JP2009097485A - Compressor - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To reduce the torque variation of a compressor provided with two compression mechanisms of a rotary type and a scroll type. <P>SOLUTION: The compressor 1 includes: a hermetic housing 2; a low stage-side rotary type compression mechanism 3 provided in the housing 2; a high stage-side scroll type compression mechanism 4; and an electric motor 21 for driving both the compression mechanisms 3 and 4. When the rotor 34 of the rotary type compression mechanism is positioned within the range from the position corresponding to the bottom dead center to that after 90° rotation from the bottom dead center, the suction of the scroll type compression mechanism is shut off. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明は、圧縮機に関し、特にロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構と2つの圧縮機構を備えた圧縮機のトルク変動を抑制する技術に関するものである。   The present invention relates to a compressor, and more particularly to a technique for suppressing torque fluctuations in a compressor including a rotary compression mechanism, a scroll compression mechanism, and two compression mechanisms.

ロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構と2つの圧縮機構を備えた圧縮機が提案されている。例えば、特許文献1には、1つの密閉ハウジング内に電動モータを設けると共に、電動モータの回転軸によって駆動される2つの圧縮機構を設け、この2つの圧縮機構の一方をロータリ型圧縮機構、他方をスクロール型圧縮機構とし、その一方を低段側、他方を高段側としたことを特徴とする2段圧縮機が開示されている。この2段圧縮機において、低段側をロータリ型圧縮機構によって構成することが好ましいことが特許文献1に記載されている。この2段圧縮機によれば、低段側圧縮機で低圧から中間圧まで、高段側圧縮機で中間圧から高圧まで圧縮するようにしたので、ロータリ型圧縮機構又はスクロール型圧縮機構を単独で用いて低圧から高圧まで圧縮する場合に比して、個々の圧縮機の欠点を解消し、小型で高性能の圧縮機を提供することができる。   A compressor including a rotary type compression mechanism, a scroll type compression mechanism, and two compression mechanisms has been proposed. For example, in Patent Document 1, an electric motor is provided in one sealed housing, and two compression mechanisms driven by a rotating shaft of the electric motor are provided. One of the two compression mechanisms is a rotary compression mechanism, and the other is Is a scroll-type compression mechanism, one of which is a low-stage side and the other is a high-stage side. In this two-stage compressor, it is described in Patent Document 1 that the low-stage side is preferably constituted by a rotary compression mechanism. According to this two-stage compressor, the low-stage compressor compresses from low pressure to intermediate pressure, and the high-stage compressor compresses from intermediate pressure to high pressure. Compared with the case where the compressor is compressed from low pressure to high pressure, the drawbacks of the individual compressors can be solved, and a small and high performance compressor can be provided.

特開平5−87074号公報JP-A-5-87074

圧縮機は、発生する振動を抑制するために、トルク変動が小さいことが望まれる。ロータリ型圧縮機構はスクロール型圧縮機構よりもトルク変動が大きい。特許文献1によれば、ロータリ型圧縮機構とスクロール型圧縮機構とを組合せることにより、圧縮比が下げられるので、ロータリ型圧縮機構におけるトルク変動を低減できることが述べられている。しかしながら、さらなるトルク変動の低減が望まれている。
本発明は、このような技術的課題に基づいてなされたもので、ロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構と2つの圧縮機構を備えた圧縮機のトルク変動を低減することを目的とする。
The compressor is desired to have a small torque fluctuation in order to suppress the generated vibration. The rotary type compression mechanism has a larger torque fluctuation than the scroll type compression mechanism. According to Patent Document 1, it is described that the torque fluctuation in the rotary compression mechanism can be reduced because the compression ratio is lowered by combining the rotary compression mechanism and the scroll compression mechanism. However, further reduction in torque fluctuation is desired.
The present invention has been made based on such a technical problem, and an object thereof is to reduce torque fluctuations in a compressor including a rotary compression mechanism, a scroll compression mechanism, and two compression mechanisms.

かかる目的のもと、本発明者らは、ロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構におけるトルク変動の挙動を検討した。その結果を図12及び図13に示す。図12はロータリ型圧縮機構のロータの回転角β(横軸)とトルクT(縦軸)との関係を示すグラフであり、図13はスクロール型圧縮機構の旋回スクロールの回転角β(横軸)とトルクT(縦軸)との関係を示すグラフである。図12及び図13に示されるように、ロータリ型圧縮機構に発生するトルク変動が大きいことがわかる。ロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構と2つの圧縮機構を備えた圧縮機には、ロータリ型圧縮機構におけるトルクとスクロール型圧縮機構におけるトルクとが合計されたトルク(合計トルク)が発生する。したがって、ロータリ型圧縮機構単体でのトルク変動よりも大きなトルク変動が、2つの圧縮機構を備えた圧縮機に生ずるおそれがある。一方で、図13に示されるようにスクロール型圧縮機構は、トルクTが相対的に大きい領域が存在するものの、トルクTが相対的に小さい領域も存在する。したがって、合計トルクの変動をロータリ型圧縮機構単体におけるトルク変動よりも小さくできる可能性がある。そこで、本発明者等は、ロータリ型圧縮機構とスクロール型圧縮機構との回転方向の位置関係を種々変えて合計トルクの変動を観察した。その結果、ロータリ型圧縮機構とスクロール型圧縮機構とが特定の位置関係にある場合に、合計トルクの変動をロータリ型圧縮機構単体でのトルク変動よりも小さくできることを知見した。   Under such a purpose, the present inventors examined the behavior of torque fluctuation in the rotary type compression mechanism and the scroll type compression mechanism. The results are shown in FIGS. FIG. 12 is a graph showing the relationship between the rotational angle β (horizontal axis) of the rotor of the rotary compression mechanism and the torque T (vertical axis), and FIG. 13 shows the rotational angle β (horizontal axis) of the orbiting scroll of the scroll compression mechanism. ) And torque T (vertical axis). As shown in FIGS. 12 and 13, it can be seen that the torque fluctuation generated in the rotary compression mechanism is large. In a compressor provided with a rotary type compression mechanism and a scroll type compression mechanism and two compression mechanisms, a torque (total torque) obtained by adding the torque in the rotary type compression mechanism and the torque in the scroll type compression mechanism is generated. Therefore, there is a possibility that a torque fluctuation larger than the torque fluctuation of the rotary type compression mechanism alone will occur in the compressor provided with the two compression mechanisms. On the other hand, as shown in FIG. 13, the scroll compression mechanism has a region where the torque T is relatively large, but also has a region where the torque T is relatively small. Therefore, there is a possibility that the fluctuation of the total torque can be made smaller than the torque fluctuation in the rotary type compression mechanism alone. Therefore, the present inventors have observed changes in the total torque by changing the positional relationship in the rotational direction between the rotary compression mechanism and the scroll compression mechanism in various ways. As a result, when the rotary type compression mechanism and the scroll type compression mechanism are in a specific positional relationship, it has been found that the total torque fluctuation can be made smaller than the torque fluctuation of the rotary type compression mechanism alone.

