CN102575674B - 回转式压缩机及制冷循环装置 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种回转式压缩机及制冷循环装置。所述回转式压缩机(102)具备轴(4)、工作缸(5)、活塞(8)、第一叶片(32)及第二叶片(33)。第一叶片(32)将工作缸(5)与活塞(8)之间的空间沿活塞(8)的周向分隔。第二叶片(33)将由第一叶片(32)分隔出的空间沿着活塞(8)的周向进一步分隔，以在工作缸(5)内形成第一压缩室(25)和具有比第一压缩室(25)的容积小的容积的第二压缩室(26)。活塞(8)与第二叶片(33)一体化，或者活塞(8)与第二叶片(33)结合。

Description

回转式压缩机及制冷循环装置
技术领域
本发明涉及回转式压缩机及制冷循环装置。
背景技术
已知有通过将具有中间压力的气相的制冷剂向压缩机喷射来提高制冷循环装置的效率的技术(参照专利文献1)。根据该技术，由于能够减少压缩机的作功及蒸发器中的制冷剂的压力损失，因此制冷循环的COP(coefficient of performance)得以改善。
作为喷射技术能够采用的压缩机，提出有设置多个叶片(blade)以在工作缸内形成第一压缩室和第二压缩室的旋转活塞型压缩机(参照专利文献2)。
图15是专利文献2的图3所记载的热泵式供暖装置的结构图。热泵式供暖装置500具备旋转活塞型压缩机501、冷凝器503、膨胀机构504、气液分离器507及蒸发器509，压缩机501分别对来自蒸发器509的气相的制冷剂及由气液分离器507分离出的中间压力的气相的制冷剂进行压缩。通过安装在压缩机501的工作缸522上的叶片525及535将工作缸522与转子523之间的空间划分为主压缩室526及副压缩室527。主压缩室526具有吸入孔526a及喷出孔526b。副压缩室527具有吸入孔527a及喷出孔527b。吸入孔526a与蒸发器509连接，吸入孔527a与气液分离器507连接。喷出孔526b及喷出孔527b集合成一个而与冷凝器503连接。
【在先技术文献】
【专利文献】
【专利文献1】日本特开2006-112753号公报
【专利文献2】日本特公平3-53532号公报
发明内容
本发明人们对专利文献2所记载的热泵式供暖装置500是否能够实用化进行了详细地研究。其结果是，发现压缩机501存在如下的技术上的问题。
首先，如图16所示，根据仅具有一个叶片的现有的旋转活塞型压缩机，主要因施加在叶片540的前端面541上的压力与施加在背面542上的压力之差而产生将叶片540朝向活塞543压紧的力。在为高压壳体型的压缩机的情况下，在叶片540的背面542施加与喷出压力(高压)相等的压力。叶片540具有俯视观察下呈圆弧状的前端面541，且在其前端面541与活塞543相接。在一个工作缸中设有一个叶片540的情况下，从叶片540与活塞543的接点观察，在前端面541的右侧部分始终施加来自吸入孔544的吸入压力(低压)。在前端面541的左侧部分施加在吸入压力(低压)与喷出压力(高压)之间变化的压力。即使在前端面541的左侧部分施加有喷出压力(高压)时，在前端面541的右侧部分也始终施加吸入压力(低压)，因此前端面541与背面542之间的压力差被充分地确保。因而，对叶片540始终作用使其朝向活塞543的足够大的压紧力。
相对于此，根据专利文献2所记载的旋转活塞型压缩机501，在一个工作缸中设有两个叶片。利用与仅具备一个叶片的旋转活塞型压缩机相同的思考方法，来验证作用在两个叶片上的压紧力。如图15所示，在叶片525的前端面的一侧始终施加来自吸入孔526a的吸入压力(低压)。在叶片525的前端面的另一侧施加副压缩室527的压力。副压缩室527的压力在由气液分离器507分离出的气相的制冷剂的压力(中间压力)与喷出压力(高压)之间变化。从而，立足于旋转活塞型压缩机501为高压壳体型的压缩机这样的前提，在叶片525上作用使其朝向活塞523的足够大的压紧力。
接着，在叶片535的前端面的一侧始终施加来自吸入孔527a的吸入压力、即由气液分离器507分离出的气相的制冷剂的压力(中间压力)。在叶片535的前端面的另一侧施加主压缩室526的压力。主压缩室526的压力在吸入压力(低压)与喷出压力(高压)之间变化。从而，叶片535上作用的压紧力(最小的压紧力)比叶片525上作用的压紧力及现有的旋转活塞型压缩机的叶片540上作用的压紧力小。
在作用于叶片上的压紧力小的情况下，可能会引起称作“叶片脱离”的不良情况。这里所说的“叶片脱离”意味着叶片的前端从活塞离开的现象。若引起叶片脱离，则可能会导致压缩机效率的显著降低。
本发明的目的在于防止喷射技术能够采用的回转式压缩机的叶片脱离。
即，本发明提供一种回转式压缩机，其具备：
工作缸；
活塞，其以在自身与所述工作缸之间形成空间的方式配置在所述工作缸内；
轴，其上安装有所述活塞；
第一叶片，其在沿着所述轴的旋转方向的第一角度位置上安装于所述工作缸，将所述空间沿着所述活塞的周向分隔；
第二叶片，其在沿着所述轴的旋转方向的第二角度位置上安装于所述工作缸，将由所述第一叶片分隔后的所述空间沿所述活塞的周向进一步分隔，以在所述工作缸内形成第一压缩室和具有比所述第一压缩室的容积小的容积的第二压缩室，
所述活塞与所述第二叶片一体化、或者所述活塞与所述第二叶片结合。
在优选的方式中，上述本发明的回转式压缩机还具备：
第一吸入孔，其将应该由所述第一压缩室压缩的工作流体向所述第一压缩室引导；
第一喷出孔，其将由所述第一压缩室压缩后的工作流体从所述第一压缩室向所述第一压缩室外引导；
第二吸入孔，其将应该由所述第二压缩室压缩的工作流体向所述第二压缩室引导；
第二喷出孔，其将由所述第二压缩室压缩后的工作流体从所述第二压缩室向所述第二压缩室外引导；
吸入止回阀，其设置于所述第二吸入孔。
另一面，本发明提供一种制冷循环装置，其具备：
上述优选的方式所涉及的回转式压缩机；
散热器，其对由所述回转式压缩机压缩后的工作流体进行冷却；
