけるシリンダ室とを連通する吸込み通路と、上記空間ボリュームと、上記２シリンダ形ロータリ式圧縮機の冷媒吐出部から上記切換え手段に至る高圧側冷媒通路の少なくともいずれか一方に異物捕獲手段を設けたことを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクル装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、２シリンダ形ロータリ式圧縮機を用いて冷凍サイクルを構成する冷凍サイクル装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
近年、圧縮機構部を構成するシリンダを上下に２セット備えた、２シリンダタイプのロータリ式圧縮機が標準化されつつある。このような２シリンダ形ロータリ式圧縮機において、常時圧縮作用をなすシリンダ室と、負荷の大小に応じて圧縮運転と運転停止である非圧縮運転の切換えを可能とするシリンダ室を備えることができれば、仕様が拡大されて有利となる。
【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ベーン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シリンダ型ロータリ式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、シリンダ内に収容するピストンを往復駆動して冷媒ガスの圧縮作用を行わせる、いわゆるレシプロ式圧縮機の場合は、圧縮した冷媒ガスの吐出が断続的になり脈動が生じてしまうことと対照的に、ロータリ式圧縮機では連続的に冷媒ガスが圧縮され吐出されるので、脈動が発生しないとされている。  
しかしながら、実際にはシリンダ内をローラが偏心回転するのにともなって吸込み、圧縮および吐出弁が開放される吐出が行われ、特に吐出工程が終了して吸込み工程に切換る際に瞬間的ではあるが間（空白）がある。結果として、レシプロ式圧縮機のように顕著ではないものの、ロータリ式圧縮機においても脈動が存在している。
【０００５】
設計的には、ロータリ式圧縮機における脈動による過給損失を低減させるために、アキュームレータと各圧縮機構における各シリンダ室とを連通する吸込み管の長さ寸法を適正に設定して対応している。  
常に２つのシリンダ室で圧縮運転を行わせる単純な２シリンダ形ロータリ式圧縮機であれば、アキュームレータと各シリンダ室とを連通する各吸込み管の長さ寸法を同一の適正寸法に設定できる。しかしながら、上述の圧縮運転と非圧縮運転とに切換える側のシリンダ室に連通する吸込み管には切換え機構を設ける必要があるから、常に圧縮運転をなす側のシリンダ室に連通する吸込み管よりも長くなってしまう。
【０００６】
そのため、圧縮運転と非圧縮運転とに切換える側のシリンダ室を備えた圧縮機構部においては、適正長さの吸込み管が接続された圧縮機構部よりも低い運転周波数にて、いわゆる過給損失が発生し易く、その運転周波数付近で圧縮機の運転効率が低下する。  
図４（Ａ）は、具体的な過給による２シリンダ形ロータリ式圧縮機の運転効率と体積効率の特性図である。すなわち、過給が発生する運転周波数Ｆにおいては、圧縮機に吸込まれる冷媒量が増加して体積効率が増え、過給効果（冷凍能力の増大）を得られる一方で、過給損失が生じて圧縮機の運転効率が低下する。
【０００７】
そこで、図４（Ｂ）に示すように、過給が発生する運転周波数Ｆが最大運転周波数Ｆｍａｘよりも大になるように設定を代えることにより、最大運転周波数Ｆｍａｘの範囲内では体積効率と運転効率がともに同様傾向に増大して過給損失が生じないようになる。  
あるいは、図４（Ｃ）に示すように、過給損失が発生する運転周波数Ｆと最大運転周波数Ｆｍａｘとが一致するように設定を代えることにより、運転周波数の上限付近で過給による運転効率の低下が発生するものの、体積効率の増大による最大の過給効果が得られるようになる。
【０００８】
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、負荷の大小に応じて圧縮運転と圧縮停止である非圧縮運転に切換える２シリンダ形ロータリ式圧縮機を備え、切換え機構が設けられることで吸込み通路の長さ寸法が適正値よりも長くなってしまうのに対応して、圧縮機の過給損失の抑制を図り、運転効率の向上を得られる冷凍サイクル装置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】
