(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
密閉容器内に、電動機部および、この電動機部と回転軸を介して連結される２組の圧縮機構からなる圧縮機部を収容する２シリンダ形ロータリ圧縮機において、
上記圧縮機部は、上記電動機部側から、主軸受と、第１の圧縮機構と、中間仕切り板と、第２の圧縮機構および副軸受が順に組合されてなり、
上記第１の圧縮機構と第２の圧縮機構はそれぞれ、シリンダ、このシリンダに設けられローラを偏心回転自在に収容するシリンダ室、上記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を備え、
上記主軸受は、上記第１の圧縮機構のシリンダに取付けられるフランジ部と、このフランジ部と一体成形され上記回転軸一部を枢支するボス部とからなり、上記フランジ部一面から第１の吐出弁が取付けられる凹部が設けられ、この凹部とフランジ部他面との間に形成される薄肉部に、上記凹部と互いに中心軸を一致して設けられ上記第１の吐出弁により開閉される第１の吐出ポートを備え、
上記副軸受は、上記第２の圧縮機構のシリンダに取付けられるフランジ部と、このフランジ部と一体成形され上記回転軸一部を枢支するボス部とからなり、上記フランジ部一面から第２の吐出弁が取付けられる凹部が設けられ、この凹部とフランジ部他面との間に形成される薄肉部に、上記凹部と互いに中心軸を一致して設けられ上記第２の吐出弁により開閉される第２の吐出ポートを備え、
上記主軸受の凹部は、主軸受のボス部に食い込むことなく設けられ、上記副軸受の凹部は、副軸受のボス部に食い込むように設けられることで、
上記回転軸の軸心から副軸受に設けられる第２の吐出ポート中心までの距離（Ｒ２）は、上記回転軸の軸心から主軸受に設けられる第１の吐出ポート中心までの距離（Ｒ１）よりも小さく（Ｒ２＜Ｒ１）設定され、
上記距離（Ｒ２）の設定にともなって、上記第２の吐出ポートは第２のシリンダに対して７０％以上の面積が開口される
ことを特徴とする２シリンダ形ロータリ圧縮機。
【請求項２】
上記第１の圧縮機構は、圧縮運転と、上記ブレードをローラから離間させて圧縮運転を行わない非圧縮運転との切換えが可能に構成され、
負荷の大小に応じて、第１の圧縮機構と第２の圧縮機構の双方で圧縮運転を行う大能力運転と、第１の圧縮機構を非圧縮運転に切換え第２の圧縮運転のみで圧縮運転を行う低能力運転に切換える能力切換え制御手段を備えたことを特徴とする請求項１記載の２シリンダ形ロータリ圧縮機。
【請求項３】
上記第２の圧縮機構に設けられる第２の吐出ポートの直径（φＤｂ）は、第１の圧縮機構における第１の吐出ポートの直径（φＤａ）よりも小さく（φＤｂ＜φＤａ）設定されることを特徴とする請求項１および請求項２のいずれかに記載の２シリンダ形ロータリ圧縮機。
【請求項４】
上記請求項１ないし請求項３のいずれかに記載の２シリンダ形ロータリ圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器とを冷媒管を介して連通し冷凍サイクル回路を構成したことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【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圧縮機と、この２シリンダ形ロータリ圧縮機を備えた、たとえば空気調和機である冷凍サイクル装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
［特許文献１］に、２シリンダ形ロータリ圧縮機が開示されている。圧縮機部は、主軸受を上シリンダの上端面に取付け、副軸受を下シリンダの下端面に取付けている。上シリンダ内の圧縮室で圧縮された高圧ガスは、主軸受に設けた吐出ポートから吐出弁を介して密閉容器内へ吐出する。下シリンダ内の圧縮室で圧縮された高圧ガスは、副軸受に設けた吐出ポートから吐出弁を介して密閉容器内へ吐出するようになっている。  
ところで、この種の２シリンダ形ロータリ圧縮機では、電動機部に対する圧縮機部の構成により、回転軸の軸心から主軸受と副軸受に設けた吐出ポートの中心までの距離の設定によって問題が生じる場合がある。しかるに、［特許文献１］には上記距離に係る記載がなく、図面上では回転軸の軸心から吐出ポートの中心までの距離が、主軸受側と副軸受側とで同一に図示されている。
【特許文献１】特開平１１−２１０６２６号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