膨胀机构，其使由所述散热器冷却后的工作流体膨胀；
气液分离器，其将在所述膨胀机构中膨胀后的工作流体分离成气相的工作流体和液相的工作流体；
蒸发器，其使由所述气液分离器分离出的液相的工作流体蒸发；
吸入流路，其将从所述蒸发器流出后的工作流体向所述回转式压缩机的所述第一吸入孔引导；
喷射流路，其将由所述气液分离器分离出的气相的工作流体向所述回转式压缩机的所述第二吸入孔引导。
【发明效果】
根据本发明的回转式压缩机，活塞与第二叶片一体化、或者活塞与第二叶片结合。在这种情况下，本质上不存在叶片脱离的问题。从而，根据本发明，能够提供不会引起叶片脱离且具有高的压缩机效率的回转式压缩机。使用了本发明的回转式压缩机的制冷循环装置能够享受高的喷射效果。
附图说明
图1是本发明的第一实施方式涉及的制冷循环装置的结构图。
图2是图1所示的制冷循环装置中使用的回转式压缩机的纵向剖视图。
图3是沿图2所示的回转式压缩机的A-A线的横剖视图。
图4A是表示用于防止叶片脱离的结构的简要俯视图。
图4B是表示用于防止叶片脱离的另一结构的简要俯视图。
图4C是表示用于防止叶片脱离的再一结构的简要俯视图。
图4D是表示用于防止叶片脱离的又一结构的简要俯视图。
图4E是用于防止叶片脱离的又一结构的简要俯视图。
图4F是用于防止叶片脱离的又一结构的简要俯视图。
图5是吸入止回阀的放大剖视图。
图6A是阀主体的侧视图及俯视图。
图6B是阀限动器的侧视图及俯视图。
图7是压缩机构的立体图。
图8是将回转式压缩机的动作按轴的旋转角度示出的简图。
图9A是第一压缩室的PV线图。
图9B是第二压缩室的PV线图。
图10是表示通过喷射而能够削减的压缩作功的第二压缩室的PV线图。
图11A是表示省略了吸入止回阀的回转式压缩机的动作的简图。
图11B是图11A所示的第二压缩室的PV线图。
图12是表示以第一叶片与第二叶片所成的角度成为钝角的方式设计的变形例的简图。
图13是变形例涉及的回转式压缩机的纵向剖视图。
图14是沿图13所示的回转式压缩机的B-B线的横剖视图。
图15是现有的热泵式供暖装置的结构图。
图16是仅具有一个叶片的现有的旋转活塞型压缩机的横剖视图。
图17是表示第二叶片不与活塞结合的情况下的问题的简图。
具体实施方式
以下，参照附图对本发明的实施方式进行说明。其中，本发明并不由以下所说明的实施方式限定解释。各实施方式及各变形例可以在不脱离发明的主旨的范围内相互组合。
(第一实施方式)
图1是本实施方式涉及的制冷循环装置的结构图。制冷循环装置100具备回转式压缩机102、第一换热器104、第一膨胀机构106、气液分离器108、第二膨胀机构110及第二换热器112。上述结构要素通过流路10a～10d按上述顺序环状连接，从而形成制冷剂回路10。流路10a～10d典型地由制冷剂配管构成。在制冷剂回路10中填充有氢氟烃、二氧化碳等制冷剂作为工作流体。
制冷循环装置100还具备喷射流路10j。喷射流路10j具有与气液分离器108连接的一端和与回转式压缩机102连接的另一端，将由气液分离器108分离出的气相的制冷剂直接向回转式压缩机102引导。喷射流路10j典型地由制冷剂配管构成。可以在喷射流路10j中设置减压阀。也可以在喷射流路10j中设置蓄液器。
在制冷剂回路10中设有四通阀116作为能够切换制冷剂的流动方向的切换机构。如图1中实线所示那样控制四通阀116时，由回转式压缩机102压缩后的制冷剂被向第一换热器104供给。这种情况下，第一换热器104作为对被回转式压缩机102压缩后的制冷剂进行冷却的散热器(冷凝器)而发挥作用。第二换热器112作为使由气液分离器108分离出的液相的制冷剂蒸发的蒸发器而发挥作用。另一方面，如图1中虚线所示那样控制四通阀116时，由回转式压缩机102压缩后的制冷剂被向第二换热器112供给。这种情况下，第一换热器104作为蒸发器发挥作用，第二换热器112作为散热器发挥作用。通过四通阀116能够对例如采用了制冷循环装置100的空调装置赋予制冷及供暖这两方的功能。
回转式压缩机102是用于将制冷剂压缩成高温高压的设备。回转式压缩机102具有第一吸入孔19(主吸入孔)及第二吸入孔20(喷射吸入孔)。在第一吸入孔19连接流路10d，以将从第一换热器104或第二换热器112流出的制冷剂向回转式压缩机102引导。在第二吸入孔20连接喷射流路10j，以将由气液分离器108分离出的气相的制冷剂向回转式压缩机102引导。
第一换热器104典型地由空气-制冷剂换热器或水-制冷剂换热器构成。第二换热器112也典型地由空气-制冷剂换热器或水-制冷剂换热器构成。在将制冷循环装置100用于空调装置时，第一换热器104及第二换热器112这两方均由空气-制冷剂换热器构成。在将制冷循环装置100用于供热水机或供热水供暖机时，第一换热器104由水-制冷剂换热器构成，第二换热器112由空气-制冷剂换热器构成。
第一膨胀机构106及第二膨胀机构110是用于使由作为散热器的第一换热器104(或第二换热器112)冷却后的制冷剂或由气液分离器108分离出的液相的制冷剂膨胀的设备。第一膨胀机构106及第二膨胀机构110典型地由膨胀阀构成。作为优选的膨胀阀，举出能够变更开度的阀、例如电动膨胀阀。第一膨胀机构106设置在第一换热器104与气液分离器108之间的流路10b上。第二膨胀机构110设置在气液分离器108与第二换热器112之间的流路10c上。膨胀机构106及110可以分别由能够从制冷剂回收动力的容积型膨胀机构成。
气液分离器108将在第一膨胀机构106或第二膨胀机构110中膨胀了的制冷剂分离成气相的制冷剂和液相的制冷剂。在气液分离器108设有在第一膨胀机构106或第二膨胀机构110中膨胀了的制冷剂的入口、液相的制冷剂的出口及气相的制冷剂的出口。喷射流路10j的一端与气相的制冷剂的出口连接。
也可以在制冷剂回路10上设置蓄液器、内部换热器等其它设备。