【０００９】
上記目的を満足するため本発明の冷凍サイクル装置は、２シリンダ形ロータリ式圧縮機は密閉ケース内に電動機部と第１の圧縮機構部および第２の圧縮機構部を収容し、吸込み通路は２シリンダ形ロータリ式圧縮機の各圧縮機構部に連通され、冷凍サイクルのアキュームレータを介して低圧冷媒を各圧縮機構部のシリンダ室に導入し、第２の圧縮機構部のシリンダ室に連通する吸込み通路に切換え手段を設けてシリンダ室に対する接続を冷凍サイクルの低圧側もしくは高圧側に切換え、シリンダ室に低圧冷媒を導入して通常の圧縮運転を行わせ、もしくは高圧冷媒を導入して圧縮停止である非圧縮運転をなすように切換え、空間ボリュームをアキュームレータと第２の圧縮機構部のシリンダ室とを連結する吸込み通路の中途部に設ける。
【発明の効果】
【００１０】
本発明によれば、２シリンダ形ロータリ式圧縮機に対し負荷に応じて圧縮運転と非圧縮運転とに切換える切換え手段を備えたことによる過給損失の抑制を図り、運転効率の向上を得られるという効果を奏する。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１１】
以下、本発明における第１の実施の形態を、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式圧縮機Ｒの断面構造と、このロータリ式圧縮機Ｒを備えた冷凍サイクルの構成を示す図である。  
はじめに２シリンダ形ロータリ式圧縮機Ｒ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圧縮機構体２が設けられ、上部には電動機部３が設けられる。これら電動機部３と圧縮機構体２とは回転軸４を介して連結される。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、このインバータ３０を制御する制御部４０に電気的に接続される。
【００１２】
上記圧縮機構体２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の圧縮機構部５と、第２の圧縮機構部６とから構成される。各圧縮機構部５，６は、第１のシリンダ８Ａと、第２のシリンダ８Ｂを備えている。  
第１のシリンダ８Ａの上面部には主軸受け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け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を介して第２のシリンダ８Ｂに取付け固定される。
【００１３】
上記回転軸４は、各シリンダ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に組立てられる。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。  
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と主軸受け９および副軸受け１１で上下面が区画され、それぞれの内部にシリンダ室１４ａ，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。
【００１４】
各シリンダ８Ａ，８Ｂには、シリンダ室１４ａ，１４ｂと連通するベーン室２２ａ，２２ｂが設けられている。各ベーン室２２ａ，２２ｂには、ベーン１５ａ，１５ｂがシリンダ室１４ａ，１４ｂに対して突没自在に収容される。  
図２は、第１の圧縮機構部５における第１のシリンダ８Ａと、第２の圧縮機構部６における第２のシリンダ８Ｂを分解して示す斜視図である。  
上記ベーン室２２ａ，２２ｂは、ベーン１５ａ，１５ｂの両側面が摺動自在に移動できるベーン収納溝２３ａ，２３ｂと、各ベーン収納溝２３ａ，２３ｂ端部に一体に連設されベーン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、外周面とベーン室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。このばね部材２６は、ベーン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、ベーン１５ａに弾性力（背圧）を付与して先端縁を偏心ローラ１３ａに接触させる圧縮ばねである。
