シリンダと、自身と前記シリンダとの間に空間を形成するように前記シリンダ内に配置されたピストンと、前記ピストンが取り付けられたシャフトと、前記シャフトの回転方向に沿った第1の角度位置において前記シリンダに取り付けられ、前記空間を前記ピストンの周方向に沿って仕切る第1ベーンと、前記シャフトの回転方向に沿った第2の角度位置において前記シリンダに取り付けられ、第1圧縮室と、前記第1圧縮室の容積よりも小さい容積を有する第2圧縮室とが前記シリンダ内に形成されるように、前記第1ベーンによって仕切られた前記空間を前記ピストンの周方向に沿ってさらに仕切る第2ベーンとを備え、前記ピストンと前記第2ベーンとが一体化されている、又は前記ピストンと前記第2ベーンとが結合されている、ロータリ圧縮機。前記ピストン及び前記第2ベーンが、一体成形のスイングピストンで構成されている、請求項1に記載のロータリ圧縮機。前記スイングピストンに凹部が設けられ、かつ前記第1ベーンに凸部が設けられている、又は前記スイングピストンに凸部が設けられ、かつ前記第1ベーンに凹部が設けられており、前記スイングピストンと前記第1ベーンとが結合されるように、前記スイングピストンの前記凹部に前記第1ベーンの前記凸部が嵌め合わされている、又は前記第1ベーンの前記凹部に前記スイングピストンの前記凸部が嵌め合わされており、前記ピストンの回転に伴って前記第1ベーンが揺動できるように、前記第1の角度位置に前記第1ベーンを保持するブッシュが設けられている、請求項2に記載のロータリ圧縮機。前記ピストンに凹部が設けられ、かつ前記第2ベーンに凸部が設けられている、又は前記ピストンに凸部が設けられ、かつ前記第2ベーンに凹部が設けられており、前記ピストンと前記第2ベーンとが結合されるように、前記ピストンの前記凹部に前記第2ベーンの前記凸部が嵌め合わされている、又は前記第2ベーンの前記凹部に前記ピストンの前記凸部が嵌め合わされている、請求項1に記載のロータリ圧縮機。前記ピストン及び前記第1ベーンが、一体成形のスイングピストンで構成されており、前記ピストンの回転に伴って前記第2ベーンが揺動できるように、前記第2の角度位置に前記第2ベーンを保持するブッシュが設けられている、請求項4に記載のロータリ圧縮機。前記ピストンに他の凹部が設けられ、かつ前記第1ベーンに凸部が設けられている、又は前記ピストンに他の凸部が設けられ、かつ前記第1ベーンに凹部が設けられており、前記ピストンの前記他の凹部に前記第1ベーンの前記凸部が嵌め合わされている、又は前記第1ベーンの前記凹部に前記ピストンの前記他の凸部が嵌め合わされており、前記ピストンの回転に伴って前記第1ベーン及び前記第2ベーンから選ばれる少なくとも1つが揺動できるように、前記第1の角度位置に前記第1ベーンを保持する第1ブッシュが設けられている及び/又は前記第2の角度位置に前記第2ベーンを保持する第2ブッシュが設けられている、請求項4に記載のロータリ圧縮機。前記シャフトの回転方向に関して、前記第1の角度位置から前記第2の角度位置までの角度θが270度以上に設定されている、請求項1~6のいずれか1項に記載のロータリ圧縮機。前記第1圧縮室で圧縮するべき作動流体を前記第1圧縮室に導く第1吸入孔と、前記第1圧縮室で圧縮された作動流体を前記第1圧縮室から前記第1圧縮室の外に導く第1吐出孔と、前記第2圧縮室で圧縮するべき作動流体を前記第2圧縮室に導く第2吸入孔と、前記第2圧縮室で圧縮された作動流体を前記第2圧縮室から前記第2圧縮室の外に導く第2吐出孔と、前記第2吸入孔に設けられた吸入逆止弁と、をさらに備えた、請求項1~7のいずれか1項に記載のロータリ圧縮機。前記シリンダ、前記ピストン、前記第1ベーン及び前記第2ベーンを含む圧縮機構を収容している密閉容器と、前記密閉容器の内部空間に向かって開口している吐出管と、前記第1吐出孔を通じて前記第1圧縮室の外に導かれた作動流体と前記第2吐出孔を通じて前記第2圧縮室の外に導かれた作動流体とが前記密閉容器の内部空間を経由して前記吐出管に流入するように、前記第1吐出孔及び前記第2吐出孔のそれぞれと前記密閉容器の内部空間とを結ぶ吐出流路と、前記吐出流路から前記吐出管までの作動流体の流路上に位置するように、前記密閉容器内に配置されたモータと、をさらに備えた、請求項8に記載のロータリ圧縮機。前記シリンダを第1シリンダ、前記ピストンを第1ピストンと定義したとき、当該ロータリ圧縮機は、さらに、前記第1シリンダに対して同心状に配置された第2シリンダと、前記第2シリンダ内に配置され、前記シャフトに取り付けられた第2ピストンと、前記第2シリンダ内に第3圧縮室が形成されるように、前記第2シリンダと前記第2ピストンとの間の空間を前記第2ピストンの周方向に沿って仕切る第3ベーンと、前記第3圧縮室で圧縮するべき作動流体を前記第3圧縮室に導く第3吸入孔と、前記第3圧縮室で圧縮された作動流体を前記第3圧縮室から前記第3圧縮室の外に導く第3吐出孔と、を備えた、請求項8又は9に記載のロータリ圧縮機。前記第1圧縮室が前記第3圧縮室の容積よりも小さい容積を有する、請求項10に記載のロータリ圧縮機。前記第2ピストンと前記第3ベーンとが一体化されている、又は前記第2ピストンと前記第3ベーンとが結合されている、請求項10又は11に記載のロータリ圧縮機。請求項8~12のいずれか1項に記載のロータリ圧縮機と、前記ロータリ圧縮機で圧縮された作動流体を冷却する放熱器と、前記放熱器で冷却された作動流体を膨張させる膨張機構と、前記膨張機構で膨張した作動流体を気相の作動流体と液相の作動流体とに分離する気液分離器と、前記気液分離器で分離された液相の作動流体を蒸発させる蒸発器と、前記蒸発器から流出した作動流体を前記ロータリ圧縮機の前記第1吸入孔に導く吸入流路と、前記気液分離器で分離された気相の作動流体を前記ロータリ圧縮機の前記第2吸入孔に導くインジェクション流路と、を備えた、冷凍サイクル装置。前記ロータリ圧縮機が、請求項10に記載のロータリ圧縮機であり、前記蒸発器から流出した作動流体が前記ロータリ圧縮機の前記第1吸入孔及び前記第3吸入孔の両方に導かれるように、前記吸入流路は、前記第1吸入孔に向かって延びる分岐部分と、前記第3吸入孔に向かって延びる分岐部分とを含む、請求項13に記載の冷凍サイクル装置。本発明者らは、特許文献2に記載されたヒートポンプ式暖房装置500が実用化できるものであるかどうか詳細に検討した。その結果、圧縮機501に次のような技術上の問題が存在することを突き止めた。まず、図16に示すように、ベーンを1つのみ有する従来のローリングピストン型圧縮機によると、主に、ベーン540の先端面541に加えられた圧力と背面542に加えられた圧力との差に起因して、ベーン540をピストン543に向けて押し付ける力が発生する。