JP6605140B2 - ロータリ圧縮機および冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、上下に並んで配置される２つの圧縮機構部を備えているロータリ圧縮機および冷凍サイクル装置に関する。

従来、空気調和装置あるいは給湯器などのヒートポンプ機器では、ロータリ圧縮機を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクル装置を用いるのが一般的である。
すなわち、ヒートポンプ機器は、ロータリ圧縮機、凝縮器、膨張弁などの減圧手段および蒸発器を冷媒配管で接続されて形成された冷凍サイクル装置が搭載される。そして、ヒートポンプ機器は、たとえば、空調用途あるいは給湯用途などの用途に応じた運転を実行できるようになっている。

ところで、近年、空気調和装置のエネルギー消費性能の規制が各国で強化され、規制基準が実負荷に近い運転基準に変更されつつある。
日本国内では、従来は、冷暖平均ＣＯＰでの効率改善の表示であった。これに対し、２０１１年からは、ＡＰＦ（通年エネルギー消費効率）表示に変更となった。また、空気調和装置あるいは給湯器のエネルギー消費性能の規格は、さらに実負荷に近い新規格へ変更されていくと予測される。
たとえば、空気調和装置の立ち上げ時に必要な定格暖房能力を１００％とすると、常時必要な暖房能力は１０％〜５０％程度である。この暖房能力が１０％〜５０％程度の低負荷領域での効率の方が定格能力より実質ＡＰＦに与える影響が大きい。

このため、冷暖房能力を調整する手段として、古くから電動機のＯＮ−ＯＦＦ制御が用いられていた。しかしながら、このＯＮ−ＯＦＦ制御では、温調変動幅あるいは振動騒音が大きくなるという問題点あるいはエネルギー消費性能が損なわれる問題点などがあった。
そこで、近年では、エネルギー消費性能の改善などを目的として、ロータリ圧縮機を駆動する電動機の回転数を変更可能に制御するインバータ制御が普及してきた。

ここで、近年、空気調和装置は、立ち上げ時間の短縮の要求、あるいは、低温または高温のより厳しい環境での運転要求が求められるようになってきた。このため、空気調和装置には、一定以上の定格能力が必要になっている。
一方、高断熱住宅化が進んで空気調和装置に常時必要な能力は小さくなり、運転時の能力範囲が広がっている。このため、インバータ制御によるロータリ圧縮機の回転数変更可能範囲が広がり、ロータリ圧縮機の高効率が要求される回転数範囲が広がる傾向にある。これに対し、従来の空気調和装置は、低負荷能力条件下において、回転数を下げてロータリ圧縮機を連続運転しつつ圧縮機の高効率を維持することが難しくなっている。

そこで、機械的に排除容積を変更可能とする機械式容量制御を用いたロータリ圧縮機が再び注目されている。
たとえば、特許文献１には、２気筒型のロータリ圧縮機であって、低負荷時に一方の圧縮機構部を非圧縮状態として冷媒循環流量を半減する構成が開示されている。この構成では、電動機の回転数を落とさずに運転できるので、圧縮機の効率が向上できる。

一方の圧縮機構部を非圧縮状態とする具体的な手段として、圧縮運転と非圧縮運転とに切り替える圧力切替手段を備えた２気筒型のロータリ圧縮機が開示されている。圧縮運転では、ベーン背室に常時圧縮作用されるシリンダ室で圧縮された高圧ガスの一部を導入してベーンの後端部である背面部に高圧を付与し、ベーンの先端部を偏心ピストンの外周面に当接させる。これに対し、非圧縮運転では、ベーン背室に低圧ガスを導き、ベーンの先端部を偏心ピストンの外周面から離間させ、ベーンを永久磁石に保持させる。

特許文献１に記載のロータリ圧縮機では、２気筒のうちで一方の圧縮機構部を高負荷条件で圧縮運転に切り替え、低負荷条件で非圧縮運転に切り替えられる。このため、低負荷時に、ロータリ圧縮機の回転数を下げないで連続運転可能となり、圧縮機の効率の向上が図れる。

特開２０１１−５８４８２号公報

特許文献１に記載のロータリ圧縮機では、非圧縮運転時にシリンダ室が低圧状態となる。このため、密閉容器内の高圧状態の冷媒と潤滑油とがシリンダ室内に浸入する。これにより、ロータリ圧縮機の信頼性と効率が低下することが課題であった。

特許文献１の図１では、下側に常時圧縮するシリンダが配置され、上側に非圧縮運転可能な休筒シリンダが配置されている。特許文献１の図４では、上側に常時圧縮するシリンダが配置され、下側に非圧縮運転可能な休筒シリンダが配置されている。
一般的に、密閉容器内の上側は、潤滑油が枯渇して冷媒がガス状態になり易いので、特許文献１の図４のように、休筒シリンダを下側に配置して潤滑油が漏れ難い状態を保ちつつ、常時圧縮するシリンダを上側に配置して圧力損失を低減する構成が採られる。このような構成にもかかわらず、非圧縮運転時には、密閉容器内は高圧状態であり、休筒側シリンダ室内は低圧状態となる。そのため、高温の潤滑油は、休筒側シリンダの周囲から流入して休筒側シリンダ室内に漏れ易い。この漏れた潤滑油によって吸入側を加熱する吸入加熱損失が発生する。また、潤滑油に溶解した高圧ガスが逆流する漏れ損失が発生する。このように、圧縮機の効率が低下する問題があった。

ところで、ロータリ圧縮機には、駆動軸の回転によって駆動軸の下端から駆動軸の内部の軸心給油流路に潤滑油を吸い上げる給油ポンプが設けられている。そして、駆動軸には、駆動軸の内部の軸心給油流路から下側シリンダ室内と上側シリンダ室内とにそれぞれ潤滑油を供給する給油孔が設けられている。
ここで、通常の圧縮運転時には、下側シリンダ室内に潤滑油を供給する下側の給油孔にヘッド圧が立ち易い。このため、下側シリンダ室内に潤滑油を供給し易い。これに対して、上側シリンダ室内には潤滑油を供給し難い。この特性により、低速運転時の上側シリンダ室内への潤滑油の供給不足と、高速運転時の下側シリンダ室内への潤滑油の過剰供給も問題であった。

本発明は、上記課題を解決するためのものであり、上側の第１圧縮機構部の第１シリンダ室内および下側の第２圧縮機構部の第２シリンダ室内にそれぞれ潤滑油を最適に供給し、圧縮機の効率が向上するロータリ圧縮機および冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。