すなわち、この種の圧縮機では各シリンダの圧縮室におけるローラの運動にともなって、吸込み行程と圧縮行程が連続的に行われる。圧縮行程の最終時に吐出弁が吐出ポートを開放するので、高圧化したガスは圧縮室から吐出される。ただし、高圧ガス全てが圧縮室から吐出されるのではなく、一部は吐出ポートに残ることは避けられない。  
上記吐出ポートに残った高圧ガスは、次の吸込み行程時に膨張し、このため圧縮室に新規に導かれる吸込みガス量が減少して能力が低下してしまう。吐出ポートのボリューム（通路体積）は、いわゆるトップクリアランスとなって体積効率の低下に繋がるので、この吐出ポートのボリュームを可能な限り小さくする必要がある。  
ただし、上記圧縮機部は回転軸を介して電動機部に連結されていて、上シリンダに取付けられる主軸受は電動機部と隣接する位置にある。そして、主軸受は回転軸を枢支しなければならないので、吐出ポートのボリューム設定が軸信頼性に悪影響を与えてはならない。これに対して、下シリンダに取付けられる副軸受は電動機部から最も遠く離間した位置にあり、回転軸を枢支する反面、電動機部から受ける影響は少ない。
【０００４】
本発明は上記事情に着目してなされたものであり、その目的とするところは、副軸受に設けた吐出ポートと、主軸受に設けた吐出ポートの位置を最良条件になるよう設定し、体積効率の低下を防止して圧縮効率の向上を得られ、かつ回転軸に対する軸信頼性の向上を得られる２シリンダ形ロータリ圧縮機と、この２シリンダ形ロータリ圧縮機を用いて冷凍サイクル回路を構成し冷凍効率の向上化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】
【０００５】
上記目的を達成するため本発明の２シリンダ形ロータリ圧縮機は、密閉容器内に電動機部と回転軸を介して連結する２組の圧縮機構からなる圧縮機部を収容し、圧縮機部は電動機部側から主軸受、第１の圧縮機構、中間仕切り板、第２の圧縮機構、副軸受を順に組合せてなり、第１の圧縮機構と第２の圧縮機構はそれぞれ、シリンダ、ローラを偏心回転自在に収容するシリンダ室、先端縁を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を備え、
上記主軸受は、第１の圧縮機構のシリンダに取付けられるフランジ部と、このフランジ部と一体成形され上記回転軸一部を枢支するボス部とからなり、フランジ部一面から第１の吐出弁が取付けられる凹部が設けられ、この凹部とフランジ部他面との間に形成される薄肉部に凹部と互いに中心軸を一致して設けられ第１の吐出弁により開閉される第１の吐出ポートを備え、
上記副軸受は、第２の圧縮機構のシリンダに取付けられるフランジ部と、このフランジ部と一体成形され回転軸一部を枢支するボス部とからなり、ランジ部一面から第２の吐出弁が取付けられる凹部が設けられ、この凹部とフランジ部他面との間に形成される薄肉部に凹部と互いに中心軸を一致して設けられ第２の吐出弁により開閉される第２の吐出ポートを備え、
上記主軸受の凹部は主軸受のボス部に食い込むことなく設けられ、上記副軸受の凹部は副軸受のボス部に食い込むように設けられることで、回転軸の軸心から第２の吐出ポート中心までの距離（Ｒ２）を、回転軸の軸心から第１の吐出ポート中心までの距離（Ｒ１）よりも小さく（Ｒ２＜Ｒ１）設定し、
上記距離（Ｒ２）の設定にともなって、第２の吐出ポートは第２のシリンダに対して７０％以上の面積が開口する。
上記目的を達成するため本発明の冷凍サイクル装置は、上記２シリンダ形ロータリ圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器とを冷媒管を介して連通し冷凍サイクル回路を構成する。
【発明の効果】
【０００６】
本発明の２シリンダ形ロータリ圧縮機によれば、体積効率の低下を防止して、圧縮効率の向上化を得られる効果を奏する。  
そして、本発明の２シリンダ形ロータリ圧縮機を用いて冷凍サイクル回路を構成する冷凍サイクル装置によれば、冷凍効率の向上を得られる効果を奏する。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００７】
以下、図面を参照しながら、本発明の実施の形態について詳細に説明する。  
図１は、２シリンダ形ロータリ圧縮機Ｃの断面構造と、この２シリンダ形ロータリ圧縮機Ｃを備えた冷凍サイクル回路Ｓの構成を示す図である。（なお、図面上の煩雑さを避けるために一部構成部品は説明のみで符号を付していない、もしくは図示していない）  
