JP2010156244A

JP2010156244A - Compressor and refrigeration device

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Publication number: JP2010156244A
Application number: JP2008334317A
Authority: JP
Inventors: Yoshitaka Shibamoto; 祥孝芝本; Ryuzo Sotojima; 隆造外島
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2008-12-26
Filing date: 2008-12-26
Publication date: 2010-07-15
Anticipated expiration: 2028-12-26
Also published as: JP5338314B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To reduce pressure pulsation accompanying flow rate fluctuation of suction fluid of each compression mechanism of a compressor in which one of a first compression mechanism and a second compression mechanism functions as a low stage side compression mechanism and another function as a high stage side compression mechanism. <P>SOLUTION: The first compression mechanism (41) is composed of a scroll type compression mechanism. The second compression mechanism (42) includes cylinders (72, 92) having annular cylinder chambers (74, 94), annular pistons (70, 90) dividing cylinder chambers (74, 94) into outside compression chambers (75, 95) and inside compression chambers (76, 96), blades (73, 93) dividing the outside compression chambers (75, 95) and the inside compression chambers (76, 96) into first chambers and second chambers respectively, and is composed to compress fluid introduced to the outside compression chambers (75, 95) and the inside compression chambers (76, 96) through one of suction passages (78, 98) by the eccentric rotary motion of the pistons (70, 90) in each compression chambers (75, 76, 95, 96). <P>COPYRIGHT: (C)2010,JPO&INPIT

Description

本発明は、流体の多段圧縮を行う圧縮機及びその圧縮機を備えた冷凍装置に関するものである。 The present invention relates to a compressor that performs multistage compression of a fluid and a refrigeration apparatus including the compressor.

従来より、流体の多段圧縮を行う圧縮機が知られている。この種の圧縮機の一例が、例えば特許文献１に開示されている。 Conventionally, a compressor that performs multistage compression of a fluid is known. An example of this type of compressor is disclosed in Patent Document 1, for example.

具体的に、特許文献１の圧縮機は、低段側圧縮機構と高段側圧縮機構とを備えている。低段側圧縮機構は、ロータリ式の圧縮機構により構成されている。高段側圧縮機構は、ロータリ式圧縮機構又はスクロール式の圧縮機構により構成されている。
特開２００８−１４４６４３号公報 Specifically, the compressor of Patent Document 1 includes a low-stage compression mechanism and a high-stage compression mechanism. The low-stage compression mechanism is constituted by a rotary compression mechanism. The high-stage compression mechanism is constituted by a rotary compression mechanism or a scroll compression mechanism.
JP 2008-144463 A

ところで、ロータリ式の圧縮機構は、圧縮室に吸入される吸入流体の流量が、駆動軸の一回転中にゼロからピーク値の間で変動するので、その吸入流体の流量変動が比較的大きくなる。このため、従来の圧縮機では、ロータリ式の圧縮機構の圧縮室の吸入側に繋がる吸入通路で、吸入流体の流量変動に伴う圧力脈動が比較的大きくなり、その圧力脈動による振動が比較的大きくなっていた。 By the way, in the rotary compression mechanism, the flow rate of the suction fluid sucked into the compression chamber varies between zero and a peak value during one rotation of the drive shaft, so the flow rate variation of the suction fluid becomes relatively large. . For this reason, in the conventional compressor, the pressure pulsation accompanying the flow fluctuation of the suction fluid is relatively large in the suction passage connected to the suction side of the compression chamber of the rotary type compression mechanism, and the vibration due to the pressure pulsation is relatively large. It was.

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、第１圧縮機構及び第２圧縮機構の一方が低段側圧縮機構となって他方が高段側圧縮機構となる圧縮機において、各圧縮機構の吸入流体の流量変動に伴う圧力脈動を低減させることにある。 The present invention has been made in view of this point, and an object thereof is a compressor in which one of the first compression mechanism and the second compression mechanism is a low-stage compression mechanism and the other is a high-stage compression mechanism. Is to reduce the pressure pulsation accompanying the flow rate variation of the suction fluid of each compression mechanism.

第１の発明は、第１圧縮機構（41）及び第２圧縮機構（42）を備え、上記第１圧縮機構（41）及び上記第２圧縮機構（42）の一方が低段側圧縮機構となって、該第１圧縮機構（41）及び該第２圧縮機構（42）の他方が上記低段側圧縮機構で圧縮された冷媒をさらに圧縮する高段側圧縮機構となるように構成されている圧縮機（30）を対象とする。 The first invention includes a first compression mechanism (41) and a second compression mechanism (42), and one of the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) is a low-stage compression mechanism. Thus, the other of the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) is configured as a high-stage compression mechanism that further compresses the refrigerant compressed by the low-stage compression mechanism. Targeted compressor (30).

そして、この圧縮機（30）では、上記第１圧縮機構（41）は、固定スクロール（51）と、該固定スクロール（51）に噛み合わされて固定スクロール（51）と共に圧縮室（53）を形成する可動スクロール（52）とを備え、該可動スクロール（52）が偏心回転運動することによって圧縮室（53）で流体を圧縮するように構成され、上記第２圧縮機構（42）は、環状のシリンダ室（74,94）を有するシリンダ（72,92）と、該シリンダ（72,92）に対して偏心して該シリンダ室（74,94）に収納されてシリンダ室（74,94）を外側圧縮室（75,95）と内側圧縮室（76,96）とに区画する環状のピストン（70,90）と、該シリンダ室（74,94）に配置されて該外側圧縮室（75,95）と該内側圧縮室（76,96）とをそれぞれ第１室と第２室とに区画する区画部材（73,93）とを備え、上記シリンダ（72,92）と上記ピストン（70,90）とが相対的に偏心回転運動することによって、１つの吸入通路（78,98）を通って外側圧縮室（75,95）及び内側圧縮室（76,96）に導入された流体を外側圧縮室（75,95）及び内側圧縮室（76,96）で圧縮するように構成されている。 In the compressor (30), the first compression mechanism (41) is engaged with the fixed scroll (51) and the fixed scroll (51) to form a compression chamber (53) together with the fixed scroll (51). A movable scroll (52) that is configured to compress fluid in the compression chamber (53) when the movable scroll (52) rotates eccentrically, and the second compression mechanism (42) has an annular shape. Cylinder (72,92) having cylinder chamber (74,94), and eccentrically stored in cylinder chamber (74,94) with the cylinder chamber (74,94) outside An annular piston (70,90) partitioned into a compression chamber (75,95) and an inner compression chamber (76,96), and the outer compression chamber (75,95) disposed in the cylinder chamber (74,94) ) And the inner compression chamber (76, 96), respectively, are divided into first and second chambers (73, 93), (72,92) and the piston (70,90) are relatively eccentrically rotated to pass through one suction passage (78,98) through the outer compression chamber (75,95) and the inner compression chamber ( 76, 96) is compressed in the outer compression chamber (75, 95) and the inner compression chamber (76, 96).

第１の発明では、第１圧縮機構（41）がスクロール式の圧縮機構により構成されている。スクロール式の圧縮機構では、固定スクロール（51）のラップの内側面と可動スクロール（52）のラップの外側面との間と、固定スクロール（51）のラップの外側面と可動スクロール（52）のラップの内側面との間とに、それぞれ圧縮室（53a,53b）が形成される。そして、第１圧縮機構（41）では、圧縮室（53a,53b）の容積が回転角に比例して減少するため、吸入流体の流量がゼロになることがなく、連続的に流体の吸入が行われる。なお、ロータリ式の圧縮機構では、圧縮室の容積が回転角に対して余弦関数的に減少するので、連続的に流体の吸入を行うことはできない。一方、第２圧縮機構（42）では、環状のピストン（70,90）によって環状のシリンダ室（74,94）を区画することによって、外側圧縮室（75,95）及び内側圧縮室（76,96）の２つの圧縮室が形成されている。そして、ピストン（70,90）の外周面とシリンダ室（74,94）の外側壁面との接触点と、ピストン（70,90）の内周面とシリンダ室（74,94）の内側壁面との接触点とが、駆動軸（50）の軸心回りに１８０°ずれている。このため、外側圧縮室（75,95）と内側圧縮室（76,96）とでは、流体を圧縮する動作の状態の位相が１８０°ずれている。従って、第２圧縮機構（42）では、吸入流体の流量がゼロになることがなく、連続的に流体の吸入が行われる。 In the first invention, the first compression mechanism (41) is a scroll-type compression mechanism. In the scroll-type compression mechanism, between the inner surface of the wrap of the fixed scroll (51) and the outer surface of the wrap of the movable scroll (52), and between the outer surface of the wrap of the fixed scroll (51) and the movable scroll (52) Compression chambers (53a, 53b) are formed between the inner surfaces of the wraps. In the first compression mechanism (41), since the volume of the compression chamber (53a, 53b) decreases in proportion to the rotation angle, the flow rate of the suction fluid does not become zero, and the fluid suction is continuously performed. Done. In the rotary type compression mechanism, the volume of the compression chamber decreases in a cosine function with respect to the rotation angle, so that the fluid cannot be continuously sucked. On the other hand, in the second compression mechanism (42), the annular cylinder chamber (74, 94) is partitioned by the annular piston (70, 90), thereby the outer compression chamber (75, 95) and the inner compression chamber (76, 94). 96) are formed. The contact point between the outer peripheral surface of the piston (70,90) and the outer wall surface of the cylinder chamber (74,94), the inner peripheral surface of the piston (70,90) and the inner wall surface of the cylinder chamber (74,94) The contact point is shifted by 180 ° around the axis of the drive shaft (50). For this reason, the phase of the operation | movement state which compresses a fluid has shifted | deviated 180 degrees in an outer side compression chamber (75,95) and an inner side compression chamber (76,96). Therefore, in the second compression mechanism (42), the flow rate of the suction fluid does not become zero, and the fluid is continuously sucked.

第２の発明は、上記第１の発明において、上記第２圧縮機構（42）では、上記外側圧縮室（75,95）の外側吐出ポート（79,99）及び上記内側圧縮室（76,96）の内側吐出ポート（80,100）のそれぞれに、吐出弁（82,83,102,103）が設けられる一方、上記第１圧縮機構（41）が低段側圧縮機構となって上記第２圧縮機構（42）が高段側圧縮機構となるように構成されている。 According to a second invention, in the first invention, the second compression mechanism (42) includes an outer discharge port (79,99) of the outer compression chamber (75,95) and an inner compression chamber (76,96). ) Are provided with discharge valves (82, 83, 102, 103), respectively, while the first compression mechanism (41) becomes a low-stage compression mechanism and the second compression mechanism (42) It is comprised so that it may become a high stage side compression mechanism.

第２の発明では、スクロール式の圧縮機構により構成されている第１圧縮機構（41）が低段側圧縮機構となって、環状のピストン（70,90）によって環状のシリンダ室（74,94）を区画することによって外側圧縮室（75,95）及び内側圧縮室（76,96）の２つの圧縮室が形成されている第２圧縮機構（42）が高段側圧縮機構になっている。ここで、第１圧縮機構（41）では、吸入行程の終了時点の圧縮室（53）の容積（以下、「吸入容積」という。）に対する、吐出行程の開始時点の圧縮室（53）の容積（以下、「吐出容積」という。）の比率が一定である。一方、第２圧縮機構（42）は、各吐出ポート（79,80,99,100）に吐出弁（82,83,102,103）が設けられているので、圧縮室（75,76,95,96）の内圧が吐出ポート（79,80,99,100）の外側の圧力を上回ると吐出行程が開始される。このため、吸入容積に対する吐出容積の比率が、圧縮室（75,76,95,96）の吐出側の圧力に応じて変化する。この第２の発明では、吸入容積に対する吐出容積の比率が一定の第１圧縮機構（41）が低段側圧縮機構となって、吸入容積に対する吐出容積の比率が吐出ポート（79,80,99,100）の外側の圧力に応じて変化する第２圧縮機構（42）が高段側圧縮機構となっている。 In the second invention, the first compression mechanism (41) constituted by the scroll type compression mechanism is a low-stage compression mechanism, and the annular cylinder chamber (74,94) is formed by the annular piston (70,90). The second compression mechanism (42) in which the two compression chambers of the outer compression chamber (75,95) and the inner compression chamber (76,96) are formed is a high-stage compression mechanism. . Here, in the first compression mechanism (41), the volume of the compression chamber (53) at the start of the discharge stroke with respect to the volume of the compression chamber (53) at the end of the suction stroke (hereinafter referred to as “suction volume”). (Hereinafter referred to as “discharge volume”) is constant. On the other hand, since the second compression mechanism (42) is provided with a discharge valve (82, 83, 102, 103) at each discharge port (79, 80, 99, 100), the internal pressure of the compression chamber (75, 76, 95, 96) is reduced. When the pressure outside the discharge port (79, 80, 99, 100) is exceeded, the discharge stroke is started. For this reason, the ratio of the discharge volume to the suction volume changes according to the pressure on the discharge side of the compression chamber (75, 76, 95, 96). In the second aspect of the invention, the first compression mechanism (41) having a constant ratio of the discharge volume to the suction volume is a low-stage compression mechanism, and the ratio of the discharge volume to the suction volume is the discharge port (79, 80, 99, 100). The second compression mechanism (42) that changes in accordance with the pressure outside the) is a high-stage compression mechanism.