以上の検討結果に基づく本発明の圧縮機は、密閉ハウジングと、密閉ハウジング内に設けられた低段側圧縮機構及び高段側圧縮機構と、低段側圧縮機構と高段側圧縮機構を駆動する電動モータと、を備え、低段側圧縮機構及び高段側圧縮機構の一方がロータリ型圧縮機構であり、他方がスクロール型圧縮機構である圧縮機であって、ロータリ型圧縮機構は、ロータと、その先端がロータに接触しつつロータの回転に伴って上死点及び下死点の間を往復動するブレードとを備え、ロータが、下死点に対応する位置〜下死点に対応する位置から90°だけ回転する位置の範囲内にあるときに、スクロール型圧縮機構の吸入締切りが行われることを特徴とする。   Based on the above examination results, the compressor of the present invention drives the hermetic housing, the low-stage compression mechanism and the high-stage compression mechanism provided in the hermetic housing, and the low-stage compression mechanism and the high-stage compression mechanism. An electric motor, wherein one of the low-stage side compression mechanism and the high-stage side compression mechanism is a rotary type compression mechanism and the other is a scroll type compression mechanism, and the rotary type compression mechanism is a rotor And a blade that reciprocates between the top dead center and the bottom dead center as the rotor rotates while the tip is in contact with the rotor, and the rotor corresponds to the position corresponding to the bottom dead center to the bottom dead center. The suction compression of the scroll-type compression mechanism is performed when it is within a range of a position rotated by 90 ° from the position where it is moved.

また、2気筒のロータリ型圧縮機構の場合には、ロータが、下死点に対応する位置から−80°だけ回転する位置〜下死点に対応する位置から−100°だけ回転する位置の範囲内、又は、下死点に対応する位置から80°だけ回転する位置〜下死点に対応する位置から100°だけ回転する位置の範囲内にあるときに、スクロール型圧縮機構の吸入締切りが行われることにより、合計トルクの変動を小さくできる。   In the case of a two-cylinder rotary type compression mechanism, the range of the position where the rotor rotates by −80 ° from the position corresponding to the bottom dead center to the position where the rotor rotates by −100 ° from the position corresponding to the bottom dead center. Or when it is within the range of the position rotated by 80 ° from the position corresponding to the bottom dead center to the position rotated by 100 ° from the position corresponding to the bottom dead center. As a result, the fluctuation of the total torque can be reduced.

低段側圧縮機構がロータリ型圧縮機構で、かつ高段側圧縮機構がスクロール型圧縮機構で構成され、さらに、スクロール型圧縮機構が冷媒ガスの排出ポートを含む容量制御機構を備える場合の、前記吸入締切りは、排出ポートがスクロール型圧縮機構の旋回スクロールにより閉じられたときとする。
トルク変動が特に問題となるのは、圧縮機が低速運転のとき、つまり容量制御機構を使用して圧縮機を運転しているときである。そこで、容量制御機能を備えた圧縮機の場合は、排出ポートがスクロール型圧縮機構の旋回スクロールにより閉じられたことを、本発明における吸入締切りとみなすのである。
The low-stage compression mechanism is a rotary compression mechanism, the high-stage compression mechanism is a scroll compression mechanism, and the scroll compression mechanism further includes a capacity control mechanism including a refrigerant gas discharge port. The suction cutoff is when the discharge port is closed by the orbiting scroll of the scroll type compression mechanism.
Torque fluctuations are particularly problematic when the compressor is operating at low speed, that is, when the compressor is operating using a capacity control mechanism. Therefore, in the case of a compressor provided with a capacity control function, the fact that the discharge port is closed by the orbiting scroll of the scroll type compression mechanism is regarded as the suction cutoff in the present invention.

本発明によれば、ロータリ型圧縮機構とスクロール型圧縮機構とを特定の位置関係となるように圧縮機に組み込むことにより、合計トルクの変動量を低減することができる。
According to the present invention, the amount of fluctuation of the total torque can be reduced by incorporating the rotary compression mechanism and the scroll compression mechanism into the compressor so as to have a specific positional relationship.

以下、添付図面に示す実施の形態に基づいてこの発明を詳細に説明する。
図1は、本実施の形態における圧縮機1の構成を示す断面図である。
圧縮機1は、密閉ハウジング2内の下方部に低段側圧縮機構3が設置され、密閉ハウジング2内の上方部に高段側圧縮機構4が設置されている。また、密閉ハウジング2の中央部であって、低段側圧縮機構3と高段側圧縮機構4との間に電動モータ21が設置されている。電動モータ21は、ステータ22とロータ23とから構成されている。ロータ23には、クランク軸24が一体的に結合されている。クランク軸24は、その下端部が低段側圧縮機構3用のクランク軸25を構成し、上端部が高段側圧縮機構4のクランク軸26を構成する。また、密閉ハウジング2の底部には、所定量の潤滑油27が貯留されている。潤滑油27は、クランク軸26の下端部に設けられる容積式給油ポンプ28により、クランク軸24の軸線方向に穿設される給油孔11を介して、低段側圧縮機構3及び高段側圧縮機構4の所用潤滑箇所に給油される。
Hereinafter, the present invention will be described in detail based on embodiments shown in the accompanying drawings.
FIG. 1 is a cross-sectional view showing a configuration of a compressor 1 in the present embodiment.
In the compressor 1, a low-stage compression mechanism 3 is installed in the lower part of the sealed housing 2, and a high-stage compression mechanism 4 is installed in the upper part of the sealed housing 2. In addition, an electric motor 21 is installed in the central portion of the hermetic housing 2 and between the low-stage compression mechanism 3 and the high-stage compression mechanism 4. The electric motor 21 includes a stator 22 and a rotor 23. A crankshaft 24 is integrally coupled to the rotor 23. The lower end portion of the crankshaft 24 constitutes a crankshaft 25 for the low-stage side compression mechanism 3, and the upper end portion constitutes a crankshaft 26 of the high-stage side compression mechanism 4. A predetermined amount of lubricating oil 27 is stored at the bottom of the sealed housing 2. The lubricating oil 27 is compressed by the low-stage side compression mechanism 3 and the high-stage side compression through the oil supply hole 11 drilled in the axial direction of the crankshaft 24 by a positive displacement oil pump 28 provided at the lower end of the crankshaft 26. Oil is supplied to a desired lubrication point of the mechanism 4.