高圧シェル型の圧縮機の場合、ベーン540の背面542には、吐出圧力高圧に等しい圧力が加わる。ベーン540は、平面視で円弧状の先端面541を有し、その先端面541でピストン543と接している。1つのシリンダにベーン540が1つだけ設けられている場合、ベーン540とピストン543との接点から見て先端面541の右側部分には、常に吸入孔544からの吸入圧力低圧が加わる。先端面541の左側部分には、吸入圧力低圧と吐出圧力高圧との間で変化する圧力が加わる。先端面541の左側部分に吐出圧力高圧が加わったときでも、先端面541の右側部分に吸入圧力低圧が常に加わっているので、先端面541と背面542との間の圧力差は十分に確保される。故に、ベーン540にはピストン543に向けて常に十分な大きさの押し付け力が働く。これに対し、特許文献2に記載されたローリングピストン型圧縮機501によれば、1つのシリンダに2つのベーンが設けられている。ベーンを1つのみ備えたローリングピストン型圧縮機と同じ考え方で、2つのベーンに働く押し付け力を検証する。図15に示すように、ベーン525の先端面の半分には、常に吸入孔526aからの吸入圧力低圧が加わる。ベーン525の先端面の他の半分には、副圧縮室527の圧力が加わる。副圧縮室527の圧力は、気液分離器507で分離された気相の冷媒の圧力中間圧と吐出圧力高圧との間で変化する。従って、ローリングピストン型圧縮機501が高圧シェル型の圧縮機であるという前提に立てば、ベーン525にはピストン523に向けて十分な大きさの押し付け力が働く。次に、ベーン535の先端面の半分には、常に吸入孔527aからの吸入圧力、つまり、気液分離器507で分離された気相の冷媒の圧力中間圧が加わる。ベーン535の先端面の他の半分には、主圧縮室526の圧力が加わる。主圧縮室526の圧力は、吸入圧力低圧と吐出圧力高圧との間で変化する。従って、ベーン535に働く押し付け力最小の押し付け力は、ベーン525に働く押し付け力及び従来のローリングピストン型圧縮機のベーン540に働く押し付け力よりも小さい。ベーンに働く押し付け力が小さい場合、ベーン飛びと呼ばれる不具合が起こる可能性がある。ここでベーン飛びとは、ベーンの先端がピストンから離れる現象のことを意味する。ベーン飛びが起こると、圧縮機効率の顕著な低下を招くおそれがある。本発明の目的は、インジェクション技術に採用できるロータリ圧縮機のベーン飛びを防止することにある。すなわち、本発明は、シリンダと、自身と前記シリンダとの間に空間を形成するように前記シリンダ内に配置されたピストンと、前記ピストンが取り付けられたシャフトと、前記シャフトの回転方向に沿った第1の角度位置において前記シリンダに取り付けられ、前記空間を前記ピストンの周方向に沿って仕切る第1ベーンと、前記シャフトの回転方向に沿った第2の角度位置において前記シリンダに取り付けられ、第1圧縮室と、前記第1圧縮室の容積よりも小さい容積を有する第2圧縮室とが前記シリンダ内に形成されるように、前記第1ベーンによって仕切られた前記空間を前記ピストンの周方向に沿ってさらに仕切る第2ベーンとを備え、前記ピストンと前記第2ベーンとが一体化されている、又は前記ピストンと前記第2ベーンとが結合されている、ロータリ圧縮機を提供する。好適な態様において、上記本発明のロータリ圧縮機は、前記第1圧縮室で圧縮するべき作動流体を前記第1圧縮室に導く第1吸入孔と、前記第1圧縮室で圧縮された作動流体を前記第1圧縮室から前記第1圧縮室の外に導く第1吐出孔と、前記第2圧縮室で圧縮するべき作動流体を前記第2圧縮室に導く第2吸入孔と、前記第2圧縮室で圧縮された作動流体を前記第2圧縮室から前記第2圧縮室の外に導く第2吐出孔と、前記第2吸入孔に設けられた吸入逆止弁と、をさらに備えている。他の側面において、本発明は、上記好適な態様に係るロータリ圧縮機と、前記ロータリ圧縮機で圧縮された作動流体を冷却する放熱器と、前記放熱器で冷却された作動流体を膨張させる膨張機構と、前記膨張機構で膨張した作動流体を気相の作動流体と液相の作動流体とに分離する気液分離器と、前記気液分離器で分離された液相の作動流体を蒸発させる蒸発器と、前記蒸発器から流出した作動流体を前記ロータリ圧縮機の前記第1吸入孔に導く吸入流路と、前記気液分離器で分離された気相の作動流体を前記ロータリ圧縮機の前記第2吸入孔に導くインジェクション流路と、を備えた、冷凍サイクル装置を提供する。本発明のロータリ圧縮機によれば、ピストンと第2ベーンとが一体化されている、又はピストンと第2ベーンとが結合されている。この場合、ベーン飛びの問題が本質的に存在しない。従って、本発明によれば、ベーン飛びの起こり得ない、高い圧縮機効率を有するロータリ圧縮機を提供できる。本発明のロータリ圧縮機を使用した冷凍サイクル装置は、高いインジェクション効果を享受できる。以下、添付の図面を参照しつつ本発明の実施形態を説明する。ただし、本発明は、以下に説明する実施形態によって限定解釈されない。各実施形態及び各変形例は、発明の要旨を逸脱しない範囲内で相互に組み合わせることができる。第1実施形態図1は、本実施形態に係る冷凍サイクル装置の構成図である。冷凍サイクル装置100は、ロータリ圧縮機102、第1熱交換器104、第1膨張機構106、気液分離器108、第2膨張機構110及び第2熱交換器112を備えている。これらの構成要素は、冷媒回路10を形成するように、流路10a~10dによって上記の順番に環状に接続されている。流路10a~10dは、典型的には、冷媒配管で構成されている。冷媒回路10には、作動流体として、ハイドロフルオロカーボン、二酸化炭素等の冷媒が充填されている。冷凍サイクル装置100は、さらに、インジェクション流路10jを備えている。インジェクション流路10jは、気液分離器108に接続された一端とロータリ圧縮機102に接続された他端とを有し、気液分離器108で分離された気相の冷媒をロータリ圧縮機102に直接に導く。インジェクション流路10jは、典型的には、冷媒配管で構成されている。インジェクション流路10jに減圧弁が設けられていてもよい。インジェクション流路10jにアキュームレータが設けられていてもよい。冷媒回路10には、冷媒の流れ方向を切り替えることができる切り替え機構として、四方弁116が設けられている。図1に実線で示すように四方弁116を制御すると、ロータリ圧縮機102で圧縮された冷媒は第1熱交換器104に供給される。この場合、第1熱交換器104は、ロータリ圧縮機102で圧縮された冷媒を冷却する放熱器凝縮器として機能する。第2熱交換器112は、気液分離器108で分離された液相の冷媒を蒸発させる蒸発器として機能する。他方、図1に破線で示すように四方弁116を制御すると、ロータリ圧縮機102で圧縮された冷媒は第2熱交換器112に供給される。