第３の発明は、上記第１又は第２の発明において、上記第２圧縮機構（42）は、第１圧縮部（43）及び第２圧縮部（44）を備え、上記各圧縮部（43,44）が、上記シリンダ（72,92）と上記ピストン（70,90）と上記区画部材（73,93）とを備え、該シリンダ（72,92）と該ピストン（70,90）とが相対的に偏心回転運動することによって、１つの吸入通路（78,98）を通って外側圧縮室（75,95）及び内側圧縮室（76,96）に導入された流体を外側圧縮室（75,95）及び内側圧縮室（76,96）で圧縮する。 According to a third invention, in the first or second invention, the second compression mechanism (42) includes a first compression unit (43) and a second compression unit (44), and the compression units (43 44) includes the cylinder (72,92), the piston (70,90), and the partition member (73,93), and the cylinder (72,92) and the piston (70,90) The fluid introduced into the outer compression chamber (75, 95) and the inner compression chamber (76, 96) through one suction passage (78, 98) by the relatively eccentric rotational movement causes the outer compression chamber (75, 75). , 95) and the inner compression chamber (76,96).

第３の発明では、第２圧縮機構（42）が、第１圧縮部（43）及び第２圧縮部（44）を備えている。第１圧縮部（43）及び第２圧縮部（44）は、共に、シリンダ（72,92）とピストン（70,90）と区画部材（73,93）とを備え、シリンダ（72,92）とピストン（70,90）とが相対的に偏心回転運動することによって、１つの吸入通路（78,98）を通って外側圧縮室（75,95）及び内側圧縮室（76,96）に導入された流体を外側圧縮室（75,95）及び内側圧縮室（76,96）で圧縮する。つまり、第１圧縮部（43）及び第２圧縮部（44）では、共に、吸入流体の流量がゼロになることがなく、連続的に流体の吸入が行われる。 In 3rd invention, the 2nd compression mechanism (42) is provided with the 1st compression part (43) and the 2nd compression part (44). Both the first compression part (43) and the second compression part (44) include a cylinder (72,92), a piston (70,90), and a partition member (73,93), and the cylinder (72,92) And the piston (70,90) are relatively eccentrically rotated to be introduced into the outer compression chamber (75,95) and the inner compression chamber (76,96) through one suction passage (78,98). The compressed fluid is compressed in the outer compression chamber (75, 95) and the inner compression chamber (76, 96). That is, in the first compression unit (43) and the second compression unit (44), the flow rate of the suction fluid does not become zero, and the fluid is continuously sucked.

第４の発明は、第１乃至第３の発明の何れか１つにおいて、上記第１圧縮機構（41）では、上記固定スクロール（51）の固定側ラップ（51a）の外周側端部が上記可動スクロール（52）の可動側ラップ（52a）の外周側端部付近に位置している。 According to a fourth invention, in any one of the first to third inventions, in the first compression mechanism (41), the outer peripheral side end portion of the fixed side wrap (51a) of the fixed scroll (51) is the above. The movable scroll (52) is positioned near the outer peripheral end of the movable wrap (52a).

第４の発明では、固定側ラップ（51a）の外周側端部が、可動側ラップ（52a）の外周側端部付近に位置している。つまり、第１圧縮機構（41）は、非対称渦巻き構造のスクロール式の圧縮機構により構成されている。第１圧縮機構（41）では、固定側ラップ（51a）の内側面と可動側ラップ（52a）の外側面との間の圧縮室（53a）（以下、「第１圧縮室（53a）」という。）と、固定側ラップ（51a）の外側面と可動側ラップ（52a）の内側面との間の圧縮室（53b）（以下、「第２圧縮室（53b）」という。）との両方に、可動側ラップ（52a）の外周側端部の近傍から流体が流入する。つまり、第１圧縮室（53a）と第２圧縮室（53b）には、ほぼ同じ位置から流体が流入する。 In 4th invention, the outer peripheral side edge part of the fixed side wrap (51a) is located in the outer peripheral side edge part vicinity of a movable side wrap (52a). That is, the first compression mechanism (41) is a scroll-type compression mechanism having an asymmetric spiral structure. In the first compression mechanism (41), a compression chamber (53a) between the inner surface of the fixed wrap (51a) and the outer surface of the movable wrap (52a) (hereinafter referred to as “first compression chamber (53a)”). .) And a compression chamber (53b) between the outer side surface of the fixed side wrap (51a) and the inner side surface of the movable side wrap (52a) (hereinafter referred to as “second compression chamber (53b)”). In addition, the fluid flows from the vicinity of the outer peripheral end of the movable wrap (52a). That is, the fluid flows into the first compression chamber (53a) and the second compression chamber (53b) from substantially the same position.

第５の発明は、第３の発明の圧縮機（30）が接続された冷媒回路（11）を備え、上記圧縮機（30）では、上記第１圧縮機構（41）及び上記第２圧縮機構（42）が１本の駆動軸（50）で機械的に連結されている冷凍装置（10）を対象とする。そして、この冷凍装置（10）は、上記低段側圧縮機構の吸入容積に対する上記高段側圧縮機構の吸入容積の比率を変更する容積比変更手段（60）を備えている。 5th invention is equipped with the refrigerant circuit (11) to which the compressor (30) of 3rd invention was connected, and the said compressor (30) WHEREIN: The said 1st compression mechanism (41) and the said 2nd compression mechanism The refrigeration apparatus (10) in which (42) is mechanically connected by one drive shaft (50) is an object. The refrigeration apparatus (10) includes volume ratio changing means (60) that changes the ratio of the suction volume of the high-stage compression mechanism to the suction volume of the low-stage compression mechanism.

第５の発明では、容積比変更手段（60）が、低段側圧縮機構の吸入容積と高段側圧縮機構の吸入容積との比率（以下、「吸入容積比」という。）を調節する。また、この第５の発明では、第１圧縮機構（41）及び第２圧縮機構（42）が、１本の駆動軸（50）で機械的に連結されている。このため、第１圧縮機構（41）と第２圧縮機構（42）の回転速度が等しいため、第１圧縮機構（41）の回転速度に対する第２圧縮機構（42）の回転速度を調節することによって、吸入容積比を調節することはできない。 In the fifth invention, the volume ratio changing means (60) adjusts the ratio between the suction volume of the low-stage compression mechanism and the suction volume of the high-stage compression mechanism (hereinafter referred to as “suction volume ratio”). In the fifth aspect of the invention, the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) are mechanically connected by a single drive shaft (50). For this reason, since the rotational speeds of the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) are equal, the rotational speed of the second compression mechanism (42) is adjusted with respect to the rotational speed of the first compression mechanism (41). The suction volume ratio cannot be adjusted.

第６の発明は、第３の発明の圧縮機（30）が接続された冷媒回路（11）を備え、上記圧縮機（30）では、上記第１圧縮機構（41）及び上記第２圧縮機構（42）が１本の駆動軸（50）で機械的に連結されている冷凍装置（10）を対象とする。そして、この冷凍装置（10）は、上記冷媒回路（11）では、上記第１圧縮部（43）と上記第２圧縮部（44）とが互いに直列に接続される一方、上記圧縮機（30）において低圧から高圧まで昇圧させる途中の冷媒を冷却する冷却手段（61）と、上記冷却手段（61）によって上記第１圧縮機構（41）と上記第２圧縮機構（42）との間を流れる冷媒を冷却する第１冷却状態と、該冷却手段（61）によって上記第１圧縮部（43）と上記第２圧縮部（44）との間を流れる冷媒を冷却する第２冷却状態とに切り換える冷却切換手段（62）とを備えている。 A sixth invention includes a refrigerant circuit (11) to which the compressor (30) of the third invention is connected, and the compressor (30) includes the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism. The refrigeration apparatus (10) in which (42) is mechanically connected by one drive shaft (50) is an object. In the refrigeration apparatus (10), in the refrigerant circuit (11), the first compressor (43) and the second compressor (44) are connected in series to each other, while the compressor (30 ), The cooling means (61) that cools the refrigerant that is being increased from low pressure to high pressure, and the cooling means (61) flows between the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42). Switching between the first cooling state for cooling the refrigerant and the second cooling state for cooling the refrigerant flowing between the first compression portion (43) and the second compression portion (44) by the cooling means (61). Cooling switching means (62).

第６の発明では、冷却切換手段（62）が、冷却手段（61）によって第１圧縮機構（41）と第２圧縮機構（42）の間を流れる冷媒の温度を低下させる第１冷却状態と、冷却手段（61）によって第２圧縮機構（42）における圧縮部（43,44）間を流れる冷媒の温度を低下させる第２冷却状態とを切り換える。 In the sixth invention, the cooling switching means (62) is in a first cooling state in which the temperature of the refrigerant flowing between the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) is lowered by the cooling means (61). Then, the cooling means (61) switches between the second cooling state in which the temperature of the refrigerant flowing between the compression portions (43, 44) in the second compression mechanism (42) is lowered.

第７の発明は、第１乃至第４の発明の何れか１つの圧縮機（30）が接続された冷媒回路（11）を備えた冷凍装置（10）を対象とする。そして、この冷凍装置（10）の上記冷媒回路（11）には、冷媒として二酸化炭素が充填されている。 7th invention makes object refrigeration apparatus (10) provided with the refrigerant circuit (11) to which any one compressor (30) of 1st thru | or 4th invention was connected. The refrigerant circuit (11) of the refrigeration apparatus (10) is filled with carbon dioxide as a refrigerant.

第７の発明では、圧縮機（30）で圧縮される冷媒が二酸化炭素である。ここで、二酸化炭素は、作動圧力が高く、ガス密度が小さい。このため、圧力脈動が大きくなりやすい。この第７の発明では、圧力脈動が大きくなりやすい二酸化炭素を圧縮する圧縮機（30）の第１圧縮機構（41）及び第２圧縮機構（42）が、連続的に冷媒の吸入を行うように構成されている。 In the seventh invention, the refrigerant compressed by the compressor (30) is carbon dioxide. Here, carbon dioxide has a high operating pressure and a low gas density. For this reason, pressure pulsation tends to increase. In the seventh aspect of the invention, the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) of the compressor (30) that compresses carbon dioxide, which tends to have large pressure pulsations, continuously suck in the refrigerant. It is configured.

本発明では、第１圧縮機構（41）及び第２圧縮機構（42）が、吸入流体の流量がゼロになることがなく、連続的に流体の吸入を行うように構成されている。このため、吸入流体の流量がゼロになるタイミングがあるロータリ式の圧縮機構を用いた従来の圧縮機（30）に比べて、各圧縮機構（41,42）における吸入流体の流量変動が緩和される。従って、吸入流体の流量変動が原因で生じる圧力脈動、及びその圧力脈動によって生じる振動を抑制することができる。 In the present invention, the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) are configured to continuously inhale fluid without the flow rate of the suction fluid becoming zero. For this reason, compared with the conventional compressor (30) using the rotary type compression mechanism in which the flow rate of the suction fluid becomes zero, fluctuations in the flow rate of the suction fluid in each compression mechanism (41, 42) are alleviated. The Therefore, it is possible to suppress pressure pulsation caused by fluctuations in the flow rate of the suction fluid and vibration caused by the pressure pulsation.

