CN1779262A

CN1779262A - 旋转式两级压缩机及使用该压缩机的空调机

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Publication number: CN1779262A
Application number: CNA2005100565154A
Authority: CN
Inventors: 久保田淳; 金子正人; 渡部一孝; 岸康弘; 津久井和则
Original assignee: Hitachi Appliances Inc
Current assignee: Hitachi Appliances Inc
Priority date: 2004-11-26
Filing date: 2005-03-18
Publication date: 2006-05-31
Anticipated expiration: 2025-03-18
Also published as: CN100472070C; JP2006152839A; KR20060059153A; KR20070030251A

Abstract

一种旋转式两级压缩机，使高压侧与低压侧的排出量之比(V2/V1)为0.65～0.85、缸筒厚度之比(H2/H1)为0.6～1.0、缸筒的内圆周半径为Rs、滚子的外圆周半径Rr，并将高压侧的缸筒形状设为0.8≤比(Rr2/Rs2)≤0.9、0.55≤比(H2/Rs2)≤0.95。在这种使用制冷剂R410A的空调机用旋转式两级压缩机上，通过将排出量之比(V2/V1)等压缩机零件尺寸最佳化来提高压缩机效率。

Description

旋转式两级压缩机及使用该压缩机的空调机

技术领域

本发明涉及提高冷冻循环、特别是以制冷剂R410A为工作流体的空调机所使用的旋转式两级压缩机的效率的技术。

背景技术

作为传统的旋转式两级压缩机，特开昭60-128990号公报(专利文献1)所示的结构为众所周知。该专利文献1所示的旋转式两级压缩机如图7、图8所示。

图7所示的压缩机101，具有由底部21、盖部12及设在它们之间的机身部22构成的密闭容器13。在密闭容器13内的上部，设有由转子7和定子8构成的电动机14，与转子7连结的旋转轴2具有两个偏心部5a、5b，并被主轴承9、副轴承19所支撑。

主轴承9，被固定在密闭容器13的机身部22上。压缩元件20，有两个由旋转轴2的偏心部5a、5b偏心运动所驱动的高压侧和低压侧。这些压缩元件20，由中间隔板15分隔并从定子7侧按顺序叠加高压侧压缩元件20b、低压侧压缩元件20a，并用螺栓等紧固元件(未图示)将其固定在主轴承9与副轴承19之间而实行一体化。

各压缩元件20，主要由：具备大致圆筒部的缸筒10(低压侧缸筒10a、高压侧缸筒10b)、设在主轴承9或副轴承19上的与缸筒10接触的端板面、嵌装在偏心部5外圆周上的略呈圆筒状的滚子11(低压侧滚子11a、高压侧滚子11b)、与图8所示的弹簧16连结的翼片6构成。在各压缩元件20中，偏心部5一边偏心旋转一边驱动滚子11。

如图7所示，旋转轴2的偏心部5a与偏心部5b，其相位相差180°。各压缩元件20的压缩行程的相位差也为180°。

作为工作流体的制冷剂的流动，如图7中的箭头所示。制冷剂首先以低压Ps通过吸气管25而被吸入，在低压侧压缩元件20a中被压缩到中间压力Pm。被压缩到中间压力Pm的制冷剂，从排出孔17(参照图8)向低压侧压缩元件20a之外排出。此时低压侧压缩元件20a的压力比(排出压力/吸气压力)为(Pm/Ps)。并且图8是从旋转轴2的轴向所见的各压缩元件20图，用其共同说明低压侧压缩元件20a和高压侧压缩元件20b。

被排出的中间压力Pm的制冷剂，暂时流到由设在与端板面相反侧的副轴承19的凹部与平板18构成的、且遮盖了密闭容器13内的高压空间的中间空间30中。通过排出管26a从该中间空间30向密闭容器13外排出的制冷剂，通过吸气管25b被吸入高压侧压缩元件20b中。

由高压侧压缩元件20b压缩到高压Pd的制冷剂，通过排出孔17(参照图8)被排到密闭容器13内侧。被排到密闭容器13内侧的制冷剂，使密闭容器13内的制冷剂压力处于高压Pd并通过排出管26b排到压缩机101之外。此时高压侧压缩元件20b的压力比为(Pd/Pm)。

