WO2012086637A1

WO2012086637A1 - 多気筒回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置

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Publication number: WO2012086637A1
Application number: PCT/JP2011/079491
Authority: WO
Inventors: 平山　卓也; フェルディモナスリジャフェット; 仁古根村; 勝吾志田; 和高島; 平野　浩二
Original assignee: 東芝キヤリア株式会社
Priority date: 2010-12-20
Filing date: 2011-12-20
Publication date: 2012-06-28
Also published as: CN103180613B; CN103180613A

Abstract

　多気筒回転式圧縮機（Ｍ）において圧縮機構部（３）は、中間仕切り板（２）を介在して第１のシリンダ（６Ａ）及び第２のシリンダ（６Ｂ）を設け、各シリンダ（６Ａ，６Ｂ）の内径部に低圧ガスを導入するシリンダ室（Ｓａ，Ｓｂ）を形成し、シリンダ室（Ｓａ，Ｓｂ）にブレード溝（１０ａ，１０ｂ）を介して連通するブレード背室（１１ａ，１１ｂ）を設ける。ブレード背室（１１ｂ）にシリンダ（６Ｂ）の端面側から背圧導入通路（２０）を開口し、高圧を導きブレード後端部に高圧の背圧を付与しシリンダ室（Ｓｂ）で圧縮運転を行わせる、もしく低圧を導きシリンダ室（Ｓｂ）での圧縮運転を停止する休筒運転状態をなす。背圧導入通路（２０）の回転軸から遠い方の外側開口角部（ｈａ）は、休筒運転状態で位置するブレード後端部の端面角部（ｂｂ）よりも外周側に位置する。

Description

多気筒回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置

　本発明の実施形態は、多気筒回転式圧縮機及びこの多気筒回転式圧縮機を備えて冷凍サイクルを構成する冷凍サイクル装置に関する。

　冷凍サイクル装置では、圧縮機構部に複数のシリンダ室を備えた多気筒回転式圧縮機が多用される。この種の圧縮機において、複数のシリンダ室で同時に圧縮作用を行う全能力運転と、一方のシリンダ室で圧縮作用をなし、他方のシリンダ室では圧縮作用を停止して、圧縮仕事を低減する能力半減運転との切換えができれば有利である。

　例えば、特開２０１０－１６３９２７号公報に開示される多気筒圧縮機の圧縮機構部は、一方のブレードの先端部をローラ周面から離間させて、一方のシリンダ室における圧縮運転の休止を可能とする休筒機構を備えている。上記休筒機構を機能させなければ、両方のシリンダ室で圧縮運転がなされる、全能力運転となる。

　また、特表２００８－５２０９０１号公報には、ブレードを往復動させる多気筒回転式圧縮機が開示されている。具体的な構造としては、一方のブレードのブレード背室に背圧導入通路を連通する。背圧導入通路に高圧もしくは低圧を切換えて導くことで、ブレードの先端部をローラ周面から離間させて、一方のシリンダ室における圧縮運転を休止する半能力運転を行う、もしくは、両方のシリンダ室で圧縮運転をなす全能力運転を行える。

　特開２０１０－１６３９２７号公報に開示された多気筒回転式圧縮機における休筒機構は圧力導入通路を備え、ブレードの後端部を移動自在に収容するブレード背室にシリンダ端面側から高圧ガスもしくは低圧ガスを導くようになっている。すなわち、上記圧力導入通路はシリンダ端面を覆う中間仕切り板に設けられ、ブレード背室に対向する開口部の全てがブレードの移動する範囲に位置している。

　その一方で、ブレードの高さ方向には所定のクリアランスが存在していて、ブレードは往復動作にともなって高さ方向に斜めに傾く可能性がある。なんらかの条件でブレードがブレードの高さ方向に傾けば、ブレード後端部の端面角部が圧力導入路の開口部の角部に衝突して騒音の発生があり、往復動作がロックする虞もある。

　また、ブレードを往復動させる多気筒回転式圧縮機では、ブレードの往復動に伴い、密閉ケース内底部に集溜する潤滑油がブレード背室と、ここに連通する背圧導入通路に浸入する。運転時間が長時間に及ぶと、ブレード背室と背圧導入通路に潤滑油が充満する現象が生じ、圧縮機構部の各摺動部での潤滑性の低下及び騒音の増大を伴う。

　本実施形態は上記事情にもとづきなされたものであり、複数のシリンダを備えて圧縮能力可変をなす前提で、どのような運転状況にあっても、ブレード後端部による騒音の発生や、ブレードのロックを防止し、低騒音で信頼性の高い多気筒回転式圧縮機と、この多気筒回転式圧縮機を備えて冷凍サイクル効率の向上化を得る冷凍サイクル装置を提供する。

　また、ブレード背室と背圧導入通路に潤滑油を溜り難くして、信頼性の向上と低騒音化を得る多気筒回転式圧縮機と、この多気筒回転式圧縮機を備えて冷凍サイクル効率の向上化を得る冷凍サイクル装置を提供する。

　上記目的を満足するため本発明における多気筒回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置は下記のように構成されている。

　密閉ケース内に、回転軸を介して連結される電動機部と圧縮機構部を収容する多気筒回転式圧縮機において、上記圧縮機構部は、中間仕切り板を介在して設けられ、それぞれの内径部に低圧ガスが導入されるシリンダ室が形成されるとともに、これらシリンダ室にブレード溝を介して連通するブレード背室が設けられる第１のシリンダ及び第２のシリンダと、これら第１のシリンダと第２のシリンダの端面に設けられ上記中間仕切り板とともに上記シリンダ室を閉塞する軸受と、上記第１のシリンダと第２のシリンダにおけるそれぞれのシリンダ室に収容される偏心部を有する上記回転軸と、この回転軸の偏心部に嵌合され回転軸の回転にともなって上記シリンダ室内でそれぞれ偏心移動するローラと、上記ブレード溝に移動自在に収容され、上記ローラ周壁に先端部が当接した状態でシリンダ室を二室に区画するブレードと、上記第１のシリンダと第２のシリンダに設けられるブレード背室のうちの、一方のブレード背室に対してシリンダの端面側から開口する開口部を有する背圧導入通路と、この背圧導入通路を介して上記一方のブレード背室へ高圧もしくは低圧を導き、高圧を導いた状態でブレード後端部に高圧の背圧を付与しブレード先端部をローラ周壁に接触させてシリンダ室で圧縮運転を行わせる、もしく低圧を導いた状態でブレード先端部をローラ周壁から離間させてシリンダ室での圧縮運転を停止する休筒運転状態とする圧力切換え手段とを具備し、上記背圧導入通路の上記回転軸から遠い方の外側開口角部は、休筒運転状態で位置するブレード後端部の端面角部よりも外周側に位置する。

　冷凍サイクル装置においては、上記の多気筒回転式圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器を備えて冷凍サイクルを構成する。

　密閉ケース内に、電動機部と、この電動機部と回転軸を介して連結される圧縮機構部を収容する多気筒回転式圧縮機において、上記圧縮機構部は、それぞれにシリンダ室を有する第１のシリンダ及び第２のシリンダと、上記各シリンダ室内でそれぞれ偏心回転する第１のローラ及び第２のローラと、上記第１のローラ及び第２のローラに当接して上記各シリンダ内を区画する第１のブレード及び第２のブレードと、上記第２のブレードの後端側に形成されたブレード背室と、上記ブレード背室に連通され、ブレード背室に高圧もしくは低圧を切換えて供給し、第２のブレードに背圧を付与する背圧導入通路と、上記ブレード背室と上記密閉ケースの内部空間とを連通する連通路と、上記連通路を開閉する逆止弁機構とを具備し、上記逆止弁機構は、ブレード背室に高圧が導入され、第２のブレードがブレード背室の容積を拡大する方向に移動するときに上記連通路を閉じ、第２のブレードがブレード背室の容積を縮小する方向に移動したときは連通路を開放するように構成される。

図１は、第１の本実施形態に係る多気筒回転式圧縮機の概略の縦断面図である。図２は、同多気筒回転式圧縮機の要部を分解した斜視図である。図３は、同多気筒回転式圧縮機の要部（Ｘ部）を拡大した縦断面図である。図４は、同多気筒回転式圧縮機要部の横断平面図である。図５は、同多気筒回転式圧縮機を備えた冷凍サイクル装置の冷凍サイクル構成図である。図６は、第２の実施形態に係る多気筒回転式圧縮機の概略の縦断面図である。図７は、同多気筒回転式圧縮機に係る図６のＹ部を拡大した図である。図８は、同多気筒回転式圧縮機に係る図７のＴ－Ｔ線に沿う縦断面図である。図９は、第３の実施形態に係る多気筒回転式圧縮機概略の縦断面図である。図１０は、同多気筒回転式圧縮機における流路抵抗部と配管との流路面積比に対する効率の特性図である。

　以下、本実施形態を図面に基づいて説明する。図１は、本実施形態に係る、多気筒回転式圧縮機Ｍの概略の縦断面図である。

　図中１は密閉ケースであって、この密閉ケース１内の下部には圧縮機構部３が設けられ、上部には電動機部４が設けられる。上記電動機部４と圧縮機構部３は、回転軸５を介して一体に連結される。

　上記圧縮機構部３は、上部側に第１のシリンダ６Ａを備え、下部側に第２のシリンダ６Ｂを備えている。第１のシリンダ６Ａの上端面に主軸受７Ａが取付け固定され、第２のシリンダ６Ｂの下端面に副軸受７Ｂが取付け固定される。これら第１のシリンダ６Ａと第２のシリンダ６Ｂとの間には中間仕切り板２が介在される。

　上記回転軸５は、各シリンダ６Ａ、６Ｂ内部を貫通し、略１８０°の位相差で同一直径の第１の偏心部５ａと第２の偏心部５ｂを一体に備える。各偏心部５ａ、５ｂはシリンダ６Ａ、６Ｂの内径部に位置するように組立てられる。第１の偏心部５ａの周面に第１のローラ９ａが嵌合され、第２の偏心部５ｂの周面に第２のローラ９ｂが嵌合される。

　上記第１のシリンダ６Ａの内径部は、主軸受７Ａと中間仕切り板２によって閉塞され、第１のシリンダ室Ｓａが形成される。上記第２のシリンダ６Ｂの内径部は、中間仕切り板２と副軸受７Ｂによって閉塞され、第２のシリンダ室Ｓｂが形成される。

　第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂは、互いに同一直径及び高さ寸法に設計される。上記第１、第２のローラ９ａ、９ｂの周壁一部が、第１、第２のシリンダ室Ｓａ、Ｓｂの周壁一部に潤滑油膜を介して線接触しながら偏心移動自在になるように、それぞれのローラ９ａ、９ｂがシリンダ室Ｓａ，Ｓｂに収容される。

　上記主軸受７Ａには二重に重ねられた吐出マフラ８ａが取付けられ、主軸受７Ａに設けられる吐出弁機構を覆っている。いずれの吐出マフラ８ａにも吐出孔が設けられる。上記副軸受７Ｂには一重の吐出マフラ８ｂが取付けられ、副軸受７Ｂに設けられる吐出弁機構を覆う。この吐出マフラ８ｂには吐出孔が設けられていない。