本発明に係るロータリ圧縮機は、固定子および回転子を有する電動機と、上端が前記回転子に固定され、下方側に上下に並んで上側の第１偏心部および下側の第２偏心部が形成された駆動軸と、円筒状の第１シリンダ室が形成された第１シリンダ、前記第１偏心部の周りに摺動自在に取り付けられて前記第１偏心部と共に前記第１シリンダ室内を偏心回転運動する第１ピストン、および、前記第１シリンダに形成された第１ベーン溝に摺動自在に設けられ、一方の端部に付与された押圧力によって他方の端部が前記第１ピストンの外周面に当接し、前記第１シリンダ室内を吸入室と圧縮室とに仕切る第１ベーンを有する第１圧縮機構部と、円筒状の第２シリンダ室が形成された第２シリンダ、前記第２偏心部の周りに摺動自在に取り付けられて前記第２偏心部と共に前記第２シリンダ室内を偏心回転運動する第２ピストン、および、前記第２シリンダに形成された第２ベーン溝に摺動自在に設けられ、一方の端部に付与された押圧力によって他方の端部が前記第２ピストンの外周面に当接し、前記第２シリンダ室内を吸入室と圧縮室とに仕切る第２ベーンを有する第２圧縮機構部と、底部にて前記駆動軸の下端から前記駆動軸内の軸心給油流路に汲み上げる潤滑油が貯蔵される潤滑油貯蔵部と、を備え、前記第２偏心部には、前記駆動軸の中心に対して前記第２ピストンの最大偏心位置を基準０度として０度から駆動軸周り回転方向の位相を正とし、０度から−１８０度の範囲に、前記軸心給油流路から連通した給油孔と、前記第２偏心部の外周面に形成された潤滑油を流通させる流路溝と、が形成され、前記給油孔の開口部と前記流路溝とは、回転方向にて重ならないように配置され、前記流路溝は、前記第２偏心部の外周面上で上端と下端とにわたる縦溝と、前記第２偏心部の外周面上の水平方向に長く形成された横溝と、を有し、前記縦溝と前記横溝とは、重なって配置されたものである。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、上記のロータリ圧縮機を備えたものである。

本発明に係るロータリ圧縮機および冷凍サイクル装置によれば、第２偏心部には、駆動軸の中心に対して第２ピストンの最大偏心位置を基準０度として０度から駆動軸周り回転方向の位相を正とし、０度から−１８０度の範囲に、軸心給油流路から連通した給油孔と、第２偏心部の外周面に形成された潤滑油を流通させる流路溝と、が形成され、給油孔の開口部と流路溝とは、回転方向にて重ならないように配置された。これにより、第２圧縮機構部の第２偏心部の外周面では、給油孔の開口部と流路溝とが連通せず、給油孔から供給される潤滑油が流路溝に直接流通せず、給油孔から供給される潤滑油量が少なくなる。そのため、第２圧縮機構部の第２シリンダ室内に供給される潤滑油量が少なくできる。一方、第２シリンダ室内に供給される潤滑油量が減少した分、駆動軸内の軸心給油流路を上昇する潤滑油量が多くなり、第２圧縮機構部よりも上側に設けられた第１圧縮機構部の第１シリンダ室内に供給される潤滑油量が多くできる。したがって、上側の第１圧縮機構部の第１シリンダ室内および下側の第２圧縮機構部の第２シリンダ室内にそれぞれ潤滑油を最適に供給し、圧縮機の効率が向上できる。

本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機の構造を示す概略縦断面図である。 本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機において回転位相１８０度の場合での非圧縮運転時の第２圧縮機構部の構成を示す概略横断面図である。 本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機において第２偏心ピン軸部の外周面に形成された給油流路の構成を示す概略図である。 本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機において回転位相１８０度の場合での圧縮運転時の第２圧縮機構部の構成を示す概略横断面図である。 本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機において回転位相１８０度の場合での第１圧縮機構部の構成を示す概略横断面図である。 本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機において回転位相１８０度の場合での第２偏心ピン軸部と第２ピストンの内周面との半径隙間を示す概略図である。 本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機において回転位相１８０度の場合での第２偏心ピン軸部と第２ピストンの内周面との半径隙間の位相に応じた変化量を示すグラフである。 本発明の実施の形態２に係るロータリ圧縮機において第２偏心ピン軸部の外周面に形成された給油流路の構成を示す概略図である。 本発明の実施の形態３に係るロータリ圧縮機において第２偏心ピン軸部の外周面に形成された給油流路の構成を示す概略図である。 本発明の実施の形態４に係るロータリ圧縮機の構造を示す概略縦断面図である。 本発明の実施の形態５に係るロータリ圧縮機を適用した冷凍サイクル装置を示す冷媒回路図である。

以下、図面に基づいて本発明の実施の形態について説明する。
なお、各図において、同一の符号を付したものは、同一のまたはこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。
また、明細書全文に示されている構成要素の形態は、あくまで例示であってこれらの記載に限定されるものではない。
さらに、以下に示す図面では、各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。また、縦断面図および横断面図において、吐出口１８、２８およびシリンダ吸入流路１７、２７の３次元的な位置関係は、必ずしも一致していない。

実施の形態１．
［ロータリ圧縮機１００の構成］
図１は、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００の構造を示す概略縦断面図である。図２は、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００において回転位相１８０度の場合での非圧縮運転時の第２圧縮機構部２０の構成を示す概略横断面図である。図３は、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００において第２偏心ピン軸部５ｄの外周面に形成された給油流路の構成を示す概略図である。図４は、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００において回転位相１８０度の場合での圧縮運転時の第２圧縮機構部２０の構成を示す概略横断面図である。図５は、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００において回転位相１８０度の場合での第１圧縮機構部１０の構成を示す概略横断面図である。図６Ａは、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００において回転位相１８０度の場合での第２偏心ピン軸部５ｄと第２ピストン２３の内周面との半径隙間Ｓを示す概略図である。図６Ｂは、本発明の実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００において回転位相１８０度の場合での第２偏心ピン軸部５ｄと第２ピストン２３の内周面との半径隙間Ｓの位相に応じた変化量を示すグラフである。
なお、図１では、第１圧縮機構部１０が通常の圧縮状態となり、第２圧縮機構部２０が休筒状態である非圧縮状態となっているロータリ圧縮機１００を示している。

ロータリ圧縮機１００は、たとえば、空気調和装置あるいは給湯器などのヒートポンプ機器に採用される冷凍サイクルの構成要素の１つとなるものである。また、ロータリ圧縮機１００は、ガス状の流体を吸入し、圧縮して高温高圧の状態として吐出させる機能を有している。

実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００は、密閉容器３の内部空間７に、第１圧縮機構部１０および第２圧縮機構部２０で構成された圧縮機構９９と、駆動軸５を介して第１圧縮機構部１０および第２圧縮機構部２０を駆動する電動機８と、を備えている。

密閉容器３は、上端部および下端部が閉塞されたたとえば円筒形状の密閉容器である。密閉容器３の底部には、圧縮機構９９を潤滑する潤滑油が貯蔵される潤滑油貯蔵部３ａが設けられている。また、密閉容器３の上部には、圧縮機吐出管２が密閉容器３の内部空間７と連通するように設けられている。

電動機８は、インバータ制御などによってたとえば回転数を変更可能なものである。電動機８は、固定子８ｂおよび回転子８ａを有している。
固定子８ｂは、略円筒形状に形成されており、外周部が密閉容器３にたとえば焼き嵌めなどにより固定されている。固定子８ｂには、外部電源から電力供給されるコイルが巻回されている。
回転子８ａは、略円筒形状をしており、固定子８ｂの内周面と所定の間隔を介して固定子８ｂの内周部に配置されている。回転子８ａには、駆動軸５の上端が固定されている。電動機８と圧縮機構９９とは、駆動軸５を介して接続されている。つまり、電動機８が回転することにより、圧縮機構９９には、駆動軸５を介して回転動力が伝達される。