根据这样用两个压缩元件20分阶段依次压缩的两级压缩机101，能比以一级压缩的单级压缩机的压力比(Pd/Ps)减小各压缩元件20的压力比(Pd/Ps)。因此如众所周知，可以降低依赖与压力比的制冷剂再膨胀损失并提高压缩机效率(＝压缩制冷剂所用的功/压缩机输入功)。

另一方面，作为最佳压缩机零件尺寸的提案，是特开昭60-259790号公报(专利文献2)。专利文献2，是单级旋转式压缩机，它公开了通过将压缩机零件尺寸最佳化而提高压缩机效率的技术。当图7及图8所示的缸筒10厚度为H、缸筒10内圆周半径为Rs、滚子11的外圆周半径为Rr时，若比(Rr/Rs)为0.84～0.92、比例(H/Rs)为0.4～0.8，则能降低机械摩擦损失并提高压缩机效率。

【专利文献1】特开昭60-128990号公报(第5页，图1)

【专利文献2】特开昭60-259790号公报(第6页，图8)

专利文献1所示的传统旋转式两级压缩机，被设定为能用于热泵热水器的蒸发温度与冷凝温度差大的、即压力比(Pd/Ps)大的制冷循环，若以高压侧压缩元件20b压缩室容量(或称为缸筒容量)的排出量为V2、若以低压侧压缩元件20a的排出量为V2，则其比(V2/V1)为0.45～0.65。

但是，作为工作流体而使用了制冷剂R410A的空调机用旋转式两级压缩机，由于其压力比(Pd/Ps)比较小，所以有提高压缩机效率的比(V2/V1)与以往不同的问题。并且，当在作为更高效率循环的喷射循环系统中使用旋转式两级压缩机时，具有提高由压缩机效率和喷射循环效率构成的冷暖平均COP(＝额定制冷能力/输入与额定制暖能力/输入的平均值)的比(V2/V1)与以往不同的问题。

另外，关于压缩机的零件尺寸，与单级旋转式压缩机不同的旋转式两级压缩机，其各压缩元件的压力比小。因此被认为与单级压缩机相比其机械摩擦损失与制冷剂泄漏损失的损失比例不同。并且，由于旋转式两级压缩机，其用同一个旋转轴2驱动形状不同的两个压缩元件，在各压缩元件上的由压缩制冷剂而产生的负荷或离心力不均衡，所以具有使机械摩擦损失最小化的比(Rr/Rs)、比(H/Rs)与以往不同的问题。

发明内容

本发明的目的在于提供一种在使用具备例如制冷剂R410A那样的性质的工作流体且压力比小的空调机用的旋转式两级压缩机中，可提高压缩机效率的旋转式两级压缩机。

本发明的另一目的在于提供一种在具备旋转式两级压缩机的空调机中，能提高冷暖平均COP的空调机。

为了达到本发明的目的，本发明的旋转式两级压缩机，在密闭容器中具有：电动机、由该电动机驱动的低压侧压缩元件、和由所述电动机驱动并压缩被所述低压侧压缩元件压缩了的工作流体的高压侧压缩元件；当所述高压侧压缩元件的排出量为V2、所述低压侧压缩元件的排出量为V1时，则0.65≤比(V2/V1)≤0.85。

根据上述结构，可提供即使应用于压力比小的空调机用冷冻循环系统或喷射循环系统、也可以实现高压缩机效率的旋转式两级压缩机。

为了实现上述目的，除了上述旋转式两级压缩机的结构以外，其工作流体是制冷剂R410A。

另外，为了实现上述目的，除了上述旋转式两级压缩机的结构以外，还具有：被所述电动机驱动进行旋转的旋转轴、设于所述低压侧压缩元件与所述高压侧压缩元件之间的隔板；通过所述隔板连结所述低压侧压缩元件与所述高压侧压缩元件。

另外，为了实现上述目的，除了上述旋转式两级压缩机的结构以外，所述各压缩元件具有：略呈圆筒状的缸筒、和与所述旋转轴的偏心部嵌合的、略呈圆筒状的滚子，若所述高压侧压缩元件缸筒的厚度为H2、所述低压侧压缩元件缸筒的厚度为H1，则0.6≤比(H2/H1)≤1.0。