はじめに２シリンダ形ロータリ圧縮機Ｃから説明すると、１は密閉容器であって、この密閉容器１内の下部に圧縮機部２、上部に電動機部３を収容している。これら圧縮機部２と電動機部３は、回転軸４を介して連結される。  
上記電動機部３は、密閉容器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とを備えている。そして、電動機部３は密閉容器１外部に備えられ制御部４０と電気的に接続される。上記制御部４０はたとえばインバータ回路を備えていて、運転周波数の制御が可能となっている。
【０００８】
上記圧縮機部２は、上部側（電動機部２側）の第１の圧縮機構２Ａと、下部側（反電動機部２側）の第２の圧縮機構２Ｂとから構成される。これら第１の圧縮機構２Ａと第２の圧縮機構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。  
第１のシリンダ８Ａの上面に主軸受９が重ねられ、バルブカバーａとともに取付けボルトを介して第１のシリンダ８Ａに取付け固定される。上記主軸受９は、第１のシリンダ８Ａに直接取付けられるフランジ部９ａと、このフランジ部９ａの中心位置に設けられ上記回転軸４中間部を枢支するボス部９ｂとが一体成形される。
【０００９】
上記主軸受９におけるフランジ部９ａの上記バルブカバーａで覆われる所定部位には凹部１０ａが設けられ、この凹部１０ａに第１の吐出弁１１ａが取付けられる。上記凹部１０ａの底面とフランジ部９ａ底面（下面）との間に亘って第１の吐出ポート１２ａが設けられ、この吐出ポート１２ａは上記第１の吐出弁１１ａによって開閉されるようになっている。なお、凹部１０ｂの中心軸と第２の吐出ポート１２ｂの中心軸とは互いに一致する。  
一方、第２のシリンダ８Ｂの下面に副軸受１３が取付けられ、バルブカバーｂとともに取付けボルトを介して第１のシリンダ８Ａに取付け固定される。上記副軸受１３は、上記第２のシリンダ８Ｂに直接取付けられるフランジ部１３ａと、このフランジ部の中心位置に設けられ上記回転軸４下部を枢支するボス部１３ｂとが一体成形される。
【００１０】
上記副軸受１３におけるフランジ部１３ａの上記バルブカバーｂで覆われる所定部位には凹部１０ｂが設けられ、この凹部１０ｂに第２の吐出弁１１ｂが取付けられる。そして、上記凹部１０ｂの底面とフランジ部１３ａ底面（上面）との間に亘って第２の吐出ポート１２ｂが設けられ、この吐出ポート１２ｂは上記第２の吐出弁１１ｂによって開閉されるようになっている。凹部１０ｂの中心軸と第２の吐出ポート１２ｂの中心軸とは互いに一致する。  
なお、上記第１のシリンダ８Ａにおける凹部１０ａと第１の吐出ポート１２ａの形態および設定位置と、上記第２のシリンダ８Ｂにおける凹部１０ｂと第２の吐出ポート１２ｂの形態および設定位置については後述する。  
一方、上記回転軸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１４ａ，１４ｂ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１３で上下面が区画され、内部に第１のシリンダ室１５ａと、第２のシリンダ室１５ｂが形成される。第１、第２のシリンダ室１５ａ，１５ｂ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１５ａ，１５ｂに上記偏心ローラ１４ａ，１４ｂがそれぞれ偏心回転自在に収容される。  
各偏心ローラ１４ａ，１４ｂの高さ寸法は、各シリンダ室１５ａ，１５ｂの高さ寸法と略同一に形成される。したがって、偏心ローラ１４ａ，１４ｂは互いに１８０°の位相差があるが、シリンダ室１５ａ，１５ｂで偏心回転することにより、シリンダ室において同一の排除容積に設定される。
【００１２】
さらに、各シリンダ８Ａ，８Ｂには、第１、第２のシリンダ室１５ａ，１５ｂと連通するブレード室１６ａ，１６ｂが設けられている。各ブレード室１６ａ，１６ｂには、ブレード１７ａ，１７ｂが第１のシリンダ室１５ａと第２のシリンダ室１５ｂに対してそれぞれ突没自在に収容される。  
図２は、圧縮機部２を構成する第１の圧縮機構２Ａと第２の圧縮機構２Ｂのそれぞれ一部を分解して示す斜視図である。  
上記ブレード室１６ａ，１６ｂは、ブレード１７ａ，１７ｂの両側面が摺動自在に移動できるブレード収納溝１８ａ，１８ｂと、各ブレード収納溝１８ａ，１８ｂ端部に一体に連設されブレード１７ａ，１７ｂの後端部が収容される縦孔部１９ａ，１９ｂとからなる。
【００１３】