また、第２圧縮機構（42）では、外側圧縮室（75,95）の容積変化の位相と内側圧縮室（76,96）の容積変化の位相とが１８０°ずれている。つまり、外側圧縮室（75,95）の圧力変動の位相と内側圧縮室（76,96）の圧力変動の位相とがずれている。このため、第２圧縮機構（42）を駆動するときのトルク変動幅（最大トルクと最小トルクの差）が、圧縮室が１つだけのロータリ式の圧縮機構に比べて、小さくなる。従って、第２圧縮機構（42）のトルク変動が低減されることによっても、振動を抑制することができる。 In the second compression mechanism (42), the phase of volume change of the outer compression chamber (75, 95) and the phase of volume change of the inner compression chamber (76, 96) are shifted by 180 °. That is, the phase of pressure fluctuation in the outer compression chamber (75, 95) and the phase of pressure fluctuation in the inner compression chamber (76, 96) are shifted. For this reason, the torque fluctuation range (difference between the maximum torque and the minimum torque) when driving the second compression mechanism (42) is smaller than that of the rotary compression mechanism having only one compression chamber. Therefore, vibration can be suppressed also by reducing the torque fluctuation of the second compression mechanism (42).

また、上記第２の発明では、吸入容積に対する吐出容積の比率が一定の第１圧縮機構（41）が低段側圧縮機構となって、吸入容積に対する吐出容積の比率が吐出ポート（79,80,99,100）の外側の圧力に応じて変化する第２圧縮機構（42）が高段側圧縮機構となっている。ここで、吸入容積に対する吐出容積の比率が一定の第１圧縮機構（41）が高段側圧縮機構になっている場合は、システムの高圧圧力の変動に伴って生じる過圧縮損失や逆流損失が比較的大きくなる。これに対して、この第２の発明では、吸入容積に対する吐出容積の比率が吐出ポート（79,80,99,100）の外側の圧力に応じて変化する第２圧縮機構（42）が高段側圧縮機構になっているので、システムの高圧圧力が変動しても、吐出容積が変動することで、過圧縮損失や逆流損失が緩和される。また、低段側圧縮機構となる第１圧縮機構（41）の吐出容積に応じて、高段側圧縮機構となる第２圧縮機構（42）の吸入容積を適切に設計することで、第１圧縮機構（41）で生じる過圧縮損失や逆流損失を抑制することも可能である。従って、低段側圧縮機構及び高段側圧縮機構の両方で過圧縮損失や逆流損失が小さくなる圧縮機（30）を実現することが可能になる。 In the second aspect, the first compression mechanism (41) having a constant ratio of the discharge volume to the suction volume is a low-stage compression mechanism, and the ratio of the discharge volume to the suction volume is the discharge port (79, 80). , 99, 100), the second compression mechanism (42) that changes in accordance with the pressure outside is a high-stage compression mechanism. Here, when the first compression mechanism (41) having a constant ratio of the discharge volume to the suction volume is a high-stage compression mechanism, an overcompression loss and a backflow loss caused by a change in the high pressure of the system are not detected. It becomes relatively large. On the other hand, in the second invention, the second compression mechanism (42) in which the ratio of the discharge volume to the suction volume changes according to the pressure outside the discharge port (79, 80, 99, 100) is the high-stage compression. Since it is a mechanism, even if the high pressure of the system fluctuates, the overcompression loss and the backflow loss are alleviated by the fluctuation of the discharge volume. Further, by appropriately designing the suction volume of the second compression mechanism (42) serving as the high-stage compression mechanism according to the discharge volume of the first compression mechanism (41) serving as the low-stage compression mechanism, the first It is also possible to suppress over-compression loss and backflow loss that occur in the compression mechanism (41). Therefore, it is possible to realize the compressor (30) in which the overcompression loss and the backflow loss are reduced in both the low stage side compression mechanism and the high stage side compression mechanism.

また、上記第３の発明では、第２圧縮機構（42）が、それぞれが連続的に流体の吸入を行う第１圧縮部（43）及び第２圧縮部（44）を備えている。このため、多気筒で低振動の圧縮機（30）を実現することができる。 In the third aspect of the invention, the second compression mechanism (42) includes the first compression section (43) and the second compression section (44), each of which continuously sucks fluid. For this reason, a multi-cylinder, low-vibration compressor (30) can be realized.

また、上記第４の発明では、第１圧縮機構（41）が非対称渦巻き構造のスクロール式の圧縮機構により構成されているので、第１圧縮機構（41）において、第１圧縮室（53a）と第２圧縮室（53b）には、ほぼ同じ位置から流体が流入する。ところで、圧縮機構に２つの圧縮室がある場合は、一方の圧縮室の吸入流体の流量が最小値になるタイミングと他方の圧縮室の吸入流体の流量が最大値になるタイミングとが一致すれば、吸入流体の流量変動が互いに相殺し合い、圧縮機構の吸入流体の流量変動が大きく緩和される。ところが、第１圧縮機構（41）が対称渦巻き構造のスクロール式の圧縮機構により構成されている場合は、第２圧縮室（53b）には可動側ラップ（52a）の外周側端部の近傍から流体が流入するが、第１圧縮室（53a）には可動側ラップ（52a）の外周側端部の近傍から流体が流入しない。可動側ラップ（52a）の外側面の外側において、可動側ラップ（52a）の外周側端部と、その外周側端部から渦巻きに沿って半周程度内周側へ移動した位置との間を流体が流通した後に、第１圧縮室（53a）に流体が流入する。このため、一方の圧縮室の吸入流体の流量が最小値になるタイミングと、他方の圧縮室の吸入流体の流量が最大値になるタイミングとのずれが大きくなり、圧縮機構の吸入流体の流量変動が緩和される度合いが小さくなる。これに対して、この第４の発明では、第１圧縮室（53a）と第２圧縮室（53b）には、ほぼ同じ位置から流体が流入するので、一方の圧縮室（53a,53b）の吸入流体の流量が最小値になるタイミングと他方の圧縮室（53a,53b）の吸入流体の流量が最大値になるタイミングとがほぼ一致する。このため、第１圧縮機構（41）の吸入流体の流量変動が緩和される度合いが大きくなるので、吸入流体の流量変動が原因で生じる圧力脈動、及びその圧力脈動によって生じる振動を効果的に抑制することができる。 In the fourth aspect of the invention, since the first compression mechanism (41) is constituted by a scroll-type compression mechanism having an asymmetric spiral structure, in the first compression mechanism (41), the first compression chamber (53a) and The fluid flows into the second compression chamber (53b) from substantially the same position. By the way, if the compression mechanism has two compression chambers, the timing at which the flow rate of the suction fluid in one compression chamber becomes the minimum value coincides with the timing at which the flow rate of the suction fluid in the other compression chamber becomes the maximum value. The fluctuations in the flow rate of the suction fluid cancel each other, and the fluctuations in the flow rate of the suction fluid in the compression mechanism are greatly reduced. However, when the first compression mechanism (41) is constituted by a scroll-type compression mechanism having a symmetric spiral structure, the second compression chamber (53b) can be moved from the vicinity of the outer peripheral end of the movable wrap (52a). Although the fluid flows in, the fluid does not flow into the first compression chamber (53a) from the vicinity of the outer peripheral end of the movable wrap (52a). On the outside of the outer side surface of the movable side wrap (52a), fluid flows between the outer peripheral side end portion of the movable side wrap (52a) and a position moved from the outer peripheral side end portion to the inner peripheral side about a half circumference along the spiral. Flows into the first compression chamber (53a). For this reason, there is a large difference between the timing at which the flow rate of the suction fluid in one compression chamber becomes the minimum value and the timing at which the flow rate of the suction fluid in the other compression chamber becomes the maximum value. Is lessened. In contrast, in the fourth aspect of the invention, the fluid flows into the first compression chamber (53a) and the second compression chamber (53b) from substantially the same position, so that one of the compression chambers (53a, 53b) The timing at which the flow rate of the suction fluid becomes the minimum value and the timing at which the flow rate of the suction fluid in the other compression chamber (53a, 53b) becomes the maximum value substantially coincide. For this reason, since the degree to which the flow rate fluctuation of the suction fluid of the first compression mechanism (41) is relaxed increases, the pressure pulsation caused by the flow rate fluctuation of the suction fluid and the vibration caused by the pressure pulsation are effectively suppressed. can do.

また、上記第５の発明では、第１圧縮機構（41）及び第２圧縮機構（42）が１本の駆動軸（50）で機械的に連結されているが、容積比変更手段（60）によって吸入容積比を調節することが可能である。ここで、圧縮機（30）で多段圧縮が行われる冷凍サイクルでは、第１圧縮機構（41）と第２圧縮機構（42）との間の冷媒の圧力（以下、「中間圧力」という。）が変化すると、成績係数（ＣＯＰ）が変化するため、運転条件等に応じて中間圧力を最適に制御することが望ましい。しかし、従来の圧縮機では、吸入容積比は一定であり、中間圧力を調節することができなかった。これに対して、この第５の発明では、容積比変更手段（60）によって吸入容積比を調節することで、中間圧力を調節することができる。従って、運転条件等に応じて中間圧力を最適な値に近づけることが可能になるので、運転効率の向上を図ることができる。 In the fifth aspect of the invention, the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) are mechanically connected by a single drive shaft (50), but the volume ratio changing means (60) It is possible to adjust the suction volume ratio. Here, in the refrigeration cycle in which multi-stage compression is performed by the compressor (30), the refrigerant pressure between the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) (hereinafter referred to as "intermediate pressure"). Since the coefficient of performance (COP) changes when the value changes, it is desirable to optimally control the intermediate pressure according to the operating conditions and the like. However, in the conventional compressor, the suction volume ratio is constant and the intermediate pressure cannot be adjusted. On the other hand, in the fifth invention, the intermediate pressure can be adjusted by adjusting the suction volume ratio by the volume ratio changing means (60). Therefore, the intermediate pressure can be brought close to the optimum value according to the operating conditions and the like, so that the operating efficiency can be improved.

また、上記第６の発明では、冷却手段（61）によって第１圧縮機構（41）と第２圧縮機構（42）の間を流れる冷媒の温度を低下させる第１冷却状態と、冷却手段（61）によって第２圧縮機構（42）における圧縮部（43,44）間を流れる冷媒の温度を低下させる第２冷却状態とが切り換えられる。ここで、冷却手段（61）として例えばガスインジェクション回路を用いる場合は、低段側圧縮機構、高段側圧縮機構ともに吸入体積は変わらないのに、ガスインジェクション回路から流入する冷媒が加わるので、中間圧力が上昇する。また、冷却手段（61）として例えば中間冷却器を用いる場合は、高段側圧縮機構に吸入される流体の密度が高くなるので、中間圧力は低下する。何れの場合においても、中間圧力が変化する。つまり、冷却切換手段（62）によって第１冷却状態と第２冷却状態とに切り換えられると、中間圧力が変化する。従って、運転条件等に応じて中間圧力を最適な値に近づけることが可能になるので、運転効率の向上を図ることができる。 In the sixth invention, the cooling means (61) reduces the temperature of the refrigerant flowing between the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42), and the cooling means (61). ) Is switched to the second cooling state in which the temperature of the refrigerant flowing between the compression portions (43, 44) in the second compression mechanism (42) is lowered. Here, for example, when a gas injection circuit is used as the cooling means (61), since the suction volume does not change in both the low-stage compression mechanism and the high-stage compression mechanism, the refrigerant flowing from the gas injection circuit is added. Pressure increases. Further, when an intermediate cooler is used as the cooling means (61), for example, the density of the fluid sucked into the high-stage compression mechanism increases, so the intermediate pressure decreases. In either case, the intermediate pressure changes. That is, when the cooling switching means (62) switches between the first cooling state and the second cooling state, the intermediate pressure changes. Therefore, the intermediate pressure can be brought close to the optimum value according to the operating conditions and the like, so that the operating efficiency can be improved.

また、上記第７の発明では、圧力脈動が大きくなりやすい二酸化炭素を圧縮する圧縮機（30）の第１圧縮機構（41）及び第２圧縮機構（42）が、連続的に冷媒の吸入を行うように構成されている。このため、圧力脈動及び圧力脈動による振動の抑制効果として、大きな効果を得ることできる。 In the seventh aspect of the invention, the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) of the compressor (30) that compresses carbon dioxide, which tends to increase pressure pulsation, continuously suck in the refrigerant. Configured to do. For this reason, a big effect can be acquired as a suppression effect of vibration by pressure pulsation and pressure pulsation.

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

《発明の実施形態１》
本発明の実施形態１について説明する。実施形態１は、本発明に係る圧縮機（30）を備えた冷凍装置（10）である。以下では、先ず冷凍装置（10）について説明し、次に圧縮機（30）について説明する。 Embodiment 1 of the Invention
A first embodiment of the present invention will be described. Embodiment 1 is a refrigeration apparatus (10) provided with a compressor (30) according to the present invention. Hereinafter, the refrigeration apparatus (10) will be described first, and then the compressor (30) will be described.