另外，为了实现上述目的，除了上述旋转式两级压缩机的结构以外，所述各压缩元件具有：略呈圆筒状的缸筒、和与所述旋转轴的偏心部嵌合的、略呈圆筒状的滚子，若所述高压侧压缩元件缸筒的内圆周半径为Rs2、所述滚子的外圆周半径为Rr2，则当0.8≤比(Rr2/Rs2)≤0.9时，0.55≤比(H2/Rs2)≤0.95。

另外，为了实现本发明的其他目的，本发明的空调机，具有用管路按顺序将冷凝器、膨胀机构、蒸发器、压缩机连接而成的冷冻循环系统；所述压缩机，是旋转式两级压缩机，在密闭容器中具有：电动机、由该电动机驱动的低压侧压缩元件、和由所述电动机驱动并压缩被所述低压侧压缩元件压缩了的工作流体的高压侧压缩元件；当所述高压侧压缩元件的排出量为V2、所述低压侧压缩元件的排出量为V1时，则0.65≤比(V2/V1)≤0.8。

根据上述结构，可提供即使适用于压力比小的空调机用冷冻循环系统或喷射循环系统也能实现提高冷暖平均COP的空调机。

为了实现上述目的，除了上述空调机的结构以外，其工作流体为制冷剂R410A。

另外，为了实现上述目的，除了上述空调机的结构以外，所述各压缩元件具有：略呈圆筒状的缸筒、和与所述旋转轴的偏心部嵌合的、略呈圆筒状的滚子，若所述高压侧压缩元件缸筒的厚度为H2、所述低压侧压缩元件缸筒的厚度为H1，则0.6≤比(H2/H1)≤1.0。

另外，为了实现上述目的，除了上述空调机的结构以外，所述旋转式两级压缩机的所述各压缩元件，具有略呈圆筒状的缸筒、和与所述旋转轴的偏心部嵌合的、略呈圆筒状的滚子，若所述高压侧压缩元件缸筒的内圆周半径为Rs2、所述滚子的外圆周半径为Rr2，则当0.8≤比(Rr2/Rs2)≤0.9时，为0.55≤比(H2/Rs2)≤0.95。

(发明效果)

本发明的旋转式两级压缩机，可以适当地配置制冷剂泄漏损失与机械摩擦损失、负荷的平衡并能提高压缩机效率。

具备使用本发明的旋转式两级压缩机的空调机，能提高冷暖平均COP。

附图说明

图1是本实施例的旋转式两级压缩机的纵剖视图。

图2是表示本实施例旋转式两级压缩机的比(V2/V1)与冷暖平均COP的关系图。

图3是本实施例两级压缩喷射循环系统的结构图。

图4是表示本实施例旋转式两级压缩机的比(H2/H1)与压缩机效率的关系图。

图5是表示施加于本实施例旋转式两级压缩机旋转轴2上的负荷的图。

图6是表示本实施例旋转式两级压缩机的比(H2/Rr2)与压缩机效率的关系图。

图7是以往旋转式两级压缩机的纵剖视图。

图8是以往旋转式两级压缩机的压缩元件的俯视图。

图中：1-压缩机，2-旋转轴，3-气液分离器，4-管路，5-偏心部，6-翼片，7-转子，8-定子，9-主轴承，10-缸筒，11-滚子，12-盖部，13-密闭容器，14-电动机，15-中间隔板，16-弹簧，17-排出孔，18-冷凝器，19-副轴承，20-压缩元件，21-底部，22-机身部，23-蒸发器，24-膨胀机构，25-吸入管，26-排出管，28-喷射流路，29-平板，30-中间流路。

具体实施方式

以下参照附图说明本发明的一实施例。为了容易理解本实施例，在图6、图7中，在同样结构元件上所使用的符号，在图1～图5上也使用相同的符号。

图1是本实施例的压缩机1的侧剖视图。本实施例的压缩机1，适用于工作流体为制冷剂R410A的空调器用冷冻循环系统。图1所示的压缩机1，具有由底部21、盖部12及设于它们之间的机身22构成的密闭容器13。在密闭容器13的上部，设有由转子7及定子8构成的电动机14，与转子7连结的旋转轴2具有两个偏心部5a、5b，并被主轴承9、副轴承19所枢轴支撑。