低段側圧縮機構3は、ロータリ型圧縮機構により構成される。低段側圧縮機構3は、シリンダ室31を有し、かつ密閉ハウジング2に固定されるシリンダ本体30と、シリンダ本体30の上下に各々設置される上部軸受け32及び下部軸受け33と、クランク軸25のクランク部25Aに嵌合され、シリンダ室31内を摺動回転されるロータ34と、吐出キャビティ35を形成する吐出カバー36と、シリンダ室31を仕切るブレード38(図2参照)とから構成される一般的なロータリ型圧縮機構を採用することができる。図2に示すように、ブレード38はシリンダ本体30に形成されたスリット39内に設置されている。スリット39は、シリンダ本体30の径方向に沿って略均等幅に形成され、一端がシリンダ室31に開口している。スリット39の他端にはばねSが配設され、ブレード38をロータ34に向けて押圧する。ブレード38は、その先端がロータ34の外周に接触しつつ、ロータ34の回転に伴って前記径方向に沿って往復動する。なお、ブレード38の先端がシリンダ室31内に最も突出した状態を下死点といい、ブレード38全体がスリット39内に入り込んだ状態を上死点という。
低段側圧縮機構3において、図示しないアキュムレータに接続される吸入管37を介してシリンダ室31に吸入された冷媒ガスは、ロータ34の回転によって中間圧まで圧縮された後、吐出キャビティ35内に吐出され、さらに吐出カバー36に設けられている吐出口を経由して密閉ハウジング2内に吐出される。
密閉ハウジング2内に吐出された中間圧の冷媒ガスは、電動モータ21のエアギャップ等を通って密閉ハウジング2の上部空間に流入し、高段側圧縮機構4に吸入される。
The low stage side compression mechanism 3 is constituted by a rotary type compression mechanism. The low-stage compression mechanism 3 has a cylinder chamber 31 and is fixed to the sealed housing 2, an upper bearing 32 and a lower bearing 33 that are respectively installed above and below the cylinder body 30, and a crankshaft 25. And a rotor 34 that is slidably rotated in the cylinder chamber 31, a discharge cover 36 that forms a discharge cavity 35, and a blade 38 (see FIG. 2) that partitions the cylinder chamber 31. A general rotary type compression mechanism can be employed. As shown in FIG. 2, the blade 38 is installed in a slit 39 formed in the cylinder body 30. The slit 39 is formed with a substantially uniform width along the radial direction of the cylinder body 30, and one end opens into the cylinder chamber 31. A spring S is disposed at the other end of the slit 39 and presses the blade 38 toward the rotor 34. The blade 38 reciprocates along the radial direction as the rotor 34 rotates while the tip thereof is in contact with the outer periphery of the rotor 34. A state in which the tip of the blade 38 protrudes most into the cylinder chamber 31 is referred to as a bottom dead center, and a state in which the entire blade 38 enters the slit 39 is referred to as a top dead center.
In the low-stage compression mechanism 3, the refrigerant gas sucked into the cylinder chamber 31 through a suction pipe 37 connected to an accumulator (not shown) is compressed to an intermediate pressure by the rotation of the rotor 34, and then is discharged into the discharge cavity 35. Then, the liquid is discharged and further discharged into the hermetic housing 2 through a discharge port provided in the discharge cover 36.
The intermediate-pressure refrigerant gas discharged into the sealed housing 2 flows into the upper space of the sealed housing 2 through the air gap of the electric motor 21 and is sucked into the high-stage compression mechanism 4.

高段側圧縮機構4は、スクロール型圧縮機構により構成される。
高段側圧縮機構4は、クランク軸26を外周から支持する軸受け部41を有する軸受け40と、軸受け40を固定する固定プレート42とを備える。固定プレート42は、密閉ハウジング2に固定される。
また、高段側圧縮機構4は、互いに位相をずらして噛み合わせることにより一対の圧縮室45を形成する固定スクロール43及び旋回スクロール44と、旋回スクロール44とクランク軸26の軸端に形成されるクランクピン部26Aとを結合し、旋回スクロール44を旋回駆動するドライブブッシュ46と、旋回スクロール44と軸受け40の間に設けられ、旋回スクロール44をその自転を防止しつつ公転旋回させるオルダムリング47を備える。
さらに高段側圧縮機構4は、固定スクロール43の背面側に配設される吐出弁48と固定スクロール43の背面に固定され、かつ固定スクロール43との間に吐出チャンバ49を構成する吐出カバー50とを備える。
The high stage side compression mechanism 4 is configured by a scroll type compression mechanism.
The high-stage compression mechanism 4 includes a bearing 40 having a bearing portion 41 that supports the crankshaft 26 from the outer periphery, and a fixed plate 42 that fixes the bearing 40. The fixed plate 42 is fixed to the hermetic housing 2.
The high-stage compression mechanism 4 is formed at the shaft ends of the fixed scroll 43 and the orbiting scroll 44 and the orbiting scroll 44 and the crankshaft 26 that form a pair of compression chambers 45 by engaging with each other while shifting their phases. A drive bushing 46 that is coupled to the crankpin portion 26A to drive the orbiting scroll 44 and an Oldham ring 47 that is provided between the orbiting scroll 44 and the bearing 40 and revolves while preventing the rotation of the orbiting scroll 44. Prepare.
Further, the high-stage compression mechanism 4 is fixed to the discharge valve 48 disposed on the back side of the fixed scroll 43 and the back surface of the fixed scroll 43, and the discharge cover 50 constituting the discharge chamber 49 between the fixed scroll 43. With.