この場合、第1熱交換器104が蒸発器として機能し、第2熱交換器112が放熱器として機能する。四方弁116により、例えば、冷凍サイクル装置100を採用した空気調和装置に冷房及び暖房の両方の機能を付与できる。ロータリ圧縮機102は、冷媒を高温高圧に圧縮するための機器である。ロータリ圧縮機102は、第1吸入孔19主吸入孔及び第2吸入孔20インジェクション吸入孔を有する。第1熱交換器104又は第2熱交換器112から流出した冷媒がロータリ圧縮機102に導かれるように、第1吸入孔19に流路10dが接続されている。気液分離器108で分離された気相の冷媒がロータリ圧縮機102に導かれるように、第2吸入孔20にインジェクション流路10jが接続されている。第1熱交換器104は、典型的には、空気-冷媒熱交換器又は水-冷媒熱交換器で構成されている。第2熱交換器112も典型的には空気-冷媒熱交換器又は水-冷媒熱交換器で構成されている。冷凍サイクル装置100を空気調和装置に採用する場合、第1熱交換器104及び第2熱交換器112の両方が空気-冷媒熱交換器で構成される。冷凍サイクル装置100を給湯機又は給湯暖房機に採用する場合、第1熱交換器104が水-冷媒熱交換器で構成され、第2熱交換器112が空気-冷媒熱交換器で構成される。第1膨張機構106及び第2膨張機構110は、放熱器としての第1熱交換器104又は第2熱交換器112で冷却された冷媒又は気液分離器108で分離された液相の冷媒を膨張させるための機器である。第1膨張機構106及び第2膨張機構110は、典型的には、膨張弁で構成されている。好適な膨張弁として、開度を変更できる弁、例えば電動膨張弁が挙げられる。第1膨張機構106は、第1熱交換器104と気液分離器108との間の流路10b上に設けられている。第2膨張機構110は、気液分離器108と第2熱交換器112との間の流路10c上に設けられている。膨張機構106及び110は、それぞれ、冷媒から動力を回収できる容積型膨張機で構成されていてもよい。気液分離器108は、第1膨張機構106又は第2膨張機構110で膨張した冷媒を気相の冷媒と液相の冷媒とに分離する。気液分離器108には、第1膨張機構106又は第2膨張機構110で膨張した冷媒の入口、液相の冷媒の出口及び気相の冷媒の出口が設けられている。気相の冷媒の出口にインジェクション流路10jの一端が接続されている。冷媒回路10には、アキュームレータ、内部熱交換器等の他の機器が設けられていてもよい。図2は、図1に示す冷凍サイクル装置100に使用されたロータリ圧縮機102の縦断面図である。図3は、図2に示すロータリ圧縮機102のA-A線に沿った横断面図である。ロータリ圧縮機102は、密閉容器1、モータ2、圧縮機構3及びシャフト4を備えている。圧縮機構3は、密閉容器1内の下部に配置されている。モータ2は、密閉容器1内において、圧縮機構3の上に配置されている。シャフト4によって、圧縮機構3とモータ2とが連結されている。密閉容器1の上部には、モータ2に電力を供給するための端子21が設けられている。密閉容器1の底部には、潤滑油を保持するための油溜り22が形成されている。モータ2は、ステータ17及びロータ18で構成されている。ステータ17は、密閉容器1の内壁に固定されている。ロータ18は、シャフト4に固定されており、かつシャフト4とともに回転する。密閉容器1の上部には、吐出管11が設けられている。吐出管11は、密閉容器1の上部を貫通しているとともに、密閉容器1の内部空間13に向かって開口している。吐出管11は、圧縮機構3で圧縮された冷媒を密閉容器1の外部に導く吐出流路としての役割を担う。つまり、吐出管11は、図1に示す流路10aの一部を構成している。ロータリ圧縮機102の動作時において、密閉容器1の内部空間13は、圧縮された冷媒で満たされる。つまり、ロータリ圧縮機102は、高圧シェル型の圧縮機である。高圧シェル型のロータリ圧縮機102によれば、冷媒でモータ2を冷却できるのでモータ効率の向上を期待できる。冷媒がモータ2で加熱されると、冷凍サイクル装置100の加熱能力も向上する。圧縮機構3は、冷媒を圧縮するようにモータ2によって動かされる。図2及び図3に示すように、圧縮機構3は、シリンダ5、主軸受6、副軸受7、ピストン8、マフラー9、第1ベーン32、第2ベーン33、第1吐出弁43、第2吐出弁44及び吸入逆止弁50を有する。本実施形態では、第1吸入孔19及び第2吸入孔20のうち、第2吸入孔20にのみ吸入逆止弁50が設けられている。シャフト4は、半径方向の外向きに突出した偏心部4aを有する。ピストン8は、シリンダ5の内部に配置されている。シリンダ5の内部において、シャフト4の偏心部4aにピストン8が取り付けられている。シリンダ5には、第1ベーン溝34及び第2ベーン溝35が形成されている。第1ベーン溝34は、シャフト4の回転方向に沿った第1の角度位置に形成されている。第2ベーン溝35は、シャフト4の回転方向に沿った第2の角度位置に形成されている。第1ベーン溝34には、ピストン8の外周面に接する先端を有する第1ベーン32ブレードがスライドできるように取り付けられている。第1ベーン32は、シリンダ5とピストン8との間の空間をピストン8の周方向に沿って仕切っている。第2ベーン溝35には、第2ベーン33ブレードがスライドできるように取り付けられている。第2ベーン33は、シリンダ5とピストン8との間の空間をピストン8の周方向に沿ってさらに仕切っている。これにより、シリンダ5の内部に、第1圧縮室25主圧縮室と、第1圧縮室25の容積よりも小さい容積を有する第2圧縮室26インジェクション圧縮室とが形成されている。第1ベーン32の背後には、シャフト4の中心に向かって第1ベーン32を押している第1ばね36が配置されている。第1ベーン溝34の後部は、密閉容器1の内部空間13に連通している。従って、密閉容器1の内部空間13の圧力が第1ベーン32の背面に加えられる。第2ベーン33はピストン8に結合されている。そのため、第2ベーン33の背後にばねは配置されていない。ただし、第2ベーン33の背後にばねが配置されていてもよい。第2ベーン溝35も密閉容器1の内部空間13に連通している。第1ベーン溝34及び第2ベーン溝35には、油溜り22に溜められた潤滑油が供給される。本明細書では、第1ベーン32及び第1ベーン溝34の位置をシャフト4の回転方向に沿った0度第1の角度の位置と定義する。言い換えれば、第1ベーン32がピストン8によって第1ベーン溝34に最大限に押し込まれた瞬間におけるシャフト4の回転角度を0度と定義する。第2ベーン33がピストン8によって第2ベーン溝35に最大限に押し込まれた瞬間におけるシャフト4の回転角度が第2の角度に相当する。