【００１５】
上記第２のシリンダ８Ｂ側のベーン室２２bにはベーン１５ｂ以外に何らの部材も収容されていないが、後述するようにベーン室２２bの設定環境および、圧力切換え機構（切換え手段）Ｋの作用に応じて、ベーン１５ｂの先端縁を偏心ローラ１３ｂに接触させるようになっている。各ベーン１５ａ，１５ｂの先端縁は平面視で半円状に形成されており、平面視で円形状の偏心ローラ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。  
上記偏心ローラ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、ベーン１５ａ，１５ｂはベーン収納溝２３ａ，２３ｂに沿って往復運動し、かつベーン後端部が縦孔部２４ａ，２４ｂから進退自在となる作用ができる。上述したように、第２のシリンダ８Ｂの外形寸法形状と、中間仕切板７および副軸受け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。
【００１６】
第２のシリンダ８Ｂにおける密閉ケース１への露出部分がベーン室２２ｂに相当するように設計され、ベーン室２２ｂおよびベーン１５ｂ後端部はケース内圧力を直接的に受ける。第２のシリンダ８Ｂおよびベーン室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、ベーン１５ｂはベーン室２２ｂに摺動自在に収容され後端部がベーン室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。  
上記ベーン１５ｂの先端部は第２のシリンダ室１４ｂに対向しており、ベーン先端部はシリンダ室１４ｂ内の圧力を受ける。結局、ベーン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。
【００１７】
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Ｒに対する吸込み通路を構成する吸込み管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と第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】
そして、圧縮機Ｒと凝縮器１９とを連通する吐出管１８の中途部から分岐して、吸込み管１６ｂの中途部に接続する分岐管Ｐが設けられ、この分岐管Ｐの中途部に第１の開閉弁２８が設けられる。吸込み管１６ｂにおいて、分岐管Ｐとの接続部ｃよりも上流側には第２の開閉弁２９が設けられる。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。  
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。この圧力切換え機構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（低圧）もしくは吐出圧（高圧）が導かれるようになっている。
【００１９】
特に、第１のシリンダ室１４ａに連通する第１の吸込み管１６ａの全長と比較して、第２のシリンダ室１４ｂに連通する第２の吸込み管１６ｂには圧力切換え機構Ｋを構成する第１の開閉弁２８を備えた分岐管Ｐが接続され、あるいは第２の開閉弁２９が設けられるところから、第２の吸込み管１６ｂ自体の全長が長くなってしまう。  
そこで、第２の吸込み管１６ｂにおける上記分岐管Ｐとの接続部ｃよりも下流側で、かつ第２のシリンダ室８Ｂに至る間には、空間ボリュームであるところのバッファ５０が設けられる。このバッファ５０は少なくとも吸込み管１６ｂの直径よりも大なる内径を有するタンクもしくは筒体状のものである。
【００２０】
つぎに、上述の２シリンダ形ロータリ式圧縮機Ｒを備えた冷凍サイクル装置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。そして、制御部４０はインバータ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のシリンダ８Ａにおいてベーン１５ａがばね部材２６によって常に弾性的に押圧付勢され、ベーン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。冷媒ガスはアキュームレータ１７から吸込管１６ａを介して第１のシリンダ室１４ａに吸込まれて充満する。  