高段側圧縮機構4において、吐出チャンバ49には吐出配管51が接続されており、以下の要領で高温高圧に圧縮された冷媒ガスを圧縮機1外へ吐出する。
高段側圧縮機構4には、低段側圧縮機構3で中間圧まで圧縮され、密閉ハウジング2内に吐出された中間圧冷媒ガスが吸入口52を経て一対の圧縮室45に吸入される。一対の圧縮室45は、旋回スクロール44が公転旋回運動されることにより、容積が減少されつつ中心側へと移動され、合流して1つの圧縮室45を形成される。この間に冷媒ガスは、中間圧から高圧(吐出圧力)まで圧縮され、固定スクロール43の中心部に形成された吐出ポート53を経て吐出チャンバ49内に吐出される。この高温高圧の冷媒ガスは、吐出配管51を介して圧縮機1の外部へと吐出される。
In the high-stage compression mechanism 4, a discharge pipe 51 is connected to the discharge chamber 49, and the refrigerant gas compressed to high temperature and high pressure is discharged out of the compressor 1 in the following manner.
In the high-stage compression mechanism 4, the intermediate-pressure refrigerant gas compressed to the intermediate pressure by the low-stage compression mechanism 3 and discharged into the sealed housing 2 is sucked into the pair of compression chambers 45 through the suction ports 52. The pair of compression chambers 45 are moved to the center side while the volume is reduced by the revolving orbiting of the orbiting scroll 44, and merge to form one compression chamber 45. During this time, the refrigerant gas is compressed from an intermediate pressure to a high pressure (discharge pressure), and is discharged into the discharge chamber 49 through the discharge port 53 formed at the center of the fixed scroll 43. This high-temperature and high-pressure refrigerant gas is discharged to the outside of the compressor 1 through the discharge pipe 51.

以上の圧縮機1の動作を説明する。
低段側圧縮機構3には、図示しないアキュムレータから吸入管37を介してシリンダ室31内に低圧の冷媒ガスが吸入される。この冷媒ガスは、ロータ34が電動モータ21及びクランク軸25を介して回転されることにより、中間圧まで圧縮された後、吐出キャビティ35に吐出され、さらに、吐出キャビティ35から吐出カバー36に設けられている吐出口を経て密閉ハウジング2内へと吐出される。これにより、密閉ハウジング2内は中間圧雰囲気とされ、電動モータ21及び潤滑油27は、この中間圧冷媒と同等の温度とされる。
以上の中間圧冷媒ガスは、密閉ハウジング2に開口されている吸入口52を経て高段側圧縮機構4の圧縮室45内に吸込まれる。高段側圧縮機構4では、電動モータ21が駆動され、クランク軸26、クランクピン部26A、ドライブブッシュ46を介して旋回スクロール44が、固定スクロール43に対して公転旋回運動されることにより、冷媒ガスの圧縮が行われる。これにより、中間圧冷媒ガスは、高圧状態まで圧縮され、吐出弁48を経て吐出チャンバ49に吐出される。
吐出チャンバ49に吐出された高温高圧の冷媒ガスは、吐出チャンバ49に接続されている吐出配管51を経て圧縮機1から吐出される。
The operation of the compressor 1 will be described.
Low-pressure refrigerant gas is sucked into the cylinder chamber 31 from the accumulator (not shown) through the suction pipe 37 into the low-stage compression mechanism 3. The refrigerant gas is compressed to an intermediate pressure by rotating the rotor 34 via the electric motor 21 and the crankshaft 25, and then discharged to the discharge cavity 35. Further, the refrigerant gas is provided from the discharge cavity 35 to the discharge cover 36. It is discharged into the sealed housing 2 through the discharge port. Thereby, the inside of the hermetic housing 2 is set to an intermediate pressure atmosphere, and the electric motor 21 and the lubricating oil 27 are set to a temperature equivalent to the intermediate pressure refrigerant.
The above intermediate pressure refrigerant gas is sucked into the compression chamber 45 of the high-stage compression mechanism 4 through the suction port 52 opened in the sealed housing 2. In the high-stage side compression mechanism 4, the electric motor 21 is driven, and the orbiting scroll 44 is revolved with respect to the fixed scroll 43 through the crankshaft 26, the crankpin portion 26 </ b> A, and the drive bush 46, thereby generating refrigerant. Gas compression is performed. As a result, the intermediate pressure refrigerant gas is compressed to a high pressure state and discharged to the discharge chamber 49 via the discharge valve 48.
The high-temperature and high-pressure refrigerant gas discharged to the discharge chamber 49 is discharged from the compressor 1 through a discharge pipe 51 connected to the discharge chamber 49.

図3は、旋回スクロール44と固定スクロール43が閉じられた圧縮室45を形成したタイミングの、固定スクロール43のラップ43Lと旋回スクロール44のラップ44Lの噛合い状態を示す図である。このタイミングの前では圧縮室45は開放されているために冷媒ガスを吸入する。しかし、このタイミング以降は、固定スクロール43の先端部43Eが旋回スクロール44の外周に接触し、また旋回スクロール44の先端部44Eが固定スクロール43の外周に接触することにより、冷媒ガスの吸入が停止される。この状態のことを、吸入締切りという。   FIG. 3 is a diagram showing the meshing state of the wrap 43L of the fixed scroll 43 and the wrap 44L of the orbiting scroll 44 at the timing when the compression chamber 45 in which the orbiting scroll 44 and the fixed scroll 43 are closed is formed. Prior to this timing, the compression chamber 45 is open, so the refrigerant gas is sucked. However, after this timing, the tip end portion 43E of the fixed scroll 43 comes into contact with the outer periphery of the orbiting scroll 44, and the tip end portion 44E of the orbiting scroll 44 comes into contact with the outer periphery of the fixed scroll 43. Is done. This state is called suction deadline.