特に、上記第２のシリンダ８Ｂには、外周面とブレード室１６ｂとを連通する横孔２０が設けられ、ばね部材２１が挿入される。ばね部材２１を挿入した後の横孔２０は栓体２２によって閉塞される。したがって、ばね部材２１はブレード１７ｂの背面側端面と栓体２２との間に介在され、ブレード１７ｂに弾性力（背圧）を付与して、この先端部を上記偏心ローラ１４ａに接触させる圧縮ばねである。  
上記第１のシリンダ８Ａ側のブレード室１６ａにはブレード１７ａ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１６ａの設定環境と、後述する能力可変機構（能力切換え制御手段）Ｋの作用に応じて、ブレード１７ａの先端部を上記偏心ローラ１４ａに接触させるようになっている。  
各ブレード１７ａ，１７ｂの先端部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１４ａ，１４ｂ周壁に線接触できる。上記偏心ローラ１４ａ，１４ｂが第１、第２のシリンダ室１５ａ，１５ｂの内周壁に沿って偏心回転すると、ブレード１７ａ，１７ｂはブレード収納溝１８ａ，１８ｂに沿って往復運動し、各シリンダ室１５ａ，１５ｂを吸込み室と圧縮室に仕切る。この状態でブレード１７ａ，１７ｂの後端部は縦孔部１９ａ，１９ｂから進退自在となる。
【００１４】
上述したように、上記第１のシリンダ８Ａの外形形状寸法と、上記中間仕切り板７および主軸受９の外形寸法との関係から、第１のシリンダ８Ａに設けられるブレード室１６ａが密閉容器１内に露出する。したがって、ブレード室１６ａおよびブレード１７ａ後端部は容器内圧力を直接的に受けることになる。  
特に、第１のシリンダ８Ａおよびブレード室１６ａ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１７ａはブレード室１６ａに摺動自在に収容され、かつ後端部がブレード室１６ａの縦孔部１９ａに位置するので、容器内圧力を直接的に受ける。
【００１５】
さらに、ブレード１７ａの先端部が第１のシリンダ室１５ａに対向しており、ブレード先端部はシリンダ室１５ａ内の圧力を受ける。結局、ブレード１７ａ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。  
第１のシリンダ８Ａのブレード室１６ａで縦孔部１９ａの外周面側には、保持機構２３が設けられる。この保持機構２３は、通常運転時に第１のシリンダ室１５ａに導かれる吸込み圧力と、ブレード室１６ａに導かれる密閉容器１内圧力との差圧よりも小さい力で、ブレード１７ａを偏心ローラ１４ａから引き離す方向に付勢する。保持機構２３として永久磁石や、電磁石もしくは弾性体である引張りばねを採用する。
【００１６】
このようにして圧縮機部２が構成されていて、概略的には、圧縮機部２は、上記電動機部３側から、主軸受９と、第１の圧縮機構２Ａと、中間仕切り板７と、第２の圧縮機構２Ｂおよび副軸受１３が順に組合されてなる。したがって、電動機部３に対して主軸受９が最も近くに設けられ、副軸受１３が最も遠くに設けられることになる。
【００１７】
上記２シリンダ形ロータリ圧縮機Ｃは、冷凍サイクル装置を構成する冷凍サイクル回路Ｓに組み込まれている。すなわち、密閉容器１の上端部には冷媒管Ｐが接続されていて、この冷媒管Ｐは、凝縮器２５と、膨張機構（膨張装置）２６および蒸発器２７を介してアキュームレータ２８に接続される。  
上記アキュームレータ２８底部には、第１の吸込み冷媒管Ｐａと第２の吸込み冷媒管Ｐｂが接続される。第１の吸込み冷媒管Ｐａの中途部には逆止弁２９および、後述する三方切換え弁３０が設けられ、先端は密閉容器１を貫通して第１のシリンダ８Ａに設けられる吸込み孔に接続される。したがって、第１の吸込み冷媒管Ｐａは第１のシリンダ室１５ａ内に直接連通する。また、第２の吸込み冷媒管Ｐｂは密閉容器１を貫通して、第２のシリンダ８Ｂに設けられる吸込み孔に接続され、第２のシリンダ室１５ｂ内に直接連通する。
【００１８】
さらに、２シリンダ形ロータリ圧縮機Ｃ上部に接続される冷媒管Ｐの中途部から高圧導入管３１が分岐される。この高圧導入管３１には電磁開閉弁３２が設けられ、高圧導入管３１を開閉自在となす。高圧導入管３１の他端部は、上記第１の吸込み冷媒管Ｐａに設けられる上記三方切換え弁３０に接続される。  
上記電磁開閉弁３２を備え三方切換え弁３０に接続される高圧導入管３１と、アキュームレータ２８と第１のシリンダ室１５ａとを連通し逆止弁２９と三方切換え弁３０が設けられる第１の吸込み冷媒管Ｐａおよび第１の圧縮機構２Ａにおけるブレード１７ａとブレード室１６ａの構成をもって上記能力可変機構Ｋが構成される。
【００１９】