偏心ローラ１３ａの偏心回転にともなってシリンダ室１４ａの区画された容積が減少し、吸込ま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ガスが圧縮されて所定圧まで上昇すると、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、ついには密閉ケース上部の吐出管１８から吐出される。
【００２２】
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。第２の開閉弁２９が開放されているので、アキュームレータ１７から低圧の蒸発冷媒が第２のシリンダ室１４ｂに導かれる。第２のシリンダ室１４ｂは吸込み圧（低圧）雰囲気となる一方で、ベーン室２２ｂが密閉ケース１内に露出して吐出圧（高圧）下にある。ベーン１５ｂ先端部が低圧条件となり、かつ後端部が高圧条件となって、前後端部で差圧が存在する。
【００２３】
この差圧の影響で、ベーン１５ｂの先端部が偏心ローラ１３ｂに摺接するように押圧付勢され、第１のシリンダ室１４ａと全く同様の圧縮作用が第２のシリンダ室１４ｂでも行われる。結局、第１のシリンダ室１４ａおよび第２のシリンダ室１４ｂとの両方で圧縮作用がなされる、全能力運転が行われる。  
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。蒸発したあとの冷媒はアキュームレータ１７で気液分離され、再び各吸込み管１６ａ，１６ｂから圧縮機Ｒの第１，第２のシリンダ室１４ａ，１４ｂに吸込まれて上述の経路を循環する。
【００２４】
（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は第１の開閉弁２８を開放し、第２の開閉弁２９を閉成する切換えをなす。第１のシリンダ室１４ａでは上述した通常の圧縮作用がなされ、密閉ケース１内に吐出した高圧ガスが充満する。吐出管１８から吐出される高圧ガスの一部が分岐管Ｐに分流し、第１の開閉弁２８と吸込み管１６ｂを介して第２のシリンダ室１４ｂ内に導入され、シリンダ室１４ｂは高圧となる。
【００２５】
第２のシリンダ室１４ｂが吐出圧（高圧）雰囲気にある一方で、ベーン室２２ｂはケース内高圧と同一の状況にあることには変りがない。そのため、ベーン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。ベーン１５ｂはローラ１３ｂの外周面から離間した位置で停止状態を保持し、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。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、効率低下せずに能力を半分にした運転が可能となる。
【００２６】
先に説明したように第１の圧縮機構部５に接続する第１の吸込み管１６ａと比較して、第２の圧縮機構部６に接続する第２の吸込み管１６ｂには圧力切換え機構Ｋを構成する部材（第２の開閉弁２９等）が設けられるので全長が長くなってしまう。  
先に図４（Ａ）で示したように、そのままでは低い運転周波数Ｆで過給損失が発生し、その運転周波数Ｆ付近で運転効率が低下する。ここでは、アキュームレータ１７と第２のシリンダ室１４ｂとを連通する第２の吸込み管１６ｂの中途部で、かつ分岐管Ｐとの接続部ｃよりも下流側にバッファ（空間ボリューム）５０を設けている。
【００２７】
すなわち、アキュームレータ１７から導かれた低圧冷媒がバッファ５０に一時的に集溜され、しかる後、第２のシリンダ室１４ｂに導かれる。冷媒の流れとしてはバッファ５０によって圧力緩和が行われ、あたかも分断状態となってバッファ５０から新たな流れが出たとみなされる。このことから、アキュームレータ１７とバッファ５０との間の吸込み管の長さは、過給損失を生じる運転周波数を決定する吸込み管の長さから除外されて、実質的な吸込み管の長さが短くなり過給損失を生じる運転周波数を高くできる。
【００２８】
図３は、本発明における第２の実施の形態である、圧力切換え機構Ｋａの構成を説明する図である。２シリンダ形ロータリ式圧縮機Ｒおよび冷凍サイクルの構成は先に説明したものと全く同一であり、同番号を付して新たな説明を省略する。なお、インバータ回路３０と制御部４０は省略している。  