本発明者等は、以上の圧縮機1において、ずれ角αとトルク変動量の関係を求めた。いくつかの結果を図4に示す。ここで、ずれ角αは以下のように定義される。ロータリ型圧縮機構においてブレード38が下死点の状態にあり、かつスクロール型圧縮機構において吸入締切りの状態にあるとき、ロータリ型圧縮機構とスクロール型圧縮機構とのずれ角αを0とする。また、ロータ34が下死点に対応する位置から90°回転する位置において、スクロール型圧縮機構において吸入締切りがなさとすると、ずれ角αは90°となる。
図4において、(a)〜(d)は各々、横軸をロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構の回転角βとし、縦軸をトルクTとするグラフであって、(a)はずれ角αを0°、(b)はずれ角αを90°、(c)はずれ角αを180°、(d)はずれ角αが270°としたときの結果を示す。また、図4(a)〜(d)において、一点鎖線(Trot)がロータリ型圧縮機構単独のトルクTを、点線(Tscr)がスクロール型圧縮機構単独のトルクTを、実線がロータリ型圧縮機構のトルクTとスクロール型圧縮機構のトルクの合計(Ttotal)を示している。
The inventors of the present invention determined the relationship between the deviation angle α and the torque fluctuation amount in the compressor 1 described above. Some results are shown in FIG. Here, the shift angle α is defined as follows. When the blade 38 is in the bottom dead center state in the rotary compression mechanism and in the suction cutoff state in the scroll compression mechanism, the shift angle α between the rotary compression mechanism and the scroll compression mechanism is set to zero. Also, at the position where the rotor 34 rotates 90 ° from the position corresponding to the bottom dead center, if there is no suction cutoff in the scroll compression mechanism, the deviation angle α is 90 °.
4, (a) to (d) are graphs in which the horizontal axis is the rotation angle β of the rotary compression mechanism and the scroll compression mechanism, and the vertical axis is the torque T, where (a) is the deviation angle α. (B) shows the result when the deviation angle α is 180 °, (c) shows the result when the deviation angle α is 180 °, and (d) shows the result when the deviation angle α is 270 °. 4A to 4D, the alternate long and short dash line (Trot) indicates the torque T of the rotary compression mechanism alone, the dotted line (Tscr) indicates the torque T of the scroll compression mechanism alone, and the solid line indicates the rotary compression mechanism. Torque T and the total torque (Ttotal) of the scroll compression mechanism.

図4(a)〜(d)に示されるように、ロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構ともに、回転角βによってトルクTが変動し、特にロータリ型圧縮機構のトルク変動が大きい。また、図4(a)〜(d)に示されるように、ずれ角αによって、合計トルクの変動量が相違することがわかる。圧縮機1のクランク軸24には、この合計トルクが印加されるから、実線で示されるトルク変動が小さいことが望まれる。そこで、実線で示される合計トルクの最大値TMaxと最小値TMinとの差(トルクMax−Min)を、ずれ角αを0〜360°(−360°)の範囲で求めた。その結果を図5に示す。なお、ロータリ型圧縮機構における回転角βは、ブレード38が上死点にあるときのロータ34の位置を0°としている。   As shown in FIGS. 4A to 4D, the torque T varies depending on the rotation angle β in both the rotary compression mechanism and the scroll compression mechanism, and particularly the torque variation of the rotary compression mechanism is large. Further, as shown in FIGS. 4A to 4D, it can be seen that the variation amount of the total torque differs depending on the deviation angle α. Since this total torque is applied to the crankshaft 24 of the compressor 1, it is desirable that the torque fluctuation indicated by the solid line be small. Therefore, the difference (torque Max−Min) between the maximum value TMax and the minimum value TMin of the total torque indicated by the solid line was determined in the range of the deviation angle α from 0 to 360 ° (−360 °). The result is shown in FIG. Note that the rotation angle β in the rotary compression mechanism is such that the position of the rotor 34 when the blade 38 is at the top dead center is 0 °.

図5に示すように、ずれ角αが0〜90°の範囲で、トルク変動量を小さくできることがわかる。これは、ロータリ型圧縮機構によるトルクTの大きい部分と、スクロール型圧縮機構によるトルクの小さい部分が相殺されるためである。以上の結果より、図6に示すように、本発明は、ロータ34が、ブレード38の下死点に対応する位置〜ブレード38の下死点に対応する位置から90°だけ回転する位置の範囲内にあるときに、スクロール型圧縮機構の吸入締切りが行われるように、ロータリ型圧縮機構とスクロール型圧縮機構をクランク軸24(25,26)に対して固定する。そして、この構成を採用することにより、圧縮機1のトルク変動量を小さくできる。   As shown in FIG. 5, it can be seen that the torque fluctuation amount can be reduced when the deviation angle α is in the range of 0 to 90 °. This is because a portion where the torque T due to the rotary compression mechanism is large and a portion where the torque due to the scroll compression mechanism is small cancel out. From the above results, as shown in FIG. 6, in the present invention, the rotor 34 ranges from a position corresponding to the bottom dead center of the blade 38 to a position rotated by 90 ° from a position corresponding to the bottom dead center of the blade 38. The rotary compression mechanism and the scroll compression mechanism are fixed with respect to the crankshaft 24 (25, 26) so that the suction compression of the scroll compression mechanism is performed. And the torque fluctuation amount of the compressor 1 can be made small by employ | adopting this structure.

また、この構成を採用することにより、圧縮機1から発生する騒音を低減することができる。つまり、ロータリ型圧縮機構において最も大きい音が発生するのは、ブレード38が上死点(回転角0°)に到ったときである。ロータリ型圧縮機構の吐出弁(図示せず)が閉じることに起因する。また、スクロール型圧縮機構において大きい音が発生するのは、吸入締切り時である。固定スクロール43と旋回スクロール44とが接触するからである。したがって、ロータリ型圧縮機構においてブレード38が上死点に到ったときに、スクロール型圧縮機構において吸入締切りが行われると、発生する騒音が顕著となる。ところが、圧縮機1は、ロータリ型圧縮機構においてブレード38が上死点に到ったときにスクロール型圧縮機構において吸入締切りが行われることがない。したがって、圧縮機1は、騒音低減にも効果がある。   Moreover, the noise which generate | occur | produces from the compressor 1 can be reduced by employ | adopting this structure. That is, the loudest sound is generated in the rotary compression mechanism when the blade 38 reaches the top dead center (rotation angle 0 °). This is because the discharge valve (not shown) of the rotary compression mechanism is closed. Further, a loud noise is generated in the scroll type compression mechanism when the suction is closed. This is because the fixed scroll 43 and the orbiting scroll 44 come into contact with each other. Therefore, when the blade 38 reaches the top dead center in the rotary type compression mechanism, if the suction cutoff is performed in the scroll type compression mechanism, the generated noise becomes remarkable. However, in the compressor 1, when the blade 38 reaches the top dead center in the rotary compression mechanism, the suction cutoff is not performed in the scroll compression mechanism. Therefore, the compressor 1 is also effective in reducing noise.

さらに、ロータリ型圧縮機構の冷媒ガスの吐出タイミングは、回転角βが180°(下死点に相当)近傍から360°までの範囲であり、上記構成を採用することにより、この範囲でスクロール型圧縮機構がロータリ型圧縮機構から吐出された冷媒ガスを吸入することができるので、圧力脈動による性能低下を抑制することができる。   Further, the discharge timing of the refrigerant gas of the rotary type compression mechanism is in the range where the rotation angle β is in the range from 180 ° (corresponding to the bottom dead center) to 360 °. Since the compression mechanism can suck the refrigerant gas discharged from the rotary type compression mechanism, it is possible to suppress a decrease in performance due to pressure pulsation.