　主軸受７Ａの吐出弁機構は第１のシリンダ室Ｓａに対向し、圧縮作用に伴い室内が所定圧力に上昇したとき開放して、圧縮ガスを吐出マフラ８ａ内に吐出させる。副軸受７Ｂの吐出弁機構は第２のシリンダ室Ｓｂに対向し、圧縮作用に伴い室内圧力が所定圧力に上昇したとき開放して、圧縮ガスを吐出マフラ８ｂ内に吐出させる。

　副軸受７Ｂと、第２のシリンダ６Ｂと、中間仕切り板２と、第１のシリンダ６Ａ及び主軸受７Ａとに亘って吐出ガス案内路が設けられる。この吐出ガス案内路は、第２のシリンダ室Ｓｂから吐出弁機構を介して下部側吐出マフラ８ｂに吐出された高圧ガスを、上部側の二重吐出マフラ８ａ内に案内する。

　上記密閉ケース１の内底部には、潤滑油を集溜する油溜り部１４が形成される。図１において、上記主軸受７Ａのフランジ部を横切る実線は潤滑油の油面を示していて、圧縮機構部３のほとんど全部が上記油溜り部１４の潤滑油中に浸漬される。回転軸５の下端面と圧縮機構部３の各摺動部に亘って、潤滑油を給油するための給油通路が設けられる。

　図２は、同実施形態に係る、上記圧縮機構部３の一部を分解して示す斜視図であり、要部のみ示し、詳細は省略している。　
　第１のシリンダ６Ａには、内径部である第１のシリンダ室Ｓａにブレード溝１０ａが連設され、さらにブレード溝１０ａから第１のブレード背室１１ａが設けられる。上記ブレード溝１０ａには第１のブレード１２ａが移動自在に収容され、その先端部は第２のシリンダ室Ｓａに、後端部は第１のブレード背室１１ａに突没自在である。

　第２のシリンダ６Ｂには、内径部である第２のシリンダ室Ｓｂにブレード溝１０ｂが連設され、さらにブレード溝１０ｂから第２のブレード背室１１ｂが設けられる。上記ブレード溝１０ｂには第２のブレード１２ｂが移動自在に収容され、その先端部は第２のシリンダ室Ｓｂに、後端部は第２のブレード背室１１ｂに突没自在である。

　第１、第２のブレード１２ａ、１２ｂそれぞれの先端部は平面視で略円弧状に形成されており、これら先端部が対向する第１、第２のシリンダ室Ｓａ、Ｓｂに突出した状態で、平面視で円形状の図１に示す上記第１、第２のローラ９ａ、９ｂ周壁に、これらの回転角度にかかわらず線接触するようになっている。

　上記第１のシリンダ６Ａには、第１のブレード背室１１ａと、このシリンダ６Ａの外周面とを連通する横孔Ｗｆが設けられ、ばね部材１３が収容される。ばね部材１３は第１のブレード１２ａの後端部端面と密閉ケース１内周壁との間に介在され、第１のブレード１２ａに弾性力（背圧）を付与する。

　なお、第２のブレード１２ｂにおいては、後端部端面と密閉ケース１内周壁との間に介在する部材は存在しない。後述するように、先端部が第２のシリダ室Ｓｂの圧力影響を受け、後端部が第２のブレード背室１１ｂの圧力影響を受け、先端部と後端部が受ける圧力の差圧によって背圧が付与され、もしくは付与されない。

　図３は、図１におけるＸ部を拡大して示す、圧縮機構部３要部である第２のブレード背室１１ｂと周辺部を拡大した縦断面図である。図４は、中間仕切り板２を取外した状態で要部である第２のブレード背室１１ｂ部分を示す平面図である。

　はじめに、図４から説明すると、第２のブレード背室１１ｂには保持部材１６を介して永久磁石１７が取付けられる。永久磁石１７の磁気力は、第２のブレード１２ｂの後端部が保持部材１６に接触したとき、もしくは極く近傍位置に移動したところで、第２のブレード１２ｂ後端部を磁気吸着できる程度である。

　上記永久磁石１７は希土類磁石であって、小容積で大きな磁力を得られ、スペース効率の向上が得られる。上記保持部材１６は非磁性体である、オーステナイト系のステンレス剤を板金加工して形成される。磁力がリークすることなく永久磁石１７から第２のブレード１２ｂに効率良く伝わり、磁気吸着力の低下を防止し、剛性が高く、製造性が良い。

　上記第２のブレード背室１１ｂは、ブレード溝１０ｂに連設される大径の第１の孔部Ｗａと、この第１の孔部Ｗａに連設され小径で半円状の第２の孔部Ｗｂとからなる。保持部材１６は永久磁石１７の上下左右端面を保持する爪部と、爪部とは反対側に一体に延設される２つの曲成部Ｗｄからなる。曲成部Ｗｄの曲率半径は、第１の孔部Ｗａよりも大となっている。

　永久磁石１７を保持部材１６の爪部に保持し、両曲成部Ｗｄを互いに接する方向に弾性変形させ、第１の孔部Ｗａと第２の孔部Ｗｂに挿入する。挿入後、曲成部Ｗｄへの弾性力を除去すれば、永久磁石１７と保持部材１６の爪部を第２の孔部Ｗｂに挿入でき、保持部材１６の曲成部Ｗｄを第１の孔部Ｗａの周壁に弾性的に密着させて永久磁石１７の位置決めができる。

　つぎに、図３と図１から説明する。　
　第２のシリンダ６Ｂにおける第２のブレード背室１１ｂの上面開口部は、第２のシリンダ６Ｂの上端面に取付けられる中間仕切り板２によって閉塞される。しかしながら、第２のブレード背室１１ｂの下面開口部は、副軸受７Ｂのフランジ部周端面から外方へ突出した位置に設けられ、そのままでは下面開口部が密閉ケース１内に開口してしまう。

　そこで、第２のブレード背室１１ｂの下面開口部は、副軸受７Ｂのフランジ部外周壁一部に沿って取付けられる閉塞部材（軸受側部材）１８によって閉塞される。すなわち、第２のブレード背室１１ｂの上下面開口部は、中間仕切り板２と閉塞部材１８とで閉塞され、密閉構造をなす。

　上記閉塞部材１８は、鋳鉄材で形成されるもしくは、ＳＭＦ３種（鉄－炭素系焼結合金）もしくは、ＳＭＦ４種（鉄－炭素－銅系焼結合金）で形成されていて、いずれも複雑な内部構造を金型成形により確実に製造できる素材が選択される。

　上記閉塞部材１８の副軸受７Ｂのフランジ部周端面に沿う端面とは、対向する端面から中途部まで穴部Ｗｇが設けられ、ここに圧力制御用配管１９が挿入し接続される。さらに穴部Ｗｇの先端部は、第２のシリンダ６Ｂの端面側である閉塞部材１８の上端面側から第２のブレード背室１１ｂに開口する凹部Ｗｈの下端部と交差し、連通するよう設けられる。

　上記閉塞部材１８に設けられる穴部Ｗｇと凹部Ｗｈによって、圧力制御用配管１９は第２のブレード背室１１ｂに連通する。これら穴部Ｗｇと凹部Ｗｈで、背圧導入通路２０が構成される。すなわち、第２のブレード背室１１ｂは中間仕切り板２と閉塞部材１８によって閉塞され密閉構造となっているが、この下端面には背圧導入通路２０が連通する。

　上記圧力制御用配管１９と背圧導入通路２０は、後述するブレード背圧制御機構（圧力切換え手段）Ｋの一部を構成している。このブレード背圧制御機構Ｋは、第２のブレード背室１１ｂに高圧ガス（吐出圧）もしくは低圧ガス（吸込み圧）を選択して導き、第２のブレード１２ｂの後端部に対する背圧の圧力切換えを制御するものである。

　さらに、特に図３から、第２のブレード背室１１ｂと、その周辺部についての説明を続ける。（ただし、一部は図４からの引用につき、同図を参照）　
　背圧導入通路２０を構成する凹部Ｗｈは、上述した通り第２のブレード背室１１ｂの下端面に対して開口する。厳密には、凹部Ｗｈのほとんど大部分は第２のブレード背室１１ｂを構成する上記第１の孔部Ｗａと対向するが、残りの一部と回転軸５から遠い方の外側開口角部ｈａは、上記第２の孔部Ｗｂと対向する。

　したがって、凹部Ｗｈの外側開口角部ｈａは、第２のブレード背室１１ｂに取付けられる永久磁石１７の直下部に位置する。第２のブレード１２ｂが永久磁石１７に磁気吸着された状態でも、凹部Ｗｈの外側開口角部ｈａは第２のブレード１２ｂ後端部の下端面角部ｂｂよりも外周側に、ある程度の距離を存して位置することになる。

　一方、第２のブレード背室１１ｂ上面開口部を閉塞する上記中間仕切り板２には第１のバッファ用凹部空間２１が設けられ、第２のブレード背室１１ｂに対して開口する。このバッファ用凹部空間２１も、背圧導入通路２０を構成する凹部Ｗｈと同様、ほとんど大部分は第２のブレード背室１１ｂを構成する第１の孔部Ｗａと対向する。

　第１のバッファ用凹部空間２１の残り一部と、回転軸５から遠い方の外側開口角部２１ａは、第２の孔部Ｗｂよりも外周側に位置する。第２のブレード１２ｂが永久磁石１７に磁気吸着されても、第２のブレード１２ｂ後端部の上端面角部ｂｃは、第１のバッファ用凹部空間２１の外側開口角部２１ａとある程度の距離を存している。

　また、上記保持部材１６の両曲成部Ｗｄの一部は、上記背圧導入通路２０を構成する凹部Ｗｈ及び第１のバッファ用凹部空間２１とは対向しないようにして設けられている。したがって、上記永久磁石１７及び保持部材１６は、上方への移動が中間仕切り板２によって規制され、下方への移動が閉塞部材１８によって規制される。　
　なお、永久磁石１７の少なくとも一部が、上記凹部Ｗｈ及び第１のバッファ用凹部空間２１とは対向しないようにして設け、上記中間仕切り板２及び閉塞部材１８によって上下方向の移動が規制されるようにしても良い。

　さらに、上記背圧導入通路２０と連通するように、第２のバッファ用凹部空間２２が設けられる。上記第２のバッファ用凹部空間２２は、第２のブレード背室１１ｂと第２のシリンダ６Ｂの外周壁との間に設けられ、下面が開口し、上面が第２のシリンダ６Ｂ上面とはある程度の肉厚を残した状態となっている。

　背圧導入通路２０を構成する穴部Ｗｇと、第２のバッファ用凹部空間２２との間に連通孔部２３が設けられ、実質的に背圧導入通路２０に対して第２のバッファ用凹部空間２２が開口する。連通孔部２３の一部に穴部Ｗｇに挿入する圧力制御用配管１９の先端部が対向するが、完全閉塞されない限り第２のバッファ用凹部空間２２の作用効果に支障がない。

　再び図１に示すように、多気筒回転式圧縮機Ｍを構成する密閉ケース１の上端部には、吐出用の冷媒管Ｐが接続される。この冷媒管Ｐは、後述するヒートポンプ式冷凍サイクルを構成する機器に順次連通し、密閉ケース１に取付け具を介して取付け固定されるアキュームレータ２５に接続される。