駆動軸５は、駆動軸５の上部を構成する長軸部５ａと、駆動軸の下部を構成する短軸部５ｂと、これら長軸部５ａと短軸部５ｂとの間に形成された第１偏心ピン軸部５ｃ、第２偏心ピン軸部５ｄおよび中間軸部５ｅと、で構成されている。
なお、第１偏心ピン軸部５ｃは本発明の第１偏心部に相当し、第２偏心ピン軸部５ｄは本発明の第２偏心部に相当する。

ここで、第１偏心ピン軸部５ｃは、その中心軸が長軸部５ａおよび短軸部５ｂの中心軸から所定距離だけ偏心しており、後述する第１圧縮機構部１０の第１シリンダ室１２内に配置される。また、第２偏心ピン軸部５ｄは、その中心軸が長軸部５ａおよび短軸部５ｂの中心軸から所定距離だけ偏心しており、後述する第２圧縮機構部２０の第２シリンダ室２２内に配置される。また、第１偏心ピン軸部５ｃと第２偏心ピン軸部５ｄとは、駆動軸５の下方側に上下に並んで上側に第１偏心ピン軸部５ｃが配置され、下側に第２偏心ピン軸部５ｄが配置されている。第１偏心ピン軸部５ｃと第２偏心ピン軸部５ｄとは、位相が１８０度ずれて設けられている。
第１偏心ピン軸部５ｃと第２偏心ピン軸部５ｄとは、プレート状の中間軸部５ｅによって接続されている。なお、中間軸部５ｅは、後述する中間仕切板４の貫通孔内に配置される。

このように構成された駆動軸５は、長軸部５ａが第１支持部材６０の軸受部６０ａで回転自在に支持される。また、駆動軸５は、短軸部５ｂが第２支持部材７０の軸受部７０ａで回転自在に支持されている。
駆動軸５は、第１シリンダ室１２内において、第１偏心ピン軸部５ｃが偏心回転運動する。また、駆動軸５は、第２シリンダ室２２内において、第２偏心ピン軸部５ｄが偏心回転運動する。

圧縮機構９９は、上側に設けられたロータリ型の第１圧縮機構部１０と、下側に設けられたロータリ型の第２圧縮機構部２０と、で構成されている。第１圧縮機構部１０および第２圧縮機構部２０は、電動機８の下方に配置されている。
圧縮機構９９は、上側から下側に向かって、第１支持部材６０、第１圧縮機構部１０の構成要素である第１シリンダ１１、中間仕切板４、第２圧縮機構部２０の構成要素である第２シリンダ２１および第２支持部材７０が順次に重ねられて構成されている。

第１圧縮機構部１０は、第１シリンダ１１、第１ピストン１３および第１ベーン１４などで構成されている。

第１シリンダ１１は、駆動軸５の長軸部５ａおよび短軸部５ｂと略同心となる円筒状の貫通孔が上下方向に貫通形成された平板部材である。この貫通孔は、一方の上側端部が第１支持部材６０のフランジ部６０ｂにより閉塞され、他方の下側端部が中間仕切板４によって閉塞され、第１シリンダ室１２を形成している。

第１シリンダ１１の第１シリンダ室１２内には、第１ピストン１３が設けられている。第１ピストン１３は、リング状に形成されており、駆動軸５の第１偏心ピン軸部５ｃの周りに摺動自在に取り付けられている。第１ピストン１３は、第１偏心ピン軸部５ｃと共に第１シリンダ室１２内を偏心回転運動する。

第１シリンダ１１には、第１シリンダ室１２に連通し、第１シリンダ室１２の半径方向に延びる第１ベーン溝１９が形成されている。そして、第１ベーン溝１９には、摺動自在に第１ベーン１４が設けられている。
第１ベーン１４の先端部１４ａは、第１ピストン１３の外周面に当接し、第１ベーン１４は、第１シリンダ室１２を吸入室１２ａと圧縮室１２ｂとに仕切る。

第１シリンダ１１には、第１ベーン溝１９の後方、つまり第１ベーン１４の後方に、第１ベーン背室１５が形成されている。第１ベーン背室１５は、第１シリンダ１１を上下方向に貫通するように設けられている。また、第１ベーン背室１５の上部開口部は、密閉容器３の内部空間７に一部が開放されている。これにより、潤滑油貯蔵部３ａに貯留されている潤滑油が、第１ベーン背室１５に流入できる。第１ベーン背室１５に流入した潤滑油は、第１ベーン溝１９と第１ベーン１４との間に流れ込み、両者の間の摺動抵抗を低減させる。後述のように、実施の形態１に係るロータリ圧縮機１００は、圧縮機構９９で圧縮された冷媒が密閉容器３の内部空間７に吐出される構成となっている。このため、第１ベーン背室１５は、密閉容器３の内部空間７と同じ高圧雰囲気となる。

第２圧縮機構部２０は、第２シリンダ２１、第２ピストン２３および第２ベーン２４などで構成されている。

第２シリンダ２１は、駆動軸５の長軸部５ａおよび短軸部５ｂと略同心となる円筒状の貫通孔が上下方向に貫通形成された平板部材である。この貫通孔は、一方の上側端部が中間仕切板４により閉塞され、他方の下側端部が第２支持部材７０のフランジ部７０ｂによって閉塞され、第２シリンダ室２２を形成している。

第２シリンダ２１の第２シリンダ室２２内には、第２ピストン２３が設けられている。第２ピストン２３は、リング状に形成されており、駆動軸５の第２偏心ピン軸部５ｄの周りに摺動自在に取り付けられている。第２ピストン２３は、第２偏心ピン軸部５ｄと共に第２シリンダ室２２内を偏心回転運動する。

第２シリンダ２１には、第２シリンダ室２２に連通し、第２シリンダ室２２の半径方向に延びる第２ベーン溝２９が形成されている。そして、第２ベーン溝２９には、摺動自在に第２ベーン２４が設けられている。
第２ベーン２４の先端部２４ａは、第２ピストン２３の外周面に当接し、第２ベーン２４は、第２シリンダ室２２を吸入室２２ａと圧縮室２２ｂとに仕切る。

第２シリンダ２１には、第２ベーン溝２９の後方、つまり第２ベーン２４の後方に、第２ベーン背室２５が形成されている。第２ベーン背室２５は、第２シリンダ２１を上下方向に貫通するように設けられている。また、第２ベーン背室２５の上下開口部は、中間仕切板４および第２支持部材７０のフランジ部７０ｂで閉塞されず、密閉容器３の内部空間７に一部が開放されている。これにより、潤滑油貯蔵部３ａに貯留されている潤滑油が、第２ベーン背室２５に流入できる。第２ベーン背室２５は、密閉容器３の内部空間７と同じ高圧雰囲気となる。また、第２ベーン背室２５に流入した潤滑油は、第２ベーン溝２９と第２ベーン２４との間に流れ込み、両者の間の摺動抵抗を低減させる。