上記圧力切換え機構Ｋａは、吐出管１８から連通する分岐管Ｐと、アキュームレータ１７から蒸発した低圧ガスを導出案内する吸込み管１６ｃと、第２のシリンダ室１４ｂに連通する吸込み管１６ｂのそれぞれ端部が接続されるポートを備えた三方切換え弁３５からなる。
【００２９】
全能力運転を選択すると、三方切換え弁３５は吸込み管１６ｃ、１６ｂを介してアキュームレータ１７と第２のシリンダ室１４ｂとを連通する。したがって、第２のシリンダ室１４ｂが低圧となり、高圧のベーン室２２ｂとの間で差圧が生じる。ベーン１５ｂは背圧を受けて偏心ローラ１３ｂに接触し、往復動して圧縮作用が行われる。  
能力半減運転を選択すると、三方切換え弁３５は分岐管Ｐと吸込み管１６ｂを介して第２のシリンダ室１４ｂを連通し、アキュームレータ１７はバイパスする。第２のシリンダ室１４ｂに高圧冷媒が導かれて高圧となる。高圧のベーン室２２ｂと同一条件となって、ベーン１５ｂはその位置を移動しない。したがって、第１のシリンダ室１４ａのみの能力半減運転が行われることになる。
【００３０】
通常運転時に低圧冷媒がバッファ５０に一時的に集溜され、冷媒の流れとしてはバッファ５０によって圧力緩和が行われ、あたかも分断状態となってバッファ５０から新たな流れが出たとみなされる。このことから、アキュームレータ１７とバッファ５０との間の吸込み管の長さは、過給損失を生じる運転周波数を決定する吸込み管の長さから除外され、実質的な吸込み管の長さが短くなり過給損失を生じる運転周波数を高くできる。  
先に図４（Ｂ）で説明したように、吸込み管１６ｂの長さから定まる過給運転周波数Ｆを最大運転周波数Ｆｍａｘよりも大きくするには、以下のようにすればよい。すなわち、バッファ５０から第２のシリンダ室１４ｂまでの吸込み管１６ｂの長さＬｓは、下記の（１）式を満足するよう設定する。
【００３１】
Ｌｓ  ＜  Ｃ／４Ｆａ  −  Ｖ／Ｓ      ……  （１）  
ただし、Ｃ：音速、Ｆａ：１．１×Ｆｍａｘ、Ｆｍａｘ：最大運転周波数、  
Ｖ：第２のシリンダ室１４ｂの容積、Ｓ：吸込み管１６ｂの面積。  
このように過給の発生する運転周波数Ｆを最大運転周波数Ｆｍａｘ範囲よりも大とすることで、最大運転周波数Ｆｍａｘの範囲内では過給損失が発生せず、性能低下のない２シリンダ形ロータリ式圧縮機を提供できる。
【００３２】
また、先に図４（Ｃ）で説明したように、吸込み管１６ｂの長さから定まる過給運転周波数Ｆを最大運転周波数Ｆｍａｘ付近に設定するには、以下のようにすればよい。すなわち、バッファ５０から第２のシリンダ室１４ｂまでの吸込み管１６ｂの長さＬｓは、下記の（２）式を満足するよう設定する。  
Ｌｓ  ＝  Ｃ／４Ｆｂ  −  Ｖ／Ｓ      ……  （２）  
ただし、Ｃ：音速、Ｆｂ：（０．８〜１．１）×Ｆｍａｘ、Ｆｍａｘ：最大周波数、  
Ｖ：第２のシリンダ室１４ｂの容積、Ｓ：吸込み管１６ｂの面積。
【００３３】
このように過給が発生する運転周波数Ｆを最大運転周波数Ｆｍａｘ付近とすることで、最大運転周波数Ｆｍａｘ付近で過給効果により能力増加が可能となる。一方、それよりも運転周波数が低い場合には、過給損失を抑制して、運転効率の低下のない２シリンダ形ロータリ式圧縮機を提供できる。  
図５（Ａ）（Ｂ）は、過給が発生する運転周波数Ｆにおける２シリンダ形ロータリ式圧縮機Ｒの運転効率と、バッファ５０との関係を示す。同図の結果から、バッファ５０を以下の（３）式および（４）式を満足するように設定することにより、過給損失による効率低下を抑制できる。
【００３４】
Ｄｂ  ≧  ２Ｄｓ                      ……  （３）  
Ｌｂ  ＝  （０．２〜１）×Ｌｓ        ……  （４）  
ただし、Ｄｂ：バッファ５０の直径、Ｌｂ：バッファ５０の長さ、  
Ｄｓ：吸込み管１６ｂの管径、Ｌｓ：バッファ５０から第２のシリンダ室１４ｂまでの吸込み管１６ｂの長さ。  
また、図３に示すように、バッファ５０をアキュームレータ１７に溶接加工による固定をなし、もしくはバンドを用いて固定をなしている。このことにより、圧縮機Ｒの運転にともなう振動や、製品としての輸送時の振動もしくは衝撃によりバッファ５０を含めた配管系統の破損を確実に防止できる。
【００３５】
また、図３に示すように、バッファ５０内に異物捕獲手段としてのフィルタ６０ａを設けている。このフィルタ６０ａは、バッファ５０内以外の第２のシリンダ室１４ｂから三方切換え弁３５までの吸込み通路（吸込み管）のいずれかに設けてよい。  