图2是图1所示的制冷循环装置100中使用的回转式压缩机102的纵向剖视图。图3是沿图2所示的回转式压缩机102的A-A线的横剖视图。回转式压缩机102具备密闭容器1、电动机2、压缩机构3及轴4。压缩机构3配置在密闭容器1内的下部。电动机2在密闭容器1内配置在压缩机构3的上方。通过轴4将压缩机构3与电动机2连结。在密闭容器1的上部设有用于向电动机2供给电力的端子21。在密闭容器1的底部形成有用于保持润滑油的油积存部22。
电动机2由定子17及转子18构成。定子17固定在密闭容器1的内壁上。转子18固定在轴4上，且与轴4一起旋转。
在密闭容器1的上部设有喷出管11。喷出管11贯通密闭容器1的上部且朝向密闭容器1的内部空间13开口。喷出管11担负着作为将由压缩机构3压缩后的制冷剂向密闭容器1的外部引导的喷出流路的作用。即，喷出管11构成图1所示的流路10a的一部分。在回转式压缩机102动作时，密闭容器1的内部空间13被压缩了的制冷剂填满。即，回转式压缩机102为高压壳体型的压缩机。根据高压壳体型的回转式压缩机102，能够通过制冷剂来冷却电动机2，因此可以期待电动机效率的提高。若制冷剂被电动机2加热，则制冷循环装置100的加热能力也会提高。
压缩机构3被电动机2驱动而对制冷剂进行压缩。如图2及图3所示，压缩机构3具有工作缸5、主轴承6、副轴承7、活塞8、消声器9、第一叶片32、第二叶片33、第一喷出阀43、第二喷出阀44及吸入止回阀50。在本实施方式中，仅在第一吸入孔19及第二吸入孔20中的第二吸入孔20设置吸入止回阀50。
轴4具有在半径方向上向外突出的偏心部4a。活塞8配置在工作缸5的内部。在工作缸5的内部，在轴4的偏心部4a上安装有活塞8。在工作缸5上形成有第一叶片槽34及第二叶片槽35。第一叶片槽34形成在沿着轴4的旋转方向的第一角度位置。第二叶片槽35形成在沿着轴4的旋转方向的第二角度位置。
具有与活塞8的外周面相接的前端的第一叶片32(blade)能够滑动地安装在第一叶片槽34中。第一叶片32将工作缸5与活塞8之间的空间沿着活塞8的周向分隔。第二叶片33(blade)能够滑动地安装在第二叶片槽35中。第二叶片33将工作缸5与活塞8之间的空间沿着活塞8的周向进一步分隔。由此，在工作缸5的内部形成第一压缩室25(主压缩室)和具有比第一压缩室25的容积小的容积的第二压缩室26(喷射压缩室)。
在第一叶片32的背后配置有朝向轴4的中心来按压第一叶片32的第一弹簧36。第一叶片槽34的后部与密闭容器1的内部空间13连通。从而，密闭容器1的内部空间13的压力被施加到第一叶片32的背面。第二叶片33与活塞8结合。因此，在第二叶片33的背后未配置弹簧。然而，也可以在第二叶片33的背后配置弹簧。第二叶片槽35也与密闭容器1的内部空间13连通。向第一叶片槽34及第二叶片槽35供给滞留在油积存部22中的润滑油。
在本说明书中，将第一叶片32及第一叶片槽34的位置定义为沿着轴4的旋转方向的“0度(第一角度)”的位置。换言之，将第一叶片32被活塞8向第一叶片槽34最大限度地压入的瞬间的轴4的旋转角度定义为“0度”。第二叶片33被活塞8向第二叶片槽35最大限度地压入的瞬间的轴4的旋转角度与“第二角度”相当。在本实施方式中，从配置有第一叶片32的第一角度位置至配置有第二叶片33的第二角度位置为止的角度θ(度)在轴4的旋转方向上处于例如270～350度的范围。换言之，第一叶片32与第二叶片33所成的角度(360-θ)处于10～90度的范围。只要角度θ为270度以上，则在第一压缩室25的吸入行程中，通过第一吸入孔19从第一压缩室25向第一吸入管14逆流的制冷剂的量就会非常少。因此，不需要在第一吸入孔19设置止回阀。
在本实施方式中，在活塞8上设有凹部8s，在第二叶片33上设有凸部33t。使第二叶片33的凸部33t与活塞8的凹部8s嵌合，以将活塞8与第二叶片33结合。由于活塞8与第二叶片33结合，因此第二叶片33始终追随着活塞8运动。因此，本质上不存在关于第二叶片33的叶片脱离的问题。
如图4A所示，第二叶片33由收纳在第二叶片槽35中的滑动部33a和位于滑动部33a的前端的凸部33t构成。凸部33t具有在俯视观察下呈圆形的形状。用于供凸部33t嵌合的活塞8的凹部8s也具有在俯视观察下呈圆形的形状。凸部33t及凹部8s能够在维持第二叶片33与活塞8的结合的同时相对地旋转。当活塞8旋转时，第二叶片33在第二叶片槽35中滑动。并且，第二叶片33的凸部33t在活塞8的凹部8s中旋转。
在第二叶片33的宽度方向上，第二叶片33的凸部33t的宽度W1比滑动部33a的宽度W2窄。根据这样的结构，由于容易进行滑动部33a的精研磨，因此能够降低第二叶片33的制造成本。需要说明的是，“叶片的宽度”意味着与轴4的轴向及叶片的长度方向正交的方向的尺寸。
能够防止叶片脱离的结构并不局限于图4A所示的结构。以下，对几个具体例进行说明。
在图4B所示的例子中，在活塞8上设有凸部8t，在第二叶片33上设有凹部33s。活塞8的凸部8t与第二叶片33的凹部33s嵌合，以将活塞8与第二叶片33结合。即，用于将叶片与活塞结合的结构并不特别限定于此。
接着，在图4C所示的例子中，活塞8及第一叶片32由一体成形的摆动活塞56构成。即，第一叶片32与活塞8一体化而成。在第一叶片槽34(衬套槽)中配置有衬套57(第一衬套)。衬套57由具有大致半圆柱的形状的两个构件构成。半圆柱构件的外周面包括平面和圆弧面。半圆柱构件的平面与第一叶片32的侧面相面对，半圆柱构件的圆弧面与第一叶片槽34的圆弧面相面对。即，由衬套57将第一叶片32夹持为能够滑动且衬套57自身也能够相对于工作缸5滑动。当活塞8旋转时，第一叶片32在逐渐改变姿态的同时在第一叶片槽34中前后移动。这样，第一叶片32经由衬套57能够摆动地配置在工作缸5的第一叶片槽34中。衬套57也能够在第一叶片槽34中旋转(摆动)。
另一方面，第二叶片33与活塞8结合。具体而言，参照图4A进行说明，第二叶片33的凸部33t与活塞8的凹部8s嵌合。在第二角度位置设置对第二叶片33进行保持的衬套58(第二衬套)，以使第二叶片33能够随着活塞8的旋转而摆动。配置在第二叶片槽35中的衬套58的动作与配置在第一叶片槽34中的衬套57的动作相同。第二叶片33的凸部33t及活塞8的凹部8s能够在维持第二叶片33与活塞8的结合的同时相对地旋转。第二叶片33与活塞8结合或第二叶片33与活塞8一体化，除这点不同外，第二叶片33与第一叶片32同样地动作。