主轴承9被固定在密闭容器13的机身部22上。压缩元件20是两个由旋转轴2的偏心部5a、5b偏心运动所驱动的高压侧及低压侧。这些压缩元件20，由中间隔板15分隔并从定子7侧按顺序叠加高压侧压缩元件20b、低压侧压缩元件20a，并用螺栓等紧固元件(未图示)将其固定在主轴承9与副轴承19之间而实行一体化。

各压缩元件20，主要由：具有大致圆筒部的缸筒10(低压侧缸筒10a、高压侧缸筒10b)、设有主轴承9或副轴承19上的与缸筒10接触的端板面、嵌装在偏心部5外圆周上的略呈圆筒状的滚子11(低压侧滚子11a、高压侧滚子11b)、与弹簧(未图示)连结的翼片(未图示)构成。在各压缩元件20中，偏心部5一边偏心旋转一边驱动滚子11。

滚子11，偏心旋转于被主轴承9或副轴承19的端板面与中间隔板15所夹持的缸筒10的圆筒状内圆周内。翼片相对于滚子11将缸筒10的内圆周部分隔并形成压缩室。具体的是，滚子11与各部件之间具有微小的间隙，由贮存于密闭容器13底部的润滑油封堵该间隙，以防止各部件彼此之间的滑动而形成压缩室31a、31b。

如图1所示，旋转轴2的偏心部5a与偏心部5b的相位相差180°。各压缩元件20的压缩行程的相位差也为180°。

作为工作流体的制冷剂流动，如图1中的箭头所示。制冷剂首先以低压Ps通过吸气管25a而被吸入，在低压侧压缩元件20a中被压缩到中间压力Pm。被压缩到中间压力Pm的制冷剂，从设于低压侧压缩元件20a的压缩室中的排出孔向低压侧压缩元件20a之外排出。此时，低压侧压缩元件20a的压力比(排出压力/吸气压力)为(Pm/Ps)。

被排出的具有中间压力Pm的制冷剂，暂时流到由设在与端板面相反侧的副轴承19凹部与平板18构成、且遮盖密闭容器13内的高压空间的中间空间30中。通过排出管26a从该中间空间30向密闭容器13外排出的制冷剂，通过吸气管25b被吸入高压侧压缩元件20b中。

被高压侧压缩元件20b压缩到高压Pd的制冷剂，通过设于高压侧压缩元件20b的压缩室上的排出孔(未图示)被排到密闭容器13内侧。被排到密闭容器13内侧的制冷剂，使密闭容器13内的制冷剂压力为高压Pd、并通过排出管26b被排到压缩机101之外。此时，高压侧压缩元件20b的压力比为(Pd/Pm)。

压缩机1的结构与图7、图8所示的传统的旋转式两级压缩机101几乎相同，但压缩机零件尺寸不同。在本实施例中压缩机零件的主要尺寸比如下所示。以H1、H2表示缸筒10a、10b的厚度，以Rs1、Rs2表示缸筒10a、10b的内圆周半径，以Rr1、Rr2表示滚子11a、11b的外圆周半径(外径)。另外，在以V2表示高压侧压缩元件20b的排出量、以V1表示低压侧压缩元件20a的排出量时的尺寸比为0.65≤(V2/V1)≤0.85、0.6≤比(H2/H1)≤1.0、0.8≤(Rr2/Rs2)≤0.9、0.55≤比(H2/Rs2)≤0.95。以下，说明理由。

首先说明在以制冷剂R410A为工作流体的空调机(两级压缩循环系统)上使用旋转式两级压缩机1时的情况。高压侧与低压侧压缩元件20的排出量比(V2/V1)、与两级压缩循环系统的冷暖平均COP提高率的关系如图2所示。此时，冷暖平均COP提高率是由两级压缩循环系统形成的冷暖平均COP的提高率。与以往的使用单级压缩机循环系统的冷暖平均COP进行了比较。