　アキュームレータ２５と密閉ケース１とは吸込み用の冷媒管ＰＰを介して接続される。なお説明すると、冷媒管ＰＰは密閉ケース１を貫通して中間仕切り板２の周端面に接続される。中間仕切り板２においては、冷媒管ＰＰが接続される周面部位から軸芯方向に向って二股状に分岐する分岐案内路（図示しない）が設けられる。

　一方の分岐案内路は第１のシリンダ室Ｓａに連通し、他方の分岐案内路は第２のシリンダ室Ｓｂに、それぞれ連通する。したがって、アキュームレータ２５と、多気筒回転式圧縮機Ｍにおける第１のシリンダ室Ｓａ及び第２のシリンダ室Ｓｂとは、常時、連通状態にある。

　一方、上記圧力制御用配管１９は、密閉ケース１とアキュームレータ２５の上端部よりも上方位置まで延出され、この端部に後述する圧力切換え弁２７が設けられる。上記圧力切換え弁２７は、冷暖房運転の切換えが可能なヒートポンプ式冷凍サイクルを備えた空気調和機に用いられる四方切換え弁を流用して、コストの抑制を図る。

　密閉ケース１の上端部に接続される冷媒管Ｐから第１の分岐管（高圧管）２８が分岐され、これは圧力切換え弁２７の第１のポートｐａに接続される。第２のポートｐｂには上記圧力制御用配管１９が接続され、第３のポートｐｃにはアキュームレータ２５の冷媒導入側の冷媒管Ｐから分岐される第２の分岐管（低圧管）２９が接続される。

　第４のポートｐｄは、栓体３０で常時、閉塞される。内部に収容される弁体３１は、図に示すように第３のポートｐｃと第４のポートｐｄとを連通する位置と、二点鎖線で示すように第２のポートｐｂと第３のポートｐｃとを連通する位置に電磁的に切換え操作される。第１のポートｐａは常時開放され、第４のポートｐｄは常時閉塞される。

　なお説明すると、図１の状態では第１のポートｐａと第２のポートｐｂとが直接連通し、弁体３１を介して第３のポートｐｃと第４のポートｐｄとが連通する。ただし、第４のポートｐｄは栓体３０で閉塞されているので、第１のポートｐａと第２のポートｐｂとの連通だけが残る。

　図１に二点鎖線で示す位置に弁体３１が移動すると、弁体３１を介して第２のポートｐｂと第３のポートｐｃとが連通し、第１のポートｐａと第４のポートｐｄが直接連通する。同様に、第４のポートｐｄは栓体３０で閉塞されているので、第２のポートｐｂと第３のポートｐｃとの連通だけが残る。

　上記圧力切換え弁２７は、通常のヒートポンプ式空気調和機を構成する冷凍サイクルに用いられる標準品である四方切換え弁を流用したが、この四方切換え弁に代って三方弁を使用し、もしくは複数の開閉弁を組合せても、同様の作用効果を得られる。

　このようにブレード背圧制御機構Ｋは、圧力切換え弁２７と、圧力制御用配管１９と、第１の分岐管２８及び第２の分岐管２９と、閉塞部材１８に設けられる背圧導入通路２０とから構成され、第２のブレード背室１１ｂに高圧と低圧を切換えて導き、第２のブレード１２ｂに背圧を付与することができる。

　図５は、冷凍サイクル装置を空気調和機Ｒに適用した場合の、ヒートポンプ式冷凍サイクル構成図である。　
　多気筒回転式圧縮機Ｍに接続される冷媒管Ｐに四方切換え弁５０が接続され、この四方切換え弁５０から室外熱交換器５１と、膨張装置５２と、室内熱交換器５３を介して四方切換え弁５０に接続される。さらに、四方切換え弁５０からアキュームレータ２５に接続され、アキュームレータ２５と多気筒回転式圧縮機Ｍは上述したように吸込み用の冷媒管ＰＰで連通される。

　このような空気調和機Ｒにおいて冷房運転を選択すると、多気筒回転式圧縮機Ｍで後述するように圧縮され冷媒管Ｐへ吐出されるガス冷媒は、四方切換え弁５０から実線矢印に示すように、室外熱交換器５１に導かれ外気と熱交換して凝縮され液冷媒に変る。すなわち、室外熱交換器５１が凝縮器として作用する。

　室外熱交換器５１から導出される液冷媒は、膨張装置５２に導かれて断熱膨張する。そして、室内熱交換器５３に導かれ、ここに送風される室内空気と熱交換して蒸発し、室内空気から蒸発潜熱を奪って室内の冷房作用をなす。すなわち、室内熱交換器５３が蒸発器となる。　
　室内熱交換器５３から導出される蒸発冷媒は、四方切換え弁５０を介して多気筒回転式圧縮機Ｍに吸込まれ、上述したように圧縮されて冷凍サイクルを循環する。

　暖房運転を選択すると四方切換え弁５０が切換り、多気筒回転式圧縮機Ｍから冷媒管Ｐへ吐出されるガス冷媒は、四方切換え弁５０を介して破線矢印に示すように室内熱交換器５３に導かれ、室内空気と熱交換して凝縮する。凝縮器となる室内熱交換器５３の凝縮熱を室内空気が吸収することで温度上昇し、室内の暖房作用を得る。

　室内熱交換器５３から導出される液冷媒は膨張装置５２に導かれ、断熱膨張して室外熱交換器５１に導かれて蒸発する。蒸発器である室外熱交換器５１から導出される蒸発冷媒は、四方切換え弁５０から多気筒回転式圧縮機Ｍに吸込まれ、上述したように圧縮されて冷凍サイクルを循環する。

　この空気調和機Ｒにおいては、上述の冷房運転と暖房運転のそれぞれにおいて、能力半減運転（休筒運転）と、全能力運転（通常運転）との切換え選択が可能である。　
　例えば冷房運転時に能力半減運転を選択すると、上述した冷房運転時の冷凍サイクルが構成されるとともに、ブレード背圧制御機構Ｋを構成する圧力切換え弁２７の弁体３１が切換えられる。すなわち圧力切換え弁２７は、図１に二点鎖線で示すように、第２のポートｐｂと第３のポートｐｃが連通するように制御される。

　したがって、室内熱交換器５３から四方切換え弁５０を介してアキュームレータ２５に連通する冷媒管Ｐと、第２の分岐管２９と、圧力切換え弁２７と、圧力制御用配管１９、背圧導入通路２０及び第２のブレード背室１１ｂが連通状態になる。

　同時に、電動機部４に運転信号が送られ、回転軸５が回転駆動される。回転軸５の回転に伴い、第１、第２のローラ９ａ、９ｂはそれぞれのシリンダ室Ｓａ、Ｓｂ内で偏心移動する。第１のシリンダ６Ａにおいては、第１のブレード１２ａがばね部材１３に押圧付勢され、先端部がローラ９ａ周壁に摺接して第１のシリンダ室Ｓａ内を二分する。

　室内熱交換器５３で蒸発した低圧の冷媒ガスが、アキュームレータ２５から吸込み側の冷媒管ＰＰに導かれ、多気筒回転式圧縮機Ｍの中間仕切り板２に設けられる２つの分岐案内路に案内される。そして、それぞれの分岐案内路から第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂに吸込まれる。

　さらに、ブレード背圧制御機構Ｋを構成する圧力切換え弁２７の上述した切換え操作により、室内熱交換器５３から導出される低圧のガス冷媒の一部が、冷媒管Ｐから第２の分岐管２９と、圧力切換え弁２７と、圧力制御用配管１９と、閉塞部材１８に設けられる背圧導入通路２０を介して第２のブレード背室１１ｂに導かれる。

　第２のブレード背室１１ｂに充満する低圧のガス冷媒は、第２のブレード１２ｂの後端部に低圧の背圧を付与する。第２のシリンダ室Ｓｂに対向する第２のブレード１２ｂ先端部が低圧雰囲気下にあり、第２のブレード背室１１ｂに対向する第２のブレード１２ｂ後端部も低圧雰囲気下にあるので、ブレード１２ｂの先端部と後端部で差圧が生じない。

　回転軸５の回転により第２のローラ９ｂが偏心移動してくると、第２のブレード１２ｂ先端部はローラ９ｂに蹴られて後退する。第２のブレード１２ｂの後端部が第２のブレード背室１１ｂに取付けられる保持部材１６に接触または近接し、永久磁石１７の磁気力が保持部材１６を介して第２のブレード１２ｂに作用し、ブレードを磁気吸着する。

　したがって、第２のブレード１２ｂの先端部がシリンダ室Ｓｂ内へは突出せず、そのままの位置を保持する。回転軸５の偏心部５ｂに嵌合する第２のローラ９ｂは空回りを継続し、第２のシリンダ室Ｓｂおいて圧縮作用が行われない。すなわち、第２のシリンダ室Ｓｂでは休筒運転状態となる。

　一方、第１のシリンダ室Ｓａにおいては、第１のブレード１２ａがばね部材１３の弾性力を受ける。ブレード１２ａ先端部は第１のローラ９ａの周壁に当接し、第１のシリンダ室Ｓａを圧縮室と吸込み室の二室に区画する。ローラ９ａの偏心移動にともなって圧縮室側の容積が減少していき、吸込まれたガスが徐々に圧縮されて高圧化する。

　所定圧まで上昇して高圧化すると、吐出弁機構が開放して高圧化したガスが吐出マフラ８ａ，８ｂへ吐出される。さらに密閉ケース１内に導かれて、ここに充満する。密閉ケース１内の充満した高圧のガス冷媒は冷媒管Ｐへ吐出され、上述したような冷凍サイクルを構成して室内の冷房作用をなす。

　結局、第２のシリンダ室Ｓｂにおいて圧縮作用が行われない休筒運転状態を継続し、第１のシリンダ室Ｓａにおいてのみ圧縮運転をなす、能力半減運転となる。

　全能力運転を選択すると、圧力切換え弁２７の弁体３１が図１の実線位置に切換えられ、第１のポートｐａと第２のポートｐｂが連通する。したがって、密閉ケース１に接続する吐出側の冷媒管Ｐと、第１の分岐管２８と、圧力切換え弁２７と、圧力制御用配管１９と、閉塞部材１８の背圧導入通路２０及び第２のブレード背室１１ｂが連通される。

　同時に、電動機部４に運転信号が送られ、回転軸５が回転駆動されて、第１、第２のローラ９ａ、９ｂはそれぞれのシリンダ室Ｓａ、Ｓｂ内で偏心運動を行う。第１のシリンダ６Ａで第１のブレード１２ａはばね部材１３に押圧付勢され、先端部がローラ９ａ周壁に摺接して第１のシリンダ室Ｓａ内を二分する。

　室内熱交換器５３で蒸発した低圧のガス冷媒がアキュームレータ２５から吸込み側の冷媒管ＰＰに導かれ、分岐案内路を介して第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂに吸込まれる。第１のシリンダ室Ｓａにおいては、上述したように圧縮作用が行われて高圧化したガス冷媒が密閉ケース１内に充満している。