根据图4C所示的结构，不仅能够防止第二叶片33的叶片脱离，还能够防止第一叶片32的叶片脱离。由于第一叶片32及第二叶片33分别在叶片槽34及35中摆动，因此活塞8能够顺畅地旋转。需要说明的是，参照图4B进行说明，也可以在第二叶片33的凹部33s中嵌合活塞8的凸部8t。
接着，在图4D所示的例子中，第二叶片33采用与参照图4A所说明的结构相同的结构。除该结构外，还在活塞8上设有其它凹部8c，且在第一叶片32上设有凸部32t。在活塞8的其它凹部8c中嵌合第一叶片32的凸部32t。在第一角度位置设置对第一叶片32进行保持的衬套57(第一衬套)以使第一叶片32能够随着活塞8的旋转而摆动。详细而言，在第一叶片槽34中配置有衬套57。
关于嵌合的结构，凸部与凹部的位置关系并不限定于此。即，参照图4B进行说明，也可以在活塞8上设置凸部且在第二叶片33上设置凹部。并且，还可以在活塞8设置其它凸部且在第一叶片32上设置凹部。这种情况下，可以在第一叶片32的凹部中嵌合活塞8的其它凸部。
另外，也可以取代第一叶片32构成为第二叶片33能够摆动这样的结构，还可以构成为第一叶片32及第二叶片33双方都能够摆动的结构。即，可以在第一角度位置设置对第一叶片32进行保持的第一衬套57及/或在第二角度位置设置对第二叶片33进行保持的第二衬套58(参照图4C)，以使从第一叶片32及第二叶片33中选出的至少一个能够随着活塞8的旋转而摆动。
接着，在图4E所示的例子中，活塞8及第二叶片33由一体成形的摆动活塞59构成。第一叶片32的结构并不特别限定于此。在图4E所示的例子中，第一叶片32具有与通常的旋转活塞型压缩机中使用的叶片相同的结构。即，第一叶片32不与活塞8结合也不与活塞8一体化。
在图4F所示的例子中，活塞8及第二叶片33由摆动活塞59构成。并且，在摆动活塞59上设有凹部8c且在第一叶片32上设有凸部32t。第一叶片32的凸部32t与摆动活塞59的凹部8c嵌合，以使摆动活塞59与第一叶片32结合。在第一角度位置设置对第一叶片32进行保持的衬套57，以使第一叶片32能够随着活塞8的旋转而摆动。在图4F所示的例子中，可以在摆动活塞59上设置凸部且在第一叶片32上设置凹部。这种情况下，可以在第一叶片32的凹部中嵌合摆动活塞59的凸部。
根据参照图4A～图4F所说明的结构，能够可靠地防止第二叶片33从活塞8离开。并且，根据参照图4A～图4F所说明的结构，活塞8的自转被禁止。“活塞8的自转”意味着活塞8能够相对于轴4的偏心部4a、第一叶片32及第二叶片33自由地旋转。若活塞8的自转被禁止，则活塞8的特定的部分始终面向第二压缩室26，其余的部分始终面向第一压缩室25。在第二压缩室26压缩后的制冷剂的温度比在第一压缩室25压缩后的制冷剂的温度稍低(例如10℃左右)。因此，在回转式压缩机102动作时，活塞8的特定的部分的温度比其余的部分的温度稍低。当特定的部分的温度比其余的部分的温度低时，吸入到第二压缩室26中的制冷剂不易从活塞8接收热量。由于吸入到第二压缩室26中的制冷剂不易从活塞8受热，因此能够抑制因吸入的制冷剂膨胀而引起第二压缩室26的体积效率的降低。
返回图2及图3，继续其它部分的说明。
如图2所示，主轴承6及副轴承7分别配置在工作缸5的上侧及下侧以封闭工作缸5。消声器9设置在主轴承6的上部，覆盖第一喷出阀43及第二喷出阀44。在消声器9上形成有用于将压缩后的制冷剂向密闭容器1的内部空间13引导的喷出孔9a。轴4贯通消声器9的中心部且由主轴承6及副轴承7支承为能够旋转。
如图2及图3所示，在本实施方式中，第一吸入孔19及第二吸入孔20形成在工作缸5上。第一吸入孔19将需要由第一压缩室25进行压缩的制冷剂向第一压缩室25引导。第二吸入孔20将需要由第二压缩室26进行压缩的制冷剂向第二压缩室26引导。需要说明的是，第一吸入孔19及第二吸入孔20能够分别形成在主轴承6或副轴承7上。
在本实施方式中，第二吸入孔20具有比第一吸入孔19的开口面积小的开口面积。第二吸入孔20的开口面积越小，吸入止回阀50的部件的尺寸也越小。这在抑制因吸入止回阀50引起的死容积(dead volume)的增大的观点及确保设计的富余的观点上是重要的。在将第一吸入孔19的开口面积设为S1，将第二吸入孔20的开口面积设为S2时，开口面积S1及S2满足例如1.1≤(S1/S2)≤30。需要说明的是，“死容积”意味着没有作为工作室发挥功能的容积。通常对容积型流体机械来说，大的死容积是不优选的。
如图3所示，在压缩机构3上连接第一吸入管14(主吸入管)及第二吸入管16(喷射吸入管)。第一吸入管14贯通密闭容器1的主体部而嵌入到工作缸5中，从而能够向第一吸入孔19供给制冷剂。第一吸入管14构成图1所示的流路10d的一部分。第二吸入管16贯通密闭容器1的主体部而嵌入到工作缸5中，从而能够向第二吸入孔20供给制冷剂。第二吸入管16构成图1所示的喷射流路10j的一部分。
在压缩机构3上还设有第一喷出孔40(主喷出孔)及第二喷出孔41(喷射喷出孔)。第一喷出孔40及第二喷出孔41分别以沿轴4的轴向贯通主轴承6的形式形成在主轴承6上。第一喷出孔40将由第一压缩室25压缩后的制冷剂从第一压缩室25向第一压缩室25外(在本实施方式中为消声器9的内部空间)引导。第二喷出孔41将由第二压缩室26压缩后的制冷剂从第二压缩室26向第二压缩室26外(在本实施方式为消声器9的内部空间)引导。在第一喷出孔40及第二喷出孔41中分别设有第一喷出阀43及第二喷出阀44。在第一压缩室25的压力超过密闭容器1的内部空间13的压力(制冷循环的高压)时，第一喷出阀43打开。在第二压缩室26的压力超过密闭容器1的内部空间13的压力时，第二喷出阀44打开。