第１シリンダ１１および第２シリンダ２１には、ガス状冷媒を第１シリンダ室１２および第２シリンダ室２２に流入させるための吸入マフラ６が接続されている。詳しくは、吸入マフラ６は、容器６ｂと、流入管６ａと、流出管６ｃと、流出管６ｄと、を有している。流入管６ａは、蒸発器から容器６ｂに低圧冷媒を導く。流出管６ｃは、容器６ｂに貯留された冷媒のうちのガス状冷媒を第１シリンダ１１の第１シリンダ室１２に導く。流出管６ｄは、容器６ｂに貯留された冷媒のうちのガス状冷媒を第２シリンダ２１の第２シリンダ室２２に導く。そして、吸入マフラ６の流出管６ｃは、第１シリンダ室１２に連通する流路である第１シリンダ１１のシリンダ吸入流路１７に接続されている。吸入マフラ６の流出管６ｄは、第２シリンダ室２２に連通する流路である第２シリンダ２１のシリンダ吸入流路２７に接続されている。

また、第１シリンダ１１には、第１シリンダ室１２内で圧縮されたガス状冷媒を吐出する吐出口１８が形成されている。吐出口１８は、第１支持部材６０のフランジ部６０ｂに形成された貫通孔と連通している。フランジ部６０ｂの貫通孔には、第１シリンダ室１２内が所定の圧力以上となった際に開く開閉弁１８ａが設けられている。
また、第１支持部材６０に設けられた開閉弁１８ａを覆うように、吐出マフラ６３が取り付けられている。吐出マフラ６３には、圧縮されたガス状冷媒を密閉容器３内に吐出する開口部が形成されている。

第２シリンダ２１には、第２シリンダ室２２内で圧縮されたガス状冷媒を吐出する吐出口２８が形成されている。吐出口２８は、第２支持部材７０のフランジ部７０ｂに形成された貫通孔と連通している。フランジ部７０ｂの貫通孔には、第２シリンダ室２２内が所定の圧力以上となった際に開く開閉弁２８ａが設けられている。
また、第２支持部材７０に設けられた開閉弁２８ａを覆うように、吐出マフラ７３が取り付けられている。吐出マフラ７３には、圧縮されたガス状冷媒を密閉容器３内に吐出する開口部が形成されている。

駆動軸５の中心には、軸線方向に沿って円筒状に軸心給油流路３１が開けられている。駆動軸５の各摺動箇所である、長軸部５ａ、短軸部５ｂ、第１偏心ピン軸部５ｃ、第２偏心ピン軸部５ｄには、軸心給油流路３１から潤滑油が供給される。
長軸部５ａには、軸心給油流路３１から径方向に給油孔３２ａが開けられている。短軸部５ｂには、軸心給油流路３１から径方向に給油孔３２ｂが開けられている。第１偏心ピン軸部５ｃには、軸心給油流路３１から径方向に給油孔３２ｃが開けられている。第２偏心ピン軸部５ｄには、軸心給油流路３１から径方向に給油孔３２ｄが開けられている。

駆動軸５が回転することにより、遠心ポンプ作用が生じ、密閉容器３の底に溜められた潤滑油貯蔵部３ａの潤滑油が軸心給油流路３１に汲み上げられる。軸心給油流路３１に汲み上げられた潤滑油は、給油孔３２ａ、３２ｂ、３２ｃ、３２ｄから駆動軸５の各摺動箇所に供給される。

ここで、第１偏心ピン軸部５ｃの外周面には、深さ１ｍｍ以上２ｍｍ以下の第１縦溝３４ａと、深さ０．２ｍｍ以上１ｍｍ以下の第１横溝３５ａと、が形成されている。第１縦溝３４ａは、第１偏心ピン軸部５ｃの外周面上で上端と下端とにわたって形成されている。第１横溝３５ａは、第１偏心ピン軸部５ｃの外周面上に水平方向に長く形成されている。

第１偏心ピン軸部５ｃの外周面において、給油孔３２の開口部と第１縦溝３４ａと第１横溝３５ａとは、重なって配置されている。これにより、給油孔３２ｃから供給された潤滑油は、滞留せずに第１縦溝３４ａおよび第１横溝３５ａに流通する。そして、第１縦溝３４ａおよび第１横溝３５ａに流通した潤滑油は、第１偏心ピン軸部５ｃの外周面に広がって、第１ピストン１３の内周面との間の流体潤滑に用いられる。

また、第２偏心ピン軸部５ｄの外周面には、深さ１ｍｍ以上２ｍｍ以下の第２縦溝３４ｂと、深さ０．２ｍｍ以上１ｍｍ以下の第２横溝３５ｂと、が形成されている。
なお、第２偏心ピン軸部５ｄの外周面における給油孔３２ｄの開口部と第２縦溝３４ｂと第２横溝３５ｂとの配置関係は、後述する。
給油孔３２ｄから供給された潤滑油は、第２偏心ピン軸部５ｄの外周面に広がって、第２ピストン２３の内周面との間の流体潤滑に用いられる。

第１偏心ピン軸部５ｃの外周面と第１ピストン１３の内周面との半径隙間３６ａは、通常、平均隙間が２０μｍ以上１００μｍ以下の範囲で設計される。圧縮時に第１ピストン１３に荷重がかかって流体潤滑が行われるため、半径隙間３６ａの値は、変動する。

第２偏心ピン軸部５ｄの外周面と第２ピストン２３の内周面との半径隙間３６ｂは、通常、平均隙間が２０μｍ以上１００μｍ以下の範囲で設計される。圧縮時に第２ピストン２３に荷重がかかって流体潤滑が行われるため、半径隙間３６ｂの値は、変動する。

また、軸受部６０ａには、駆動軸５の長軸部５ａの外周面に対向する対向面に、深さ１ｍｍ程度の軸受縦溝３３ａが形成されている。軸受部７０ａには、駆動軸５の短軸部５ｂの外周面に対向する対向面に、深さ１ｍｍ程度の軸受縦溝３３ｂが形成されている。
潤滑油は、軸受縦溝３３ａおよび軸受縦溝３３ｂを通過して密閉容器３内に戻る。

駆動軸５の第１偏心ピン軸部５ｃの給油孔３２ｃの開口部と、第１縦溝３４ａと、第１横溝３５ａと、軸受縦溝３３ａと、は全て、圧縮時に第１ピストン１３が押されて荷重のかかる方向とは異なる位相に配置される。給油孔３２ｃの開口部と、第１縦溝３４ａと、第１横溝３５ａと、軸受縦溝３３ａと、は、第１偏心ピン軸部５ｃに関する給油流路と総称される。
すなわち、第１偏心ピン軸部５ｃに関する給油流路は、第１偏心ピン軸部５ｃの偏心方向である基準０度から駆動軸周り回転方向の位相を正として、０度から−１８０度の範囲に配置されている。なお、図６Ａに示すように、駆動軸５の中心に対して第１ピストン１３の偏心が偏心方向に最大となる角度を基準０度とし、偏心が最小となる角度を１８０度としている。