本実施形態において、第1ベーン32が配置された第1の角度位置から第2ベーン33が配置された第2の角度位置までの角度θ度は、シャフト4の回転方向に関して、例えば270~350度の範囲にある。言い換えれば、第1ベーン32と第2ベーン33とのなす角度360-θは、10~90度の範囲にある。角度θが270度以上であれば、第1圧縮室25の吸入行程において、第1吸入孔19を通じて第1圧縮室25から第1吸入管14に逆流する冷媒の量が十分に少ない。そのため、第1吸入孔19に逆止弁を設ける必要がない。本実施形態では、ピストン8に凹部8sが設けられ、第2ベーン33に凸部33tが設けられている。ピストン8と第2ベーン33とが結合されるように、ピストン8の凹部8sに第2ベーン33の凸部33tが嵌め合わされている。ピストン8と第2ベーン33とが結合されているので、第2ベーン33は常にピストン8に追従して動く。そのため、第2ベーン33に関するベーン飛びの問題は本質的に存在しない。図4Aに示すように、第2ベーン33は、第2ベーン溝35に納まっているスライド部33aと、スライド部33aの先端に位置している凸部33tとで構成されている。凸部33tは、平面視で円の形状を有している。凸部33tを嵌め合わせるためのピストン8の凹部8sも平面視で円の形状を有している。凸部33t及び凹部8sは、第2ベーン33とピストン8との結合を維持しながら相対的に回転できる。ピストン8が回転したとき、第2ベーン33は第2ベーン溝35の中をスライドする。併せて、ピストン8の凹部8sの中で第2ベーン33の凸部33tが回転する。第2ベーン33の幅方向に関して、第2ベーン33の凸部33tの幅W1は、スライド部33aの幅W2よりも狭い。このような構成によれば、スライド部33aの仕上げ研磨が容易なので、第2ベーン33の製造コストを低減できる。なお、ベーンの幅とは、シャフト4の軸方向及びベーンの長手方向に直交する方向の寸法を意味する。ベーン飛びを防止できる構造は、図4Aに示す構造に限られない。以下、いくつかの具体例を説明する。図4Bに示す例では、ピストン8に凸部8tが設けられ、第2ベーン33に凹部33sが設けられている。ピストン8と第2ベーン33とが結合されるように、第2ベーン33の凹部33sにピストン8の凸部8tが嵌め合わされている。つまり、ベーンをピストンに結合するための構造は特に限定されない。次に、図4Cに示す例では、ピストン8及び第1ベーン32が、一体成形のスイングピストン56で構成されている。つまり、第1ベーン32がピストン8に一体化されている。第1ベーン溝34ブッシュ溝には、ブッシュ57第1ブッシュが配置されている。ブッシュ57は、略半円柱の形状を有する2つの部材で構成されている。半円柱部材の外周面は、平面と円弧面とを含む。半円柱部材の平面が第1ベーン32の側面に向かい合い、半円柱部材の円弧面が第1ベーン溝34の円弧面に向かい合っている。すなわち、ブッシュ57で第1ベーン32を摺動可能に挟んでいるとともに、ブッシュ57自身もシリンダ5に対して摺動できる。ピストン8が回転すると、第1ベーン32は、少しずつ姿勢を変えながら第1ベーン溝34の中を前後に動く。このように、第1ベーン32は、ブッシュ57を介して、シリンダ5の第1ベーン溝34に揺動可能に配置されている。ブッシュ57も第1ベーン溝34の中で回転揺動できる。他方、第2ベーン33はピストン8に結合されている。具体的には、図4Aを参照して説明したように、ピストン8の凹部8sに第2ベーン33の凸部33tが嵌め合わされている。ピストン8の回転に伴って第2ベーン33が揺動できるように、第2の角度位置に第2ベーン33を保持するブッシュ58第2ブッシュが設けられている。第2ベーン溝35に配置されたブッシュ58の動作は、第1ベーン溝34に配置されたブッシュ57の動作と同じである。第2ベーン33の凸部33t及びピストン8の凹部8sは、第2ベーン33とピストン8との結合を維持しながら相対的に回転できる。第2ベーン33は、ピストン8に結合されているか、一体化されているかの違いを除けば、第1ベーン32と同じように動作する。図4Cに示す構成によれば、第2ベーン33だけでなく、第1ベーン32のベーン飛びも防止できる。第1ベーン32及び第2ベーン33は、それぞれ、ベーン溝34及び35の中で揺動するので、ピストン8がスムーズに回転できる。なお、図4Bを参照して説明したように、第2ベーン33の凹部33sにピストン8の凸部8tが嵌め合わされていてもよい。次に、図4Dに示す例では、図4Aを参照して説明した構造と同じ構造が第2ベーン33に関して採用されている。その構造に加えて、さらに、ピストン8に他の凹部8cが設けられ、かつ第1ベーン32に凸部32tが設けられている。ピストン8の他の凹部8cに第1ベーン32の凸部32tが嵌め合わされている。ピストン8の回転に伴って第1ベーン32が揺動できるように、第1の角度位置に第1ベーン32を保持するブッシュ57第1ブッシュが設けられている。詳細には、第1ベーン溝34にブッシュ57が配置されている。嵌め合わせ構造に関して、凸部と凹部の位置関係は限定されない。つまり、図4Bを参照して説明したように、ピストン8に凸部が設けられ、かつ第2ベーン33に凹部が設けられていてもよい。さらに、ピストン8に他の凸部が設けられ、かつ第1ベーン32に凹部が設けられていてもよい。この場合、第1ベーン32の凹部にピストン8の他の凸部を嵌め合わせることができる。また、第1ベーン32に代えて、第2ベーン33が揺動できるように構成されていてもよいし、第1ベーン32及び第2ベーン33の両方が揺動できるように構成されていてもよい。すなわち、ピストン8の回転に伴って第1ベーン32及び第2ベーン33から選ばれる少なくとも1つが揺動できるように、第1の角度位置に第1ベーン32を保持する第1ブッシュ57が設けられていてもよく、及び/又は、第2の角度位置に第2ベーン33を保持する第2ブッシュ58図4C参照が設けられていてもよい。次に、図4Eに示す例では、ピストン8及び第2ベーン33が、一体成形のスイングピストン59で構成されている。第1ベーン32の構造は特に限定されない。図4Eに示す例において、第1ベーン32は、一般的なローリングピストン型圧縮機で用いられているものと同じ構造を有する。すなわち、第1ベーン32はピストン8に結合されておらず、ピストン8に一体化もされていない。図4Fに示す例においても、ピストン8及び第2ベーン33がスイングピストン59で構成されている。さらに、スイングピストン59に凹部8cが設けられ、かつ第1ベーン32に凸部32tが設けられている。スイングピストン59と第1ベーン32とが結合されるように、スイングピストン59の凹部8cに第1ベーン32の凸部32tが嵌め合わされている。