消声器9担负将第一喷出孔40及第二喷出孔41分别与密闭容器1的内部空间13连结的喷出流路的作用。通过第一喷出孔40而被向第一压缩室25外引导的制冷剂与通过第二喷出孔41而被向第二压缩室26外引导的制冷剂在消声器9的内部合流。合流后的制冷剂经由密闭容器1的内部空间13而向喷出管11流入。在密闭容器1内以位于从消声器9到喷出管11的制冷剂的流路上的方式配置电动机2。通过这样的结构，能够有效地进行制冷剂对电动机2的冷却及电动机2的热量对制冷剂的加热。
在本实施方式中，第二喷出孔41具有比第一喷出孔40的开口面积小的开口面积。第二喷出孔41的开口面积越小，越能够减小因第二喷出孔41引起的死容积。在将第一喷出孔40的开口面积设为S3，将第二喷出孔41的开口面积设为S4时，开口面积S3及S4例如满足1.1≤(S3/S4)≤15。
需要说明的是，也可能存在第二吸入孔20的开口面积S2与第一吸入孔19的开口面积S1相等的情况。并且，也可能存在第二喷出孔41的开口面积S4与第一喷出孔40的开口面积S3相等的情况。各吸入孔及各喷出孔的尺寸应该考虑通过它们的制冷剂的流量而适当确定。更详细而言，应该考虑死容积与压力损失的平衡来确定。
基于以下所说明的理由，本实施方式的回转式压缩机102不仅具备喷出阀43及44，还具备设置在第二吸入孔20上的吸入止回阀50。根据专利文献2所记载的压缩机501，在从吸入行程向压缩行程过渡时，大量的制冷剂可能会从副压缩室527向吸入孔527a逆流。这样会导致压缩机效率的降低。因此，即使使用专利文献2所记载的压缩机501来构成制冷循环装置，也无法期待制冷循环的COP的提高。根据吸入止回阀50，能够解决上述的问题。
如图5所示，吸入止回阀50包括阀主体51及阀限动件52。在工作缸5的上表面5p形成有俯视下呈长条形状的浅的槽5g，在该槽5g中安装有阀主体51及阀限动件52。槽5g沿工作缸5的半径方向向外延伸，且与第二压缩室26连通。第二吸入孔20向槽5g的底部开口。详细而言，第二吸入孔20由在工作缸5上形成的有底孔构成，该有底孔向槽5g的底部开口。在工作缸5的内部形成有从工作缸5的外周面朝向工作缸5的中心延伸的吸入流路5f，从而能够向第二吸入孔20供给制冷剂。在该吸入流路5F连接有吸入管16。
如图6A所示，阀主体51具有封闭第二吸入孔20的背面51q和在封闭第二吸入孔20时暴露于第二压缩室26内的气氛中的表面51p。吸入止回阀50的阀主体51的可动范围设定在第二压缩室26内。阀主体51整体具有薄板的形状，典型地由薄的金属板(针簧片阀)构成。
如图6B所示，阀限动件52具有在打开第二吸入孔20时限制阀主体51向厚度方向的位移量的支承面52q。支承面52q以使阀限动件52的厚度随着接近第二压缩室26而减小的方式形成平缓的曲面。即，阀限动件52整体具有靴型那样的形状。阀限动件52的前端面52t具有与工作缸5的内径相同的曲率半径的圆弧的形状。
阀主体51以能够开闭第二吸入孔20的方式配置于槽5g。阀限动件52以阀主体51封闭第二吸入孔20时支承面52q暴露于第二压缩室26内的气氛中的方式配置在槽5g中。阀主体51及阀限动件52通过螺栓等紧固件54固定于工作缸5。阀主体51的后端部被夹在阀限动件52与槽5g之间而不能移动，但阀主体51的前端部未被固定，可摆动。在俯视阀限动件52及第二吸入孔20时，第二吸入孔20与阀限动件52的支承面52q重叠。
在阀限动件52的后端部附近，阀主体51的厚度与阀限动件52的厚度的合计厚度与槽5g的深度大致一致。在将阀主体51及阀限动件52安装于槽5g时，在工作缸5的厚度方向上阀限动件52的上表面52p的位置与工作缸5的上表面的位置一致。
如图6A所示，阀主体51具有用于对第二吸入孔20进行开闭的宽幅部分55。宽幅部分55的最大宽度W1比阀限动件52的前端部的宽度W2宽，换言之，比面对工作缸5的位置处的槽5g的宽度宽。通过宽幅部分55能够确保用于封闭第二吸入孔20的密封宽度，同时能够抑制死容积的增大。
如图5及图7所示，槽5g的深度例如比工作缸5的厚度的一半小。并且，槽5g的大部分被阀限动件52填埋。槽5g的极小部分作为阀主体51的可动范围而残留。
吸入止回阀50伴随轴5的旋转而如下这样动作。在第二压缩室26的压力低于吸入流路5f及第二吸入管16的压力时，阀主体51向沿着阀限动件52的支承面52q的形状发生位移。换言之，阀主体51被推起。由此，第二吸入孔20与第二压缩室26连通，从而通过第二吸入孔20向第二压缩室26供给制冷剂。另一方面，在第二压缩室26的压力超过吸入流路5f及第二吸入管16的压力时，阀主体51恢复到原来的平坦的形状。由此，第二吸入孔20封闭。因此，能够防止被吸入到第二压缩室26的制冷剂通过第二吸入孔20向吸入流路5F及第二吸入管16逆流。
根据本实施方式的吸入止回阀50，通过上述几个特征的结构，能够抑制因在吸入孔设置止回阀引起的死容积的增大。即，吸入止回阀50有助于实现高的压缩机效率。因此，使用了本实施方式的回转式压缩机102的制冷循环装置100具有高的COP。
需要说明的是，第二吸入孔20可以形成在主轴承6或副轴承7上。在该情况下，可以将具有参照图5等而进行了说明的结构的吸入止回阀50设置在主轴承6或副轴承7上。也可以在主轴承6(或副轴承7)与工作缸5之间设置用于封闭工作缸5的构件(闭塞构件)，且在该构件上设置吸入止回阀50。
接着，参照图8，按时序说明回转式压缩机102的动作。图8中的角度表示轴4的旋转角度。需要说明的是，图8所示的角度只不过为例示，并不意味着各行程必须以图8所示的角度开始或结束。向第一压缩室25吸入制冷剂的行程从轴4占有0度的旋转角度时开始进行到大致占有360度的旋转角度时为止。被吸入到第一压缩室25中的制冷剂伴随轴4的旋转而被压缩。压缩行程持续到第一压缩室25的压力超过密闭容器1的内部空间13的压力为止。在图8中，压缩行程从轴4占有360度的旋转角度时开始进行到占有540度的旋转角度时为止。将压缩后的制冷剂向第一压缩室25外喷出的行程进行到工作缸5与活塞8的接点通过第一喷出孔40为止。在图8中，喷出行程从轴4占有540度的旋转角度时开始进行到占有(630+α)度的旋转角度时为止。“α”表示从270度的角度位置开始到配置有第二叶片33的第二角度位置为止的角度。