また、駆動軸５の第２偏心ピン軸部５ｄの給油孔３２ｄの開口部と、第２縦溝３４ｂと、第２横溝３５ｂと、軸受縦溝３３ｂと、は全て、圧縮時に第２ピストン２３が押されて荷重のかかる方向とは異なる位相に配置される。給油孔３２ｄの開口部と、第２縦溝３４ｂと、第２横溝３５ｂと、軸受縦溝３３ｂと、は、第２偏心ピン軸部５ｄに関する給油流路と総称される。
すなわち、第２偏心ピン軸部５ｄに関する給油流路は、第２偏心ピン軸部５ｄの偏心方向である基準０度から駆動軸周り回転方向の位相を正として、０度から−１８０度の範囲に配置されている。なお、図６Ａに示すように、駆動軸５の中心に対して第２ピストン２３の偏心が偏心方向に最大となる角度を基準０度としており、偏心が最小となる角度を１８０度としている。

上記のように、第１圧縮機構部１０および第２圧縮機構部２０の基本的な構成は、同様である。しかし、第１圧縮機構部１０および第２圧縮機構部２０の詳細な構成は、下記の構成が両者の間で異なっている。

第１シリンダ室１２は、吸入圧空間に常時連通する。第１ベーン背室１５は、吐出圧空間に常時連通する。第１ベーン１４には、先端部１４ａと後端部１４ｂとにそれぞれ吸入圧と吐出圧とが作用する。第１ベーン１４の先端部１４ａおよび後端部１４ｂに作用する圧力の差によって、第１ベーン１４には、第１ピストン１３に当接する方向に力が作用する。この当接する方向の力を第１力と定義する。

第２シリンダ室２２は、吸入圧空間に常時連通する。第２ベーン背室２５は、吐出圧空間に常時連通する。第２ベーン２４には、先端部２４ａと後端部２４ｂとにそれぞれ吸入圧と吐出圧とが作用する。第２ベーン２４の先端部２４ａおよび後端部２４ｂに作用する圧力の差によって、第２ベーン２４には、第２ピストン２３に当接する方向に力が作用する。この当接する方向の力を第１力と定義する。

（上側：常時圧縮シリンダ）
第１圧縮機構部１０の第１ベーン背室１５には、圧縮バネ１６が配置されている。圧縮バネ１６の付勢力により、第１ベーン１４が第１ピストン１３に当接する方向に力が働き、圧力差が生じないときでも第１力が付与され、第１シリンダ室１２が常時圧縮状態を保つ。

図１、図５に示すように、第１偏心ピン軸部５ｃの外周面には、第１縦溝３４ａと給油孔３２ｃの開口部とが重なるように配置されている。このため、給油孔３２ｃから半径隙間３６ａに供給された潤滑油は、第１縦溝３４ａに流れて広がる。第１縦溝３４ａから供給される潤滑油により、第１偏心ピン軸部５ｃの外周面が潤滑され、半径隙間３６ａの流体潤滑状態が保たれる。
さらに、潤滑油は、第１縦溝３４ａから第１ピストン１３の上端面および下端面を通って、第１シリンダ室１２のうちで低圧状態の吸入室１２ａに流出する。あるいは、潤滑油は、第１偏心ピン軸部５ｃの上下方向に流れ、主に上側に流出する。

（下側：休筒切替えシリンダ）
第２圧縮機構部２０の第２ベーン背室２５には、径方向外側壁面に永久磁石５１が配置されている。第２ベーン背室２５の上端面および下端面には、第２シリンダ２１を駆動軸５の軸方向から挟むように配置された非磁性材料で構成される保持部品５２ａ、５２ｂが組み付けられる。

第２ベーン２４には、永久磁石５１により第２ピストン２３から離間させる方向に吸引磁力が第２力として作用し、この吸引磁力は、第２ベーン２４が永久磁石５１に近づくほど増大する特性を有する。
第２ベーン２４には、第１力と第２力が常時作用し、第１力および第２力の大小関係によって、先端部２４ａが第２ピストン２３に当接した圧縮運転状態と、先端部２４ａが第２ピストン２３から離間した休筒状態と、が自律的に切替わる。

（第２偏心ピン軸部５ｄに関する給油流路の特徴）
従来は、下側の第２圧縮機構部２０の給油流路が、図５に示す通常の第１圧縮機構部１０の給油流路と同様の構成であると、上側の第１シリンダ１１の第１偏心ピン軸部５ｃの給油孔３２ｃへの給油量が不足する問題が生じる。さらに、下側の第２シリンダ２１が休筒時の低圧となった第２シリンダ室２２内に、給油孔３２ｄから多量の潤滑油が供給され、漏れた油により吸入側を加熱する吸入加熱損失と、潤滑油に溶解した高圧ガスが逆流する漏れ損失が発生し、圧縮機効率が低下する問題が生じる。

そこで、図３に示すように、第２偏心ピン軸部５ｄの外周面には、第２縦溝３４ｂと給油孔３２ｄの開口部とが回転方向にて重ならないように配置されている。
また、給油孔３２ｄの開口部は、第２横溝３５ｂとも回転方向にて重ならないように配置されている。
なお、第２縦溝３４ｂと第２横溝３５ｂとは、交差して重なっている。
給油孔３２ｄの開口部と第２横溝３５ｂとの間には、シール隙間部３７ｂが設けられている。シール隙間部３７ｂは、第２偏心ピン軸部５ｄの外周面に径方向内側に凹む凹みを設けずに外周面そのものであり、第２ピストン２３の内周面に対して流体潤滑状態を保持する。
第２偏心ピン軸部５ｄの外周面と第２ピストン２３の内周面との間の半径隙間３６ｂは、通常の平均隙間が３０μｍであり、駆動軸５が回転することで荷重側においても１μｍ以上２μｍ以下の油膜が発生し、流体潤滑状態を保つことができる。

図４には、下側の休筒切替えシリンダである第２圧縮機構部２０の第２ピストン２３が、回転位相１８０度のときの圧縮状態の場合を示している。
給油孔３２ｄの開口部は、偏心方向の基準０度に対する位相として、−９０度から−１８０度の範囲に配置されている。
給油孔３２ｄの開口部が形成された第２偏心ピン軸部５ｄの外周面では、第２ピストン２３に荷重が働くため、５０μｍ以上６０μｍ以下の半径隙間が生じる。この半径隙間から潤滑油が漏れて、潤滑油は第２横溝３５ｂを通って第２縦溝３４ｂに達するように流れ込む。第２縦溝３４ｂから供給される潤滑油により、半径隙間３６ｂの流体潤滑状態が保たれる。さらに、潤滑油は、第２縦溝３４ｂから第２ピストン２３の上端面および下端面を通って、第２シリンダ室２２のうちで低圧状態の吸入室２２ａに少量流出し、第２シリンダ室２２内に潤滑油を適量で保つことができる。これにより、上側の第１シリンダ室１２内に潤滑油を供給する給油孔３２ｃへの給油量の不足が防がれる。