ところで、冷凍装置や空気調和装置などの運転状況に応じて容量制御を行う場合がある。例えば冷凍装置の場合、所望の温度まで冷やして冷凍させる運転状態に比べて、冷凍された状態を維持する運転状態ではスクロール型圧縮機構の負荷がかなり低下する。このため、低負荷運転時には容量制御を実施することがある。具体的には、圧縮途中の冷媒ガスを圧縮室から抜き出すことで、吐出ポートからの吐出量制御を行うものである。抜き出された冷媒ガスは、再び、スクロール型圧縮機構の吸入側に供給される。   By the way, capacity control may be performed in accordance with operating conditions such as a refrigeration apparatus and an air conditioner. For example, in the case of the refrigeration apparatus, the load of the scroll compression mechanism is considerably reduced in the operation state in which the refrigerated state is maintained compared to the operation state in which the refrigeration apparatus is cooled to a desired temperature and frozen. For this reason, capacity control may be performed during low-load operation. Specifically, the discharge amount from the discharge port is controlled by extracting the refrigerant gas being compressed from the compression chamber. The extracted refrigerant gas is again supplied to the suction side of the scroll compression mechanism.

図7は、容量制御機構を備えた圧縮機100のスクロール型圧縮機構近傍を示す図である。なお、圧縮機100は、圧縮機1と同様に、ロータリ型圧縮機構からなる低段側圧縮機構3等を備えている。図7に示すように、固定スクロール43に容量制御用の排出ポート60が穿設されており、この排出ポート60に対応して、逆流防止弁61が固定スクロール43の背面側に配設されている。容量制御の際には、圧縮室45内で圧縮過程の冷媒ガスは、排出ポート60、逆流防止弁61及び容量制御配管62を介して排出される。なお、図1と同一の符号部分は、図1の圧縮機1と同様の要素である。   FIG. 7 is a view showing the vicinity of the scroll type compression mechanism of the compressor 100 provided with the capacity control mechanism. The compressor 100 includes a low-stage compression mechanism 3 including a rotary type compression mechanism, as with the compressor 1. As shown in FIG. 7, a discharge port 60 for capacity control is formed in the fixed scroll 43, and a backflow prevention valve 61 is provided on the back side of the fixed scroll 43 corresponding to the discharge port 60. Yes. In the capacity control, the refrigerant gas in the compression process in the compression chamber 45 is discharged through the discharge port 60, the backflow prevention valve 61, and the capacity control pipe 62. In addition, the code | symbol part same as FIG. 1 is an element similar to the compressor 1 of FIG.

このような容量制御機能を備えた圧縮機100の場合、圧縮機1で言うところの吸入締切り時には、図8(a)に示すように、排出ポート60が圧縮室45に連通しているために、実質的には吸入締切りとならない。旋回スクロール44の旋回が進むと、図8(b)に示すように排出ポート60が旋回スクロール44のラップ頂部によりが閉じられる。容量制御機能を備えた圧縮機100における吸入締切りは、この排出ポート60が閉じられたタイミングとする。トルク変動が特に問題となるのは、圧縮機100が低速運転のとき、つまり容量制御をして圧縮機100を運転しているときである。そこで、容量制御機能を備えた圧縮機100における吸入締切りを排出ポート60が閉じられたタイミングとするのである。   In the case of the compressor 100 having such a capacity control function, the discharge port 60 is in communication with the compression chamber 45 as shown in FIG. In practice, the intake deadline is not reached. When the turning of the orbiting scroll 44 proceeds, the discharge port 60 is closed by the lap top of the orbiting scroll 44 as shown in FIG. The suction cutoff in the compressor 100 having a capacity control function is the timing when the discharge port 60 is closed. The torque fluctuation is particularly problematic when the compressor 100 is operating at a low speed, that is, when the compressor 100 is operating with capacity control. Therefore, the suction cutoff in the compressor 100 having a capacity control function is set as the timing when the discharge port 60 is closed.

図1に示す圧縮機1は、ロータリ型圧縮機構が単気筒(シングルロータリ)の例を示した。しかし本発明は、ロータリ型圧縮機構を図9に示すように2気筒(ツインロータリ)とし、その他の部分は図1に示す圧縮機1と同様の構成とする圧縮機200に適用することができる。ツインロータリは、2つのシリンダ本体30a、30bを備え、シリンダ本体30aはシリンダ室31aを、またシリンダ本体30bはシリンダ室31bを有している。シリンダ室31a内にはロータ34a、シリンダ室31b内にはロータ34bが配設されている。アキュムレータに接続される吸入管37a、37bを介して、各々シリンダ室31a、31bに吸入された冷媒ガスは、ロータ34a、34bの回転によって圧縮される。なお、シリンダ本体30aを要素とする機構を第1ロータリといい、シリンダ本体30bを要素とする機構を第2ロータリということにする。なお、図1と同一の符号部分は、図1の圧縮機1と同様の要素である。   The compressor 1 shown in FIG. 1 shows an example in which the rotary compression mechanism is a single cylinder (single rotary). However, the present invention can be applied to a compressor 200 having a rotary type compression mechanism having two cylinders (twin rotary) as shown in FIG. 9, and the other parts having the same configuration as the compressor 1 shown in FIG. . The twin rotary includes two cylinder bodies 30a and 30b. The cylinder body 30a has a cylinder chamber 31a, and the cylinder body 30b has a cylinder chamber 31b. A rotor 34a is disposed in the cylinder chamber 31a, and a rotor 34b is disposed in the cylinder chamber 31b. The refrigerant gas sucked into the cylinder chambers 31a and 31b via the suction pipes 37a and 37b connected to the accumulator is compressed by the rotation of the rotors 34a and 34b. The mechanism having the cylinder body 30a as an element is referred to as a first rotary, and the mechanism having the cylinder body 30b as an element is referred to as a second rotary. In addition, the code | symbol part same as FIG. 1 is an element similar to the compressor 1 of FIG.