〈空気調和装置の全体構成〉
図１に示すように、本実施形態１の冷凍装置（10）は、冷房運転と暖房運転を行う空気調和装置により構成されている。冷凍装置（10）は、冷凍サイクルを行う冷媒回路（11）を備えている。冷媒回路（11）には、冷媒として二酸化炭素が充填されている。また、冷媒回路（11）には、圧縮機（30）、四路切換弁（12）、室外熱交換器（14）、室内熱交換器（15）、第１膨張弁（16）、第２膨張弁（17）及び気液分離器（18）が接続されている。 <Overall configuration of air conditioner>
As shown in FIG. 1, the refrigeration apparatus (10) of the first embodiment is configured by an air conditioner that performs cooling operation and heating operation. The refrigeration apparatus (10) includes a refrigerant circuit (11) that performs a refrigeration cycle. The refrigerant circuit (11) is filled with carbon dioxide as a refrigerant. The refrigerant circuit (11) includes a compressor (30), a four-way switching valve (12), an outdoor heat exchanger (14), an indoor heat exchanger (15), a first expansion valve (16), a second An expansion valve (17) and a gas-liquid separator (18) are connected.

圧縮機（30）は、密閉容器状のケーシング（40）を備えている。ケーシング（40）内には、第１圧縮機構（41）と第２圧縮機構（42）と電動機（47）とが収容されている。また、ケーシング（40）には、低段吸入管（31）、低段吐出管（32）、第１高段吸入管（33）、第２高段吸入管（34）、連絡吐出管（35）、連絡吸入管（36）、及び高段吐出管（37）が接続されている。 The compressor (30) includes a sealed container-like casing (40). A first compression mechanism (41), a second compression mechanism (42), and an electric motor (47) are accommodated in the casing (40). The casing (40) includes a low-stage suction pipe (31), a low-stage discharge pipe (32), a first high-stage suction pipe (33), a second high-stage suction pipe (34), a communication discharge pipe (35 ), A communication suction pipe (36), and a high-stage discharge pipe (37).

低段吸入管（31）は、一端が四路切換弁（12）の第３ポート（P3）に接続され、他端が第１圧縮機構（41）の吸入側に接続されている。低段吐出管（32）は、一端が第１圧縮機構（41）の吐出側に接続され、他端が第１高段吸入管（33）と第２高段吸入管（34）に分岐している。第１高段吸入管（33）は、第２圧縮機構（42）の第１圧縮部（43）の吸入側に接続され、第２高段吸入管（34）は、第２圧縮機構（42）の第２圧縮部（44）の吸入側に接続されている。第２高段吸入管（34）には、開閉自在の第１電磁弁（21）が設けられている。連絡吐出管（35）は、一端が第１圧縮部（43）の吐出側に接続され、他端が第２高段吸入管（34）における第１電磁弁（21）と第２圧縮部（44）の吸入側との間に接続されている。連絡吐出管（35）には、開閉自在の第２電磁弁（22）が設けられている。連絡吸入管（36）は、一端が連絡吐出管（35）における第１圧縮部（43）の吐出側と第２電磁弁（22）との間に接続され、他端がケーシング（40）内における第２圧縮機構（42）と電動機（47）との間の第１空間（45）に開口している。高段吐出管（37）は、一端がケーシング（40）内における第１圧縮機構（41）と電動機（47）との間の第２空間（46）に開口し、他端が四路切換弁（12）の第１ポート（P1）に接続されている。なお、圧縮機（30）のケーシング（40）の内部の詳細については後述する。 The low stage suction pipe (31) has one end connected to the third port (P3) of the four-way switching valve (12) and the other end connected to the suction side of the first compression mechanism (41). The low stage discharge pipe (32) has one end connected to the discharge side of the first compression mechanism (41) and the other end branched to the first high stage suction pipe (33) and the second high stage suction pipe (34). ing. The first higher stage suction pipe (33) is connected to the suction side of the first compression section (43) of the second compression mechanism (42), and the second higher stage suction pipe (34) is connected to the second compression mechanism (42). ) Of the second compression section (44). The second high-stage suction pipe (34) is provided with a first electromagnetic valve (21) that can be freely opened and closed. The communication discharge pipe (35) has one end connected to the discharge side of the first compression section (43) and the other end connected to the first electromagnetic valve (21) and the second compression section (second compression stage (34)). 44) connected to the suction side. The communication discharge pipe (35) is provided with a second electromagnetic valve (22) that can be freely opened and closed. The communication suction pipe (36) has one end connected between the discharge side of the first compression section (43) in the communication discharge pipe (35) and the second electromagnetic valve (22), and the other end in the casing (40). In the first space (45) between the second compression mechanism (42) and the electric motor (47). One end of the high-stage discharge pipe (37) opens into the second space (46) between the first compression mechanism (41) and the electric motor (47) in the casing (40), and the other end is a four-way switching valve. It is connected to the first port (P1) of (12). Details of the inside of the casing (40) of the compressor (30) will be described later.

室外熱交換器（14）は、クロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器により構成されている。室外熱交換器（14）の近傍には、室外ファン（24）が配置されている。室外熱交換器（14）では、室外ファン（24）によって送られる室外空気と冷媒との間で熱交換が行われる。室外熱交換器（14）の一端から延びる冷媒配管は、四路切換弁（12）の第２ポート（P2）に接続されている。室外熱交換器（14）の他端から延びる冷媒配管は、気液分離器（18）内の底部に開口している。この冷媒配管には、開度可変の電子膨張弁により構成された第１膨張弁（16）が設けられている。 The outdoor heat exchanger (14) is a cross-fin type fin-and-tube heat exchanger. An outdoor fan (24) is disposed in the vicinity of the outdoor heat exchanger (14). In the outdoor heat exchanger (14), heat is exchanged between the outdoor air sent by the outdoor fan (24) and the refrigerant. A refrigerant pipe extending from one end of the outdoor heat exchanger (14) is connected to the second port (P2) of the four-way switching valve (12). A refrigerant pipe extending from the other end of the outdoor heat exchanger (14) opens at the bottom of the gas-liquid separator (18). The refrigerant pipe is provided with a first expansion valve (16) constituted by an electronic expansion valve having a variable opening.

室内熱交換器（15）は、クロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器により構成されている。室内熱交換器（15）の近傍には、室内ファン（25）が配置されている。室内熱交換器（15）では、室内ファン（25）によって送られる室内空気と冷媒との間で熱交換が行われる。室内熱交換器（15）の一端から延びる冷媒配管は、四路切換弁（12）の第４ポート（P4）に接続されている。室内熱交換器（15）の他端から延びる冷媒配管は、気液分離器（18）内の底部に開口している。この冷媒配管には、開度可変の電子膨張弁により構成された第２膨張弁（17）が設けられている。 The indoor heat exchanger (15) is a cross-fin type fin-and-tube heat exchanger. An indoor fan (25) is disposed in the vicinity of the indoor heat exchanger (15). In the indoor heat exchanger (15), heat is exchanged between the indoor air sent by the indoor fan (25) and the refrigerant. A refrigerant pipe extending from one end of the indoor heat exchanger (15) is connected to the fourth port (P4) of the four-way switching valve (12). A refrigerant pipe extending from the other end of the indoor heat exchanger (15) opens at the bottom of the gas-liquid separator (18). The refrigerant pipe is provided with a second expansion valve (17) constituted by an electronic expansion valve having a variable opening.

気液分離器（18）には、インジェクション管（26）の一端が接続されている。インジェクション管（26）は、気液分離器（18）内の上部に開口している。インジェクション管（26）の他端は低段吐出管（32）に接続されている。インジェクション管（26）には、開閉自在の第４電磁弁（27）が設けられている。 One end of an injection pipe (26) is connected to the gas-liquid separator (18). The injection pipe (26) opens at the top in the gas-liquid separator (18). The other end of the injection pipe (26) is connected to the low stage discharge pipe (32). The injection pipe (26) is provided with a fourth electromagnetic valve (27) that can be opened and closed.

四路切換弁（12）は、第１ポート（P1）と第２ポート（P2）とが連通し且つ第３ポート（P3）と第４ポート（P4）とが連通する第１状態（図１に実線で示す状態）と、第１ポート（P1）と第４ポート（P4）とが連通し且つ第２ポート（P2）と第３ポート（P3）とが連通する第２状態（図１に破線で示す状態）とが切換自在に構成されている。 The four-way selector valve (12) is in a first state (FIG. 1) in which the first port (P1) and the second port (P2) communicate with each other and the third port (P3) and the fourth port (P4) communicate with each other. In the second line (shown in FIG. 1), the first port (P1) and the fourth port (P4) communicate with each other, and the second port (P2) and the third port (P3) communicate with each other. The state shown by a broken line) can be switched.

本実施形態１では、第１電磁弁（21）、第２電磁弁（22）及び第３電磁弁（23）が、第１圧縮機構（41）の吸入容積に対する第２圧縮機構（42）の吸入容積の比率である吸入容積比を変更する容積比変更手段（60）を構成している。容積比変更手段（60）は、第２圧縮機構（42）の吸入容積を変更することによって吸入容積比を変更する。これらの電磁弁（21,22,23）は、図示しないコントローラによって制御される。これらの電磁弁（21,22,23）の制御については後述する。 In the first embodiment, the first electromagnetic valve (21), the second electromagnetic valve (22), and the third electromagnetic valve (23) are arranged such that the second compression mechanism (42) has a suction volume of the first compression mechanism (41). Volume ratio changing means (60) for changing the suction volume ratio, which is the ratio of the suction volume, is configured. The volume ratio changing means (60) changes the suction volume ratio by changing the suction volume of the second compression mechanism (42). These solenoid valves (21, 22, 23) are controlled by a controller (not shown). Control of these solenoid valves (21, 22, 23) will be described later.

〈圧縮機の構成〉
図２に示すように、圧縮機（30）は、縦長で密閉容器状のケーシング（40）を備えている。ケーシング（40）内には、上述したように、低段側圧縮機構となる第１圧縮機構（41）と、高段側圧縮機構となる第２圧縮機構（42）と、第１圧縮機構（41）及び第２圧縮機構（42）を駆動する電動機（47）とが収容されている。第１圧縮機構（41）及び第２圧縮機構（42）は、１本の駆動軸（50）で機械的に連結されている。 <Compressor configuration>
As shown in FIG. 2, the compressor (30) includes a vertically long and sealed casing (40). In the casing (40), as described above, the first compression mechanism (41) serving as the low-stage compression mechanism, the second compression mechanism (42) serving as the high-stage compression mechanism, and the first compression mechanism ( 41) and an electric motor (47) for driving the second compression mechanism (42). The first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) are mechanically connected by a single drive shaft (50).

第１圧縮機構（41）は、図２における電動機（47）の上側に配置されている。第２圧縮機構（42）は、電動機（47）の下側に配置されている。第２圧縮機構（42）は、第１圧縮部（43）及び第２圧縮部（44）を備えている。第１圧縮部（43）及び第２圧縮部（44）は、第１圧縮部（43）が下側に位置するように、上下二段に重ねられている。 The first compression mechanism (41) is disposed on the upper side of the electric motor (47) in FIG. The second compression mechanism (42) is disposed below the electric motor (47). The second compression mechanism (42) includes a first compression section (43) and a second compression section (44). The first compression unit (43) and the second compression unit (44) are stacked in two upper and lower stages so that the first compression unit (43) is positioned on the lower side.