另一方面，向第二压缩室26吸入制冷剂的行程从轴4占有(270+α)度的旋转角度时开始进行到占有(495+α/2)度的旋转角度时为止。(495+α/2)度为第二压缩室26具有最大容积时的轴4的旋转角度。被吸入到第二压缩室26中的制冷剂伴随轴4的旋转而被压缩。压缩行程持续到第二压缩室26的压力超过密闭容器1的内部空间13的压力为止。在图8中，压缩行程从轴4占有(495+α/2)度的旋转角度时开始进行到占有630度的旋转角度时为止。将压缩后的制冷剂向第二压缩室26外喷出的行程进行到工作缸5与活塞8的接点通过第二喷出孔41为止。在图8中，喷出行程从轴4占有630度的旋转角度时开始进行到占有720度的旋转角度时为止。
图9A及图9B分别示出第一压缩室25及第二压缩室26的PV线图。如图9A所示，第一压缩室25中的吸入行程由从点A向点B的变化表示。第一压缩室25的容积在点B达到最大值，但由于在第一压缩室25未设置止回阀，因此在从点B到点C之间，少量的制冷剂从第一压缩室25向第一吸入孔19逆流。因此，第一压缩室25的实际的吸入容积(困油容积)由点C的容积确定。压缩行程由从点C向点D的变化表示。喷出行程由从点D到点E的变化表示。
如图9B所示，第二压缩室26中的吸入行程由从点F向点G的变化表示。通过吸入止回阀50的功能，制冷剂从第二压缩室26向第二吸入孔20的逆流量大致为零。因此，第二压缩室26的最大容积与实际的吸入容积一致。压缩行程由从点G向点H的变化表示。喷出行程由从点H向点I的变化表示。第二压缩室26将具有中间压力的气体制冷剂吸入并压缩，因此如图10所示，能够削减与斜线区域的面积对应的压缩功。由此，制冷循环装置100的效率得以提高。需要说明的是，图9B及图10是将吸入止回阀50引起的死容积假定为零时的PV线图。
另外，图11A是表示不具有吸入止回阀的回转式压缩机的动作的简图。两个叶片所成的角度为90度。压缩室536及吸入孔537分别与本实施方式的第二压缩室26及第二吸入孔20对应。在图11A的左侧所示的状态下，压缩室536具有最大容积。但是，在轴534从左侧所示的状态旋转到右侧所示的状态的期间，制冷剂从压缩室536向吸入孔537逆流(逆流行程)。
实际上如图11B所示，当最大容积由点J的容积表示时，实际开始压缩的瞬间的容积(实际吸入容积)由点G的容积表示。即，相当比例的制冷剂(从点J的容积减去点G的容积后的容积)在逆流行程中被从压缩室536压出。因此，产生非常大的损失。图11B的斜线部分表示从点F到点J压缩室536吸入制冷剂时产生的损失、和从点J到点G压缩室536的容积减少时因制冷剂的逆流而产生的损失之和(额外的压缩功)。并且，因制冷剂的逆流而产生的脉动，还可能使噪声及振动增大。根据本实施方式的回转式压缩机102，能够消除这样的问题。
需要说明的是，图9A、图9B、图10及图11B的纵轴(压力轴)及横轴(容积轴)以彼此同样的标准描绘。图11A及图11B是用于说明没有吸入止回阀时的问题点的图，不构成本发明的在先技术。
接着，对第一叶片32与第二叶片33的位置关系进行说明。两者的位置关系都与吸入止回阀50的开闭时刻有很深的关联。吸入止回阀50的开闭时刻还受制冷剂的种类、制冷循环装置100的用途等左右。
根据本实施方式，在轴4的旋转方向上，从配置有第一叶片32的第一角度位置(0度)到配置有第二叶片33的第二角度位置为止的角度θ被设定为270度以上。角度θ应该根据第一压缩室25中应压缩的制冷剂的流量以及第二压缩室26中应压缩的制冷剂的流量来适当地设定。
但是，角度θ越小，从第一压缩室25向第一吸入孔19逆流的制冷剂的量越增大。适当的角度θ的范围例如为270≤θ≤350。
当然，最佳的角度θ根据制冷循环装置100的用途而变化。如图12所示，也考虑有角度θ小于270度的方式。角度θ越小，从第一压缩室25向第一吸入孔19逆流的制冷剂的量越增加。为了防止制冷剂从第一压缩室25向第一吸入孔19的逆流，可以在第一吸入孔19也设置吸入止回阀。
根据上述的见解，吸入止回阀50在由(i)、(ii)或(iii)确定的期间，阻止被吸入到第二压缩室26中的制冷剂通过第二吸入孔20向第二压缩室26外逆流的情况。(i)吸入止回阀50在从第二压缩室26达到最大容积的时刻至第二压缩室26达到最小容积(≈0)的时刻阻止逆流。(ii)吸入止回阀50在从第二压缩室26达到最大容积的时刻至被压缩后的制冷剂通过第二喷出孔41而开始向第二压缩室26外喷出的时刻阻止逆流。(iii)吸入止回阀50在从第二压缩室26达到最大容积的时刻至工作缸5与活塞8的接点伴随轴4的旋转而通过第二吸入孔20的时刻阻止逆流。在角度θ比较大的情况下，吸入止回阀50进行(i)的动作。在角度θ比较小的情况下，吸入止回阀50进行(ii)或(iii)的动作。
吸入止回阀50在提高压缩机效率上起到巨大的贡献。然而，在防止叶片脱离的观点上，吸入止回阀50也会带来反效果。首先，参照图15，考虑未设置吸入止回阀的情况。在未设置吸入止回阀的情况下，活塞523将叶片535在叶片槽中压入至图15所示的状态的瞬间，在叶片535的前端面的一侧施加压缩室526的喷出压力(高压)。在叶片535的前端面的另一侧施加吸入孔527a的吸入压力(中间压力)。从而，在旋转活塞型压缩机501为高压壳体型的压缩机的前提下，由于施加在前端面上的压力与施加在背面上的压力的差，在叶片535上始终作用有某程度的压紧力。
接着，参照图17，考虑虽在第二吸入孔上设有吸入止回阀，但第二叶片未与活塞结合的情况。在活塞558将第二叶片552压入至图17所示的状态的瞬间，在第二叶片552的前端面的一侧施加有第一压缩室554的喷出压力(高压)。在第二叶片552的前端面的另一侧施加有第二压缩室556的压力。由于还与角度θ等设计条件有关，因此无法断言，但在图17所示的状态下，第二压缩室556的压力与喷出压力(高压)相等或接近喷出压力。即，在图17所示的状态下，基于施加在前端面上的压力与施加在背面上的压力之差，在第二叶片552上作用的压紧力几乎为零，仅弹簧553的压紧力作用在第二叶片552上。在该状态下，活塞558通过第二叶片552的上止点时，在第二叶片552作用有朝外的惯性力，因此第二叶片552不会追随活塞558，其结果是，可能会发生叶片脱离。