図２には、下側の休筒切替えシリンダである第２圧縮機構部２０が非圧縮状態であり、回転位相１８０度のときを示している。
第２ピストン２３には、圧縮による荷重がかからないため、遠心力により偏心方向に移動し、偏心方向の半径隙間３６ｂが５０μｍ以上６０μｍ以下になる。
一方で、偏心方向の基準０度に対する位相として、位相−９０度付近の半径隙間がその１／４程度の約１５μｍのように小さくなる。このため、給油孔３２ｄから供給する油量は漏れ隙間の３乗に比例するので、圧縮状態に対して１／２５６程度に減少し、ほとんど給油しない状態となる。
第２圧縮機構部２０が休筒時の低圧状態の第２シリンダ室２２内には、多量の潤滑油が供給されず、漏れた油により吸入側を加熱する吸入加熱損失と、潤滑油に溶解した高圧ガスが逆流する漏れ損失が抑制され、圧縮機効率が低下する問題を防ぐことができる。

以上のように、実施の形態１のように構成された上下に並んで上側の第１圧縮機構部１０および下側の第２圧縮機構部２０を備えているロータリ圧縮機１００においては、休筒運転時に、下側に配置した第２シリンダ室２２内への潤滑油の侵入による損失を低減できる。また、休筒運転時には、第２シリンダ室２２内への過剰給油を抑制し、圧縮機の効率の向上が図れる。

［実施の形態１の効果］
実施の形態１によれば、ロータリ圧縮機１００は、固定子８ｂおよび回転子８ａを有する電動機８を備えている。ロータリ圧縮機１００は、上端が回転子８ａに固定され、下方側に上下に並んで上側の第１偏心ピン軸部５ｃおよび下側の第２偏心ピン軸部５ｄが形成された駆動軸５を備えている。ロータリ圧縮機１００は、円筒状の第１シリンダ室１２が形成された第１シリンダ１１、第１偏心ピン軸部５ｃの周りに摺動自在に取り付けられて第１偏心ピン軸部５ｃと共に第１シリンダ室１２内を偏心回転運動する第１ピストン１３、および、第１シリンダ１１に形成された第１ベーン溝１９に摺動自在に設けられ、後端部１４ｂに付与された押圧力によって先端部１４ａが第１ピストン１３の外周面に当接し、第１シリンダ室１２内を吸入室１２ａと圧縮室１２ｂとに仕切る第１ベーン１４を有する第１圧縮機構部１０を備えている。ロータリ圧縮機１００は、円筒状の第２シリンダ室２２が形成された第２シリンダ２１、第２偏心ピン軸部５ｄの周りに摺動自在に取り付けられて第２偏心ピン軸部５ｄと共に第２シリンダ室２２内を偏心回転運動する第２ピストン２３、および、第２シリンダ２１に形成された第２ベーン溝２９に摺動自在に設けられ、後端部２４ｂに付与された押圧力によって先端部２４ａが第２ピストン２３の外周面に当接し、第２シリンダ室２２内を吸入室２２ａと圧縮室２２ｂとに仕切る第２ベーン２４を有する第２圧縮機構部２０を備えている。ロータリ圧縮機１００は、底部にて駆動軸５の下端から駆動軸５内の軸心給油流路３１に汲み上げる潤滑油が貯蔵される潤滑油貯蔵部３ａを備えている。第２偏心ピン軸部５ｄには、駆動軸５の中心に対して第２ピストン２３の最大偏心位置を基準０度として０度から駆動軸周り回転方向の位相を正とし、０度から−１８０度の範囲に、軸心給油流路３１から連通した給油孔３２ｄと、第２偏心ピン軸部５ｄの外周面に形成された潤滑油を流通させる第２縦溝３４ｂおよび第２横溝３５ｂと、が形成されている。給油孔３２ｄの開口部と第２縦溝３４ｂおよび第２横溝３５ｂとは、回転方向にて重ならないように配置されている。
この構成によれば、第２圧縮機構部２０の第２偏心ピン軸部５ｄの外周面では、給油孔３２ｄの開口部と第２縦溝３４ｂおよび第２横溝３５ｂとが連通せず、給油孔３２ｄから供給される潤滑油が第２縦溝３４ｂおよび第２横溝３５ｂに直接流通せず、給油孔３２ｄから供給される潤滑油量が少なくなる。そのため、第２圧縮機構部２０の第２シリンダ室２２内に供給される潤滑油量が少なくできる。一方、第２シリンダ室２２内に供給される潤滑油量が減少した分、駆動軸５内の軸心給油流路３１を上昇する潤滑油量が多くなり、第２圧縮機構部２０よりも上側に設けられた第１圧縮機構部１０の第１シリンダ室１２内に供給される潤滑油量が多くできる。したがって、上側の第１圧縮機構部１０の第１シリンダ室１２内および下側の第２圧縮機構部２０の第２シリンダ室２２内にそれぞれ潤滑油を最適に供給し、ロータリ圧縮機１００の効率が向上できる。

実施の形態１によれば、給油孔３２ｄの開口部と第２縦溝３４ｂおよび第２横溝３５ｂとの間には、第２ピストン２３の内周面に対して流体潤滑状態を保持するシール隙間部３７ｂが形成されている。
この構成によれば、給油孔３２ｄから供給される潤滑油は、シール隙間部３７ｂで第２縦溝３４ｂおよび第２横溝３５ｂに流入することが防止される。これにより、第２圧縮機構部２０の第２偏心ピン軸部５ｄの外周面では、給油孔３２ｄの開口部と第２縦溝３４ｂおよび第２横溝３５ｂとが連通せず、給油孔３２ｄから供給される潤滑油が第２縦溝３４ｂおよび第２横溝３５ｂに直接流通せず、給油孔３２ｄから供給される潤滑油量が少なくなる。

実施の形態１によれば、給油孔３２ｄの開口部は、第２偏心ピン軸部５ｄの偏心方向を基準０度から駆動軸周り回転方向の位相を正として、−９０度から−１８０度の範囲に配置されている。
この構成によれば、給油孔３２ｄの開口部が形成された第２偏心ピン軸部５ｄの外周面では、第２ピストン２３に荷重が働くため、５０μｍ以上６０μｍ以下の半径隙間が生じる。この半径隙間から潤滑油が漏れて、潤滑油は第２横溝３５ｂを通って第２縦溝３４ｂに達するように流れ込む。これにより、第２縦溝３４ｂから供給される潤滑油により、半径隙間３６ｂの流体潤滑状態が保たれる。さらに、潤滑油は、第２縦溝３４ｂから第２ピストン２３の上端面および下端面を通って、第２シリンダ室２２のうちで低圧状態の吸入室２２ａに少量流出し、第２シリンダ室２２内に潤滑油を適量で保つことができる。これにより、上側の第１シリンダ室１２内に潤滑油を供給する給油孔３２ｃへの給油量不足が防がれる。