ケーシング（40）の頂部には、低段吸入管（31）及び低段吐出管（32）が貫通している。上述したように、低段吸入管（31）は第１圧縮機構（41）の吸入側に接続され、低段吐出管（32）は第１圧縮機構（41）の吐出側に接続されている。また、ケーシング（40）の胴部には、第１高段吸入管（33）、第２高段吸入管（34）、連絡吐出管（35）、連絡吸入管（36）、及び高段吐出管（37）が貫通している。上述したように、第１高段吸入管（33）は第１圧縮部（43）の吸入側に接続され、第２高段吸入管（34）は第２圧縮部（44）の吸入側に接続されている。また、連絡吐出管（35）は第１圧縮部（43）の吐出側に接続され、連絡吸入管（36）は第２圧縮機構（42）と電動機（47）との間の第１空間（45）に開口している。また、高段吐出管（37）は第１圧縮機構（41）と電動機（47）との間の第２空間（46）に開口している。 A low-stage suction pipe (31) and a low-stage discharge pipe (32) pass through the top of the casing (40). As described above, the low stage suction pipe (31) is connected to the suction side of the first compression mechanism (41), and the low stage discharge pipe (32) is connected to the discharge side of the first compression mechanism (41). . The casing (40) includes a first high-stage suction pipe (33), a second high-stage suction pipe (34), a communication discharge pipe (35), a communication suction pipe (36), and a high-stage discharge. The tube (37) is penetrated. As described above, the first higher stage suction pipe (33) is connected to the suction side of the first compression section (43), and the second higher stage suction pipe (34) is connected to the suction side of the second compression section (44). It is connected. The communication discharge pipe (35) is connected to the discharge side of the first compression section (43), and the communication suction pipe (36) is a first space (second space between the second compression mechanism (42) and the electric motor (47)). 45) is open. The high-stage discharge pipe (37) opens into the second space (46) between the first compression mechanism (41) and the electric motor (47).

電動機（47）は、ブラシレスＤＣモータにより構成されている。電動機（47）は、ステータ（48）とロータ（49）とを備えている。ステータ（48）は、ケーシング（40）の胴部に固定されている。一方、ロータ（49）は、ステータ（48）の内側に配置され、駆動軸（50）の主軸部（50a）に連結されている。なお、電動機（47）の回転速度は、インバータ制御によって調節可能となっている。 The electric motor (47) is configured by a brushless DC motor. The electric motor (47) includes a stator (48) and a rotor (49). The stator (48) is fixed to the body of the casing (40). On the other hand, the rotor (49) is disposed inside the stator (48) and is connected to the main shaft portion (50a) of the drive shaft (50). The rotational speed of the electric motor (47) can be adjusted by inverter control.

駆動軸（50）は、上述の主軸部（50a）と、第１偏心部（50b）と、第２偏心部（50c）と、第３偏心部（50d）とを備えている。第１偏心部（50b）は、主軸部（50a）よりも小径の円柱状に形成され、主軸部（50a）の上端面に立設されている。第１偏心部（50b）の軸心は、主軸部（50a）の軸心に対して偏心している。また、第２偏心部（50c）と第３偏心部（50d）は、駆動軸（50）の下部寄りの位置にそれぞれ設けられている。第２偏心部（50c）と第３偏心部（50d）は、共に主軸部（50a）よりも大径に形成されている。第２偏心部（50c）の軸心と第３偏心部（50d）の軸心は、それぞれ主軸部（50a）の軸心に対して偏心している。第２偏心部（50c）と第３偏心部（50d）とは、駆動軸（50）の軸心を中心として互いに１８０°位相がずれている。 The drive shaft (50) includes the main shaft portion (50a), the first eccentric portion (50b), the second eccentric portion (50c), and the third eccentric portion (50d). The first eccentric portion (50b) is formed in a columnar shape having a smaller diameter than the main shaft portion (50a), and is erected on the upper end surface of the main shaft portion (50a). The axis of the first eccentric portion (50b) is eccentric with respect to the axis of the main shaft portion (50a). The second eccentric part (50c) and the third eccentric part (50d) are respectively provided at positions near the lower part of the drive shaft (50). The second eccentric portion (50c) and the third eccentric portion (50d) are both formed to have a larger diameter than the main shaft portion (50a). The shaft center of the second eccentric portion (50c) and the shaft center of the third eccentric portion (50d) are each eccentric with respect to the shaft center of the main shaft portion (50a). The second eccentric portion (50c) and the third eccentric portion (50d) are 180 ° out of phase with each other about the axis of the drive shaft (50).

駆動軸（50）の下端部には、油溜まりに浸漬する給油ポンプ（66）が設けられている。また、駆動軸（50）には、給油ポンプ（66）が吸い上げた冷凍機油が流通する給油通路が形成されている（図示省略）。給油通路は、駆動軸（50）の内部を軸方向に沿って延びている。この圧縮機（30）では、駆動軸（50）の回転に伴って、給油ポンプ（66）が吸い上げた冷凍機油が給油通路を通じて各圧縮機構（41,42）の摺動部及び駆動軸（50）の軸受部に供給される。 An oil supply pump (66) immersed in an oil sump is provided at the lower end of the drive shaft (50). The drive shaft (50) is formed with an oil supply passage (not shown) through which the refrigeration oil sucked up by the oil supply pump (66) flows. The oil supply passage extends along the axial direction inside the drive shaft (50). In this compressor (30), as the drive shaft (50) rotates, the refrigerating machine oil sucked up by the oil supply pump (66) passes through the oil supply passage and the sliding portions and drive shafts (50) of the compression mechanisms (41, 42). ).

第１圧縮機構（41）は、スクロール式の圧縮機構により構成されている。第１圧縮機構（41）は、図２及び図３に示すように、固定スクロール（51）と可動スクロール（52）とを備えている。 The first compression mechanism (41) is a scroll-type compression mechanism. As shown in FIGS. 2 and 3, the first compression mechanism (41) includes a fixed scroll (51) and a movable scroll (52).

固定スクロール（51）は、渦巻き状の固定側ラップ（51a）と、略円板状の固定側鏡板部（51b）とを備えている。固定側ラップ（51a）は、固定側鏡板部（51b）の前面（図２における下面）に立設されている。 The fixed scroll (51) includes a spiral fixed side wrap (51a) and a substantially disc-shaped fixed side end plate portion (51b). The fixed side wrap (51a) is erected on the front surface (lower surface in FIG. 2) of the fixed side end plate portion (51b).

可動スクロール（52）は、渦巻き状の可動側ラップ（52a）と、略円板状の可動側鏡板部（52b）と、筒状の突出部（52c）とを備えている。可動スクロール（52）は、オルダムリング（54）を介して、駆動軸（50）の軸受部が形成されたハウジング部材（38）の上面に載置されている。なお、オルダムリング（54）は、偏心回転運動中の可動スクロール（52）が自転することを阻止する。 The movable scroll (52) includes a spiral movable side wrap (52a), a substantially disc-shaped movable side end plate part (52b), and a cylindrical protrusion (52c). The movable scroll (52) is placed on the upper surface of the housing member (38) in which the bearing portion of the drive shaft (50) is formed via the Oldham ring (54). The Oldham ring (54) prevents the movable scroll (52) during the eccentric rotational movement from rotating.

可動側ラップ（52a）は、可動側鏡板部（52b）の前面（図２における上面）に立設されている。可動側ラップ（52a）は、固定側ラップ（51a）に噛み合わされている。 The movable side wrap (52a) is erected on the front surface (upper surface in FIG. 2) of the movable side end plate portion (52b). The movable wrap (52a) is meshed with the fixed wrap (51a).

本実施形態１の第１圧縮機構（41）は、可動側ラップ（52a）と固定側ラップ（51a）とが非対称に形成された非対称渦巻き構造になっている。固定側ラップ（51a）の巻き数（渦巻きの長さ）は、可動側ラップ（52a）の巻き数（渦巻きの長さ）よりも多くなっている。なお、固定側ラップ（51a）の巻数は、固定側ラップ（51a）の渦巻きが後述する吸入ポート（55）の外側の位置まで延びているものとして数えている。 The first compression mechanism (41) of Embodiment 1 has an asymmetric spiral structure in which the movable wrap (52a) and the fixed wrap (51a) are formed asymmetrically. The number of turns (spiral length) of the fixed side wrap (51a) is larger than the number of turns (spiral length) of the movable side wrap (52a). Note that the number of turns of the fixed side wrap (51a) is counted as the spiral of the fixed side wrap (51a) extending to a position outside the suction port (55) described later.

また、突出部（52c）は、可動側鏡板部（52b）の背面（図２における下面）に立設されている。突出部（52c）には、駆動軸（50）の第１偏心部（50b）が挿入されている。 Further, the protruding portion (52c) is erected on the back surface (the lower surface in FIG. 2) of the movable side end plate portion (52b). The first eccentric portion (50b) of the drive shaft (50) is inserted into the protruding portion (52c).

第１圧縮機構（41）では、図３に示すように、固定側ラップ（51a）と可動側ラップ（52a）との間に、複数の圧縮室（53）が形成されている。複数の圧縮室（53）は、固定側ラップ（51a）の内側面と可動側ラップ（52a）の外側面との間の第１圧縮室（53a）と、固定側ラップ（51a）の外側面と可動側ラップ（52a）の内側面との間の第２圧縮室（53b）とから構成されている。 In the first compression mechanism (41), as shown in FIG. 3, a plurality of compression chambers (53) are formed between the fixed side wrap (51a) and the movable side wrap (52a). The plurality of compression chambers (53) include a first compression chamber (53a) between an inner surface of the fixed wrap (51a) and an outer surface of the movable wrap (52a), and an outer surface of the fixed wrap (51a). And a second compression chamber (53b) between the inner side surface of the movable side wrap (52a).

また、第１圧縮機構（41）では、固定スクロール（51）に吸入ポート（55）が形成されている。吸入ポート（55）は、固定側鏡板部（51b）の前面から突出する外縁部（51c）に形成されている。吸入ポート（55）には低段吸入管（31）が接続されている。吸入ポート（55）には、圧縮室（53）から低段吸入管（31）へ戻る冷媒の流れを禁止する吸入逆止弁が設けられている（図示省略）。 In the first compression mechanism (41), a suction port (55) is formed in the fixed scroll (51). The suction port (55) is formed in the outer edge portion (51c) protruding from the front surface of the fixed side end plate portion (51b). A low-stage suction pipe (31) is connected to the suction port (55). The suction port (55) is provided with a suction check valve (not shown) that prohibits the flow of refrigerant from the compression chamber (53) to the low-stage suction pipe (31).

吸入ポート（55）は、可動スクロール（52）の偏心回転運動に伴って、第１圧縮室（53a）と第２圧縮室（53b）のそれぞれに間欠的に連通する。第１圧縮機構（41）では、第１圧縮室（53a）に可動側ラップ（52a）の外周側端部の外側から冷媒が流入し、第２圧縮室（53b）に可動側ラップ（52a）の外周側端部の内側から冷媒が流入する。第１圧縮機構（41）では、固定側ラップ（51a）の外周側端部が可動側ラップ（52a）の外周側端部付近に位置しているので、第１圧縮室（53a）と第２圧縮室（53b）には、ほぼ同じ位置から冷媒が流入する。また、第１圧縮機構（41）では、一方の圧縮室（53a,53b）における冷媒の吸入が終了した時点では、多方の圧縮室（53a,53b）における冷媒の吸入が行われている。つまり、第１圧縮機構（41）では、吸入冷媒の流量がゼロになることがなく、連続的に流体の吸入が行われる。 The suction port (55) intermittently communicates with each of the first compression chamber (53a) and the second compression chamber (53b) with the eccentric rotational movement of the movable scroll (52). In the first compression mechanism (41), the refrigerant flows into the first compression chamber (53a) from the outer peripheral end of the movable wrap (52a), and the movable wrap (52a) enters the second compression chamber (53b). The refrigerant flows in from the inner side of the outer peripheral side end portion. In the first compression mechanism (41), the outer peripheral end of the fixed wrap (51a) is located near the outer peripheral end of the movable wrap (52a), so the first compression chamber (53a) and the second wrap (51a) The refrigerant flows into the compression chamber (53b) from substantially the same position. Further, in the first compression mechanism (41), when the suction of the refrigerant in one of the compression chambers (53a, 53b) is completed, the refrigerant is sucked in the multiple compression chambers (53a, 53b). That is, in the first compression mechanism (41), the flow rate of the suction refrigerant does not become zero, and the fluid is continuously sucked.

また、固定スクロール（51）の固定側鏡板部（51b）には吐出ポート（57）が形成されている。吐出ポート（57）は、固定側鏡板部（51b）の中央部に形成された貫通孔により構成されている。吐出ポート（57）の出口は、固定スクロール（51）の上側の吐出室（63）に開口している。吐出ポート（57）は、可動スクロール（52）の偏心回転運動に伴って、第１圧縮室（53a）と第２圧縮室（53b）のそれぞれに間欠的に連通する。 Further, a discharge port (57) is formed in the fixed side end plate portion (51b) of the fixed scroll (51). The discharge port (57) is configured by a through hole formed in the central portion of the fixed side end plate portion (51b). The outlet of the discharge port (57) opens into the discharge chamber (63) on the upper side of the fixed scroll (51). The discharge port (57) intermittently communicates with each of the first compression chamber (53a) and the second compression chamber (53b) with the eccentric rotational movement of the movable scroll (52).