在图2中，作为冷冻循环系统，出示的是将在通常的循环系统中应用本实施例的旋转式两级压缩机的循环作为两级压缩循环系统，并出示的是将注入与在低压侧压缩元件20a压缩的制冷剂进行热交换以后的制冷剂气体的气体喷射循环系统、作为两级压缩气体喷射循环系统。另外，关于该两级压缩气体喷射循环系统，有待后述。

如图2所示，在两级压缩循环系统中，当排出量比(V2/V1)为0.65时，冷暖平均COP提高率为最大值。当排出量比(V2/V1)比0.65小时，低压侧压缩元件20a的压缩功率相对变大，并且当排出量比(V2/V1)比0.65大时，高压侧压缩元件20b的压缩功率相对变大。

因此，在两级压缩循环系统中，有效地同时利用两个压缩元件20，在冷暖平均COP提高率之差在0.5≤排出量(V2/V1)≤0.8的范围内，提高了冷暖平均COP。特别是在使用R410A制冷剂时，高压侧压缩元件20b的排出量是低压侧压缩元件20a排出量的一半以上，专利文献1的传统排出量比(V2/V1)，相对于0.45～0.65，明显地范围不同。

以下，说明在图3所示的在喷射循环系统中使用旋转式两级压缩机1时的情况。一般用于空调器(空调)等的冷冻循环系统，是用管路将冷凝器、膨胀机构、蒸发器、压缩机连通的结构，与其相比，两级压缩喷射循环系统，是在设于由管路4与压缩机1连接的冷凝器18下游的第1膨胀机构24a的下游，设有：用于将制冷剂的液相与气相分离的气液分离器3、设在气液分离器3与蒸发器23之间的第2膨胀机构24b、由连接气液分离器3和与将各压缩元件20连接的管路连通的中间流路30而形成的喷射流路28。

现说明该两级压缩喷射循环系统的工作。从旋转式两级压缩机1以高压Pd排出的制冷剂，首先被冷凝器18冷凝。被冷凝了的制冷剂由第1膨胀机构24a膨胀到中间压力Pm。处于中间压力Pm的制冷剂，在气液分离器3中被分离为气相与液相，主要成分为气相的成分流向喷射流路28、主要成分为液相的成分流2膨胀机构24b。主要成分为液相的成分被第2膨胀机构24b膨胀到低压Ps，在蒸发器23蒸发并被低压侧压缩元件20a吸入。

在低压侧压缩元件20a中，被压缩到中间压力Pm的制冷剂，与流过喷射流路28的制冷剂混合，并被高压侧压缩元件20b压缩到高压Pd。该喷射循环系统，由于其利用喷射流路28将没有在蒸发器23进行热交换的气相成分以中间压力Pm(＞Ps)分流，所以产生了降低低压侧压缩元件20a动力的效果，并提高了冷暖平均COP。

在该两级压缩喷射循环系统的情况下，冷暖平均COP提高率为最大的排出量之比(V2/V1)，如图2所示，比两级压缩循环系统大，约为0.85。这是由于越加大排出量之比(V2/V1)，就越增加了通过喷射流路的分流流量(以下，称为喷射流量)所产生的影响。

因此在该循环系统中，以冷暖平均COP提高率的极大值的约0.85为中心、以0.65≤排出量之比(V2/V1)≤1.0构成不降低冷暖平均COP提高率的极限范围，来提高两级压缩喷射循环系统的冷暖平均COP。

另外，使排出量之比(V2/V1)在以不依赖于循环系统种类的范围、即在包括两种形式的极大值的0.65≤排出量之比(V2/V1)≤0.85的范围内，提高冷暖平均COP。利用本实施例的旋转两级压缩机1，以在比专利文献1的传统比(V2/V1)0.45～0.65的比值大的范围的0.65≤排出量之比(V2/V1)≤0.85，可以提高两级压缩循环系统、两级压缩喷射循环系统两者的冷暖平均COP，并可提高设计的通用性。

以下，对本发明实施例中进一步提高性能的情况加以叙述。以下，将排出量之比(V2/V1)设在0.65～0.85的范围。并且根据设计通用性和组装性，在高压侧压缩元件20b和低压侧压缩元件20a处，将缸筒11的内圆周半径Rs设定为相同的值。(此时两者的尺寸差为±1.2％。)