図示を省略するが、第1ロータリ及び第2ロータリにも、各々ブレード(38)が配設されている。そして、第1ロータリのブレードが下死点にあるとき、第2ロータリのブレード上死点にある。また、第1ロータリのブレードが上死点にあるとき、第2ロータリのブレードは下死点にある。つまり、第1ロータリ及び第2ロータリは、ブレードの位相は180°ずれる。
このように、第1ロータリ及び第2ロータリを備えた圧縮機200について、ずれ角αとトルク変動の関係を求めた。その結果を、図10に示す。図10において、(a)〜(d)は各々、横軸をロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構の回転角βとし、縦軸をトルクTとするグラフであって、(a)はずれ角αを0°、(b)はずれ角αを90°、(c)はずれ角αを180°、(d)はずれ角αを270°としたときの結果を示す。また、図10(a)〜(d)において、一点鎖線(Trot)がロータリ型圧縮機構(ツインロータリ)単独のトルクTを、点線(Tscr)がスクロール型圧縮機構単独のトルクTを、実線がロータリ型圧縮機構のトルクTとスクロール型圧縮機構のトルクTの合計(Ttotal)を示している。
Although not shown, blades (38) are also provided on the first rotary and the second rotary, respectively. When the blade of the first rotary is at the bottom dead center, the blade is at the top dead center of the second rotary. Further, when the blade of the first rotary is at top dead center, the blade of the second rotary is at bottom dead center. That is, the blade phases of the first rotary and the second rotary are shifted by 180 °.
As described above, the relationship between the deviation angle α and the torque fluctuation was determined for the compressor 200 including the first rotary and the second rotary. The result is shown in FIG. 10, (a) to (d) are graphs in which the horizontal axis is the rotation angle β of the rotary compression mechanism and the scroll compression mechanism, and the vertical axis is the torque T, where (a) is the deviation angle α. (B) shows the result when the deviation angle α is 90 °, (c) shows the result when the deviation angle α is 180 °, and (d) shows the result when the deviation angle α is 270 °. In FIGS. 10A to 10D, the alternate long and short dash line (Trot) indicates the torque T of the rotary compression mechanism (twin rotary) alone, the dotted line (Tscr) indicates the torque T of the scroll compression mechanism alone, and the solid line indicates The sum (Ttotal) of the torque T of the rotary compression mechanism and the torque T of the scroll compression mechanism is shown.

図10(a)〜(d)に示されるように、ずれ角αによって、合計トルクの変動量が相違することがわかる。そこで、圧縮機1と同様に、実線で示される合計トルクの最大値TMaxと最小値TMinとの差(トルクMax−Min)を、ずれ角αを0〜360°(−360°)の範囲で求めた。その結果を図11に示す。   As shown in FIGS. 10A to 10D, it can be seen that the variation amount of the total torque differs depending on the deviation angle α. Therefore, similarly to the compressor 1, the difference (torque Max−Min) between the maximum value TMax and the minimum value Tmin of the total torque indicated by the solid line is set so that the deviation angle α is in the range of 0 to 360 ° (−360 °). Asked. The result is shown in FIG.

図11に示すように、ずれ角αが−80°〜−100°又は80〜100°において、トルクMax−Minが小さい。したがって、ツインロータリの場合には、ロータが、下死点に対応する位置から−80°だけ回転する位置〜下死点に対応する位置から−100°だけ回転する位置の範囲内、又は、下死点に対応する位置から80°だけ回転する位置〜下死点に対応する位置から100°だけ回転する位置の範囲内にあるときに、スクロール型圧縮機構の吸入締切りが行われるように、ロータリ型圧縮機構とスクロール型圧縮機構をクランク軸24(25,26)に対して固定する。   As shown in FIG. 11, the torque Max-Min is small when the deviation angle α is −80 ° to −100 ° or 80 to 100 °. Therefore, in the case of the twin rotary, the rotor is within the range from the position where the rotor rotates by −80 ° from the position corresponding to the bottom dead center to the position where the rotor rotates by −100 ° from the position corresponding to the bottom dead center. The rotary compression mechanism is configured so that the suction closing of the scroll type compression mechanism is performed when it is within the range of the position rotated by 80 ° from the position corresponding to the dead center to the position rotated by 100 ° from the position corresponding to the bottom dead center. The mold compression mechanism and the scroll compression mechanism are fixed to the crankshaft 24 (25, 26).

以上、本発明の実施形態を説明したが、本発明はこれに限定されるものでなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更を加えることができる。例えば、低段側圧縮機構3としてロータリ型圧縮機構を適用し、高段側圧縮機構4としてスクロール型圧縮機構を適用したが、この逆にすることができる。   As mentioned above, although embodiment of this invention was described, this invention is not limited to this, A change can be suitably added in the range which does not deviate from the meaning of this invention. For example, a rotary type compression mechanism is applied as the low stage side compression mechanism 3 and a scroll type compression mechanism is applied as the high stage side compression mechanism 4, but this can be reversed.

本発明が適用される圧縮機の構成を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the structure of the compressor to which this invention is applied. 低段側圧縮機構(ロータリ型圧縮機構)の構成を示す平面図である。It is a top view which shows the structure of a low stage side compression mechanism (rotary type compression mechanism). 旋回スクロールが公転旋回運動されて固定スクロールと閉じられた圧縮室を形成したタイミングの、固定スクロールのラップと旋回スクロールのラップの噛合い状態を示す図である。It is a figure which shows the meshing state of the lap | wrap of a fixed scroll, and the wrap of a turning scroll at the timing which the turning scroll revolved and formed the compression chamber closed with the fixed scroll. ブレード下死点とスクロール吸入締切りのずれ角αとトルク変動量の関係を示すグラフである。6 is a graph showing a relationship between a blade bottom dead center, a scroll suction cutoff angle α, and a torque fluctuation amount. ずれ角α(0〜360°(−360°))と合計トルクの最大値TMaxと最小値TMinとの差(トルクMax−Min)との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between deviation angle (alpha) (0-360 degrees (-360 degrees)) and the difference (torque Max-Min) of the maximum value TMax of the total torque, and minimum value TMin. ロータの位置と吸入締切りタイミングの関係を模式的に示す図である。It is a figure which shows typically the relationship between the position of a rotor, and a suction cutoff timing. 容量制御機構を備えた圧縮機のスクロール型圧縮機構近傍を示す図である。It is a figure which shows the scroll-type compression mechanism vicinity of the compressor provided with the capacity | capacitance control mechanism. 容量制御機構を備えた圧縮機のスクロール型圧縮機構における、固定スクロールのラップと旋回スクロールのラップの噛合い状態を示す図である。It is a figure which shows the meshing state of the wrap of a fixed scroll and the wrap of a turning scroll in the scroll type compression mechanism of the compressor provided with the capacity | capacitance control mechanism. ツインロータリ型圧縮機構を示す図である。It is a figure which shows a twin rotary type compression mechanism. ツインロータリ型圧縮機構を備えた場合の、ブレード下死点とスクロール吸入締切りのずれ角αとトルク変動量の関係を示すグラフである。7 is a graph showing the relationship between blade bottom dead center, scroll suction cutoff angle α, and torque fluctuation when a twin rotary compression mechanism is provided. ツインロータリ型圧縮機構を備えた場合の、ずれ角α(0〜360°(−360°))と合計トルクの最大値TMaxと最小値TMinとの差(トルクMax−Min)との関係を示すグラフである。The relationship between the deviation angle α (0 to 360 ° (−360 °)) and the difference between the maximum value TMax and the minimum value Tmin (torque Max−Min) of the total torque when the twin rotary type compression mechanism is provided is shown. It is a graph. ロータリ型圧縮機構のロータの回転角と発生トルクとの関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the rotation angle of the rotor of a rotary type compression mechanism, and generated torque. スクロール型圧縮機構の旋回スクロールの回転角と発生トルクとの関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the rotation angle of the turning scroll of a scroll type compression mechanism, and generated torque.