　ガス冷媒は密閉ケース１から吐出側の冷媒管Ｐへ導かれ、上述した冷凍サイクルを循環する。一部のガス冷媒は冷媒管Ｐから第１の分岐管２８に分流され、圧力切換え弁２７、圧力制御用配管１９、閉塞部材１８の背圧導入通路２０から第２のブレード背室１１ｂに導入される。

　第２のブレード背室１１ｂに導かれる高圧のガス冷媒により、第２のブレード１２ｂ後端部が高圧の背圧を受ける。一方、第２のブレード１２ｂ先端部が第２のシリンダ室Ｓｂに対向し低圧雰囲気下にあるので、先端部と後端部で差圧が生じる。そのため、永久磁石１７に磁気吸着されていた第２のブレード１２ｂが、永久磁石１７から容易に離れる。

　第２のブレード１２ｂは、高圧の背圧を受けて先端部側へ押圧付勢される。回転軸５の回転に伴い第２のローラ９ｂが偏心移動すると、第２のブレード１２ｂの先端部が第２のローラ９ｂ周面に当接したまま、ブレード溝１０ｂを往復移動する。第２のブレード１２ｂは第２のシリンダ室Ｓｂを圧縮室と吸込み室とに二分し、圧縮作用が行われる。したがって、第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂにおいて同時に圧縮作用をなし、全能力運転が行われることとなる。

　以上説明した能力半減運転時は、第２のブレード１２ｂ後端部が第２のブレード背室１１ｂに取付けられる永久磁石１７に保持部材１６を介して磁気吸着され、保持部材１６に密着状態にある。全能力運転時は、第２のブレード１２ｂ後端部が第２のブレード背室１１ｂを往復動し、保持部材１６とはわずかの間隙を存する位置まで移動してくる。

　上述したように、背圧導入通路２０を構成する凹部Ｗｈの外側開口角部ｈａは、休筒運転状態で位置する第２のブレード１２ｂ後端部の下端面角部ｂｂよりも外周側に位置するよう構成される。

　したがって、第２のブレード１２ｂ後端部が永久磁石１７に磁気吸着され保持部材１６に密着しても、あるいは第２のブレード１２ｂ後端部が保持部材１６とはわずかの間隙を存する位置まで移動してきても、第２のブレード１２ｂ後端部の下端面角部ｂｂが、背圧導入通路２０を構成する凹部Ｗｈの外側開口角部ｈａに接触することは無い。

　さらに、第２のブレード１２ｂの円滑な往復動作を確保するため、第２のブレード１２ｂの高さ方向寸法に対してブレード溝１０ｂとブレード背室１１ｂが設けられる第２のシリンダ６Ｂの厚さ寸法がわずかに大に形成され、第２のブレード１２ｂとはクリアランスが確保されている。

　しかるに、何らかの原因により第２のブレード１２ｂが傾いた状態で往復動するようなことがあっても、あるいは傾いたまま保持部材１６を介して永久磁石１７に磁気吸着されるようなことがあっても、第２のブレード１２ｂ後端部の下端面角部ｂｂと、背圧導入通路２０を構成する凹部Ｗｈの外側開口角部ｈａとの当接は無い。

　したがって、騒音の発生が無く、静粛運転を維持できるとともに、第２のブレード１２ｂが傾いた状態のまま移動がロックされることの防止を図れて、圧縮信頼性の向上を得られる多気筒回転式圧縮機Ｍを提供できる。

　また、上述したように第１のバッファ用凹部空間２１における開口部の一部である外側開口角部２１ａが、休筒運転状態で位置する第２のブレード１２ｂの上端面角部ｂｃよりも外周側に位置するよう構成される。

　したがって、第２のブレード１２ｂの後端部が保持部材１６に密着した状態で永久磁石１７に磁気吸着されても、第２のブレード１２ｂ後端部の上端面角部ｂｃと、第１のバッファ用凹部空間２１の外側開口角部２１ａとは、互いに間隙を存していて、接触することは無い。

　何らかの原因により、第２のブレード１２ｂが傾いた状態で往復動するようなことがあっても、あるいは傾いたまま保持部材１６を介して永久磁石１７に磁気吸着されるようなことがあっても、互いの接触による騒音の発生を防止でき、第２のブレード１２ｂの移動がロックされることの防止を図れて、圧縮信頼性の向上を得られる。

　なお、圧力制御用配管１９から閉塞部材１８の背圧導入通路２０を介して、高圧ガスもしくは低圧ガスが第２のブレード背室１１ｂに導かれる。ここでは、第２のブレード背室１１ｂの上部側である中間仕切り板２に、第２のブレード背室１１ｂと連通する第１のバッファ用凹部空間２１が設けられている。

　さらに、背圧導入通路２０の上部側である閉塞部材１８と第２のシリンダ６Ｂに亘って、背圧導入通路２０と連通する第２のバッファ用凹部空間２２が設けられている。いずれのバッファ用凹部空間２１，２２にも、第２のブレード背室１１ｂに導かれる途中、もしくは導かれた後の高圧、低圧ガスが逃げ場の無い状態で溜まり、そのまま滞留する。

　能力半減運転時に、圧力制御用配管１９と背圧導入通路２０に低圧のガス冷媒が導かれ、第２のブレード背室１１ｂに充満して第２のブレード１２ｂに低圧の背圧を付与する。一方、密閉ケース１内には圧縮された高圧ガスが充満し、高圧状態となっている。したがって、油溜り部１４に集溜する潤滑油も影響を受けて高圧となる。

　上記回転軸５には、油溜り部１４の潤滑油を圧縮機構部３の各摺動部に導くための潤滑油供給路が設けられている。油溜り部１４の高圧の影響を受けた潤滑油は、潤滑油供給路ばかりでなく、クリアランスを介して背圧導入通路２０に浸入し、さらには第２のブレード背室１１ｂに浸入するとともに、圧力制御用配管１９内を上昇する可能性がある。

　しかしながら、第１のバッファ用凹部空間２１及び第２のバッファ用凹部空間２２には、既にガス冷媒が溜まっているので、浸入してきた潤滑油がこれら凹部２１，２２に溜まっているガス冷媒を全て追い出すことはない。

　結局、休筒運転状態を継続している間に、第２のブレード背室１１ｂと背圧導入通路２０及び圧力制御用配管１９に非圧縮流体である潤滑油が充満しても、第１、第２のバッファ用凹部空間２１，２２にはガス冷媒が留まる。そして、この状態で全能力運転に切換る場合がある。

　あるいは、外気が極く低温の条件下で全能力運転が開始される場合がある。このとき、高圧のガス冷媒が圧力切換え弁２７から圧力制御用配管１９と背圧導入通路２０を介して第２のブレード背室１１ｂに導かれる。　
　しかるに、外気温度の上昇が無い状態で高圧のガス冷媒を供給し続けていると、ガス冷媒が凝縮して液冷媒に変ってしまう。すなわち、上述の潤滑油と同様の非圧縮流体となり、これが第２のブレード背室１１ｂと、背圧導入通路２０及び圧力制御用配管１９に充満する可能性がある。

　このように全能力運転時に、圧力制御用配管１９と背圧導入通路２０及び第２のブレード背室１１ｂに非圧縮流体が充満する一方で、圧縮機構部３の作用にともなう発熱の影響で、非圧縮流体からガス分が蒸発する。

　運転の継続とともに、第２のブレード背室１１ｂと背圧導入通路２０と圧力制御用配管１９に充満する非圧縮流体に存在するガス分がほとんど消失して、純然たる液体のみが残る。そのため、第２のブレード１２ｂの往復動作を、ガス分を含まない完全な液体状の非圧縮流体が直接受け、非圧縮流体の緩衝効果がほとんど無い状態となる。

　特に高回転運転を行うと、第２のブレード１２ｂにおける往復動作に非圧縮流体の流動が追従できなくなる。第２のブレード１２ｂ後端部は過大な抵抗力を受けることになり、動作に円滑を欠く。背圧導入通路２０における非圧縮流体の圧力エネルギーの変動である圧力脈動が大きくなり、振動、騒音、配管の破裂などの問題が生じる虞れがある。

　しかしながら、第２のブレード背室１１ｂに対して第１のバッファ用凹部空間２１が開口していて、ガス分が溜まっている。背圧導入通路２０に対しても第２のバッファ用凹部空間２２が開口していて、ここにもガス分が溜まっている。

　これらバッファ用凹部空間２１，２２に溜まっているガス分によって、第２のブレード１２ｂの往復動に起因する圧力脈動を軽減するクッション効果が得られる。第２のブレード１２ｂの後端部に過大な力が働くことを防止でき、振動や騒音の低減と、配管破裂を防止し、信頼性の向上を図れる。

　なお、第１のバッファ用凹部空間２１と第２のバッファ用凹部空間２２の内容積を、第２のブレード１２ｂが第２のシリンダ室Ｓｂ内に最も突出する下死点から第２のシリンダ室Ｓｂ内から最も後退する上死点まで移動するときの、押し退け量以上に設定することで、上述の効果をより大きなものとできる。

　中間仕切り板２に第１のバッファ用凹部空間２１が設けられ、閉塞部材１８に背圧導入通路２０を構成する凹部Ｗｈが設けられる構成でありながら、保持部材１６または永久磁石１７の少なくとも一部が、上記凹部Ｗｈ及び第１のバッファ用凹部空間２１とは対向しないようにして設けた。

　そのため、第２のブレード背室１１ｂにおいて上下方向にずれることなく確実に組み込むことができる。圧縮運転中も、永久磁石１７と保持部材１６が第２のブレード背室１１ｂから脱落することが無く、製造性と信頼性の高い多気筒回転式圧縮機Ｍが得られる。

　このような多気筒回転式圧縮機Ｍを備えて冷凍サイクルを構成する冷凍サイクル装置（空気調和機）Ｒであるから、冷凍（空調）効果の大幅な向上を得られ、さらなる信頼性の向上に繋げられる。

　なお、上述の圧縮機構部３では、アキュームレータ２５から吸込み側の冷媒管ＰＰを介して導かれたガス冷媒を、中間仕切り板２内で分岐して第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂに導く構成としたが、これに限定されるものではない。　
　例えば、アキュームレータ２５から２本の吸込み冷媒管を延出して、第１のシリンダ室Ｓａと、第２のシリンダ室Ｓｂとのそれぞれに、直接、連通するように構成したものであっても良い。

　さらに、第２のシリンダ室Ｓｂを休筒運転状態とする構成にしたが、第１のシリンダ室Ｓａを休筒運転状態にする構成に変えてもよい。また、第１のシリンダ室Ｓａと、第２のシリンダ室Ｓｂの排除容積が異なる場合においても、同等の作用効果が得られることは勿論である。

　副軸受７Ｂの外周端に沿って背圧導入通路２０を備えた閉塞部材１８を設けたが、副軸受７Ｂのフランジ部を拡大し、第２のブレード背室１１ｂを閉塞するとともに、ここに直接、背圧導入通路２０を設けて、上記閉塞部材１８を不要とする構成であっても良い。したがって、背圧導入通路２０が設けられる部位を、「軸受側部材」と呼んだ。