如上所述，吸入止回阀50与叶片脱离的问题有很深的关联。从而，在为了防止制冷剂的逆流而设有吸入止回阀50的情况下，为了防止叶片脱离，期望积极地采用参照图4A～图4F而说明的结构。通过吸入止回阀50和用于防止叶片脱离的结构的组合，能够提供具有非常高的压缩机效率的回转式压缩机102。需要说明的是，图17是用于说明第二叶片未与活塞结合时的问题的图，不构成本发明的在先技术。
(变形例)
图13是变形例涉及的回转式压缩机的纵向剖视图。回转式压缩机202具有在图2所示的回转式压缩机102上追加了工作缸等部件的结构。在本变形例中，将图2所示的压缩机构3、工作缸5、活塞8及偏心部4a分别定义为第一压缩机构3、第一工作缸5、第一活塞8及第一偏心部4a。第一压缩机构3的详细的结构如参照图2～图7而进行说明的那样。
如图13及图14所示，回转式压缩机202除了第一压缩机构3之外还具备第二压缩机构30。第二压缩机构30具有第二工作缸65、中板66、第二活塞68、副轴承67、消声器70、第三叶片72、第三吸入孔69、第三喷出孔73。第二工作缸65相对于第一工作缸5配置成同心状，并由中板66从第一工作缸5隔开。
轴4具有在半径方向上向外突出的第二偏心部4b。第二活塞68配置在工作缸65的内部。在第二工作缸65的内部，第二活塞68安装于轴4的第二偏心部4b。中板66配置在第一工作缸5与第二工作缸65之间。在第二工作缸65上形成有叶片槽74。具有与第二活塞68的外周面相接的前端的第三叶片72(blade)能够滑动地安装在叶片槽74中。第三叶片72将第二工作缸65与第二活塞68之间的空间沿第二活塞68的周向分隔。由此，在第二工作缸65的内部形成第三压缩室71。第二活塞68与第三叶片72可以由单一的部件、即所谓的摆动活塞构成。另外，第三叶片72可以与第二活塞68结合。在第三叶片72的背后配置有朝向轴4的中心对第三叶片72进行按压的第三弹簧76。
第三吸入孔69将应该由第三压缩室71压缩的制冷剂向第三压缩室71引导。在第三吸入孔69连接有第三吸入管64。第三喷出孔73贯通副轴承67而朝向消声器70的内部空间开口。被第三压缩室71压缩后的制冷剂通过第三喷出孔73被从第三压缩室71向第三压缩室71外引导，具体而言被向消声器70的内部空间引导。制冷剂通过沿轴4的轴向贯通主轴承6、第一工作缸5、中板66、第二工作缸65及副轴承67的流路63而被从消声器70的内部空间向密闭容器1的内部空间13引导。流路63既可以朝向密闭容器1的内部空间13开口，也可以朝向消声器9的内部空间开口。
如以上所示，第二压缩机构30具备与仅具有一个叶片的通常的旋转活塞型压缩机的压缩机构相同的结构。
需要说明的是，可以构成为第二活塞68与第三叶片72一体化。或者，也可以构成为第二活塞68与第三叶片72结合。即，可以将参照图4A～图4F来说明的结构适用于第二活塞68及第三叶片72。虽然就第三叶片72而言不易产生叶片脱离的问题，但能够期待因第一压缩机构3与第二压缩机构30的部件共用化而带来的成本削减的效果。
在回转式压缩机202中，第二工作缸65的高度、内径及外径分别与第一工作缸5的高度、内径及外径相等。第一活塞8的外径与第二活塞68的外径相等。由于在第二工作缸65的内部仅形成有第三压缩室71，因此第一压缩室25具有比第三压缩室71的容积小的容积。即，通过在第一压缩机构3与第二压缩机构30之间共用部件，能够实现成本的降低及组装容易性的提高。
根据本变形例，在轴4的轴向上将第一压缩机构3配置在上侧，将第二压缩机构30配置在下侧。由第一压缩机构3压缩后的制冷剂通过在主轴承6上设置的喷出孔40及41而被向消声器9的内部空间引导。第一压缩机构3具有两个喷出孔40及41。因此，期望尽量缩短从喷出孔40及41到密闭容器1的内部空间13的距离，由此，期望尽量降低喷出孔40及41处的制冷剂的压力损失。从该观点出发，优选将第一压缩机构3配置在轴向的上侧。
但是，从另一观点出发，也可以将第一压缩机构3配置在轴向的下侧。其理由如下。越接近电动机2，密闭容器1的内部的温度越高。即，在回转式压缩机202动作时，主轴承6具有比副轴承67及消声器70的温度高的温度。因此，在将第一压缩机构3配置在上侧，将第二压缩机构30配置在下侧的情况下，应该被向第二压缩室26引导的制冷剂容易被加热。于是，应该由第二压缩室26压缩的制冷剂的质量流量减少，因此喷射产生的效果也减少。为了得到更高的喷射效果，可以将具有第二压缩室26的第一压缩机构3配置在下侧，并将第二压缩机构30配置在上侧。
如图13所示，在轴4的旋转方向上，第一偏心部4a的突出方向与第二偏心部4b的突出方向的角度差为180度。换言之，第一活塞8与第二活塞68的相位差在轴4的旋转方向上为180度。再换言之，第一活塞8的上止点的时刻从第二活塞68的上止点的时刻错开180度。根据这样的结构，能够通过第二活塞68的旋转消除因第一活塞8的旋转而产生的振动。另外，第一压缩室25的压缩行程与第三压缩室71的压缩行程大致交替地进行，并且第一压缩室25的喷出行程与第三压缩室71的喷出行程大致交替地进行。因此，能够减小轴4的转矩变动，从而对电动机损失及机械损失的降低有利。并且，还能够降低回转式压缩机202的振动及噪声。需要说明的是，“活塞的上止点的时刻”意味着通过活塞将叶片最大限度地压入叶片槽中的时刻。
在将回转式压缩机202使用于图1所示的制冷循环装置100的情况下，能够采用以下这样的结构。制冷循环装置100具有将从作为蒸发器的第一热交换器104或第二热交换器112流出的制冷剂向回转式压缩机202的第一吸入孔19引导的吸入流路10d。如图13所示，吸入流路10d包括朝向第一吸入孔19延伸的分支部分14和朝向第三吸入孔69延伸的分支部分64，从而将从第一热交换器104或第二热交换器112流出的制冷剂向回转式压缩机202的第一吸入孔19及第三吸入孔69这两方引导。在本实施方式中，第一吸入管14构成分支部分14，第三吸入管64构成分支部分64。根据这样的结构，能够向第一压缩室25及第三压缩室71顺利地引导制冷剂。需要说明的是，吸入流路10d也可以在密闭容器1的内部进行分支。