符号の説明Explanation of symbols

1,100,200…圧縮機、2…密閉ハウジング、21…電動モータ、3…低段側圧縮機構(ロータリ型圧縮機構)、34,34a,34b…ロータ、38…ブレード、4…高段側圧縮機構(スクロール型圧縮機構)、43…固定スクロール、44…旋回スクロール、60…排出ポート   DESCRIPTION OF SYMBOLS 1,100,200 ... Compressor, 2 ... Sealed housing, 21 ... Electric motor, 3 ... Low stage side compression mechanism (rotary type compression mechanism), 34, 34a, 34b ... Rotor, 38 ... Blade, 4 ... High stage side Compression mechanism (scroll-type compression mechanism), 43 ... fixed scroll, 44 ... orbiting scroll, 60 ... discharge port

Claims (3)

密閉ハウジングと、
前記密閉ハウジング内に設けられた低段側圧縮機構及び高段側圧縮機構と、
前記低段側圧縮機構と前記高段側圧縮機構を駆動する電動モータと、を備え、
前記低段側圧縮機構及び前記高段側圧縮機構の一方がロータリ型圧縮機構であり、他方がスクロール型圧縮機構である圧縮機であって、
前記ロータリ型圧縮機構は、ロータと、その先端が前記ロータに接触しつつ前記ロータの回転に伴って上死点及び下死点の間を往復動するブレードとを備え、
前記ロータが、
前記下死点に対応する位置〜前記下死点に対応する位置から90°だけ回転する位置の範囲内にあるときに、
前記スクロール型圧縮機構の吸入締切りが行われることを特徴とする圧縮機。
A sealed housing;
A low-stage compression mechanism and a high-stage compression mechanism provided in the sealed housing;
An electric motor that drives the low-stage compression mechanism and the high-stage compression mechanism,
One of the low-stage compression mechanism and the high-stage compression mechanism is a rotary type compression mechanism, and the other is a compressor that is a scroll type compression mechanism,
The rotary compression mechanism includes a rotor, and a blade that reciprocates between a top dead center and a bottom dead center as the rotor rotates while the tip of the rotary compression mechanism is in contact with the rotor.
The rotor is
When it is within the range of the position corresponding to the bottom dead center to the position rotated by 90 ° from the position corresponding to the bottom dead center,
A compressor characterized in that a suction cutoff of the scroll type compression mechanism is performed.
密閉ハウジングと、
前記密閉ハウジング内に設けられた低段側圧縮機構及び高段側圧縮機構と、
前記低段側圧縮機構と前記高段側圧縮機構を駆動する電動モータと、を備え、
前記低段側圧縮機構及び前記高段側圧縮機構の一方が2気筒のロータリ型圧縮機構であり、他方がスクロール型圧縮機構である圧縮機であって、
前記ロータリ型圧縮機構は、ロータと、その先端が前記ロータに接触しつつ前記ロータの回転に伴って上死点及び下死点の間を往復動するブレードとを備え、
前記ロータが、
前記下死点に対応する位置から−80°だけ回転する位置〜前記下死点に対応する位置から−100°だけ回転する位置の範囲内、
又は、
前記下死点に対応する位置から80°だけ回転する位置〜前記下死点に対応する位置から100°だけ回転する位置の範囲内にあるときに、
前記スクロール型圧縮機構の吸入締切りが行われることを特徴とする圧縮機。
A sealed housing;
A low-stage compression mechanism and a high-stage compression mechanism provided in the sealed housing;
An electric motor that drives the low-stage compression mechanism and the high-stage compression mechanism,
One of the low-stage compression mechanism and the high-stage compression mechanism is a two-cylinder rotary type compression mechanism, and the other is a compressor that is a scroll type compression mechanism,
The rotary compression mechanism includes a rotor, and a blade that reciprocates between a top dead center and a bottom dead center as the rotor rotates while the tip of the rotary compression mechanism is in contact with the rotor.
The rotor is
Within a range from a position rotated by −80 ° from a position corresponding to the bottom dead center to a position rotated by −100 ° from a position corresponding to the bottom dead center,
Or
When it is within a range of a position rotated by 80 ° from a position corresponding to the bottom dead center to a position rotated by 100 ° from a position corresponding to the bottom dead center,
A compressor characterized in that a suction cutoff of the scroll type compression mechanism is performed.
前記低段側圧縮機構が前記ロータリ型圧縮機構で、かつ前記高段側圧縮機構が前記スクロール型圧縮機構で構成され、
前記スクロール型圧縮機構が冷媒ガスの排出ポートを含む容量制御機構を備え、
前記排出ポートが前記スクロール型圧縮機構の旋回スクロールにより閉じられたときを前記吸入締切りとすることを特徴とする請求項1又は2に記載の圧縮機。
The low-stage compression mechanism is the rotary compression mechanism, and the high-stage compression mechanism is the scroll compression mechanism,
The scroll compression mechanism includes a capacity control mechanism including a refrigerant gas discharge port;
3. The compressor according to claim 1, wherein when the discharge port is closed by the orbiting scroll of the scroll type compression mechanism, the suction cutoff is defined.
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