　また、中間仕切り板２に第２のブレード背室１１ｂに開口する第１のバッファ用凹部空間２１を設け、軸受側部材である閉塞部材１８に背圧導入通路２０に開口する第２のバッファ用凹部空間２２を設けたが、これに限定されるものではなく、第１のバッファ用凹部空間２１及び第２のバッファ用凹部空間２２のいずれか一方のみを設けても良い。

　図６は、第２の実施形態に係る多気筒回転式圧縮機Ｎの概略の縦断面図である。図中１０１は密閉ケースであって、この密閉ケース１０１内の下部には圧縮機構部１０３が設けられ、上部には電動機部１０４が設けられる。上記電動機部１０４と圧縮機構部１０３は、回転軸１０５を介して一体に連結される。

　上記圧縮機構部１０３は、上部側に第１のシリンダ１０６Ａを備え、下部側に第２のシリンダ１０６Ｂを備えている。第１のシリンダ１０６Ａの上端面に主軸受１０７Ａが取付け固定され、第２のシリンダ１０６Ｂの下端面に副軸受１０７Ｂが取付け固定される。これら第１のシリンダ１０６Ａと第２のシリンダ１０６Ｂとの間には中間仕切り板１０２が介在される。

　上記回転軸１０５は、各シリンダ１０６Ａ、１０６Ｂ内部を貫通し、略１８０°の位相差で同一直径の第１の偏心部１０５ａと第２の偏心部１０５ｂを一体に備える。各偏心部１０５ａ、１０５ｂはシリンダ１０６Ａ、１０６Ｂの内径部に位置するように組立てられる。第１の偏心部１０５ａの周面に第１のローラ１０９ａが嵌合され、第２の偏心部１０５ｂの周面に第２のローラ１０９ｂが嵌合される。

　上記第１のシリンダ１０６Ａの内径部は、主軸受１０７Ａと中間仕切り板１０２によって閉塞され、第１のシリンダ室Ｚａが形成される。上記第２のシリンダ１０６Ｂの内径部は、中間仕切り板１０２と副軸受１０７Ｂによって閉塞され、第２のシリンダ室Ｚｂが形成される。

　第１のシリンダ室Ｚａと第２のシリンダ室Ｚｂは、互いに同一直径及び高さ寸法に設計される。第１、第２のローラ１０９ａ、１０９ｂの周壁一部が、第１、第２のシリンダ室Ｚａ、Ｚｂの周壁一部に潤滑油膜を介して線接触しながら偏心移動自在になるように、それぞれのローラ１０９ａ、１０９ｂがシリンダ室Ｚａ，Ｚｂに収容される。

　上記主軸受１０７Ａには二重に重ねられた吐出マフラ１０８ａが取付けられ、主軸受１０７Ａに設けられる吐出弁機構を覆っている。いずれの吐出マフラ１０８ａにも吐出孔が設けられる。上記副軸受１０７Ｂには一重の吐出マフラ１０８ｂが取付けられ、副軸受１０７Ｂに設けられる吐出弁機構を覆う。この吐出マフラ１０８ｂには吐出孔が設けられていない。

　主軸受１０７Ａの吐出弁機構は第１のシリンダ室Ｚａに対向し、圧縮作用に伴い室内が所定圧力に上昇したとき開放して、圧縮ガスを吐出マフラ１０８ａ内に吐出させる。副軸受７Ｂの吐出弁機構は第２のシリンダ室Ｚｂに対向し、圧縮作用に伴い室内圧力が所定圧力に上昇したとき開放して、圧縮ガスを吐出マフラ１０８ｂ内に吐出させる。

　副軸受１０７Ｂと、第２のシリンダ１０６Ｂと、中間仕切り板１０２と、第１のシリンダ１０６Ａ及び主軸受１０７Ａとに亘って吐出ガス案内路が設けられる。この吐出ガス案内路は、第２のシリンダ室Ｚｂから吐出弁機構を介して下部側吐出マフラ１０８ｂに吐出された高圧ガスを、上部側の二重吐出マフラ１０８ａ内に案内する。

　さらに、密閉ケース１０１の内底部には潤滑油を集溜する油溜り部１１４が形成されていて、圧縮機構部１０３のほとんど全部が油溜り部１１４の潤滑油中に浸漬される。回転軸１０５の下端面と圧縮機構部１０３の各摺動部に亘って、油溜り部１１４の潤滑油を給油するための給油通路が設けられる。

　図２は、同実施形態に係る、上記圧縮機構部１０３の一部を分解して示す斜視図であり、要部のみを概略的に示し、詳細は省略している。

　第１のシリンダ１０６Ａには、内径部である第１のシリンダ室Ｚａにブレード溝１１０ａが連設され、さらにブレード溝１１０ａから第１のブレード背室１１１ａが設けられる。上記ブレード溝１１０ａには第１のブレード１１２ａが移動自在に収容され、その先端部は第１のシリンダ室Ｚａに、後端部は第１のブレード背室１１１ａに突没自在である。

　第２のシリンダ１０６Ｂには、内径部である第２のシリンダ室Ｚｂにブレード溝１１０ｂが連設され、さらにブレード溝１１０ｂから第２のブレード背室１１１ｂが設けられる。上記ブレード溝１１０ｂには第２のブレード１１２ｂが移動自在に収容され、その先端部は第２のシリンダ室Ｚｂに、後端部は第２のブレード背室１１１ｂに突没自在である。

　第１、第２のブレード１１２ａ、１１２ｂそれぞれの先端部は平面視で略円弧状に形成されており、これら先端部が対向する第１、第２のシリンダ室Ｚａ、Ｚｂに突出した状態で、平面視で円形状の図６に示す上記第１、第２のローラ１０９ａ、１０９ｂ周壁に、これらの回転角度にかかわらず線接触するようになっている。

　上記第１のシリンダ１０６Ａには、第１のブレード背室１１１ａと、このシリンダ１０６Ａの外周面とを連通する横孔Ｗｆが設けられ、ばね部材（弾性部材）１１３が収容される。ばね部材１１３は第１のブレード１１２ａの後端部端面と密閉ケース１０１内周壁との間に介在され、第１のブレード１１２ａに弾性力（背圧）を付与する。

　なお、第２のブレード１１２ｂに対しては、後端部端面と密閉ケース１０１内周壁との間に介在する部材は存在しない。後述するように、先端部が第２のシリンダ室Ｚｂの圧力影響を受け、後端部が第２のブレード背室１１１ｂの圧力影響を受けて、先端部と後端部が受ける圧力の差圧によって背圧が付与され、もしくは付与されない。

　図６に示すように、第２のブレード背室１１１ｂの背面側周壁に永久磁石１１５が取付けられる。この磁気力は、第２のブレード１１２ｂ後端部が永久磁石１１５に接触し、もしくは極く近傍に移動したところで、ブレード１１２ｂ後端部を磁気吸着できる程度である。ある程度の高い圧力がかかれば、第２のブレード１１２ｂは永久磁石１１５から容易に離脱する。

　第２のブレード背室１１１ｂの上面開口部は、第２のシリンダ１０６Ｂの上端面に取付けられる中間仕切り板１０２によって閉塞される。しかしながら、第２のブレード背室１１１ｂの下面開口部は、副軸受１０７Ｂのフランジ部周端面から外方へ突出した位置に設けられ、そのままでは下面開口部が密閉ケース１０１内に開口してしまう。

　そこで、第２のブレード背室１１１ｂの下面開口部は、副軸受１０７Ｂのフランジ部外周壁一部に沿って位置し、取付けボルト１１６を介して第２のシリンダ１０６Ｂに取付けられる閉塞部材１１８によって閉塞される。第２のブレード背室１１１ｂの上下面は中間仕切り板１０２及び閉塞部材１１８とで閉塞され、第２のブレード背室１１１ｂは密閉構造をなす。

　閉塞部材１１８は鋳鉄材で形成される、もしくは、ＳＭＦ３種（鉄－炭素系焼結合金）もしくは、ＳＭＦ４種（鉄－炭素－銅系焼結合金）で形成されている。すなわち、閉塞部材１１８を製造するには、複雑な内部構造を金型成形により確実に製造できる素材が選択される。

　図７は、図６に示すＹ部である閉塞部材１１８部分を拡大した図であり、図８は、図７に示すＴ－Ｔ線に沿う縦断面図である。以下、図６と図７及び図８に基づいて、圧縮機構部１０３の要部を説明する。

　上記閉塞部材１１８は、第２のブレード背室１１１ｂに対向する上面一部が開口され、この開口部は図８に示すように、閉塞部材１１８の下面部近傍まで設けられる凹部１１９となっている。閉塞部材１１８の一側面から孔部１２０ａが設けられ、この孔部１２０ａの先端は凹部１１９の底面一部に半円状に切欠形成される半円部１２０ｂとなっている。

　閉塞部材１１８の孔部１２０ａと対向する密閉ケース１０１部位にも孔部が設けられていて、ここに後述する背圧導入通路Ｈを構成する圧力制御用配管Ｆ１が挿嵌され、液密的なシールが施されている。密閉ケース１からこの内部に延出される圧力制御用配管Ｆ１の先端部は、閉塞部材１１８の孔部１２０ａに挿入して接続される。

　第２のシリンダ１０６Ｂに設けられる第２のブレード背室１１１ｂと背圧導入通路Ｈとは、閉塞部材１１８の凹部１１９を介して連通することになる。閉塞部材１１８の凹部１１９で圧力制御用配管Ｆ１が接続される半円部１２０ｂの延長部位に、凹部１１９下面と閉塞部材１１８下面を連通する孔部である連通路１２２が設けられる。

　この連通路１２２は、第２のブレード背室１１１ｂと密閉ケース１０１内底部に形成される油溜り部１１４とを連通する潤滑油連通路でもある。さらに連通路１２２は、閉塞部材１１８の下面に取付けられる逆止弁機構Ｇによって開閉されるようになっている。

　上記逆止弁機構Ｇは、連通路１２２の下端部で閉塞部材１１８の下面に開口し、連通路１２２と連通する弁孔１２３と、この弁孔１２３の周部に沿って形成される弁座１２４と、この弁座１２４に接離し弁孔１２３を開閉する弁体１２５とを備えている。　
　以上の構成から、閉塞部材１１８において、連通路１２２は背圧導入通路Ｈの下部に設けられ、弁孔１２３は連通路１２２の最も下部に設けられることになる。

　上記弁体１２５は、一端部が取付けボルト１２７を介して閉塞部材１１８の下面に取付け固定され、他端部が弁孔１２３に対向し自由端である、リード弁タイプのものである。弁体１２５の幅寸法は弁孔１２３の直径よりもわずかに大に形成されていて、弁体１２５他端部が連通路１２２から弁孔１２３を介して受ける圧力に応じて弁体１２５は変形し、もしくは変形しない。

　弁体１２５の下面には湾曲形成された弁押え１２６が取付けボルト１２７により弁体１２５と一緒に取付けられ、弁体１２５は弁押え１２６の湾曲形状にならって湾曲変形する。弁押え１２６の強度は弁体１２５のそれよりも大であり、弁体１２５の最大湾曲量を規制できる。すなわち、弁体１２５は弁押え１２６によって最大開放量が規制されるリード弁タイプであり、これ以降、「弁体」を、「リード弁」と呼ぶ。