あるいは、圧縮機Ｒの吐出管１８の中途部から分岐される分岐管Ｐの中途部にフィルタ６０ｂを設けてもよい。いずれにしても、フィルタ６０ａ，６０ｂを設けることにより冷媒の圧力損失を無くして圧縮機の効率向上に寄与する。
【００３６】
第２のシリンダ室１４ｂにおける非圧縮運転（運転停止）時に、このシリンダ室１４ｂに導入される高圧冷媒はアキュームレータ１７を通過しないため、そのままでは高圧冷媒に含まれる異物が高圧冷媒とともに第２のシリンダ室１４ｂに導入される虞れがあるが、上述の部位にフィルタ６０ａ，６０ｂを備えることにより、高圧冷媒に含まれる異物を捕獲でき、信頼性の向上に寄与する。  
なお、図３に示すように吸込み管１６ｂ、１６ｃの一部とバッファ５０を断熱材６５で覆う。上述したように負荷の大小に応じて切換えられる第２のシリンダ室１４ｂに接続される吸込み管１６ｂ、１６ｃは、常に圧縮運転をなす第１のシリンダ室１４ａに接続される吸込み管１６ａよりも長くなるため、吸込み管１６ｂ、１６ｃ内を導かれる冷媒が加熱され易く、性能低下が発生する。上記断熱材６５で吸込み管１６ｂ、１６ｃおよびバッファ５０を覆うことにより、冷媒加熱を抑制して性能低下のない２シリンダ形ロータリ式圧縮機Ｒを提供できる。
【００３７】
なお、上記第２のシリンダ室１４ｂに対し吸込み圧と吐出圧とを切換える圧力切換え機構Ｋ、Ｋａの構成は先に説明したものに限定されるものではなく、第２の開閉弁２９に代えて逆止弁を備えてもよい。  
あるいは、第１の圧縮機構部５のように、第２の圧縮機構部６においてもベーン室２２ｂにばね部材２６を用いたうえで、第２の機構部６のシリンダ室８Ｂに対する高圧と低圧の接続を切換えるように構成してもよい。  
この場合、全能力運転時は第１の圧縮機構部５のシリンダ室８Ａと同様な作用が第２の機構部６のシリンダ室８Ｂにおいてなされるので、圧縮効率の向上を図れる。ただし、能力半減運転時においてもベーン１５ｂはばね部材２６に押圧付勢されて往復動してしまい、仕事が発生して圧縮効率は低下するが、第１の圧縮機構部５と第２の圧縮機構部６は互いに同一構成となるので、機構的に簡素ですむ。
【００３８】
さらにまた、両方の圧縮機構部５，６のベーン１５ａ，１５ｂ側にばね部材２６を設けるとともに、第２の圧縮機構部６のベーン室２２ｂを密閉構造にして、たとえば起動時にシリンダ室１４ｂに導かれる冷凍サイクルの高圧よりも低圧を密閉構造のベーン室２２ｂに導くようにしても良い。  
起動時は、密閉ケース１内が低圧状態から所定の高圧状態に至るまでにある程度の時間があり、上述の密閉ケース１内の圧力に晒されるベーン室２２ｂの構成では、全能力運転を選択してもシリンダ室１４ｂと圧力差が生じ難い。そこで、ベーン室２２ｂを密閉構造にして起動時に低圧を導けば、ばね部材２６を設けない場合と同様に、圧力差によりベーン１５ｂが引き離されて起動時においても圧縮効率は良い。ただし、ベーン室２２ｂを密閉構造とすることで機構的に複雑となり、低圧を導く手段も必要となる。  
なお、ロータリ式密閉形圧縮機Ｒと、この圧縮機を備えた冷凍サイクル装置は以上説明した構成に限定されるものではなく、本発明の趣旨を越えない範囲内で種々変形実施可能であることは勿論である。
【図面の簡単な説明】
【００３９】
【図１】本発明における第１の実施の形態に係る、２シリンダ形ロータリ式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、圧縮機構一部の分解した斜視図。
【図３】本発明における第２の実施の形態に係る、２シリンダ形ロータリ式圧縮機の縦断面図と、冷凍サイクル構成図。
【図４】互いに異なる運転周波数に対する体積効率と運転効率の特性図。
【図５】バッファに対する吸込み管の管径と全長およびこれらに対する運転効率の特性図。
【符号の説明】
【００４０】
１…密閉ケース、３…電動機部、５…第１の圧縮機構部、６…第２の圧縮機構部、Ｒ…２シリンダ形ロータリ式圧縮機、１４ａ…第１のシリンダ室、１４ｂ…第２のシリンダ室、Ｋ…圧力切換え機構（切換え手段）、１６ａ…第１の吸込み管、１６ｂ…第２の吸込み管、５０…バッファ（空間ボリューム）、６０ａ，６０ｂ…フィルタ（異物捕獲手段）。
【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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