图4是表示高压侧和低压侧的缸筒11厚度比(H2/H1)与空调机用两级压缩循环系统的压缩机效率的关系图。根据图4，缸筒厚度比(H2/H1)约为0.8，这时压缩机效率为最大值。

用图5说明相对于高压侧和低压侧的缸筒11厚度比(H2/H1)，压缩机效率为最大值的原理。图1所示的旋转式两级压缩机1，在旋转轴2的偏心部5上，作用着滚子11及偏心部5的旋转离心力Fc、及来自制冷剂的压缩负荷Fr。

旋转离心力Fc随着偏心量e而增大，由于偏心量e随着缸筒10厚度H的减小而增大，所以旋转离心力Fc随着H的减小而增大。

压缩负荷Fr，随着负荷的投影面积(滚子11的外圆半径Rr×2×厚度H)而增大，投影面积随着缸筒10的厚度H而增大。因此，压缩负荷Fr随着H而增大。

此时，存在着根据旋转离心力Fc与压缩负荷Fr的合力而使压缩机效率为极大值的比例(H/Rs)，例如专利文献2所示，在传统的单级压缩机上，当0.82≤比例(Rr/Rs)≤0.94时，为0.4≤比例(H/Rs)≤0.8。

另一方面，根据本实施例的旋转式两级压缩机1，在各压缩元件20中存在着提高压缩效率的比(H1/Rs1)和比(H2/Rs2)。本实施例中，排出量之比(V2/V1)为0.65～0.85，缸筒10的内圆半径Rs1＝Rs2，根据(H2/Rs2)/(H1/Rs1)利用缸筒厚度比(H2/H1)，可以整理控制尺寸。

其结果是，在0.65≤缸筒厚度比(H2/H1)≤1.0的范围内，提高了压缩效率。R410A的两级压缩循环系统，在排出量之比(V2/V1)为0.65≤(V2/V1)≤0.85时，在缩小了高压侧的压缩负荷Fr2的区域0.65≤(H2/H1)≤1内，能提高压缩效率。

以下，用图6表示高压侧的缸筒10b的厚度H2与压缩效率的关系。即，表示当比(V2/V1)为0.65～0.85、比(H2/H1)为0.65～1.0时，高压侧的缸筒10b的厚度H2与内圆半径Rs2之比(H2/Rs2)、与压缩效率的关系。此时，在排出量V1为9.1ml/rev～14ml/rev，比(Rr2/Rs1)为0.8～0.9的范围进行了探讨。根据图6，在0.55≤比(H2/Rs2)≤0.95的范围，提高了压缩机效率。

在比(H2/Rs2)小的时候，滚子11b的外圆周面与缸筒10b的内圆周面的泄漏损失小，另一方面，增大了翼片滑动损失等的机械摩擦损失。相反地，在比(H2/Rs2)大的时候，泄漏损失大而机械摩擦损失小。并且还有上述压缩负荷Fr2及旋转离心力Fc2的影响。根据旋转式两级压缩机1，由于其减小了各压缩元件20的压力比，所以相对于机械摩擦损失其泄漏损失的影响小。因此，旋转式两级压缩机1的适当比例(H2/Rs2)为0.55～0.95，比传统的单级压缩机的值0.4～0.8大。

如上所述，由于应用了本发明实施例的旋转式两级压缩机，其排出量之比(V2/V1)为0.65～0.85，所以能提高压力比小的空调机用两级压缩循环系统、及两级压缩喷射循环系统两者的冷暖平均COP。并且由于缸筒的厚度之比(H2/H1)为0.65～1.0，所以能以使施加于旋转轴上的旋转离心力和压缩负荷适当化而提高压缩机效率。

并且，关于高压侧压缩元件20b，由于0.8≤比(Rr2/Rs1)≤0.9、或0.55≤比(H2/Rs2)≤0.95，所以能以使制冷剂泄漏损失与机械摩擦损失的比例适当化而提高压缩机效率。