　このような逆止弁機構Ｇにおいて、上記リード弁１２５の最大開放時に、リード弁１２５と弁座１２４との間の流路面積Ａ１が、弁座１２４の内周面積Ａ２よりも小さくなる（Ａ１＜Ａ２）よう構成されている。　
　図８は、リード弁１２５が、最大限湾曲して弁孔１２３を開放した状態を示している。図にハッチングで示すリード弁１２５と弁座１２４との間の流路面積Ａ１は、π・弁座１２４の内径φＤｖ・弁座１２４とリード弁１２５との間の平均距離Ｌとの積で表される。

　これに対して弁座１２４の内周面積Ａ２は、π・（Ｄｖ／２）^２で表される。リード弁１２５と弁座１２４との間の流路面積Ａ１が、弁座１２４の内周面積Ａ２より小（Ａ１＜Ａ２）であるので、π・φＤｖ・Ｌ＜π・（Ｄｖ／２）^２となる。

　一方、上記背圧導入通路Ｈである圧力制御用配管Ｆ１は、ブレード背圧制御機構Ｃの一部を構成している。このブレード背圧制御機構Ｃは、第２のブレード背室１１１ｂに高圧ガス（吐出圧）もしくは低圧ガス（吸込み圧）を選択して導き、第２のブレード１１２ｂの後端部に対する背圧の圧力切換えを制御するものである。

　再び図６に示すように、多気筒回転式圧縮機Ｎを構成する密閉ケース１０１の上端部には、吐出用の冷媒管Ｆが接続される。この冷媒管Ｆは、ヒートポンプ式冷凍サイクルを構成する機器に順次連通し、密閉ケース１０１に取付け具１３１を介して取付け固定されるアキュームレータ１３２上端部に接続される。

　アキュームレータ１３２下端部と密閉ケース１０１とは吸込み用の冷媒管Ｆａを介して接続される。なお説明すると、冷媒管Ｆａは密閉ケース１０１を貫通して中間仕切り板１０２の周端面に接続される。中間仕切り板１０２においては、冷媒管Ｆａが接続される周面部位から軸芯方向へ向って二股状に分岐する分岐案内路（図示しない）が設けられる。

　一方の分岐案内路は第１のシリンダ室Ｚａに連通し、他方の分岐案内路は第２のシリンダ室Ｚｂに、それぞれ連通する。したがって、アキュームレータ１３２と、多気筒回転式圧縮機Ｎにおける第１のシリンダ室Ｚａ及び第２のシリンダ室Ｚｂとは、常時、連通状態にある。

　上記圧力制御用配管Ｆ１は、密閉ケース１０１とアキュームレータ１３２の上端部よりも上方位置まで延出され、この端部に後述する圧力切換え弁１３３が設けられる。圧力切換え弁１３３は、冷暖房運転の切換えが可能なヒートポンプ式冷凍サイクルを備えた空気調和機に用いられる四方切換え弁を流用して、コストの抑制を図っている。

　密閉ケース１０１の上端部に接続される冷媒管Ｆから第１の分岐管（高圧管）１３５が分岐され、これは圧力切換え弁１３３の第１のポートｆａに接続される。第２のポートｆｂには圧力制御用配管Ｆ１が接続され、第３のポートｆｃにはアキュームレータ１３２の冷媒導入側の冷媒管Ｆから分岐される第２の分岐管（低圧管）１３６が接続される。

　第４のポートｆｄは、栓体１３７で常時、閉塞される。内部に収容される逆Ｕ字型弁１３８は、図に示すように第３のポートｆｃと第４のポートｆｄとを連通する位置と、二点鎖線で示すように第２のポートｆｂと第３のポートｆｃとを連通する位置に電磁的に切換え操作される。第１のポートｆａは常時開放され、第４のポートｆｄは常時閉塞される。

　なお説明すると、図６の状態では第１のポートｆａと第２のポートｆｂとが直接連通し、逆Ｕ字型弁１３８を介して第３のポートｆｃと第４のポートｆｄとが連通する。ただし、第４のポートｆｄは栓体１３７で閉塞されているので、第１のポートｆａと第２のポートｆｂとの連通だけが残る。

　図６に二点鎖線で示す位置に逆Ｕ字型弁１３８が移動すると、逆Ｕ字型弁１３８を介して第２のポートｆｂと第３のポートｆｃとが連通し、第１のポートｆａと第４のポートｆｄが直接連通する。同様に、第４のポートｆｄは栓体１３７で閉塞されているので、第２のポートｆｂと第３のポートｆｃとの連通だけが残る。　
　上記圧力切換え弁１３３は、通常のヒートポンプ式空気調和機を構成する冷凍サイクルに用いられる標準品である四方切換え弁を流用したが、この四方切換え弁に代って三方弁を使用し、もしくは複数の開閉弁を組合せても同様の作用効果を得られる。

　このようにブレード背圧制御機構Ｃは、圧力切換え弁１３３と、圧力制御用配管Ｆ１と、第１の分岐管１３５及び第２の分岐管１３６と、閉塞部材１１８に設けられる背圧導入通路Ｈとから構成され、第２のブレード背室１１１ｂに高圧と低圧を切換えて導き、第２のブレード１１２ｂに背圧を付与することができる。

　図５は、冷凍サイクル装置を空気調和機Ｒに適用した場合の、ヒートポンプ式冷凍サイクル構成図である。ここでは、上述したブレード背圧制御機構Ｃについては省略して示している。　
　多気筒回転式圧縮機Ｎに接続される冷媒管Ｆに四方切換え弁１５０が接続され、四方切換え弁１５０から室外熱交換器１５１と、膨張装置１５２と、室内熱交換器１５３に接続される。室内熱交換器１５３から四方切換え弁１５０を介してアキュームレータ１３２に接続され、さらに多気筒回転式圧縮機Ｎと吸込み用冷媒管Ｆａで接続しているが、ここでは図示しない。

　このような空気調和機Ｒにおいて冷房運転を選択すると、多気筒回転式圧縮機Ｎで後述するように圧縮され冷媒管Ｆへ吐出されるガス冷媒は、四方切換え弁１５０から実線矢印に示すように、室外熱交換器１５１に導かれ外気と熱交換して凝縮され液冷媒に変る。すなわち、室外熱交換器１５１が凝縮器として作用する。

　室外熱交換器１５１から導出される液冷媒は、膨張装置１５２に導かれて断熱膨張する。そして、室内熱交換器１５３に導かれ室内空気と熱交換して蒸発し、室内空気から蒸発潜熱を奪って室内の冷房作用をなす。すなわち、室内熱交換器１５３が蒸発器となる。

　室内熱交換器１５３から導出される蒸発冷媒は、四方切換え弁１５０を介して多気筒回転式圧縮機Ｎに吸込まれ、上述したように圧縮されて冷凍サイクルを循環する。

　暖房運転を選択すると四方切換え弁１５０が切換り、多気筒回転式圧縮機Ｎから冷媒管Ｆへ吐出されるガス冷媒は、四方切換え弁１５０を介して破線矢印に示すように室内熱交換器１５３に導かれ、室内空気と熱交換して凝縮する。凝縮器となる室内熱交換器１５３の凝縮熱を室内空気が吸収することで温度上昇し、室内の暖房作用を得る。

　室内熱交換器１５３から導出される液冷媒は膨張装置１５２に導かれ、断熱膨張して室外熱交換器１５１に導かれて蒸発する。蒸発器である室外熱交換器１５１から導出される蒸発冷媒は、四方切換え弁１５０から多気筒回転式圧縮機Ｎに吸込まれ、上述したように圧縮されて冷凍サイクルを循環する。

　この空気調和機Ｒにおいては、上述の冷房運転と暖房運転のそれぞれにおいて、能力半減運転（休筒運転）と、全能力運転（通常運転）との切換え選択が可能である。　
　例えば冷房運転時に能力半減運転を選択すると、上述した冷房運転時の冷凍サイクルが構成されるとともに、ブレード背圧制御機構Ｃの圧力切換え弁１３３に収容される逆Ｕ字型弁１３８が切換えられる。圧力切換え弁１３３は、図６に二点鎖線で示すように、第２のポートｆｂと第３のポートｆｃが連通するように制御される。

　室内熱交換器１５３からアキュームレータ１３２に連通する冷媒管Ｆと、第２の分岐管１３６と、圧力切換え弁１３３と、圧力制御用配管Ｆ１、背圧導入通路Ｈ及び第２のブレード背室１１１ｂが連通状態になる。

　同時に、電動機部１０４に運転信号が送られ、回転軸１０５が回転駆動される。回転軸１０５の回転に伴い、第１、第２のローラ１０９ａ、１０９ｂはそれぞれのシリンダ室Ｚａ、Ｚｂ内で偏心移動する。第１のシリンダ１０６Ａにおいては、第１のブレード１１２ａがばね部材１１３に押圧付勢され、先端部がローラ１０９ａ周壁に摺接して第１のシリンダ室Ｚａ内を二分する。

　室内熱交換器１５３で蒸発した低圧の冷媒ガスが、アキュームレータ１３２から吸込み側の冷媒管Ｆａに導かれ、多気筒回転式圧縮機Ｎの中間仕切り板１０２に設けられる２つの分岐案内路に案内される。そして、それぞれの分岐案内路から第１のシリンダ室Ｚａと第２のシリンダ室Ｚｂに吸込まれる。

　さらに、圧力切換え弁１３３の上述した切換え操作により、室内熱交換器１５３から導出される低圧のガス冷媒の一部が、冷媒管Ｆから第２の分岐管１３６と、圧力切換え弁１３３と、圧力制御用配管Ｆ１と、閉塞部材１１８に連通する背圧導入通路Ｈを介して第２のブレード背室１１１ｂに導かれる。

　第２のブレード背室１１１ｂに充満する低圧のガス冷媒は、第２のブレード１１２ｂの後端部に低圧の背圧を付与する。第２のシリンダ室Ｚｂに対向する第２のブレード１１２ｂ先端部が低圧雰囲気下にあり、第２のブレード背室１１１ｂに対向する第２のブレード１１２ｂ後端部も低圧雰囲気下にあるので、ブレード１１２ｂの先端部と後端部で差圧が生じない。

　回転軸１０５の回転により第２のローラ１０９ｂが偏心移動してくると、第２のブレード１１２ｂ先端部はローラ１０９ｂに蹴られて後退する。第２のブレード１１２ｂの後端部が第２のブレード背室１１１ｂに取付けられる永久磁石１１５に接触または近接し、第２のブレード１１２ｂは永久磁石１１５に磁気吸着される。

　したがって、第２のブレード１１２ｂの先端部は第２のシリンダ室Ｚｂ内へ突出せず、そのままの位置を保持する。回転軸１０５の偏心部１０５ｂに嵌合する第２のローラ１０９ｂは空回りを継続し、第２のシリンダ室Ｚｂにおいて圧縮作用が行われない。すなわち、第２のシリンダ室Ｚｂでは休筒運転状態となる。