【工业实用性】
本发明的制冷循环装置可以利用于供热水机、热水供暖装置及空调装置等。

Claims (12)

1.一种回转式压缩机，其具备：
工作缸；
活塞，其以在自身与所述工作缸之间形成空间的方式配置在所述工作缸内；
轴，其上安装有所述活塞；
第一叶片，其在沿着所述轴的旋转方向的第一角度位置上安装于所述工作缸，将所述空间沿着所述活塞的周向分隔；
第二叶片，其在沿着所述轴的旋转方向的第二角度位置上安装于所述工作缸，将由所述第一叶片分隔后的所述空间沿所述活塞的周向进一步分隔，以在所述工作缸内形成第一压缩室和具有比所述第一压缩室的容积小的容积的第二压缩室；
第一吸入孔，其将应该由所述第一压缩室压缩的工作流体向所述第一压缩室引导；
第一喷出孔，其将由所述第一压缩室压缩后的工作流体从所述第一压缩室向所述第一压缩室外引导；
第二吸入孔，其将应该由所述第二压缩室压缩的工作流体向所述第二压缩室引导；
第二喷出孔，其将由所述第二压缩室压缩后的工作流体从所述第二压缩室向所述第二压缩室外引导；
吸入止回阀，其设置于所述第二吸入孔，
所述活塞与所述第二叶片一体化、或者所述活塞与所述第二叶片结合，
在所述轴的旋转方向上，从所述第一角度位置至所述第二角度位置的角度θ设定为270度以上，其结果是，在所述轴的旋转方向上，在从所述第一叶片至所述第二叶片的范围内，所述第一压缩室占据所述工作缸的内部的空间，
在所述第一吸入孔上未设置吸入止回阀。
2.根据权利要求1所述的回转式压缩机，其中，
所述活塞及所述第二叶片由一体成形的摆动活塞构成。
3.根据权利要求2所述的回转式压缩机，其中，
在所述摆动活塞上设置凹部且在所述第一叶片上设置凸部、或者在所述摆动活塞上设置凸部且在所述第一叶片上设置凹部，
所述第一叶片的所述凸部与所述摆动活塞的所述凹部嵌合或所述摆动活塞的所述凸部与所述第一叶片的所述凹部嵌合，从而所述摆动活塞与所述第一叶片结合，
在所述第一角度位置上设置保持所述第一叶片的衬套，从而所述第一叶片能够随着所述活塞的旋转而摆动。
4.根据权利要求1所述的回转式压缩机，其中，
在所述活塞上设置凹部且在所述第二叶片上设置凸部、或者在所述活塞上设置凸部且在所述第二叶片上设置凹部，
所述第二叶片的所述凸部与所述活塞的所述凹部嵌合或所述活塞的所述凸部与所述第二叶片的所述凹部嵌合，从而所述活塞与所述第二叶片结合。
5.根据权利要求4所述的回转式压缩机，其中，
所述活塞及所述第一叶片由一体成形的摆动活塞构成，
在所述第二角度位置上设置保持所述第二叶片的衬套，从而所述第二叶片能够随着所述活塞的旋转而摆动。
6.根据权利要求4所述的回转式压缩机，其中，
在所述活塞上设置其它凹部且在所述第一叶片上设置凸部、或者在所述活塞上设置其它凸部且在所述第一叶片上设置凹部，
所述第一叶片的所述凸部与所述活塞的所述其它凹部嵌合或所述活塞的所述其它凸部与所述第一叶片的所述凹部嵌合，
在所述第一角度位置上设置保持所述第一叶片的第一衬套及/或在所述第二角度位置上设置保持所述第二叶片的第二衬套，从而在所述第一叶片及所述第二叶片中选择出的至少一个能够随着所述活塞的旋转而摆动。
7.根据权利要求1所述的回转式压缩机，其中，
还具备：
密闭容器，其收容包括所述工作缸、所述活塞、所述第一叶片及所述第二叶片的压缩机构；
喷出管，其朝向所述密闭容器的内部空间开口；
喷出流路，其将所述第一喷出孔及所述第二喷出孔分别与所述密闭容器的内部空间连接，以使通过所述第一喷出孔被向所述第一压缩室外引导的工作流体和通过所述第二喷出孔被向所述第二压缩室外引导的工作流体经由所述密闭容器的内部空间向所述喷出管流入；
电动机，其以位于从所述喷出流路到所述喷出管的工作流体的流路上的方式配置在所述密闭容器内。
8.根据权利要求1所述的回转式压缩机，其中，
在将所述工作缸定义为第一工作缸，将所述活塞定义为第一活塞时，
该回转式压缩机还具备：
第二工作缸，其相对于所述第一工作缸配置成同心状；
第二活塞，其配置在所述第二工作缸内，且安装于所述轴；
第三叶片，其将所述第二工作缸与所述第二活塞之间的空间沿所述第二活塞的周向分隔，以在所述第二工作缸内形成第三压缩室；
第三吸入孔，其将应该由所述第三压缩室压缩的工作流体向所述第三压缩室引导；
第三喷出孔，其将由所述第三压缩室压缩后的工作流体从所述第三压缩室向所述第三压缩室外引导。
9.根据权利要求8所述的回转式压缩机，其中，
所述第一压缩室具有比所述第三压缩室的容积小的容积。
10.根据权利要求8所述的回转式压缩机，其中，
所述第二活塞与所述第三叶片一体化、或者所述第二活塞与所述第三叶片结合。
11.一种制冷循环装置，其中，具备：
权利要求1～10中任一项所述的回转式压缩机；
散热器，其对由所述回转式压缩机压缩后的工作流体进行冷却；
膨胀机构，其使由所述散热器冷却后的工作流体膨胀；
气液分离器，其将在所述膨胀机构中膨胀后的工作流体分离成气相的工作流体和液相的工作流体；
蒸发器，其使由所述气液分离器分离出的液相的工作流体蒸发；
吸入流路，其将从所述蒸发器流出后的工作流体向所述回转式压缩机的所述第一吸入孔引导；
喷射流路，其将由所述气液分离器分离出的气相的工作流体向所述回转式压缩机的所述第二吸入孔引导。
12.根据权利要求11所述的制冷循环装置，其中，
所述回转式压缩机为权利要求8所述的回转式压缩机，
所述吸入流路包括朝向所述第一吸入孔延伸的分支部分和朝向所述第三吸入孔延伸的分支部分，从而将从所述蒸发器流出后的工作流体向所述回转式压缩机的所述第一吸入孔及所述第三吸入孔这两方引导。
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