また、固定側鏡板部（51b）には、リリーフポート（58）も形成されている。リリーフポート（58）は、一端が圧縮途中の圧縮室（53a,53b）に開口し、他端が吐出室（63）に開口している。固定側鏡板部（51b）には、リリーフポート（58）を開閉するリリーフバルブ（59）が設けられている。リリーフバルブ（59）は、リード弁により構成されている。このため、圧縮機（30）の始動時や、インジェクション管（26）から導入されるガス冷媒の流量が少なくなった時の過圧縮損失が緩和される。 In addition, a relief port (58) is also formed in the fixed side end plate portion (51b). The relief port (58) has one end opened to the compression chamber (53a, 53b) being compressed, and the other end opened to the discharge chamber (63). A relief valve (59) for opening and closing the relief port (58) is provided on the fixed side end plate portion (51b). The relief valve (59) is a reed valve. For this reason, the overcompression loss is reduced when the compressor (30) is started or when the flow rate of the gas refrigerant introduced from the injection pipe (26) decreases.

なお、ケーシング（40）内における第１圧縮機構（41）の上側の空間（65）は、吸入ポート（55）に連通している。なお、この空間（65）が、吐出ポート（57）に連通するようにしてもよい。 The space (65) above the first compression mechanism (41) in the casing (40) communicates with the suction port (55). The space (65) may communicate with the discharge port (57).

以上の構成により、第１圧縮機構（41）では、駆動軸（50）が回転すると、可動スクロール（52）が、図４の(Ａ)から(Ｄ）の順に偏心回転する。そして、その偏心回転に伴って、第１圧縮室（53a）及び第２圧縮室（53b）では、低段吸入管（31）を通じて導入された冷媒が圧縮される。第１圧縮室（53a）及び第２圧縮室（53b）で圧縮された冷媒は、吐出ポート（57）を通じて、低段吐出管（32）に流入する。 With the above configuration, in the first compression mechanism (41), when the drive shaft (50) rotates, the movable scroll (52) rotates eccentrically in the order of (A) to (D) in FIG. With the eccentric rotation, the refrigerant introduced through the low-stage suction pipe (31) is compressed in the first compression chamber (53a) and the second compression chamber (53b). The refrigerant compressed in the first compression chamber (53a) and the second compression chamber (53b) flows into the low stage discharge pipe (32) through the discharge port (57).

続いて、第２圧縮機構（42）について説明する。第２圧縮機構（42）は、上述したように、第１圧縮部（43）及び第２圧縮部（44）を備えている。第１圧縮部（43）及び第２圧縮部（44）は、同じ機械要素により構成されている。 Next, the second compression mechanism (42) will be described. As described above, the second compression mechanism (42) includes the first compression unit (43) and the second compression unit (44). The 1st compression part (43) and the 2nd compression part (44) are constituted by the same machine element.

第１圧縮部（43）は、図２及び図５に示すように、ケーシング（40）に固定された第１シリンダ（72）と、環状の第１ピストン（70）を有して駆動軸（50）によって駆動される第１可動部材（71）とを備えている。第１圧縮部（43）は、後述する第１可動側鏡板部（71a）の背面が第２圧縮部（44）側を向くように設けられている。なお、図５において括弧付きの符号が併記されている部材は、括弧がない符号が第１圧縮部（43）の符号を表し、括弧内の符号が第２圧縮部（44）の符号を表している。この点は、図６についても同様である。 As shown in FIGS. 2 and 5, the first compression section (43) includes a first cylinder (72) fixed to the casing (40) and an annular first piston (70), and has a drive shaft ( 50) and a first movable member (71) driven by The first compression section (43) is provided such that the back surface of a first movable side end plate section (71a) described later faces the second compression section (44) side. In FIG. 5, members without parentheses indicate the first compression unit (43), and the parentheses indicate the second compression unit (44). ing. This also applies to FIG.

第１シリンダ（72）は、円盤状の第１固定側鏡板部（72a）と、第１固定側鏡板部（72a）の上面の内寄りの位置から上方に突出する環状の第１内側シリンダ部（72b）と、第１固定側鏡板部（72a）の上面の外周部から上方に突出する環状の第１外側シリンダ部（72c）とを備えている。第１内側シリンダ部（72b）の外周面と第１外側シリンダ部（72c）の内周面とは同軸になっている。第１シリンダ（72）は、第１内側シリンダ部（72b）の外周面と第１外側シリンダ部（72c）の内周面との間に形成された環状の第１シリンダ室（74）を有している。また、第１シリンダ（72）には、駆動軸（50）を支持する第１固定側軸受部（72d）が形成されている。 The first cylinder (72) is a disc-shaped first fixed-side end plate portion (72a) and an annular first inner cylinder portion protruding upward from an inward position of the upper surface of the first fixed-side end plate portion (72a). (72b) and an annular first outer cylinder portion (72c) protruding upward from the outer peripheral portion of the upper surface of the first fixed side end plate portion (72a). The outer peripheral surface of the first inner cylinder part (72b) and the inner peripheral surface of the first outer cylinder part (72c) are coaxial. The first cylinder (72) has an annular first cylinder chamber (74) formed between the outer peripheral surface of the first inner cylinder portion (72b) and the inner peripheral surface of the first outer cylinder portion (72c). is doing. The first cylinder (72) is formed with a first fixed bearing (72d) that supports the drive shaft (50).

一方、第１可動部材（71）は、円盤状の第１可動側鏡板部（71a）と、上述の第１ピストン（70）と、第１可動側鏡板部（71a）の下面の内周端部から下方に突出する第１可動側軸受部（71b）とを備えている。第１可動側鏡板部（71a）は、第１固定側鏡板部（72a）と同様に、第１シリンダ室（74）に面している。 On the other hand, the first movable member (71) is a disc-shaped first movable side end plate portion (71a), the above-described first piston (70), and the inner peripheral end of the lower surface of the first movable side end plate portion (71a). And a first movable bearing portion (71b) protruding downward from the portion. The first movable side end plate portion (71a) faces the first cylinder chamber (74), similarly to the first fixed side end plate portion (72a).

第１ピストン（70）は、第１可動側鏡板部（71a）の下面のやや外周寄りの位置から下方に突出している。第１ピストン（70）は、環状の一部が分断されたＣ型形状をしている。第１ピストン（70）は、外周面が第１外側シリンダ部（72c）の内周面よりも小径で、内周面が第１内側シリンダ部（72b）の外周面よりも大径に形成されている。第１ピストン（70）は、第１シリンダ（72）に対して偏心して第１シリンダ室（74）に収納され、第１シリンダ室（74）を第１外側圧縮室（75）と第１内側圧縮室（76）とに区画している。 The first piston (70) protrudes downward from a position slightly closer to the outer periphery of the lower surface of the first movable side end plate portion (71a). The first piston (70) has a C shape in which a part of the annular shape is divided. The first piston (70) has an outer peripheral surface having a smaller diameter than an inner peripheral surface of the first outer cylinder portion (72c) and an inner peripheral surface having a larger diameter than the outer peripheral surface of the first inner cylinder portion (72b). ing. The first piston (70) is eccentric with respect to the first cylinder (72) and is accommodated in the first cylinder chamber (74). The first cylinder chamber (74) is connected to the first outer compression chamber (75) and the first inner side. It is divided into a compression chamber (76).

なお、第１ピストン（70）と第１シリンダ（72）とは、第１ピストン（70）の外周面と第１外側シリンダ部（72c）の内周面とが１点で実質的に接する状態（厳密にはミクロンオーダーの隙間があるが、その隙間での冷媒の漏れが問題にならない状態）において、その接点と位相が１８０°異なる位置で、第１ピストン（70）の内周面と第１内側シリンダ部（72b）の外周面とが１点で実質的に接するようになっている。この点は、第２圧縮部（44）においても同じである。 The first piston (70) and the first cylinder (72) are in a state where the outer peripheral surface of the first piston (70) and the inner peripheral surface of the first outer cylinder part (72c) are substantially in contact at one point. (Strictly speaking, there is a gap on the order of microns, but leakage of the refrigerant in the gap does not cause a problem), and at a position that is 180 ° out of phase with the contact point, One outer cylinder surface (72b) is substantially in contact with the outer peripheral surface at one point. This also applies to the second compression unit (44).

第１可動側軸受部（71b）には、第２偏心部（50c）が嵌合している。第１可動部材（71）は、駆動軸（50）の回転に伴い主軸部（50a）の軸心を中心として偏心回転運動する。なお、第１圧縮部（43）では、第１可動側軸受部（71b）と第１内側シリンダ部（72b）との間に、第１可動側軸受部（71b）の偏心回転運動を許容するための第１軸側空間（84）が形成されている。この第１軸側空間（84）では冷媒の圧縮は行われない。 The second eccentric portion (50c) is fitted to the first movable side bearing portion (71b). The first movable member (71) rotates eccentrically around the axis of the main shaft portion (50a) as the drive shaft (50) rotates. In the first compression part (43), the eccentric rotational movement of the first movable side bearing part (71b) is allowed between the first movable side bearing part (71b) and the first inner cylinder part (72b). A first shaft side space (84) is formed. The refrigerant is not compressed in the first shaft side space (84).

また、第１圧縮部（43）は、図５に示すように、第１内側シリンダ部（72b）の外周面から第１外側シリンダ部（72c）の内周面まで延びる第１ブレード（73）を備えている。第１ブレード（73）は、区画部材（73）を構成している。第１ブレード（73）は、第１シリンダ（72）に固定されている。なお、第１ブレード（73）は、本実施形態１では第１シリンダ（72）とは別部材であるが、第１シリンダ（72）と一体的に形成してもよい。 Further, as shown in FIG. 5, the first compression portion (43) includes a first blade (73) extending from the outer peripheral surface of the first inner cylinder portion (72b) to the inner peripheral surface of the first outer cylinder portion (72c). It has. The first blade (73) constitutes a partition member (73). The first blade (73) is fixed to the first cylinder (72). The first blade (73) is a separate member from the first cylinder (72) in the first embodiment, but may be formed integrally with the first cylinder (72).

第１ブレード（73）は、第１シリンダ室（74）に配置され、第１外側圧縮室（75）を吸入側の第１室（75a）と吐出側の第２室（75b）とに区画し、第１内側圧縮室（76）を吸入側の第１室（76a）と吐出側の第２室（76b）とに区画している。第１ブレード（73）は、環状の一部が分断されたＣ型形状の第１ピストン（70）の分断箇所を挿通している。 The first blade (73) is disposed in the first cylinder chamber (74), and divides the first outer compression chamber (75) into a first chamber (75a) on the suction side and a second chamber (75b) on the discharge side. The first inner compression chamber (76) is divided into a first chamber (76a) on the suction side and a second chamber (76b) on the discharge side. The 1st braid | blade (73) has penetrated the division | segmentation location of the C-shaped 1st piston (70) from which the cyclic | annular part was parted.

また、第１ピストン（70）の分断箇所には、第１ブレード（73）を挟むように、一対の第１ブッシュ（77a,77b）が嵌合している。一対の第１ブッシュ（77a,77b）は、いずれも断面形状が略半円形で同一形状に形成され、フラット面同士が対向するように配置されている。一対の第１ブッシュ（77a,77b）のフラット面の間のスペースは、第１ブレード溝（85）を構成している。なお、この実施形態１では一対の第１ブッシュ（77a,77b）を別体とした例について説明したが、一対の第１ブッシュ（77a,77b）が一部で連結することにより一体構造としてもよい。この点は、後述する第２ブッシュ（97a,97b）についても同様である。 In addition, a pair of first bushes (77a, 77b) are fitted to the dividing portion of the first piston (70) so as to sandwich the first blade (73). Each of the pair of first bushes (77a, 77b) has a substantially semicircular cross section, is formed in the same shape, and is disposed so that the flat surfaces face each other. A space between the flat surfaces of the pair of first bushes (77a, 77b) constitutes a first blade groove (85). In the first embodiment, the pair of first bushes (77a, 77b) has been described as an example, but the pair of first bushes (77a, 77b) may be partially connected to form an integrated structure. Good. This also applies to the second bush (97a, 97b) described later.