　一方、第１のシリンダ室Ｚａにおいては、第１のブレード１１２ａがばね部材１１３の弾性力を受ける。ブレード１１２ａ先端部は第１のローラ１０９ａの周壁に当接し、第１のシリンダ室Ｚａを圧縮室と吸込み室の二室に区画する。ローラ１０９ａの偏心移動にともなって圧縮室側の容積が減少していき、吸込まれたガスが徐々に圧縮されて高圧化する。

　所定圧まで上昇して高圧化すると、吐出弁機構が開放して高圧化したガスが吐出マフラ１０８ａ，１０８ｂへ吐出される。さらに密閉ケース１０１内に導かれて、ここに充満する。密閉ケース１０１内の充満した高圧のガス冷媒は冷媒管Ｆへ吐出され、上述したような冷凍サイクルを構成して室内の冷房作用をなす。　
　結局、第２のシリンダ室Ｚｂにおいて圧縮作用が行われない休筒運転状態を支持し、第１のシリンダ室Ｚａにおいてのみ圧縮運転をなす、能力半減運転となる。

　このとき、密閉ケース１０１内は第１のシリンダ室Ｚａで圧縮された高圧ガスが充満し、高圧の雰囲気下にある。密閉ケース１０１内底部に形成される油溜り部１１４の潤滑油も高圧状態となり、逆止弁機構Ｇを構成するリード弁１２５が下面側から高圧を受ける。その一方で、リード弁１２５の上面側に形成される背圧導入通路Ｈに低圧のガス冷媒が導かれている。

　リード弁１２５は、高圧の影響で直状に形成され、一端部が弁座１２４に接触し、弁孔１２３を閉塞する。図８にハッチングで示す部分である、リード弁１２５と弁座１２４との間の流路面積Ａ１が存在せず、連通路１２２が完全閉塞される。油溜り部１１４の潤滑油が連通路１２２を介して背圧導入通路Ｈ及び第２のブレード背室１１１ｂに流入することはない。

　すなわち、圧力制御用配管Ｆ１と背圧導入通路Ｈに低圧のガス冷媒が導かれ、第２のブレード背室１１１ｂに充満して第２のブレード１１２ｂに低圧の背圧を付与する。一方、密閉ケース１０１内には圧縮された高圧ガスが充満し、高圧状態となっていて、油溜り部１１４に集溜する潤滑油も高圧の影響を受ける。

　回転軸１０５には、油溜り部１１４の潤滑油を圧縮機構部１０３の各摺動部に導く潤滑油供給路が設けられ、油溜り部１１４の高圧の影響を受けた潤滑油が導かれる。逆止弁機構Ｇが作用し弁孔１２３と連通路１２２を閉塞しているので、油溜り部１１４の潤滑油はクリアランスを介して第２のブレード背室１１１ｂに導かれ、第２のブレード１１２ｂの潤滑性を確保する。

　全能力運転を選択すると、圧力切換え弁１３３のＵ字型弁１３８が図６の実線位置に切換えられ、第１のポートｆａと第２のポートｆｂが連通する。したがって、密閉ケース１０１に接続する吐出側の冷媒管Ｆと、第１の分岐管１３５と、圧力切換え弁１３３と、圧力制御用配管Ｆ１と、閉塞部材１１８の背圧導入通路Ｈ及び第２のブレード背室１１１ｂが連通する。

　同時に、電動機部１０４に運転信号が送られ、回転軸１０５が回転駆動されて、第１、第２のローラ１０９ａ、１０９ｂはそれぞれのシリンダ室Ｚａ、Ｚｂ内で偏心運動を行う。第１のシリンダ６Ａにおいて、第１のブレード１１２ａはばね部材１１３に押圧付勢され、先端部がローラ１０９ａ周壁に摺接して第１のシリンダ室Ｚａ内を二分する。

　室内熱交換器１５３で蒸発した低圧のガス冷媒がアキュームレータ１３２から吸込み側の冷媒管Ｆａに導かれ、分岐案内路を介して第１のシリンダ室Ｚａと第２のシリンダ室Ｚｂに吸込まれる。第１のシリンダ室Ｚａでは、上述したように圧縮作用が行われて高圧化したガス冷媒が密閉ケース１０１内に充満している。

　高圧のガス冷媒は、密閉ケース１から吐出側の冷媒管Ｆへ導かれ、上述した冷凍サイクルを循環する。一部の高圧ガス冷媒は冷媒管Ｆから第１の分岐管１３５に分流され、圧力切換え弁１３３、圧力制御用配管Ｆ１、閉塞部材１１８の背圧導入通路Ｈから第２のブレード背室１１１ｂに導入される。

　第２のブレード１１２ｂ後端部が高圧の背圧を受けることとなり、その一方で、第２のブレード１１２ｂ先端部が第２のシリンダ室Ｚｂに対向し低圧雰囲気下にあるので、先端部と後端部で差圧が生じる。そのため、それまで永久磁石１１５によって磁気吸着されていた第２のブレード１１２ｂが、永久磁石１１５から容易に離れて先端部側へ押圧付勢される。

　回転軸１０５の回転に伴い第２のローラ１０９ｂが偏心移動すると、第２のブレード１１２ｂの先端部が第２のローラ１０９ｂ周面に当接したまま、ブレード溝１１０ｂを往復移動する。第２のブレード１１２ｂは第２のシリンダ室Ｚｂを圧縮室と吸込み室とに二分し、圧縮作用が行われる。

　したがって、第１のシリンダ室Ｚａと第２のシリンダ室Ｚｂにおいて同時に圧縮作用をなし、全能力運転が行われることとなる。

　なお、このとき背圧導入通路Ｈに高圧のガス冷媒が導かれる一方で、油溜り部１１４の潤滑油も密閉ケース１０１に充満するガス冷媒によって高圧の影響を受ける。能力半減運転時に弁孔１２３を閉塞していたリード弁１２５は、その上部と下部がほとんど同じ高圧雰囲気に変るので、本来ならば能力半減運転時と同一の姿勢である直状を維持するはずである。

　しかるに、第２のブレード背室１１１ｂに高圧が導入されるとき、第２のブレード１１２ｂは第２のシリンダ室Ｚｂ側である第２のブレード背室１１１ｂの容積を拡大する方向に移動（往動）し、さらに第２のブレード背室１１１ｂの容積を縮小する方向に移動（復動）している。

　第２のブレード背室１１１ｂは、第２のブレード１１２ｂがブレード背室１１１ｂの容積を拡大する方向に移動したとき負圧化し、背圧導入通路Ｈと連通路１２２にある高圧ガスがブレード背室１１１ｂに吸込まれる。その影響で、リード弁１２５もブレード背室１１１ｂ側へ移動して弁孔１２３を閉塞する。

　第２のブレード１１２ｂが第２のブレード背室１１１ｂの容積を縮小する方向に移動したとき正圧化し、ブレード背室１１１ｂに吸込まれていた高圧ガスが、背圧導入通路Ｈと連通路１２２へ押し出される。リード弁１２５は弁座１２４から離間し、弁孔１２３を開放する。このように、ブレード１１２ｂの往復動にともなってリード弁１２５は弁孔１２３を開閉する。

　ところで、能力半減運転時には、圧力制御用配管Ｆ１と背圧導入通路Ｈに低圧のガス冷媒が導かれ、第２のブレード背室１１１ｂに充満する。その一方で、密閉ケース１０１内に圧縮された高圧ガスが充満し、高圧状態となっていて、油溜り部１１４に集溜する潤滑油も高圧の影響を受ける。

　油溜り部１１４の潤滑油はクリアランスを介して第２のブレード背室１１１ｂに浸入し、さらには、時間をかけて背圧導入通路Ｈに導かれ、圧力制御用配管Ｆ１内を上昇する。長時間、能力半減運転を継続すると、背圧導入通路Ｈに潤滑油が充満する可能性が多い。そして、そのまま全能力運転に切換る場合がある。

　あるいは、外気が極く低温の条件下で、全能力運転が開始されることがある。このときは、高圧のガス冷媒が圧力切換え弁１３３から圧力制御用配管Ｆ１と背圧導入通路Ｈを介して第２のブレード背室１１１ｂに導かれ、時間の経過とともにガス冷媒が凝縮して液冷媒に変ってしまう。

　すなわち、上述の潤滑油と液冷媒ともに非圧縮性流体であり、これらが第２のブレード背室１１１ｂと背圧導入通路Ｈ及び圧力制御用配管Ｆ１に充満する可能性がある。一方で、圧縮機構部３の作用にともなう発熱の影響で、非圧縮性流体からガス分が蒸発し、純然たる液体のみが残ってしまう。

　そのため、第２のブレード１１２ｂの往復動作を第２のブレード背室１１１ｂにおいて完全な液体状である非圧縮性流体が直接受け、緩衝効果がほとんど無い状態となる。そのまま高回転運転を行うと、第２のブレード１１２ｂの往復動作に非圧縮性流体の流動が追従できなくなる。

　第２のブレード１１２ｂ後端部は過大な抵抗力を受けることになり、動作に円滑を欠く。背圧導入通路Ｈにおける非圧縮性流体の圧力エネルギーの変動である圧力脈動が大きくなり、振動、騒音、配管の破裂などの問題が生じる虞れがある。

　しかるに、本実施形態では、第２のブレード背室１１１ｂに高圧が導入される全能力運転時に、第２のブレード１１２ｂが第２のブレード背室１１１ｂの容積を拡大する方向に移動したとき、逆止弁機構Ｇは連通路１２２を完全に閉じる。　
　そのため、油溜り部１１４の潤滑油が、連通路１２２から第２のブレード背室１１１ｂや背圧導入通路Ｈに潤滑油が浸入するのを阻止する。

　同様に、第２のブレード背室１１１ｂに高圧が導入される全能力運転時に、第２のブレード１１２ｂが第２のブレード背室１１１ｂの容積を縮小する方向に移動したとき、逆止弁機構Ｇは連通路２２を開放する。第２のブレード背室１１ｂや背圧導入通路Ｈに充満している非圧縮性流体は油溜り部１１４へ放出される。

　このような第２のブレード１１２ｂと逆止弁機構Ｇのポンプ作用により、背圧導入通路Ｈ及び圧力制御用配管Ｆ１内の非圧縮性流体は、速やかに密閉ケース１０１内の油溜り部１１４へ排出される。上述したような圧力脈動等の不具合を回避でき、油溜り部１１４の油面の低下も防止できる。

　また、全能力運転時に、背圧導入通路Ｈに導かれる高圧は、圧縮機構部１０３で圧縮され、密閉ケース１０１内から吐出される高圧のガス冷媒である。第２のブレード１１２ｂと逆止弁機構Ｇのポンプ作用により、高圧ガスが非圧縮性流体を背圧導入通路Ｈから密閉ケース１０１内へ速やかに排出し、第２のブレード背室１１１ｂにおける異常高圧を確実に防止する。

　第２のブレード背室１１１ｂと背圧導入通路Ｈが高圧ガスで満たされることで、第２のブレード１１２ｂの往復動に起因する圧力脈動に対するバッファ容量をより大きく確保できる。ブレード背室１１１ｂや背圧導入通路Ｈ内の圧力変動がより小さくなり、信頼性の向上を得られる。