すなわち、能力可変機構Ｋに備えた電磁開閉弁３２の開閉操作と三方切換え弁３０の切換え方向に応じて、後述するように第１のシリンダ室１５ａに密閉容器１内に吐出される高圧ガスが導かれ、もしくはアキュームレータ２８を通過した低圧ガスが導かれ、ブレード１７ａがそれらの条件に応じて作用するようになっている。  
なお、上記高圧導入管３１は冷媒管Ｐの中途部から分岐する代りに、図に二点鎖線で示すように密閉容器１に接続され、開口端部を密閉容器１内に臨ませるようにしてもよい。
つぎに、図３の圧縮機部２の一部の断面図と、図４の副軸受１３の上面図にもとづいて、第１のシリンダ８Ａに設けられる凹部１０ａと吐出ポート１２ａの形態と位置および、第２のシリンダ８Ｂに設けられる凹部１０ｂと吐出ポート１２ｂの形態と位置について詳述する。
【００２０】
具体的には、回転軸４の軸心から副軸受１３に設けた第２の吐出ポート１２ｂ中心までの距離Ｒ２が、回転軸４の軸心から主軸受９に設けた第１の吐出ポート１２ａ中心までの距離Ｒ１よりも小さく（Ｒ２＜Ｒ１）設定される。そして、第２の吐出ポート１２ｂの直径φＤｂは、第１の吐出ポート１２ａの直径φＤａよりも小さく（φＤｂ＜φＤａ）設定されている。
【００２１】
すなわち、主軸受フランジ部９ａの上面から設けられる凹部１０ａは、回転軸４の軸心から第１の吐出ポート１２ａの中心までの距離をＲ１に位置設定される。そのため、凹部１０ａ周縁一部がボス部９ｂ周面一部と並行に、ボス部９ｂに食い込むことなく設けられる。この凹部１０ａ底面とフランジ部９ａ下面との間には、必要最小限の剛性が保持できる厚さの薄肉部ｄが形成される。  
上記凹部１０ａには、互いに中心軸を一致させた上記第１の吐出ポート１２ａが設けられ、上記薄肉部ｄを貫通する。上記距離Ｒ１の設定にともなって、第１の吐出ポート１２ａの一部は第１のシリンダ８Ａ内径周辺部と対向する。第１のシリンダ８Ａに吐出切欠き部３３が設けられ、第１の吐出ポート１２ａを完全に開口している。この吐出切欠き部３３は、第１のシリンダ８Ａの上面からシリンダ８Ａの内周面に亘って斜めに切欠加工されるものである。
【００２２】
一方、副軸受フランジ部１３ａの下面から設けられる凹部１０ｂは、中心軸を一致させた第２の吐出ポート１２ｂとともに、回転軸４の軸心から中心までの距離をＲ２と位置設定するため、凹部１０ｂはフランジ部１３ａばかりでなくボス部１３ｂ周面一部に食い込むように設けられる。  
凹部１０ｂ底面とフランジ部１３ａ上面との間には、剛性を保持する必要最小限の厚さの薄肉部ｅが形成される。上記凹部１０ｂには、薄肉部ｅを貫通して上記第２の吐出ポート１２ｂが設けられている。上記距離Ｒ２の設定にともなって、第２の吐出ポート１２ｂは第２のシリンダ８Ｂにかかることなく完全開口されていて、第２のシリンダ８Ｂには第１のシリンダ８Ａにおける吐出切欠き部３３の加工は不要である。
【００２３】
つぎに、このようにして構成される２シリンダ形ロータリ圧縮機Ｃの作用と、この圧縮機を備えた冷凍サイクル回路Ｓの作用について説明する。  
起動時など、空調負荷が大の場合は大能力運転を行う。  
上記制御部４０は、能力可変機構Ｋを構成する電磁開閉弁３２を閉成して高圧導入管３１での冷媒の流れを遮断し、かつ三方切換え弁３０をアキュームレータ２８と第１のシリンダ室１５ａとが連通するよう第１の吸込み冷媒管Ｐａを開放する。そして、電動機部３ヘ運転開始信号を送る。回転軸４が回転駆動され、圧縮機部２を構成する第１の圧縮機構２Ａと第２の圧縮機構２Ｂが同時に作用する。  
すなわち、偏心ローラ１４ａ，１４ｂはそれぞれ第１のシリンダ室１５ａと第２のシリンダ室１５ｂ内で偏心回転を行う。第２の圧縮機構２Ｂにおいては、ブレード１７ｂがばね部材２１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１７ｂの先端縁が偏心ローラ１４ｂ周壁に摺接して第２のシリンダ室１５ｂ内を吸込み室と圧縮室に二分する。  
偏心ローラ１４ｂのシリンダ室１５ｂ内周面転接位置がブレード収納溝１８ｂであるときブレード１７ｂが最も後退し、第２のシリンダ室１５ｂの空間容量が最大となる。冷媒ガスはアキュームレータ２８から第２の吸込み冷媒管Ｐｂを介して第２のシリンダ室１５ｂに吸込まれる。  
偏心ローラ１４ｂの偏心回転にともなって第２のシリンダ室１５ｂ内周面に対する転接位置が移動し、ブレード１７ｂで区画される圧縮室の容積が減少する。したがって、先にシリンダ室１５ｂ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、第２のシリンダ室１５ｂにおける圧縮室の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第２の吐出弁１１ｂが開放する。高圧ガスはバルブカバーｂを介して密閉容器１内に吐出され、さらに密閉容器１上部に接続される冷媒管Ｐに導かれる。