第１ブレード溝（85）には第１ブレード（73）が挿入されている。この状態では、各第１ブッシュ（77a,77b）のフラット面が第１ブレード（73）と実質的に面接触し、各第１ブッシュ（77a,77b）の円弧状の外周面が第１ピストン（70）と実質的に面接触している。一対の第１ブッシュ（77a,77b）は、第１ブレード溝（85）に第１ブレード（73）を挟んだ状態で、第１ブレード（73）の面方向に進退するように構成されている。また、一対の第１ブッシュ（77a,77b）は、第１ピストン（70）が第１ブレード（73）に対して揺動するように構成されている。これにより、第１ピストン（70）は、第１ブレード（73）の延伸方向に進退可能であり、さらに一対の第１ブッシュ（77a,77b）の中心点を揺動中心として第１ブッシュ（77a,77b）と共に揺動可能になっている。 The first blade (73) is inserted into the first blade groove (85). In this state, the flat surface of each first bush (77a, 77b) is substantially in surface contact with the first blade (73), and the arcuate outer peripheral surface of each first bush (77a, 77b) is the first piston. (70) is substantially in surface contact. The pair of first bushes (77a, 77b) is configured to advance and retract in the surface direction of the first blade (73) with the first blade (73) sandwiched between the first blade grooves (85). . The pair of first bushes (77a, 77b) is configured such that the first piston (70) swings with respect to the first blade (73). Thus, the first piston (70) can advance and retreat in the extending direction of the first blade (73), and the first bush (77a) with the center point of the pair of first bushes (77a, 77b) as a swing center. , 77b).

第１圧縮部（43）には、第１高段吸入管（33）が接続されている。第１高段吸入管（33）は、第１固定側鏡板部（72a）に形成された第１吸入通路（78）に接続されている。第１吸入通路（78）は、入口側が第１固定側鏡板部（72a）の径方向に延び、途中で上方へ折れ曲がって、出口側が第１固定側鏡板部（72a）の軸方向に延びている。第１吸入通路（78）の出口端は、第１外側圧縮室（75）と第１内側圧縮室（76）の両方に開口している。 A first higher suction pipe (33) is connected to the first compression section (43). The first high-stage suction pipe (33) is connected to a first suction passage (78) formed in the first fixed side end plate portion (72a). The first suction passage (78) has an inlet side extending in the radial direction of the first fixed side end plate portion (72a), bent upward in the middle, and an outlet side extending in the axial direction of the first fixed side end plate portion (72a). Yes. The outlet end of the first suction passage (78) opens to both the first outer compression chamber (75) and the first inner compression chamber (76).

また、第１圧縮部（43）には、第１外側圧縮室（75）から冷媒を吐出させる第１外側吐出ポート（79）と、第１内側圧縮室（76）から冷媒を吐出させる第１内側吐出ポート（80）と、第１外側吐出ポート（79）及び第１内側吐出ポート（80）の両方が開口する第１吐出空間（81）とが形成されている。 The first compression section (43) has a first outer discharge port (79) for discharging refrigerant from the first outer compression chamber (75), and a first outlet for discharging refrigerant from the first inner compression chamber (76). An inner discharge port (80) and a first discharge space (81) in which both the first outer discharge port (79) and the first inner discharge port (80) are open are formed.

第１外側吐出ポート（79）は、第１外側圧縮室（75）の第２室（75b）と第１吐出空間（81）とを連通している。第１外側吐出ポート（79）には、第１外側吐出弁（82）が設けられている。一方、第１内側吐出ポート（80）は、第１内側圧縮室（76）の第２室（76b）と第１吐出空間（81）とを連通している。第１内側吐出ポート（80）には、第１内側吐出弁（83）が設けられている。第１吐出空間（81）には、連絡吐出管（35）の入口端が開口している。 The first outer discharge port (79) communicates the second chamber (75b) of the first outer compression chamber (75) and the first discharge space (81). The first outer discharge port (79) is provided with a first outer discharge valve (82). On the other hand, the first inner discharge port (80) communicates the second chamber (76b) of the first inner compression chamber (76) with the first discharge space (81). The first inner discharge port (80) is provided with a first inner discharge valve (83). In the first discharge space (81), the inlet end of the communication discharge pipe (35) is opened.

以上の構成により、駆動軸（50）が回転すると、第１ピストン（70）は、図６の(Ａ)から(Ｈ）の順に偏心回転する。そして、その偏心回転に伴って、第１外側圧縮室（75）及び第１内側圧縮室（76）では、１本の第１高段吸入管（33）を通じて導入された冷媒が圧縮される。第１外側圧縮室（75）及び第１内側圧縮室（76）から吐出された冷媒は、連絡吐出管（35）に流入する。 With the above configuration, when the drive shaft (50) rotates, the first piston (70) rotates eccentrically in the order of (A) to (H) in FIG. With the eccentric rotation, the refrigerant introduced through the first first-stage suction pipe (33) is compressed in the first outer compression chamber (75) and the first inner compression chamber (76). The refrigerant discharged from the first outer compression chamber (75) and the first inner compression chamber (76) flows into the communication discharge pipe (35).

なお、第１ピストン（70）と第１外側シリンダ部（72c）の接触点と、第１ピストン（70）と第１内側シリンダ部（72b）の接触点とは、駆動軸（50）の軸心回りに１８０°ずれている。このため、第１外側圧縮室（75）と第１内側圧縮室（76）とでは、冷媒を圧縮する動作の状態の位相が１８０°ずれている。従って、第１圧縮部（43）では、吸入冷媒の流量がゼロになることがなく、連続的に冷媒の吸入が行われる。 The contact point between the first piston (70) and the first outer cylinder part (72c) and the contact point between the first piston (70) and the first inner cylinder part (72b) are the axes of the drive shaft (50). There is a 180 ° shift around the center. For this reason, the phase of the operation | movement state which compresses a refrigerant | coolant has shifted | deviated 180 degrees in a 1st outer side compression chamber (75) and a 1st inner side compression chamber (76). Therefore, in the first compression section (43), the flow rate of the sucked refrigerant does not become zero, and the refrigerant is continuously sucked.

第２圧縮部（44）は、第１圧縮部（43）と同じ機械要素によって構成されている。第２圧縮部（44）は、ミドルプレート（69）を挟んで、第１圧縮部（43）とは上下反転した状態で設けられている。 The 2nd compression part (44) is constituted by the same machine element as the 1st compression part (43). The second compression section (44) is provided upside down with respect to the first compression section (43) across the middle plate (69).

具体的に、第２圧縮部（44）は、ケーシング（40）に固定された第２シリンダ（92）と、環状の第２ピストン（90）を有して駆動軸（50）によって駆動される第２可動部材（91）とを備えている。第２圧縮部（44）は、後述する第２可動側鏡板部（91a）の背面が第１圧縮部（43）側を向くように設けられている。 Specifically, the second compression section (44) has a second cylinder (92) fixed to the casing (40) and an annular second piston (90) and is driven by the drive shaft (50). And a second movable member (91). The second compression section (44) is provided so that the back surface of a second movable side end plate section (91a) described later faces the first compression section (43) side.

第２シリンダ（92）は、円盤状の第２固定側鏡板部（92a）と、第２固定側鏡板部（92a）の下面の内寄りの位置から下方に突出する環状の第２内側シリンダ部（92b）と、第２固定側鏡板部（92a）の下面の外周部から下方に突出する環状の第２外側シリンダ部（92c）とを備えている。第２内側シリンダ部（92b）の外周面と第２外側シリンダ部（92c）の内周面とは同軸になっている。第２シリンダ（92）は、第２内側シリンダ部（92b）の外周面と第２外側シリンダ部（92c）の内周面との間に形成された環状の第２シリンダ室（94）を有している。また、第２シリンダ（92）には、駆動軸（50）を支持する第２固定側軸受部（92d）が形成されている。 The second cylinder (92) includes a disc-shaped second fixed side end plate portion (92a) and an annular second inner cylinder portion projecting downward from an inward position of the lower surface of the second fixed side end plate portion (92a). (92b) and an annular second outer cylinder portion (92c) projecting downward from the outer peripheral portion of the lower surface of the second fixed side end plate portion (92a). The outer peripheral surface of the second inner cylinder portion (92b) and the inner peripheral surface of the second outer cylinder portion (92c) are coaxial. The second cylinder (92) has an annular second cylinder chamber (94) formed between the outer peripheral surface of the second inner cylinder portion (92b) and the inner peripheral surface of the second outer cylinder portion (92c). is doing. The second cylinder (92) is formed with a second fixed-side bearing portion (92d) that supports the drive shaft (50).

一方、第２可動部材（91）は、円盤状の第２可動側鏡板部（91a）と、上述の第２ピストン（90）と、第２可動側鏡板部（91a）の上面の内周端部から上方に突出する第２可動側軸受部（91b）とを備えている。第２可動側鏡板部（91a）は、第２固定側鏡板部（92a）と同様に、第２シリンダ室（94）に面している。 On the other hand, the second movable member (91) is a disc-shaped second movable side end plate portion (91a), the above-described second piston (90), and the inner peripheral end of the upper surface of the second movable side end plate portion (91a). And a second movable bearing portion (91b) protruding upward from the portion. The second movable side end plate portion (91a) faces the second cylinder chamber (94) in the same manner as the second fixed side end plate portion (92a).

第２ピストン（90）は、第２可動側鏡板部（91a）の上面のやや外周寄りの位置から上方に突出している。第２ピストン（90）は、環状の一部が分断されたＣ型形状をしている。第２ピストン（90）は、外周面が第２外側シリンダ部（92c）の内周面よりも小径で、内周面が第２内側シリンダ部（92b）の外周面よりも大径に形成されている。第２ピストン（90）は、第２シリンダ（92）に対して偏心して第２シリンダ室（94）に収納され、第２シリンダ室（94）を第２外側圧縮室（95）と第２内側圧縮室（96）とに区画している。 The second piston (90) protrudes upward from a position slightly closer to the outer periphery of the upper surface of the second movable side end plate portion (91a). The second piston (90) has a C shape in which a part of the annular shape is divided. The second piston (90) has an outer peripheral surface having a smaller diameter than the inner peripheral surface of the second outer cylinder portion (92c) and an inner peripheral surface having a larger diameter than the outer peripheral surface of the second inner cylinder portion (92b). ing. The second piston (90) is eccentric with respect to the second cylinder (92) and is housed in the second cylinder chamber (94). The second cylinder chamber (94) is connected to the second outer compression chamber (95) and the second inner chamber. It is divided into a compression chamber (96).

第２可動側軸受部（91b）には、第３偏心部（50d）が嵌合している。第２可動部材（91）は、駆動軸（50）の回転に伴い主軸部（50a）の軸心を中心として偏心回転運動する。なお、第２圧縮部（44）では、第２可動側軸受部（91b）と第２内側シリンダ部（92b）との間に、第２可動側軸受部（91b）の偏心回転運動を許容するための第２軸側空間（104）が形成されている。この第２軸側空間（104）では冷媒の圧縮は行われない。 The third eccentric portion (50d) is fitted to the second movable side bearing portion (91b). The second movable member (91) rotates eccentrically around the axis of the main shaft (50a) as the drive shaft (50) rotates. In the second compression part (44), the eccentric rotational movement of the second movable side bearing part (91b) is allowed between the second movable side bearing part (91b) and the second inner cylinder part (92b). A second shaft side space (104) is formed. The refrigerant is not compressed in the second shaft side space (104).

また、第２圧縮部（44）は、図５に示すように、第２内側シリンダ部（92b）の外周面から第２外側シリンダ部（92c）の内周面まで延びる第２ブレード（93）を備えている。第２ブレード（93）は、区画部材（93）を構成している。第２ブレード（93）は、第２シリンダ（92）に固定されている。なお、第２ブレード（93）は、本実施形態１では第２シリンダ（92）とは別部材であるが、第２シリンダ（92）と一体的に形成してもよい。 Further, as shown in FIG. 5, the second compression portion (44) includes a second blade (93) extending from the outer peripheral surface of the second inner cylinder portion (92b) to the inner peripheral surface of the second outer cylinder portion (92c). It has. The second blade (93) constitutes a partition member (93). The second blade (93) is fixed to the second cylinder (92). The second blade (93) is a separate member from the second cylinder (92) in the first embodiment, but may be formed integrally with the second cylinder (92).