実施の形態１によれば、第２偏心ピン軸部５ｄの外周面上に形成された流路溝として、第２偏心ピン軸部５ｄの外周面上で上端と下端とにわたる第２縦溝３４ｂと、第２偏心ピン軸部５ｄの外周面上の水平方向に長く形成された第２横溝３５ｂと、を有している。第２縦溝３４ｂと第２横溝３５ｂとは、重なって配置されている。
この構成によれば、半径隙間から潤滑油が漏れて、潤滑油は第２横溝３５ｂを通って第２縦溝３４ｂに達するように流れ込む。これにより、第２縦溝３４ｂから供給される潤滑油により、半径隙間３６ｂの流体潤滑状態が保たれる。さらに、潤滑油は、第２縦溝３４ｂから第２ピストン２３の上端面および下端面を通って、第２シリンダ室２２のうちで低圧状態の吸入室２２ａに少量流出し、第２シリンダ室２２内に潤滑油を適量で保つことができる。

実施の形態１によれば、第２圧縮機構部２０は、第２ベーン２４の先端部２４ａを第２ピストン２３の外周面から離間して非圧縮運転状態に切り替え可能である。
この構成によれば、２気筒のうちで一方の第２圧縮機構部２０を高負荷条件で圧縮運転に切り替え、低負荷条件で非圧縮運転に切り替えられる。このため、低負荷時に、ロータリ圧縮機１００の回転数を下げないで連続運転可能となり、ロータリ圧縮機１００の効率の向上が図れる。

実施の形態２．
図７は、本発明の実施の形態２に係るロータリ圧縮機１００において第２偏心ピン軸部５ｄの外周面に形成された給油流路の構成を示す概略図である。
なお、実施の形態２では、特に記述しない構成については実施の形態１と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。

図７に示すように、給油孔３２ｄは、実施の形態１の図３と同様に、偏心方向の基準０度に対する位相として、−９０度から−１８０度の範囲に配置されている。
また、第２横溝３５ｂは、実施の形態１の図３と同様に形成されている。

一方、第２縦溝３４ｂは、給油孔３２ｄより駆動軸周り回転方向の下流側に形成されている。これにより、給油孔３２ｄから供給される潤滑油は、第２横溝３５ｂを介さないで第２縦溝３４ｂに流入し、第２偏心ピン軸部５ｄの外周面の流体潤滑状態を保つことができる。

以上のように、実施の形態２のように構成されたロータリ圧縮機１００においても、実施の形態１と同様に、休筒運転中に第２シリンダ室２２に油溜まりの潤滑油が漏れることで生じる損失を低減でき、ロータリ圧縮機１００の効率の向上が図れる。

実施の形態２によれば、第２偏心ピン軸部５ｄの外周面上に形成された流路溝として、第２偏心ピン軸部５ｄの外周面上で上端と下端とにわたる第２縦溝３４ｂを有している。第２縦溝３４ｂは、給油孔３２ｄの開口部よりも駆動軸周り回転方向の下流側に形成されている。
この構成によれば、給油孔３２ｄから供給される潤滑油は、半径隙間３６ｂを経て第２縦溝３４ｂに流入し、第２偏心ピン軸部５ｄの外周面の流体潤滑状態を保つことができる。

実施の形態３．
図８は、本発明の実施の形態３に係るロータリ圧縮機１００において第２偏心ピン軸部５ｄの外周面に形成された給油流路の構成を示す概略図である。
なお、実施の形態３では、特に記述しない構成については実施の形態１と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。

図７に示すように、給油孔３２ｄは、実施の形態１の図３と同様に、偏心方向の基準０度に対する位相として、−９０度から−１８０度の範囲に配置されている。
また、第２縦溝３４ｂおよび第２横溝３５ｂは、実施の形態１の図３と同様に形成されている。

一方、給油孔３２ｄの周りには、深さ０．３ｍｍ程度の潤滑油を滞留させる凹部３８ｂが形成されている。凹部３８ｂは、給油孔３２ｄの開口部の周りに当該開口部の面積よりも広い面積を有している。凹部３８ｂは、第２偏心ピン軸部５ｄの上端および下端にまで至らないものの、上下方向に長い楕円形状の凹み面積を有している。これにより、給油孔３２ｄから流出した潤滑油が、第２縦溝３４ｂおよび第２横溝３５ｂを介さないで凹部３８ｂに薄く滞留し、この凹部３８ｂから回転方向の下流側に広がり、第２偏心ピン軸部５ｄの流体潤滑状態を保つことができる。

以上のように、実施の形態３のように構成されたロータリ圧縮機１００においても、実施の形態１と同様に、休筒運転中に第２シリンダ室２２に油溜まりの潤滑油が漏れることで生じる損失を低減でき、ロータリ圧縮機１００の効率の向上が図れる。

実施の形態３によれば、第２偏心ピン軸部５ｄの外周面には、給油孔３２ｄの開口部の周りに当該開口部の面積よりも広い面積を有する潤滑油を滞留させる凹部３８ｂが形成されている。
この構成によれば、給油孔３２ｄから流出した潤滑油が凹部３８ｂに薄く滞留し、この凹部３８ｂから回転方向の下流側に広がり、第２偏心ピン軸部５ｄの流体潤滑状態を保つことができる。

実施の形態４．
図９は、本発明の実施の形態４に係るロータリ圧縮機１００Ａの構造を示す概略縦断面図である。
実施の形態１〜３では、２気筒の第１圧縮機構部１０および第２圧縮機構部２０を上下並列に配置した単段のロータリ圧縮機１００の場合であった。
実施の形態４では、２気筒の第１圧縮機構部１０および第２圧縮機構部２０を直列に配置し、第２圧縮機構部２０を低段側とし、第１圧縮機構部１０を高段側として２段階圧縮を行うロータリ圧縮機１００Ａの場合である。特に記述しない構成については実施の形態１と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。

ロータリ圧縮機１００Ａでは、第２シリンダ室２２で圧縮された吐出冷媒が第１シリンダ室１２の吸入側に供給される。すなわち、下側の第２圧縮機構部２０で冷媒に低段の圧縮を行い、上側の第１圧縮機構部１０で低段圧縮が行われた冷媒に高段の圧縮を行う。
低段圧縮が行われたガス状冷媒は、開閉弁２８ａが開いて吐出マフラ７３内に吐出され、図示しないバイパス管を通って第１シリンダ室１２の吸入室１２ａに流入する。そして、第１圧縮機構部１０では、低段圧縮が行われたガス状冷媒を更に高段圧縮を行い、開閉弁１８ａが開いて吐出マフラ６３から密閉容器３内に吐出される。

以上のように、実施の形態４のように構成された２段階圧縮型のロータリ圧縮機１００Ａにおいても、下側に配置した低段の第２シリンダ室２２内への潤滑油の侵入による損失を低減し、上側の高段の第１シリンダ室１２内への給油の不足が生じる問題を解決できる。

実施の形態４によれば、ロータリ圧縮機１００Ａは、第２圧縮機構部２０を低段側とし、第１圧縮機構部１０を高段側として２段階圧縮を行う。
この構成によれば、２段階圧縮を行うロータリ圧縮機１００Ａでは、下側に配置した低段の第２シリンダ室２２内への潤滑油の侵入による損失を低減し、上側の高段の第１シリンダ室１２内への給油の不足が生じる問題を解決できる。