【００２４】
なお、高圧導入管３１が密閉容器１に接続されているとしても、電磁開閉弁３２が閉成されているので、密閉容器１内に充満する高圧ガスが電磁開閉弁３２から先に導かれることはない。  
冷媒管Ｐに導かれる高圧ガスは凝縮器２５において凝縮し、膨張機構２６で断熱膨張し、蒸発器２７で蒸発して周囲から蒸発潜熱を奪い、冷凍（冷房）作用をなす。蒸発器２７で蒸発し低圧化した冷媒はアキュームレータ２８に導かれて気液分離され、第１の吸込み冷媒管Ｐａおよび第２の吸込み冷媒管Ｐｂを介して第１の圧縮機構２Ａと第２の圧縮機構２Ｂに形成される第１のシリンダ室１５ａと第２のシリンダ室１５ｂに導かれる。
【００２５】
第２のシリンダ室１５ｂにおいては、上述したような圧縮作用が行われる。低圧の冷媒が第１のシリンダ室１５ａに導かれることで、シリンダ室１５ａは吸込み圧（低圧）雰囲気となる。その一方で、このシリンダ８Ａに設けられるブレード室１６ａは密閉容器１内に露出しているので吐出圧（高圧）下にある。ブレード１７ａは先端部が低圧条件となり、後端部が高圧条件となって、両端部で差圧が存在している。  
この差圧の影響で、ブレード１７ａの先端部が偏心ローラ１４ａに摺接するように押圧付勢される。すなわち、第２のシリンダ室１５ｂ側のブレード１７ｂがばね部材２１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１のシリンダ室１５ａにおいても行われる。結局、圧縮機部２では、第１の圧縮機構２Ａと第２の圧縮機構２Ｂとの両方で圧縮作用をなす、大能力運転が行われる。
【００２６】
つぎに、空調負荷が小の場合における低能力運転を説明する。  
上記制御部４０は、高圧導入管３１に設けられる電磁開閉弁３２を開放するとともに、三方切換え弁３０を高圧導入管３１から第１のシリンダ室１５ａに連通する方向に切換え制御する。そのうえで、電動機部３ヘ運転開始信号を送る。第２の圧縮機構２Ｂにおいては上述したように通常の圧縮作用がなされ、密閉容器１内に吐出された高圧ガスが充満して密閉容器１内が高圧となる。  
密閉容器１内に充満する高圧ガスは冷媒管Ｐに導かれるとともに、電磁開閉弁３２を介して高圧導入管３１に導かれる。高圧ガスは三方切換え弁３０の切換え方向に沿って導かれ、第１の吸込み冷媒管Ｐａの中途部から第１のシリンダ室１５ａ内に導入される。第１のシリンダ室１５ａが吐出圧（高圧）雰囲気となる一方で、ブレード室１６ａは密閉容器１内と同様の高圧状況下にあることには変りがない。ブレード１７ａは先端部と後端部とも高圧の影響を受け、両端部において差圧が存在しない。
【００２７】
そのためブレード１７ａは偏心ローラ１４ａのはじめの回転で蹴られた位置である、ローラ１４ａの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する。したがって、偏心ローラ１４ａが運動しても、第１のシリンダ室１５ａでは圧縮作用が行われず、第１の圧縮機構２Ａは停止状態（非圧縮運転）となる。結局、第２の圧縮機構２Ｂでの圧縮作用のみが有効であり、上述した大能力運転を半減する低能力運転がなされる。  
なお、第１のシリンダ室１５ａに充満した高圧ガスの一部は第１の吸込み冷媒管Ｐａを逆流してアキュームレータ２８に浸入しようとする。しかしながら、この吸込み冷媒管Ｐａには逆止弁２９が設けられているので、アキュームレータ２８への逆流が阻止される。第１のシリンダ室１５ａは高圧となっているところから、密閉容器１内から第１のシリンダ室１５ａ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低能力運転が可能となる。  
このようにして作用する２シリンダ形ロータリ圧縮機Ｃであり、特に圧縮機部２を構成する第１の圧縮機構２Ａと第２の圧縮機構２Ｂにおいて、第１の吐出ポート１２ａと第２の吐出ポート１２ｂを主軸受９と副軸受１３に形成される薄肉部ｄ，ｅに設けた。圧縮作用にともなって各吐出ポート１２ａ，１２ｂには高圧ガスが残ることは避けられず、次の吸込み行程時に各シリンダ室１５ａ，１５ｂに導かれる低圧ガスに混入して再圧縮されてしまう。
【００２８】
しかしながら、この圧縮機Ｃでは各吐出ポート１２ａ，１２ｂを薄肉部ｄ，ｅに設けたので、これらのボリューム（通路体積）を可能な限り小さくできる。いわゆるトップクリアランス量が少なくなり、再膨張損の減少化を図って体積効率の向上を得られる。圧縮性能が向上して、冷凍サイクル効率の向上に繋げられる。  