以将排出量之比(V2/V1)、各压缩元件的压缩零件最佳化的装置结构，通过将机械摩擦损失的降低、制冷剂泄漏损失与机械摩擦损失比例的适当化，可以提高压缩机效率。

Claims

1.一种旋转式两级压缩机，在密闭容器中具有：电动机、由该电动机驱动的低压侧压缩元件、和由所述电动机驱动并压缩被所述低压侧压缩元件压缩了的工作流体的高压侧压缩元件；其特征在于：

当所述高压侧压缩元件的排出量为V2、所述低压侧压缩元件的排出量为V1时，则0.65≤比(V2/V1)≤0.85。

2.根据权利要求1所述的旋转式两级压缩机，其特征在于：工作流体是制冷剂R410A。

3.根据权利要求1所述的旋转式两级压缩机，其特征在于，还具有：被所述电动机驱动进行旋转的旋转轴、设于所述低压侧压缩元件与所述高压侧压缩元件之间的隔板；通过所述隔板连结所述低压侧压缩元件与所述高压侧压缩元件。

4.根据权利要求1所述的旋转式两级压缩机，其特征在于：所述各压缩元件具有：略呈圆筒状的缸筒、和与所述旋转轴的偏心部嵌合的、略呈圆筒状的滚子，若所述高压侧压缩元件缸筒的厚度为H2、所述低压侧压缩元件缸筒的厚度为H1，则0.6≤比(H2/H1)≤1.0。

5.根据权利要求1所述的旋转式两级压缩机，其特征在于：所述各压缩元件具有：略呈圆筒状的缸筒、和与所述旋转轴的偏心部嵌合的、略呈圆筒状的滚子，若所述高压侧压缩元件缸筒的内圆周半径为Rs2、所述滚子的外圆周半径为Rr2，则当0.8≤比(Rr2/Rs2)≤0.9时，0.55≤比(H2/Rs2)≤0.95。

6.一种空调机，具有用管路按顺序将冷凝器、膨胀机构、蒸发器、压缩机连接而成的冷冻循环系统；其特征在于：

所述压缩机，是旋转式两级压缩机，在密闭容器中具有：电动机、由该电动机驱动的低压侧压缩元件、和由所述电动机驱动并压缩被所述低压侧压缩元件压缩了的工作流体的高压侧压缩元件；当所述高压侧压缩元件的排出量为V2、所述低压侧压缩元件的排出量为V1时，则0.65≤比(V2/V1)≤0.85。

7.一种空调机，具有用管路按顺序将冷凝器、膨胀机构、蒸发器、压缩机连接而成的冷冻循环系统；其特征在于：

所述膨胀机构，由第1膨胀机构及第2膨胀机构构成，并具有与第1膨胀机构及第2膨胀机构连接的气液分离器，所述压缩机，是旋转式两级压缩机，在密闭容器中具有：电动机、由该电动机驱动的低压侧压缩元件、和由所述电动机驱动并压缩被所述低压侧压缩元件压缩了的工作流体的高压侧压缩元件；当所述高压侧压缩元件的排出量为V2、所述低压侧压缩元件的排出量为V1时，则0.65≤比(V2/V1)≤0.85；所述气液分离器，与通过被所述低压侧压缩元件压缩了的工作流体的流路连通。

8.根据权利要求6或7所述的空调机，其特征在于：工作流体为制冷剂R410A。

9.根据权利要求6或7所述的空调机，其特征在于：所述各压缩元件，具有略呈圆筒状的缸筒、和与所述旋转轴的偏心部嵌合的、略呈圆筒状的滚子，若所述高压侧压缩元件缸筒的厚度为H2、所述低压侧压缩元件缸筒的厚度为H1，则0.6≤比(H2/H1)≤1.0。

10.根据权利要求6或7所述的空调机，其特征在于：所述旋转式两级压缩机的所述各压缩元件，具有略呈圆筒状的缸筒、和与所述旋转轴的偏心部嵌合的、略呈圆筒状的滚子，若所述高压侧压缩元件缸筒的内圆周半径为Rs2、所述滚子的外圆周半径为Rr2，则当0.8≤比(Rr2/Rs2)≤0.9时，为0.55≤比(H2/Rs2)≤0.95。