実施の形態５．
図１０は、本発明の実施の形態５に係るロータリ圧縮機１００を適用した冷凍サイクル装置２００を示す冷媒回路図である。なお、実施の形態４に係るロータリ圧縮機１００Ａを適用してもよい。
図１０に示すように、冷凍サイクル装置２００は、ロータリ圧縮機１００、凝縮器８０、膨張弁８１および蒸発器８２を備えている。これらロータリ圧縮機１００、凝縮器８０、膨張弁８１および蒸発器８２が冷媒配管で接続されて冷凍サイクル回路を形成している。そして、蒸発器８２から流出した冷媒は、ロータリ圧縮機１００に吸入されて高温高圧となる。高温高圧となった冷媒は、凝縮器８０において凝縮されて液体になる。液体となった冷媒は、膨張弁８１で減圧膨張されて低温低圧の気液二相となり、気液二相の冷媒が蒸発器８２において熱交換される。
実施の形態１〜３のロータリ圧縮機１００および実施の形態４のロータリ圧縮機１００Ａは、このような冷凍サイクル装置２００に適用できる。なお、冷凍サイクル装置２００としては、たとえば空気調和装置、冷凍装置および給湯器などが挙げられる。

実施の形態５によれば、冷凍サイクル装置２００は、実施の形態１〜３のロータリ圧縮機１００あるいは実施の形態４のロータリ圧縮機１００Ａを備えている。
この構成によれば、上側の第１圧縮機構部１０の第１シリンダ室１２内および下側の第２圧縮機構部２０の第２シリンダ室２２内にそれぞれ潤滑油を最適に供給し、ロータリ圧縮機１００およびロータリ圧縮機１００Ａの効率が向上できる。

２ 圧縮機吐出管、３ 密閉容器、３ａ 潤滑油貯蔵部、４ 中間仕切板、５ 駆動軸、５ａ 長軸部、５ｂ 短軸部、５ｃ 第１偏心ピン軸部、５ｄ 第２偏心ピン軸部、５ｅ 中間軸部、６ 吸入マフラ、６ａ 流入管、６ｂ 容器、６ｃ 流出管、６ｄ 流出管、７ 内部空間、８ 電動機、８ａ 回転子、８ｂ 固定子、１０ 第１圧縮機構部、１１ 第１シリンダ、１２ 第１シリンダ室、１２ａ 吸入室、１２ｂ 圧縮室、１３ 第１ピストン、１４ 第１ベーン、１４ａ 先端部、１４ｂ 後端部、１５ 第１ベーン背室、１６ 圧縮バネ、１７ シリンダ吸入流路、１８ 吐出口、１８ａ 開閉弁、１９ 第１ベーン溝、２０ 第２圧縮機構部、２１ 第２シリンダ、２２ 第２シリンダ室、２２ａ 吸入室、２２ｂ 圧縮室、２３ 第２ピストン、２４ 第２ベーン、２４ａ 先端部、２４ｂ 後端部、２５ 第２ベーン背室、２７ シリンダ吸入流路、２８ 吐出口、２８ａ 開閉弁、２９ 第２ベーン溝、３１ 軸心給油流路、３２ 給油孔、３２ａ 給油孔、３２ｂ 給油孔、３２ｃ 給油孔、３２ｄ 給油孔、３３ａ 軸受縦溝、３３ｂ 軸受縦溝、３４ａ 第１縦溝、３４ｂ 第２縦溝、３５ａ 第１横溝、３５ｂ 第２横溝、３６ａ 半径隙間、３６ｂ 半径隙間、３７ｂ シール隙間部、３８ｂ 凹部、５１ 永久磁石、５２ａ 保持部品、５２ｂ 保持部品、６０ 第１支持部材、６０ａ 軸受部、６０ｂ フランジ部、６３ 吐出マフラ、７０ 第２支持部材、７０ａ 軸受部、７０ｂ フランジ部、７３ 吐出マフラ、８０ 凝縮器、８１ 膨張弁、８２ 蒸発器、９９ 圧縮機構、１００ ロータリ圧縮機、１００Ａ ロータリ圧縮機、２００ 冷凍サイクル装置。

Claims (6)

1. 固定子および回転子を有する電動機と、
   上端が前記回転子に固定され、下方側に上下に並んで上側の第１偏心部および下側の第２偏心部が形成された駆動軸と、
   円筒状の第１シリンダ室が形成された第１シリンダ、前記第１偏心部の周りに摺動自在に取り付けられて前記第１偏心部と共に前記第１シリンダ室内を偏心回転運動する第１ピストン、および、前記第１シリンダに形成された第１ベーン溝に摺動自在に設けられ、一方の端部に付与された押圧力によって他方の端部が前記第１ピストンの外周面に当接し、前記第１シリンダ室内を吸入室と圧縮室とに仕切る第１ベーンを有する第１圧縮機構部と、
   円筒状の第２シリンダ室が形成された第２シリンダ、前記第２偏心部の周りに摺動自在に取り付けられて前記第２偏心部と共に前記第２シリンダ室内を偏心回転運動する第２ピストン、および、前記第２シリンダに形成された第２ベーン溝に摺動自在に設けられ、一方の端部に付与された押圧力によって他方の端部が前記第２ピストンの外周面に当接し、前記第２シリンダ室内を吸入室と圧縮室とに仕切る第２ベーンを有する第２圧縮機構部と、
   底部にて前記駆動軸の下端から前記駆動軸内の軸心給油流路に汲み上げる潤滑油が貯蔵される潤滑油貯蔵部と、
   を備え、
   前記第２偏心部には、前記駆動軸の中心に対して前記第２ピストンの最大偏心位置を基準０度として０度から駆動軸周り回転方向の位相を正とし、０度から−１８０度の範囲に、前記軸心給油流路から連通した給油孔と、前記第２偏心部の外周面に形成された潤滑油を流通させる流路溝と、が形成され、
   前記給油孔の開口部と前記流路溝とは、回転方向にて重ならないように配置され、
   前記流路溝は、前記第２偏心部の外周面上で上端と下端とにわたる縦溝と、前記第２偏心部の外周面上の水平方向に長く形成された横溝と、を有し、
   前記縦溝と前記横溝とは、重なって配置されたロータリ圧縮機。
2. 前記給油孔の開口部と前記流路溝との間には、前記第２ピストンの内周面に対して流体潤滑状態を保持するシール隙間部が形成された請求項１に記載のロータリ圧縮機。
3. 前記給油孔の開口部は、前記第２偏心部の偏心方向を基準０度から駆動軸周り回転方向の位相を正として、−９０度から−１８０度の範囲に配置された請求項１または２に記載のロータリ圧縮機。
4. 前記第２圧縮機構部は、前記第２ベーンの他方の端部を前記第２ピストンの外周面から離間して非圧縮運転状態に切り替え可能である請求項１〜３のいずれか１項に記載のロータリ圧縮機。
5. 前記第２圧縮機構部を低段側とし、前記第１圧縮機構部を高段側として２段階圧縮を行う請求項１〜４のいずれか１項に記載のロータリ圧縮機。
6. 請求項１〜５のいずれか１項に記載のロータリ圧縮機を備えた冷凍サイクル装置。

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