第１の圧縮機構２Ａにおいて、回転軸４の軸心から第１の吐出ポート１２ａの中心までの距離Ｒ１を設定した。そのため、吐出弁１１ａを収容する凹部１０ａが主軸受９のボス部９ｂに食い込むことがなく、フランジ部９ａのみに対する加工となる。
【００２９】
すなわち、主軸受９のボス部９ｂには欠損部位がなく、ボス部全体で回転軸４を枢支できる。主軸受９の直上部の回転軸４には電動機部３を構成するロータ６が嵌着されていて、主軸受ボス部９ｂと隣接する位置にある。しかしながら、ボス部９ｂにおいてロータ６の回転遠心力に対する脆弱部が全く存在しないから、軸信頼性の向上を得られる。
【００３０】
これに対して第２の圧縮機構２Ｂにおいては、回転軸４の軸心から第２の吐出ポート１２ｂの中心までの距離Ｒ２を設定した。そして、この距離Ｒ２は上記距離Ｒ１よりも小さく設定している。
【００３１】
そのため、吐出弁１１ｂを収容する凹部１０ｂが副軸受１３のボス部１３ｂに食い込むこととなる。しかしながら、副軸受１３は圧縮機部２において電動機部３から最も離間した位置にあり、回転軸４を枢支するが電動機部３のロータ６の回転にともなう遠心力をほとんど受けずにすみ、軸信頼性への影響はない。  
上記距離Ｒ２を小さく設定することで第２の吐出ポート１２ｂの全面積が第２のシリンダ室１５ｂに対して開口することとなり、第１のシリンダ８Ａにおける吐出切欠き３３のような加工が不要となる。吐出切欠きがないから、トップクリアランスが小さくなって、再膨張損が減少して圧縮機Ｃの圧縮性能がより向上し、冷凍サイクル効率のより向上化に繋げられる。なお、第２の吐出ポート１２ｂは全面積を開口することに限定されるものではなく、おおよそ７０％以上が開口していれば、上述の効果が得られる。
【００３２】
図６（Ａ）は、空気調和機において年間の空調負荷に対する発生率の特性である。すなわち、横軸に空調負荷（運転負荷）をとり、縦軸にその空調負荷に対応する発生率をとって棒グラフ化したものである。  
図から分かるように、空調負荷の小さいときほど発生率が大であり、空調負荷が漸次大になるのにともなって発生率が低減する。空調負荷が大になって定格能力もしくは、その前後の条件では発生率がごく少ない。具体的には、近年の高断熱化と高気密化された住宅や建造物の増加にともない、運転開始（立ち上り）時には負荷が大であるので大能力が必要であるが、安定運転となる負荷の小さい領域では長時間運転が累積される。  
上述したように、負荷の大きな場合は第１の圧縮機構２Ａと第２の圧縮機構２Ｂの両方で運転を行う大能力運転をなし、負荷の小さな場合は第１の圧縮機構２Ａでは非圧縮運転に切換え、第２の圧縮機構２Ｂのみでの運転を行う低能力運転としている。大能力運転を行う割合はごく少なく、第１の圧縮機構２Ａを作用させる機会は少ない。これに対して低能力運転を行う割合は極めて多く、第２の圧縮機構２Ｂのみの運転が長く行われる。
【００３３】
以上の条件から、非圧縮運転をなす時間が長い第１の圧縮機構２Ａにおける第１の吐出ポート１２ａは低能力条件を考慮する必要がなく、冷媒循環量が多い大能力運転のみを考慮すればよい。また、圧縮運転を常時継続することとなる第２の圧縮機構２Ｂにおいて、第２の吐出ポート１２ｂは低流速（低能力・低周波数）を重視した設計をなすことで高効率運転が可能となる。  
これは、上述したように第２の圧縮機構２Ｂに設けられる第２の吐出ポート１２ｂの直径φＤｂを、第１の圧縮機構２Ａにおける第１の吐出ポート１２ａの直径φＤａよりも小さく（φＤｂ＜φＤａ）設定することで、上記条件を満足することができる。  
なお、上記制御部４０はインバータ回路を備えて電動機部３の回転数を制御するようにしたが、これに限定されるものではなく、商用電源で運転される２シリンダ形ロータリ圧縮機に応用しても同様な作用効果が得られる。また、非圧縮運転と圧縮運転に切換え可能な第１の圧縮機構２Ａを備えたが、切換えが不能な圧縮機構を備えた圧縮機においても再膨張損失を軽減して、運転率の高い低運転周波数時の効率を向上させるためにも有効な手段である。
【００３４】
図５は本実施形態の変形例を示す、圧縮機部２の一部断面図である。先に説明したものと同一の構成部品については同番号を付して説明を省略する。  
第１の圧縮機構２Ａにおいて、主軸受フランジ部９ａに凹部１０ａが設けられ、この凹部に第１の吐出弁１１ａで開閉される第１の吐出ポート１２ａが設けられることは変りがない。第２の圧縮機構２Ｂにおいては、副軸受フランジ部１３ａに凹部１０ｂが設けられ、第２の吐出弁１１ｂで開閉される第２の吐出ポート１２ｂが設けられることも変りがないが、ここでは副軸受ボス部１３ｂに食い込み部を加工しない代りに、第２のシンシリンダ８Ｂに吐出切欠き部ｆが設けられる。  