ピストン8の回転に伴って第1ベーン32が揺動できるように、第1の角度位置に第1ベーン32を保持するブッシュ57が設けられている。図4Fに示す例において、スイングピストン59に凸部が設けられ、かつ第1ベーン32に凹部が設けられていてもよい。この場合、第1ベーン32の凹部にスイングピストン59の凸部を嵌め合わせることができる。図4A~図4Fを参照して説明した構造によれば、第2ベーン33がピストン8から離れることを確実に防止できる。さらに、図4A~図4Fを参照して説明した構造によれば、ピストン8の自転が禁止される。ピストン8の自転とは、シャフト4の偏心部4a、第1ベーン32及び第2ベーン33に対してピストン8が自由に回転できることを意味する。ピストン8の自転が禁止されると、常に、ピストン8の特定の部分が第2圧縮室26に面し、残りの部分が第1圧縮室25に面する。第2圧縮室26で圧縮された冷媒の温度は、第1圧縮室25で圧縮された冷媒の温度よりも少し低い例えば10°C程度。そのため、ロータリ圧縮機102の動作時において、ピストン8の特定の部分の温度は、残りの部分の温度よりも少し低い。特定の部分の温度が残りの部分の温度よりも低いと、第2圧縮室26に吸入された冷媒がピストン8から熱を受け取りにくい。第2圧縮室26に吸入された冷媒がピストン8から受熱しにくいので、吸入された冷媒が膨張することに基づく第2圧縮室26の体積効率の低下を抑制できる。図2及び図3に戻り、他の部分の説明を続ける。図2に示すように、主軸受6及び副軸受7は、シリンダ5を閉じるようにシリンダ5の上側及び下側にそれぞれ配置されている。マフラー9は、主軸受6の上部に設けられており、第1吐出弁43及び第2吐出弁44を覆っている。マフラー9には、圧縮された冷媒を密閉容器1の内部空間13に導くための吐出孔9aが形成されている。シャフト4は、マフラー9の中心部を貫通しているとともに、主軸受6及び副軸受7によって回転可能に支持されている。図2及び図3に示すように、本実施形態において、第1吸入孔19及び第2吸入孔20は、シリンダ5に形成されている。第1吸入孔19は、第1圧縮室25で圧縮するべき冷媒を第1圧縮室25に導く。第2吸入孔20は、第2圧縮室26で圧縮するべき冷媒を第2圧縮室26に導く。なお、第1吸入孔19及び第2吸入孔20は、それぞれ、主軸受6又は副軸受7に形成されていてもよい。本実施形態において、第2吸入孔20は、第1吸入孔19の開口面積よりも小さい開口面積を有する。第2吸入孔20の開口面積が小さければ小さいほど吸入逆止弁50の部品の寸法も小さい。このことは、吸入逆止弁50に起因する死容積デッドボリュームの増大を抑制する観点、及び設計の余裕を確保する観点で重要である。第1吸入孔19の開口面積をS1、第2吸入孔20の開口面積をS2としたとき、開口面積S1及びS2は、例えば1.1≦S1/S2≦30を満たす。なお、死容積とは、作動室として機能しない容積を意味する。一般に、容積型流体機械にとって、大きい死容積は好ましくない。図3に示すように、圧縮機構3には、第1吸入管14主吸入管及び第2吸入管16インジェクション吸入管が接続されている。第1吸入管14は、第1吸入孔19に冷媒を供給できるように、密閉容器1の胴部を貫通してシリンダ5に嵌め込まれている。第1吸入管14は、図1に示す流路10dの一部を構成している。第2吸入管16は、第2吸入孔20に冷媒を供給できるように、密閉容器1の胴部を貫通してシリンダ5に嵌め込まれている。第2吸入管16は、図1に示すインジェクション流路10jの一部を構成している。圧縮機構3には、さらに、第1吐出孔40主吐出孔及び第2吐出孔41インジェクション吐出孔が設けられている。第1吐出孔40及び第2吐出孔41は、それぞれ、主軸受6をシャフト4の軸方向に貫通する形で主軸受6に形成されている。第1吐出孔40は、第1圧縮室25で圧縮された冷媒を第1圧縮室25から第1圧縮室25の外本実施形態ではマフラー9の内部空間に導く。第2吐出孔41は、第2圧縮室26で圧縮された冷媒を第2圧縮室26から第2圧縮室26の外本実施形態ではマフラー9の内部空間に導く。第1吐出孔40及び第2吐出孔41には、それぞれ、第1吐出弁43及び第2吐出弁44が設けられている。第1圧縮室25の圧力が密閉容器1の内部空間13の圧力冷凍サイクルの高圧を上回った場合に、第1吐出弁43が開く。第2圧縮室26の圧力が密閉容器1の内部空間13の圧力を上回った場合に、第2吐出弁44が開く。マフラー9は、第1吐出孔40及び第2吐出孔41のそれぞれと密閉容器1の内部空間13とを結ぶ吐出流路としての役割を担う。第1吐出孔40を通じて第1圧縮室25の外に導かれた冷媒と第2吐出孔41を通じて第2圧縮室26の外に導かれた冷媒とがマフラー9の内部で合流する。合流した冷媒は、密閉容器1の内部空間13を経由して吐出管11に流入する。密閉容器1内には、マフラー9から吐出管11までの冷媒の流路上に位置するようにモータ2が配置されている。このような構成によれば、冷媒によるモータ2の冷却及びモータ2の熱による冷媒の加熱を効率的に行うことができる。本実施形態において、第2吐出孔41は、第1吐出孔40の開口面積よりも小さい開口面積を有する。第2吐出孔41の開口面積が小さければ小さいほど、第2吐出孔41に起因する死容積を小さくできる。第1吐出孔40の開口面積をS3、第2吐出孔41の開口面積をS4としたとき、開口面積S3及びS4は、例えば1.1≦S3/S4≦15を満たす。なお、第2吸入孔20の開口面積S2が第1吸入孔19の開口面積S1に等しい場合もありうる。さらに、第2吐出孔41の開口面積S4が第1吐出孔40の開口面積S3に等しい場合もありうる。各吸入孔及び各吐出孔の寸法は、それらを通過する冷媒の流量を考慮して適切に決定されるべきである。より詳細には、死容積と圧力損失とのバランスを考慮して決定されるべきである。本実施形態のロータリ圧縮機102は、以下に説明する理由により、吐出弁43及び44だけでなく、第2吸入孔20に設けられた吸入逆止弁50を備えている。特許文献2に記載された圧縮機501によれば、吸入行程から圧縮行程に移る際に副圧縮室527から吸入孔527aに多量の冷媒が逆流する可能性がある。このことは、圧縮機効率の低下を招く。そのため、特許文献2に記載された圧縮機501を用いて冷凍サイクル装置を構築したとしても、冷凍サイクルのCOPの向上は期待できない。吸入逆止弁50によれば、こうした問題を解決できる。図5に示すように、吸入逆止弁50は、弁本体51及び弁止め52を含む。シリンダ5の上面5pには平面視で短冊の形をした浅い溝5gが形成されており、その溝5gに弁本体51及び弁止め52が装着されている。溝5gは、シリンダ5の半径方向の外向きに延びているとともに、第2圧縮室26に連通している。