　さらに、閉塞部材１１８に設けられる連通路１２２は、背圧導入通路Ｈの下部に設けられ、逆止弁機構Ｇを構成する弁孔１２３は連通路１２２の最も下部に設けられる。一方で、背圧導入通路Ｈに充満する非圧縮性流体は液体であり、重力の影響を受けるので、非圧縮性流体は弁孔１２３から円滑に密閉ケース１０１内へ排出されることとなる。

　また、上述したように逆止弁機構Ｇにおいて、上記リード弁１２５の最大開放時に、リード弁１２５と弁座１２４との間の流路面積Ａ１が、弁座１２４の内周面積Ａ２よりも小さくなる（Ａ１＜Ａ２）よう構成されている。　
　リード弁１２５の構造上、最大開放時に、リード弁１２５と弁座１２４との間の流路面積を小さくすると流路抵抗が大きくなり、弁孔１２３を通過する流量を抑制することができる。その一方で、弁座１２４の内周面積が大きい方が、リード弁１２５は小さい圧力差で開く。

　リード弁１２５の最大開放時に、リード弁１２５と弁座１２４との間の流路面積Ａ１が、弁座１２４の内周面積Ａ２よりも小さくなるよう構成することで、小さい圧力差で確実にリード弁１２５を開放でき、かつ弁孔１２３を通過する流量を抑制できる。

　なお説明すると、背圧導入通路Ｈに非圧縮性流体が充満している状態で全能力運転を開始すると、第２のブレード１１２ｂと逆止弁機構Ｇのポンプ作用で非圧縮性流体は速やかに連通路１２２と弁孔１２３から密閉ケース１０１内に排出される。代って、背圧導入通路Ｈには高圧ガスが充満し、第２のブレード１１２ｂに背圧を掛ける。

　しかしながら、全能力運転を継続している限り、逆止弁機構Ｇは作動し、連通路１２２と弁孔１２３の開閉を継続する。そのため、背圧導入通路Ｈに充満する高圧ガスは第２のブレード１１２ｂに背圧を掛けるのと同時に、連通路１２２と弁孔１２３から密閉ケース１０１内に再戻入してしまう。

　上述の設定で、リード弁１２５の最大開放時に、リード弁１２５と弁座１２４との間の流路面積Ａ１が弁座１２４の内周面積Ａ２よりも小さくなるよう構成する。したがって、小さい圧力差で確実にリード弁１２５を開放できるとともに、弁孔１２３を通過し密閉ケース１０１内に再戻入する高圧ガスの流量が低減して、損失の低減が図れる。

　図９は、第３の実施形態における多気筒回転式圧縮機Ｎａの縦断面図である。　
　先に第２の実施形態で説明した多気筒回転式圧縮機Ｎと同一の構成部品については、同番号を付して新たな説明は省略する。

　密閉ケース１０１の上端部には、吐出用の冷媒管Ｆが接続されていて、この冷媒管Ｆからブレード背圧制御機構Ｃの一部を構成する第１の分岐管１３５Ａが分岐され、圧力切換え弁１３３の第１のポートｆａに接続される。　
　ここでは、第１の分岐管１３５Ａにおいて、冷媒管Ｆから分岐する部位から所定長さの分の配管直径を、圧力切換え弁１３３の第１のポートｆａに接続する部位の配管直径よりも小さく形成した、流路抵抗部１４０を設けたことが相違する。

　背圧導入通路Ｈや圧力制御用配管Ｆ１に非圧縮性流体が充満した状態で全能力運転を開始すると、冷媒管Ｆに吐出される高圧ガスの一部が第１の分岐管１３５Ａに導かれる。そして、圧力切換え弁１３３を介して圧力制御用配管Ｆ１に導かれ、ここに充満する非圧縮性流体を押す。　
　圧縮機Ｎの運転周波数は低く抑えられるので、第１の分岐管１３５Ａに導かれる高圧ガスの流速は遅い。したがって、高圧ガスが第１の分岐管１３５Ａの流路抵抗部１４０を導かれる際の流路抵抗は極く小さく、円滑に高圧ガスが流れる。

　上述した第２のブレード１１２ｂと逆止弁機構Ｇのポンプ作用で圧力制御用配管Ｆ１と背圧導入通路Ｈに充満する非圧縮性流体が密閉ケース１０１内に再戻入すれば、圧力制御用配管Ｆ１と背圧導入通路Ｈに高圧ガスが充満する。その影響で、圧縮機Ｎの運転周波数が上昇して冷媒管Ｆから第１の分岐管１３５Ａに分流する高圧ガスの流速が増す。

　しかしながら、ここでは第１の分岐管１３５Ａに配管直径を小さくした流路抵抗部１４０を所定長さで設けている。流路抵抗部１４０は流速を増した高圧ガスに対する、有効な流路抵抗に代り、高圧ガスの流量を規制する。そのため、弁孔１２３を通過し密閉ケース１０１内に再戻入する高圧ガスの流量が低減して、損失の低減が図れ、高性能化を得る。

　さらに、全能力運転から能力半減運転に切換えると、圧力切換え弁１３３から圧力制御用配管Ｆ１に低圧ガスが導かれるよう切換る。第１の分岐管１３５Ａに流路抵抗部１４０を備えているので、全能力運転時に高圧ガスが絞られた状態で圧力切換え弁１３３に導かれているから、切換え弁１３３の切換え動作が円滑で、運転切換えが速やかに行える。

　図１０は、流路抵抗部１４０の流路断面積をＥ１とし、第１の分岐管１３５Ａにおける流路抵抗部１４０以外の配管部分の流路面積をＥ２として、横軸に流路抵抗部１４０と第１の分岐管１３５Ａとの流路面積比に対する効率の特性図である。　
　同図から、１／５０≦Ｅ１／Ｅ２≦１／１０の範囲が最も良いことが分る。

　Ｅ１／Ｅ２＜１／５０であると、能力半減運転から全能力運転に切換えたとき、流路抵抗部４０を流通する高圧ガスの流路抵抗が大きくなり過ぎて、流量が大幅に低下して切換え性が悪化する。

　また、Ｅ１／Ｅ２＞１／１０であると、第２のブレード１１２ｂの往復動と逆止弁機構Ｇによるポンプ作用で密閉ケース１０１内に再戻入するガスの流量が多くなり、損失が発生して、効率の低下を招いてしまう。

　以上、本実施形態を説明したが、上述の実施形態は、例として提示したものであり、実施形態の範囲を限定することは意図していない。この新規な実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置換え、変更を行うことができる。これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれるとともに、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれる。

Claims

　密閉ケース内に、電動機部と、この電動機部と回転軸を介して連結される圧縮機構部を収容する多気筒回転式圧縮機において、
　上記圧縮機構部は、
　それぞれにシリンダ室を有する第１のシリンダ及び第２のシリンダと、上記各シリンダ室内でそれぞれ偏心回転する第１のローラ及び第２のローラと、上記第１のローラ及び第２のローラに当接して上記各シリンダ内を区画する第１のブレード及び第２のブレードと、
　上記第２のブレードの後端側に形成されたブレード背室と、
　上記ブレード背室に連通され、ブレード背室に高圧もしくは低圧を切換えて供給し、第２のブレードに背圧を付与する背圧導入通路と、
　上記ブレード背室と上記密閉ケースの内部空間とを連通する連通路と、
　上記連通路を開閉する逆止弁機構と、を具備し、
　上記逆止弁機構は、ブレード背室に高圧が導入され、第２のブレードがブレード背室の容積を拡大する方向に移動するときに上記連通路を閉じ、第２のブレードがブレード背室の容積を縮小する方向に移動したときは連通路を開放するように構成される
ことを特徴とする多気筒回転式圧縮機。
　上記背圧導入通路に導かれる高圧は、上記圧縮機構部で圧縮され密閉ケース内から吐出される高圧ガスである
ことを特徴とする請求項１記載の多気筒回転式圧縮機。
　上記逆止弁機構は、上記連通路に対して開口する弁孔と、この弁孔の一端部に形成される弁座と、この弁座に接離し弁孔を開閉する弁体と、を備えていて、
　上記連通路は、上記背圧導入路の最も下部に設けられ、
　上記弁孔は、上記連通路の最も下部に設けられる
ことを特徴とする請求項１に記載の多気筒回転式圧縮機。
　上記逆止弁機構は、上記連通路に対して開口する弁孔と、この弁孔の一端部に形成される弁座と、この弁座に接離し弁孔を開閉する弁体と、を備えていて、
上記弁体は、弁押えによって最大開放量が規制されるリード弁タイプであり、
　上記リード弁の最大開放時に、上記弁体と上記弁座との間の流路面積が、弁座周面積よりも小さくなるよう構成される
ことを特徴とする請求項１に記載の多気筒回転式圧縮機。
　上記背圧導入通路のうちの、上記ブレード背室に高圧を供給して上記第２のブレードに高圧を付与する高圧側導入路の一部に、流路抵抗部を設けた
ことを特徴とする請求項１に記載の多気筒回転式圧縮機。
　上記背圧導入通路を介して上記第２のブレードの後端側の上記ブレード背室へ高圧もしくは低圧を導き、高圧を導いた状態でブレード後端部に高圧の背圧を付与しブレード先端部をローラ周壁に接触させてシリンダ室で圧縮運転を行わせる、もしく低圧を導いた状態でブレード先端部をローラ周壁から離間させてシリンダ室での圧縮運転を停止する休筒運転状態とする圧力切換え手段と、を具備し、
　上記背圧導入通路の上記回転軸から遠い方の外側開口角部は、休筒運転状態で位置するブレード後端部の端面角部よりも外周側に位置する
ことを特徴とする請求項１記載の多気筒回転式圧縮機。
　さらに、上記ブレード背室の上部に、このブレード背室に対して開口する開口部を有し、背圧導入通路からブレード背室に導かれたガス分を滞留する第１のバッファ用凹部空間を備え、
　この第１のバッファ用凹部空間の上記回転軸から遠い方の外側開口角部は、休筒運転状態で位置するブレード後端部の端面角部よりも外周側に位置する
ことを特徴とする請求項６記載の多気筒回転式圧縮機。
　上記背圧導入通路の上部に、背圧導入通路と連通して設けられ、背圧導入通路に導かれるガス分を滞留する第２のバッファ用凹部空間を備えた
ことを特徴とする請求項６記載の多気筒回転式圧縮機。
　上記第１のバッファ用凹部空間と、第２のバッファ用凹部空間における、それぞれの空間容積は、上記ブレードがシリンダ室内に最も突出する下死点からシリンダ室内から最も後退する上死点まで移動するときの押し退け容量以上に設定される
ことを特徴とする請求項８記載の多気筒回転式圧縮機。
　上記ブレード背室に、休筒運転状態でブレード後端部を磁気吸着する永久磁石と、この永久磁石をブレード背室に保持する保持部材を備えており、
　上記永久磁石あるいは上記保持部材の少なくとも一方は、第１のシリンダもしくは第２のシリンダの端面に設けられる中間仕切り板と、軸受もしくは軸受側部材によって軸方向の動きが規制されるよう組立てられる
ことを特徴とする請求項６に記載の多気筒回転式圧縮機。
　請求項１ないし請求項１０のいずれかに記載の多気筒回転式圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器を備えて冷凍サイクルを構成する
ことを特徴とする冷凍サイクル装置。