また、上記第１の圧縮機構２Ａにおいては、第１のシリンダ８Ａの下面から凹状の冷媒溜め部５０が設けられ、この冷媒溜め部５０の底面と主軸受フランジ部９ａとに亘って冷媒案内孔５１が設けられる。上記冷媒溜め部５０の周面に補助吐出ポート５２が設けられ、第１のシリンダ室１５ａに連通している。この補助吐出ポート５２は補助吐出弁５３で開閉されるようになっている。
【００３５】
第１の圧縮機構２Ａでは、第１のシリンダ室１５ａで圧縮作用が行われると、第１の吐出弁１１ａとともに補助吐出弁５３が開閉して、シリンダ室１５ａで圧縮され高圧化したガスを第１の吐出ポート１２ａから直接密閉容器１へ吐出するとともに、補助吐出ポート５２から冷媒溜め部５０と冷媒案内孔５１を介して密閉容器１内へ吐出する。  
このようにして第１の圧縮機構２Ａは第１の吐出ポート１２ａおよび補助吐出ポート５２を備えて合計の吐出ポート断面積を、第２の圧縮機構２Ｂにおける第２の吐出ポート１２ｂの断面積と比較して大に設定した。上述したように、負荷に応じて第１の圧縮機構２Ａは圧縮運転と非圧縮運転とに切換えるが、第２の圧縮機構２Ｂは継続して圧縮運転を行う。
【００３６】
すなわち、連続運転側（第２の圧縮機構２Ｂ）は運転率の高い低周波数域で使われるために最適な断面積の小吐出通路とし、運転切換え側（第１の圧縮機構２Ａ）は高循環量域でしか使われないために、最大効率を高運転周波数で出すために最適な断面積である大吐出通路としている。  
図６（Ｂ）は、第１の圧縮機構２Ａと第２の圧縮機構２Ｂの吐出ポート断面積比に対する圧縮機積算効率（＝年間電気代）の特性を表した図である。上記吐出ポート断面積比は、第１の圧縮機構２Ａにおける第１の吐出ポート１２ａと補助吐出ポート５２との合計断面積に対する、第２の圧縮機構２Ｂにおける第２の吐出ポート１２ｂ断面積の割合となる。図から明らかなように、吐出ポート断面積比が  １．２〜２．０  の範囲が圧縮機積算効率のピークとなっている。
【００３７】
したがって、圧縮運転と非圧縮運転に切換え可能な第１の圧縮機構２Ａにおける吐出ポート断面積を、圧縮運転を常時継続する側である第２の圧縮機構２Ｂにおける吐出ポート断面積の１．２〜２．０倍とすることで、制御部４０にインバータ回路を搭載した２シリンダ形ロータリ圧縮機では、高能力時の性能低下を最小限に抑え、運転効率の高い低能力運転の省エネ性を向上させて、圧縮機積算効率を最大化できる。  
なお、上述の変形例では、第１の圧縮機構２Ａに第１の吐出ポート１２ａと補助吐出ポート５２との２つの吐出ポートを備えたが、これに限定されるものではなく、第１の圧縮機構２Ａにおいて１つの吐出ポートのみを備え、第２の圧縮機構２Ｂの吐出ポートとの断面積比が  １．２〜２．０  の範囲になるように設定してもよい。  
また、本発明は上述した実施の形態そのままに限定されるものではなく、実施段階ではその要旨を逸脱しない範囲で構成要素を変形して具体化できるとともに、上述した実施の形態に開示されている複数の構成要素の適宜な組合せにより種々の発明を形成できる。
【図面の簡単な説明】
【００３８】
【図１】本発明における一実施の形態に係る、２シリンダ形ロータリ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、圧縮機部の一部を分解した斜視図。
【図３】同実施の形態に係る、圧縮機部の一部を省略した断面図。
【図４】同実施の形態に係る、副軸受の上面図。
【図５】同実施の形態に係る変形例を示す、圧縮機部の一部を省略した図。
【図６】同実施の形態に係る、空調負荷に対する発生率の特性図と、吐出ポート断面積比に対する圧縮機積算効率の特性図。
【符号の説明】
【００３９】
１…密閉容器、３…電動機部、４…回転軸、２…圧縮機部、９…主軸受、２Ａ…第１の圧縮機構、７…中間仕切り板、２Ｂ…第２の圧縮機構、１３…副軸受、８Ａ…第１のシリンダ、８Ｂ…第２のシリンダ、１４ａ，１４ｂ…偏心ローラ、１５ａ…第１のシリンダ室、１５ｂ…第２のシリンダ室、１７ａ，１７ｂ…ブレード、１２…第１の吐出ポート、１２ｂ…第２の吐出ポート、Ｋ…能力可変機構（能力切換え制御手段）、２５…凝縮器、２６…膨張機構（膨張装置）、２７…蒸発器、Ｐ…冷媒管。
【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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