第2吸入孔20は、溝5gの底部に開口している。詳細には、第2吸入孔20は、シリンダ5に形成された有底孔で構成されており、その有底孔は、溝5gの底部に開口している。第2吸入孔20に冷媒を供給できるように、シリンダ5の外周面からシリンダ5の中心に向かって延びる吸入流路5fがシリンダ5の内部に形成されている。その吸入流路5fに吸入管16が接続されている。図6Aに示すように、弁本体51は、第2吸入孔20を閉じる裏面51qと、第2吸入孔20を閉じたときに第2圧縮室26内の雰囲気に曝される表面51pとを有する。吸入逆止弁50の弁本体51の可動範囲が第2圧縮室26内に設定されている。弁本体51は、全体として薄板の形状を有しており、典型的には、薄い金属板リード弁で構成されている。図6Bに示すように、弁止め52は、第2吸入孔20を開くときに弁本体51の厚み方向への変位量を制限する支持面52qを有する。支持面52qは、弁止め52の厚みが第2圧縮室26に近づくにつれて減少するように、緩やかな曲面を形成している。すなわち、弁止め52は、全体として靴型のような形を有している。弁止め52の先端面52tは、シリンダ5の内径と同じ曲率半径の円弧の形状を有している。弁本体51は、第2吸入孔20を開閉できるように溝5gに配置されている。弁本体51が第2吸入孔20を閉じたときに支持面52qが第2圧縮室26内の雰囲気に曝されるように、弁止め52が溝5gに配置されている。弁本体51及び弁止め52は、ボルト等の締結具54によってシリンダ5に固定されている。弁本体51の後端部は弁止め52と溝5gとの間に挟まれて動けないが、弁本体51の先端部は固定されておらず、揺れ動ける。弁止め52及び第2吸入孔20を平面視したとき、第2吸入孔20は弁止め52の支持面52qに重なっている。弁止め52の後端部付近において、弁本体51の厚みと弁止め52の厚みとの合計の厚みは、溝5gの深さに概ね一致している。溝5gに弁本体51及び弁止め52を装着したとき、シリンダ5の厚み方向に関して、弁止め52の上面52pの位置はシリンダ5の上面の位置に一致する。図6Aに示すように、弁本体51は、第2吸入孔20を開閉するための幅広部分55を有する。幅広部分55の最大幅W1は、弁止め52の先端部の幅W2、言い換えれば、シリンダ5に面した位置における溝5gの幅よりも広い。幅広部分55により、第2吸入孔20を閉じるためのシール幅を確保しつつ、死容積の増大を抑制できる。図5及び図7に示すように、溝5gの深さは、例えば、シリンダ5の厚みの半分よりも小さい。また、溝5gの大部分は弁止め52によって埋められている。溝5gのごく一部が、弁本体51の可動範囲として残されている。吸入逆止弁50は、シャフト5の回転に伴って次のように動作する。第2圧縮室26の圧力が吸入流路5f及び第2吸入管16の圧力を下回った場合、弁本体51が弁止め52の支持面52qに沿う形状に変位する。言い換えれば、弁本体51が押し上げられる。これにより、第2吸入孔20と第2圧縮室26とが連通し、第2吸入孔20を通じて第2圧縮室26に冷媒が供給される。他方、第2圧縮室26の圧力が吸入流路5f及び第2吸入管16の圧力を上回った場合、弁本体51が元の平らな形状に復帰する。これにより、第2吸入孔20が閉じられる。従って、第2圧縮室26に吸入された冷媒が第2吸入孔20を通じて吸入流路5f及び第2吸入管16に逆流することを防止できる。本実施形態の吸入逆止弁50によれば、上記したいくつかの特徴的な構造により、吸入孔に逆止弁を設けることに基づく死容積の増大を抑制できる。つまり、吸入逆止弁50は、高い圧縮機効率の達成に寄与する。従って、本実施形態のロータリ圧縮機102を用いた冷凍サイクル装置100は、高いCOPを有する。なお、第2吸入孔20は、主軸受6又は副軸受7に形成されていてもよい。この場合、図5等を参照して説明した構造を有する吸入逆止弁50を主軸受6又は副軸受7に設けることができる。主軸受6又は副軸受7とシリンダ5との間にシリンダ5を閉じるための部材閉塞部材を設け、この部材に吸入逆止弁50を設けることもできる。次に、図8を参照して、ロータリ圧縮機102の動作を時系列で説明する。図8中の角度は、シャフト4の回転角度を表している。なお、図8に示す角度は、あくまでも例示にすぎず、図8に示された角度で各行程が必ず開始又は終了するわけではない。第1圧縮室25に冷媒を吸入する行程は、シャフト4が0度の回転角度を占有するときから、概ね360度の回転角度を占有するときまで行われる。第1圧縮室25に吸入された冷媒は、シャフト4の回転に伴って圧縮される。圧縮行程は、第1圧縮室25の圧力が密閉容器1の内部空間13の圧力を上回るまで続く。図8において、圧縮行程は、シャフト4が360度の回転角度を占有するときから、540度の回転角度を有するときまで行われている。圧縮された冷媒を第1圧縮室25の外に吐出する行程は、シリンダ5とピストン8との接点が第1吐出孔40を通過するまで行われる。図8において、吐出行程は、シャフト4が540度の回転角度を占有するときから、630α度の回転角度を占有するときまで行われている。αは、270度の角度位置から第2ベーン33が配置された第2の角度位置までの角度を表す。他方、第2圧縮室26に冷媒を吸入する行程は、シャフト4が270α度の回転角度を占有するときから、495α/2度の回転角度を占有するときまで行われる。495α/2度は、第2圧縮室26が最大容積を有するときのシャフト4の回転角度である。第2圧縮室26に吸入された冷媒は、シャフト4の回転に伴って圧縮される。圧縮行程は、第2圧縮室26の圧力が密閉容器1の内部空間13の圧力を上回るまで続く。図8において、圧縮行程は、シャフト4が495α/2度の回転角度を占有するときから、630度の回転角度を占有するときまで行われている。圧縮された冷媒を第2圧縮室26の外に吐出する行程は、シリンダ5とピストン8との接点が第2吐出孔41を通過するまで行われる。図8において、吐出行程は、シャフト4が630度の回転角度を占有するときから、720度の回転角度を占有するときまで行われている。図9A及び図9Bに第1圧縮室25及び第2圧縮室26のPV線図をそれぞれ示す。図9Aに示すように、第1圧縮室25における吸入行程は、点Aから点Bへの変化で表される。第1圧縮室25の容積は、点Bで最大値に達するが、第1圧縮室25には逆止弁が設けられていないので、点Bから点Cまでの間に少量の冷媒が第1圧縮室25から第1吸入孔19に逆流する。従って、第1圧縮室25の実際の吸入容積閉じ込め容積は、点Cの容積で特定される。圧縮行程は、点Cから点Dへの変化で表される。吐出行程は、点Dから点Eへの変化で表される。図9Bに示すように、第2圧縮室26における吸入行程は、点Fから点Gへの変化で表される。吸入逆止弁50の機能により、第2圧縮室26から第2吸入孔20への冷媒の逆流量は概ねゼロである。従って、第2圧縮室26の最大容積は、実際の吸入容積に一致している。圧縮行程は、点Gから点Hへの変化で表される。吐出行程は、点Hから点Iへの変化で表される。第2圧縮室26は、中間圧を有するガス冷媒を吸入及び圧縮するので、図10に示すように、斜線領域の面積に対応する圧縮仕事を削減できる。これにより、冷凍サイクル装置100の効率が向上する。なお、図9B及び図10は、吸入逆止弁50による死容積をゼロと仮定した場合のPV線図である。ちなみに、図11Aは、吸入逆止弁を有さないロータリ圧縮機の動作を示す概略図である。2つのベーンのなす角度は90度である。圧縮室536及び吸入孔537は、それぞれ、本実施形態の第2圧縮室26及び第2吸入孔20に対応している。図11Aの左側に示す状態で圧縮室536は最大容積を有する。しかし、左側に示す状態から右側に示す状態までシャフト534が回転する期間において、圧縮室536から吸入孔537に冷媒が逆流する逆流行程。実際には、図11Bに示すように、最大容積が点Jの容積で表されるとき、実際に圧縮が始まる瞬間の容積実吸入容積は点Gの容積で表される。つまり、相当の割合の冷媒点Jの容積から点Gの容積を引いた容積が逆流行程で圧縮室536から押し出される。そのため、非常に大きい損失が発生する。図11Bの斜線部分は、点Fから点Jまで圧縮室536が冷媒を吸入するときに発生する損失と、点Jから点Gまで圧縮室536の容積が減少するときに冷媒の逆流によって生じる損失との和余分な圧縮仕事を表している。さらに、冷媒の逆流によって生じた脈動により、騒音及び振動の増大も懸念される。本実施形態のロータリ圧縮機102によれば、こうした問題を解消できる。なお、図9A、図9B、図10及び図11Bの縦軸圧力軸及び横軸容積軸は、互いに同一の尺度で描かれている。図11A及び図11Bは、吸入逆止弁が無いときの問題点を説明するための図であり、本発明の先行技術を構成しない。次に、第1ベーン32と第2ベーン33との位置関係について説明する。両者の位置関係は、吸入逆止弁50の開閉タイミングとも深く関わっている。吸入逆止弁50の開閉タイミングは、冷媒の種類、冷凍サイクル装置100の用途等にも左右される。本実施形態によると、シャフト4の回転方向に関して、第1ベーン32が配置された第1の角度位置0度から第2ベーン33が配置された第2の角度位置までの角度θが270度以上に設定されている。角度θは、第1圧縮室25で圧縮するべき冷媒の流量、及び第2圧縮室26で圧縮するべき冷媒の流量に応じて適切に設定されるべきである。ただし、角度θが小さくなればなるほど、第1圧縮室25から第1吸入孔19に逆流する冷媒の量が増大する。適切な角度θの範囲は、例えば270≦θ≦350である。もちろん、最適な角度θは、冷凍サイクル装置100の用途に応じて変化する。図12に示すように、角度θが270度未満の形態も考えられる。角度θが小さくなればなるほど、第1圧縮室25から第1吸入孔19に逆流する冷媒の量が増える。第1圧縮室25から第1吸入孔19への冷媒の逆流を防止するために、第1吸入孔19にも吸入逆止弁を設けることができる。上述した知見によれば、吸入逆止弁50は、iii又はiiiで特定される期間において、第2圧縮室26に吸入された冷媒が第2吸入孔20を通じて第2圧縮室26の外に逆流することを阻止する。i吸入逆止弁50は、第2圧縮室26が最大容積に達した時点から、第2圧縮室26が最小容積≒0に達する時点まで、逆流を阻止する。ii吸入逆止弁50は、第2圧縮室26が最大容積に達した時点から、圧縮された冷媒が第2吐出孔41を通じて第2圧縮室26の外に吐出され始める時点まで、逆流を阻止する。iii吸入逆止弁50は、第2圧縮室26が最大容積に達した時点から、シリンダ5とピストン8との接点がシャフト4の回転に伴って第2吸入孔20を通過する時点まで、逆流を阻止する。角度θが比較的大きい場合、吸入逆止弁50はiの動きをする。角度θが比較的小さい場合、吸入逆止弁50はii又はiiiの動きをする。吸入逆止弁50は、圧縮機効率の向上に大きく貢献する。しかし、ベーン飛びを防止する観点では、吸入逆止弁50は逆効果をもたらす。まず、図15を参照して、吸入逆止弁が設けられていない場合を考える。吸入逆止弁が設けられていない場合、ピストン523がベーン535をベーン溝に図15に示す状態まで押し込んだ瞬間において、ベーン535の先端面の半分には、圧縮室526の吐出圧力高圧が加わっている。ベーン535の先端面の他の半分には、吸入孔527aの吸入圧力中間圧が加わっている。従って、ローリングピストン型圧縮機501が高圧シェル型の圧縮機であるという前提に立てば、先端面に加わる圧力と背面に加わる圧力との差に基づいて、ベーン535には、常に、ある程度の押し付け力が働く。次に、図17を参照して、第2吸入孔に吸入逆止弁が設けられているが、第2ベーンがピストンに結合していない場合を考える。ピストン558が第2ベーン552を図17に示す状態まで押し込んだ瞬間において、第2ベーン552の先端面の半分には、第1圧縮室554の吐出圧力高圧が加わっている。第2ベーン552の先端面の他の半分には、第2圧縮室556の圧力が加わっている。角度θ等の設計条件にも依存するので断言できないが、図17に示す状態において、第2圧縮室556の圧力は吐出圧力高圧に等しい、又は吐出圧力に近い。つまり、図17に示す状態において、先端面に加えられた圧力と背面に加えられた圧力との差に基づいて第2ベーン552に働く押し付け力は殆どゼロであり、ばね553による押し付け力のみが第2ベーン552に働く。この状態でピストン558が第2ベーン552の上死点を通過すると、第2ベーン552に外向きの慣性力が働いていることから、第2ベーン552がピストン558に追従できず、結果として、ベーン飛びが発生する可能性がある。上記のように、吸入逆止弁50は、ベーン飛びの問題に深く関わっている。従って、冷媒の逆流を防止するために吸入逆止弁50を設けた場合、ベーン飛びを防止するために、図4A~図4Fを参照して説明した構造を積極的に採用することが望ましい。吸入逆止弁50とベーン飛びを防止するための構造との組み合わせにより、非常に高い圧縮機効率を有するロータリ圧縮機102を提供できる。なお、図17は、第2ベーンがピストンに結合していないときの問題点を説明するための図であり、本発明の先行技術を構成しない。変形例図13は、変形例に係るロータリ圧縮機の縦断面図である。ロータリ圧縮機202は、図2に示すロータリ圧縮機102にシリンダ等の部品を追加した構造を有する。本変形例において、図2に示す圧縮機構3、シリンダ5、ピストン8及び偏心部4aをそれぞれ第1圧縮機構3、第1シリンダ5、第1ピストン8及び第1偏心部4aと定義する。第1圧縮機構3の詳細な構造は、図2~図7を参照して説明した通りである。図13及び図14に示すように、ロータリ圧縮機202は、第1圧縮機構3に加えて第2圧縮機構30を備えている。第2圧縮機構30は、第2シリンダ65、中板66、第2ピストン68、副軸受67、マフラー70、第3ベーン72、第3吸入孔69、第3吐出孔73を有する。第2シリンダ65は、第1シリンダ5に対して同心状に配置されており、中板66によって第1シリンダ5から隔てられている。シャフト4は、半径方向の外向きに突出した第2偏心部4bを有する。第2ピストン68は、第2シリンダ65の内部に配置されている。第2シリンダ65の内部において、第2ピストン68はシャフト4の第2偏心部4bに取り付けられている。中板66は、第1シリンダ5と第2シリンダ65との間に配置されている。第2シリンダ65には、ベーン溝74が形成されている。ベーン溝74には、第2ピストン68の外周面に接する先端を有する第3ベーン72ブレードがスライドできるように取り付けられている。第3ベーン72は、第2シリンダ65と第2ピストン68との間の空間を第2ピストン68の周方向に沿って仕切っている。これにより、第2シリンダ65の内部に第3圧縮室71が形成されている。第2ピストン68と第3ベーン72とが単一の部品、いわゆるスイングピストンで構成されていてもよい。また、第3ベーン72が第2ピストン68に結合していてもよい。第3ベーン72の背後には、シャフト4の中心に向かって第3ベーン72を押している第3ばね76が配置されている。第3吸入孔69は、第3圧縮室71で圧縮するべき冷媒を第3圧縮室71に導く。第3吸入孔69には、第3吸入管64が接続されている。第3吐出孔73は、副軸受67を貫いてマフラー70の内部空間に向かって開口している。第3圧縮室71で圧縮された冷媒は、第3吐出孔73を通って、第3圧縮室71から第3圧縮室71の外、具体的には、マフラー70の内部空間に導かれる。主軸受6、第1シリンダ5、中板66、第2シリンダ65及び副軸受67をシャフト4の軸方向に貫通している流路63を通って、マフラー70の内部空間から密閉容器1の内部空間13に冷媒が導かれる。流路63は、密閉容器1の内部空間13に向かって開口していてもよいし、マフラー9の内部空間に向かって開口していてもよい。以上のように、第2圧縮機構30は、ベーンを1つのみ有する通常のローリングピストン型圧縮機の圧縮機構と同じ構造を有している。なお、第2ピストン68と第3ベーン72とが一体化されていてもよい。あるいは、第2ピストン68と第3ベーン72とが結合されていてもよい。すなわち、図4A~図4Fを参照して説明した構造を第2ピストン68及び第3ベーン72に適用できる。第3ベーン72に関してベーン飛びの問題は生じにくいが、第1圧縮機構3と第2圧縮機構30とで部品を共通化することによるコスト削減の効果を期待できる。ロータリ圧縮機202において、第2シリンダ65の高さ、内径及び外径は、それぞれ、第1シリンダ5の高さ、内径及び外径に等しい。第1ピストン8の外径は、第2ピストン68の外径に等しい。第2シリンダ65の内部には第3圧縮室71のみが形成されているので、第1圧縮室25が第3圧縮室71の容積よりも小さい容積を有する。つまり、第1圧縮機構3と第2圧縮機構30との間で部品を共通化することにより、コストの低減及び組立容易性の向上を図ることができる。本変形例によれば、シャフト4の軸方向に関して、第1圧縮機構3が上側、第2圧縮機構30が下側に配置されている。第1圧縮機構3で圧縮された冷媒は、主軸受6に設けられた吐出孔40及び41を通ってマフラー9の内部空間に導かれる。第1圧縮機構3は、2つの吐出孔40及び41を有している。そのため、吐出孔40及び41から密閉容器1の内部空間13までの距離をなるべく短くし、これにより、吐出孔40及び41での冷媒の圧力損失をなるべく低減することが望ましい。この観点から、第1圧縮機構3が軸方向の上側に配置されていることが好ましい。しかし、他の観点から、第1圧縮機構3は軸方向の下側に配置されていてもよい。その理由は次の通りである。モータ2に近づけば近づくほど密閉容器1の内部の温度は高い。つまり、ロータリ圧縮機202の動作時において、主軸受6は副軸受67及びマフラー70の温度よりも高い温度を有する。そのため、第1圧縮機構3が上側に配置され、第2圧縮機構30が下側に配置されている場合、第2圧縮室26に導かれるべき冷媒が加熱されやすい。すると、第2圧縮室26で圧縮されるべき冷媒の質量流量が減少するので、インジェクションによる効果も減少する。より高いインジェクション効果を得るために、第2圧縮室26を有する第1圧縮機構3が下側に配置され、第2圧縮機構30が上側に配置されていてもよい。図13に示すように、シャフト4の回転方向に関して、第1偏心部4aの突出方向と第2偏心部4bの突出方向との角度差が180度である。言い換えれば、第1ピストン8と第2ピストン68との位相差がシャフト4の回転方向に関して180度である。さらに言い換えれば、第1ピストン8の上死点のタイミングが第2ピストン68の上死点のタイミングから180度ずれている。このような構成によれば、第1ピストン8の回転に基づいて発生する振動を第2ピストン68の回転によって打ち消すことができる。また、第1圧縮室25の圧縮行程と第3圧縮室71の圧縮行程とが概ね交互に行われるとともに、第1圧縮室25の吐出行程と第3圧縮室71の吐出行程とが概ね交互に行われる。従って、シャフト4のトルク変動を小さくできるためモータ損失及び機械損失の低減に有利である。また、ロータリ圧縮機202の振動及び騒音も低減できる。なお、ピストンの上死点のタイミングとは、ピストンによってベーンがベーン溝に最大限に押し込まれたタイミングを意味する。ロータリ圧縮機202を図1に示す冷凍サイクル装置100に使用する場合、次のような構成を採用できる。冷凍サイクル装置100は、蒸発器としての第1熱交換器104又は第2熱交換器112から流出した冷媒をロータリ圧縮機202の第1吸入孔19に導く吸入流路10dを有する。図13に示すように、第1熱交換器104又は第2熱交換器112から流出した冷媒がロータリ圧縮機202の第1吸入孔19及び第3吸入孔69の両方に導かれるように、吸入流路10dは、第1吸入孔19に向かって延びる分岐部分14と、第3吸入孔69に向かって延びる分岐部分64とを含む。本実施形態では、第1吸入管14が分岐部分14を構成し、第3吸入管64が分岐部分64を構成している。このような構成によれば、第1圧縮室25及び第3圧縮室71に冷媒をスムーズに導くことができる。なお、吸入流路10dが密閉容器1の内部で分岐していてもよい。