第２ブレード（93）は、第２シリンダ室（94）に配置され、第２外側圧縮室（95）を吸入側の第１室（95a）と吐出側の第２室（95b）とに区画し、第２内側圧縮室（96）を吸入側の第１室（96a）と吐出側の第２室（96b）とに区画している。第２ブレード（93）は、環状の一部が分断されたＣ型形状の第２ピストン（90）の分断箇所を挿通している。 The second blade (93) is disposed in the second cylinder chamber (94), and divides the second outer compression chamber (95) into a first chamber (95a) on the suction side and a second chamber (95b) on the discharge side. The second inner compression chamber (96) is divided into a first chamber (96a) on the suction side and a second chamber (96b) on the discharge side. The 2nd braid | blade (93) has penetrated the parting part of the C-shaped 2nd piston (90) from which the cyclic | annular part was parted.

また、第２ピストン（90）の分断箇所には、第２ブレード（93）を挟むように一対の第２ブッシュ（97a,97b）が嵌合している。一対の第２ブッシュ（97a,97b）は、いずれも断面形状が略半円形で同一形状に形成され、フラット面同士が対向するように配置されている。一対の第２ブッシュ（97a,97b）のフラット面の間のスペースは、第２ブレード溝（105）を構成している。 In addition, a pair of second bushes (97a, 97b) are fitted to the dividing portion of the second piston (90) so as to sandwich the second blade (93). Each of the pair of second bushes (97a, 97b) has a substantially semicircular cross-sectional shape and is formed in the same shape, and is disposed so that the flat surfaces face each other. A space between the flat surfaces of the pair of second bushes (97a, 97b) constitutes a second blade groove (105).

第２ブレード溝（105）には第２ブレード（93）が挿入されている。この状態では、各第２ブッシュ（97a,97b）のフラット面が第２ブレード（93）と実質的に面接触し、各第２ブッシュ（97a,97b）の円弧状の外周面が第２ピストン（90）と実質的に面接触している。一対の第２ブッシュ（97a,97b）は、第２ブレード溝（105）に第２ブレード（93）を挟んだ状態で、第２ブレード（93）の面方向に進退するように構成されている。また、一対の第２ブッシュ（97a,97b）は、第２ピストン（90）が第２ブレード（93）に対して揺動するように構成されている。これにより、第２ピストン（90）は、第２ブレード（93）の延伸方向に進退可能であり、さらに一対の第２ブッシュ（97a,97b）の中心点を揺動中心として第２ブッシュ（97a,97b）と共に揺動可能になっている。 The second blade (93) is inserted into the second blade groove (105). In this state, the flat surface of each second bush (97a, 97b) is substantially in surface contact with the second blade (93), and the arcuate outer peripheral surface of each second bush (97a, 97b) is the second piston. (90) substantially in surface contact. The pair of second bushes (97a, 97b) is configured to advance and retract in the surface direction of the second blade (93) with the second blade (93) sandwiched between the second blade grooves (105). . The pair of second bushes (97a, 97b) is configured such that the second piston (90) swings with respect to the second blade (93). As a result, the second piston (90) can advance and retreat in the extending direction of the second blade (93), and the second bush (97a) with the center point of the pair of second bushes (97a, 97b) as a swing center. , 97b).

第２圧縮部（44）には、第２高段吸入管（34）が接続されている。第２高段吸入管（34）は、第２固定側鏡板部（92a）に形成された第２吸入通路（98）に接続されている。第２吸入通路（98）は、入口側が第２固定側鏡板部（92a）の径方向に延び、途中で下方へ折れ曲がって、出口側が第２固定側鏡板部（92a）の軸方向に延びている。第２吸入通路（98）の出口端は、第２外側圧縮室（95）と第２内側圧縮室（96）の両方に開口している。 A second high stage suction pipe (34) is connected to the second compression section (44). The second higher suction pipe (34) is connected to a second suction passage (98) formed in the second fixed side end plate part (92a). The second suction passage (98) has an inlet side extending in the radial direction of the second fixed side end plate portion (92a), bent downward in the middle, and an outlet side extending in the axial direction of the second fixed side end plate portion (92a). Yes. The outlet end of the second suction passage (98) opens to both the second outer compression chamber (95) and the second inner compression chamber (96).

また、第２圧縮部（44）には、第２外側圧縮室（95）から冷媒を吐出させる第２外側吐出ポート（99）と、第２内側圧縮室（96）から冷媒を吐出させる第２内側吐出ポート（100）と、第２外側吐出ポート（99）及び第２内側吐出ポート（100）の両方が開口する第２吐出空間（101）とが形成されている。第２外側吐出ポート（99）は、第２外側圧縮室（95）の第２室（95b）と第２吐出空間（101）とを連通している。第２外側吐出ポート（99）には、第２外側吐出弁（102）が設けられている。一方、第２内側吐出ポート（100）は、第２内側圧縮室（96）の第２室（96b）と第２吐出空間（101）とを連通している。第２内側吐出ポート（100）には、第２内側吐出弁（103）が設けられている。第２吐出空間（101）は、第１空間（45）及び第２空間（46）を介して、高段吐出管（37）に連通している。 The second compression section (44) has a second outer discharge port (99) for discharging refrigerant from the second outer compression chamber (95), and a second for discharging refrigerant from the second inner compression chamber (96). An inner discharge port (100) and a second discharge space (101) in which both the second outer discharge port (99) and the second inner discharge port (100) are open are formed. The second outer discharge port (99) communicates the second chamber (95b) of the second outer compression chamber (95) and the second discharge space (101). The second outer discharge port (99) is provided with a second outer discharge valve (102). On the other hand, the second inner discharge port (100) communicates the second chamber (96b) of the second inner compression chamber (96) with the second discharge space (101). The second inner discharge port (100) is provided with a second inner discharge valve (103). The second discharge space (101) communicates with the high stage discharge pipe (37) via the first space (45) and the second space (46).

以上の構成により、駆動軸（50）が回転すると、第２ピストン（90）は、図６の(Ａ)から(Ｈ）の順に偏心回転する。そして、その偏心回転に伴って、第２外側圧縮室（95）及び第２内側圧縮室（96）では、１本の第２高段吸入管（34）を通じて導入された冷媒が圧縮される。第２外側圧縮室（95）及び第２内側圧縮室（96）から吐出された冷媒は、高段吐出管（37）に流入する。 With the above configuration, when the drive shaft (50) rotates, the second piston (90) rotates eccentrically in the order of (A) to (H) in FIG. With the eccentric rotation, the refrigerant introduced through one second high-stage suction pipe (34) is compressed in the second outer compression chamber (95) and the second inner compression chamber (96). The refrigerant discharged from the second outer compression chamber (95) and the second inner compression chamber (96) flows into the high stage discharge pipe (37).

なお、第２ピストン（90）と第２外側シリンダ部（92c）の接触点と、第２ピストン（90）と第２内側シリンダ部（92b）の接触点とは、駆動軸（50）の軸心回りに１８０°ずれている。このため、第２外側圧縮室（95）と第２内側圧縮室（96）とでは、冷媒を圧縮する動作の状態の位相が１８０°ずれている。従って、第２圧縮部（44）では、吸入冷媒の流量がゼロになることがなく、連続的に冷媒の吸入が行われる。 The contact point between the second piston (90) and the second outer cylinder part (92c) and the contact point between the second piston (90) and the second inner cylinder part (92b) are the axis of the drive shaft (50). There is a 180 ° shift around the center. For this reason, the phase of the operation | movement state which compresses a refrigerant | coolant has shifted | deviated 180 degrees in a 2nd outer side compression chamber (95) and a 2nd inner side compression chamber (96). Therefore, in the second compression section (44), the flow rate of the sucked refrigerant does not become zero, and the refrigerant is sucked continuously.

また、第２偏心部（50c）と第３偏心部（50d）とは、駆動軸（50）の軸心を中心として互いに１８０°位相がずれている。従って、第１圧縮部（43）の動作状態が図６（Ａ）のとき、第２圧縮部（44）の動作状態は図６（Ｅ）となる。 The second eccentric portion (50c) and the third eccentric portion (50d) are 180 ° out of phase with each other about the axis of the drive shaft (50). Therefore, when the operation state of the first compression unit (43) is FIG. 6 (A), the operation state of the second compression unit (44) is FIG. 6 (E).

また、本実施形態１では、第１圧縮機構（41）の吸入容積Ｖ１（可動スクロール（52）の押しのけ容積）と、第１圧縮部（43）の吸入容積Ｖ２（第１ピストン（70）の押しのけ容積）と、第２圧縮部（44）の吸入容積Ｖ３（第２ピストン（90）の押しのけ容積）との比率が、下記の式１の値に設定されている。なお、これらの吸入容積の間には、Ｖ１＞Ｖ２＞Ｖ３の関係が成立している。 Further, in the first embodiment, the suction volume V1 (the displacement volume of the movable scroll (52)) of the first compression mechanism (41) and the suction volume V2 (the first piston (70) of the first compression section (43)). The ratio of the displacement volume) and the suction volume V3 of the second compression section (44) (the displacement volume of the second piston (90)) is set to the value of Equation 1 below. Note that a relationship of V1> V2> V3 is established between these suction volumes.

Ｖ１：Ｖ２：Ｖ３＝１．０：０．４：０．３（式１）
なお、本実施形態１では、第１圧縮室（53a）の吸入容積と第２圧縮室（53b）の吸入容積とが等しくなっているが、第１圧縮室（53a）の吸入容積と第２圧縮室（53b）の吸入容積とが互いに相違する場合には、第１圧縮室（53a）の吸入容積と第２圧縮室（53b）の吸入容積の平均値が第１圧縮機構（41）の吸入容積となる。 V1: V2: V3 = 1.0: 0.4: 0.3 (Formula 1)
In the first embodiment, the suction volume of the first compression chamber (53a) is equal to the suction volume of the second compression chamber (53b). When the suction volume of the compression chamber (53b) is different from each other, the average value of the suction volume of the first compression chamber (53a) and the suction volume of the second compression chamber (53b) is the same as that of the first compression mechanism (41). Inhalation volume.

また、第１圧縮部（43）の吸入容積は、第１外側圧縮室（75）の吸入容積と第１内側圧縮室（76）の吸入容積の合計値である。また、第２圧縮部（44）の吸入容積は、第２外側圧縮室（95）の吸入容積と第２内側圧縮室（96）の吸入容積の合計値である。 The suction volume of the first compression section (43) is the total value of the suction volume of the first outer compression chamber (75) and the suction volume of the first inner compression chamber (76). The suction volume of the second compression section (44) is the total value of the suction volume of the second outer compression chamber (95) and the suction volume of the second inner compression chamber (96).

−運転動作−
次に、冷凍装置（10）の運転動作について説明する。この冷凍装置（10）は、冷房運転等と暖房運転とに切り換え可能となっている。 -Driving action-
Next, the operation of the refrigeration apparatus (10) will be described. The refrigeration apparatus (10) can be switched between a cooling operation and the heating operation.

(冷房運転)
冷房運転では、図７に示すように、四路切換弁（12）が第１状態に設定された状態で、圧縮機（30）の運転が行われる。冷媒回路（11）では室内熱交換器（15）が蒸発器となって室外熱交換器（14）が放熱器となる冷凍サイクルが行われる。なお、この冷凍サイクルでは、冷凍サイクルの高圧圧力が二酸化炭素の臨界圧力よりも高くなる。この点は、後述する暖房運転でも同じである。 (Cooling operation)
In the cooling operation, as shown in FIG. 7, the compressor (30) is operated with the four-way switching valve (12) set to the first state. In the refrigerant circuit (11), a refrigeration cycle is performed in which the indoor heat exchanger (15) serves as an evaporator and the outdoor heat exchanger (14) serves as a radiator. In this refrigeration cycle, the high pressure of the refrigeration cycle is higher than the critical pressure of carbon dioxide. This is the same in the heating operation described later.

具体的に、圧縮機（30）の高段吐出管（37）から吐出された高圧冷媒は、四路切換弁（12）を経由して室外熱交換器（14）へ流入する。室外熱交換器（14）では、室外ファン（24）によって送られる室外空気へ冷媒が放熱する。室外熱交換器（14）で冷却された冷媒は、第１膨張弁（16）で中間圧力に減圧された後に、気液分離器（18）で液冷媒とガス冷媒とに分離される。このうち、ガス冷媒は、第４電磁弁（27）が開状態に設定されていれば、ガスインジェクション回路（冷却手段（61））を構成するインジェクション管（26）を通じて第２圧縮機構（42）へ送られる。一方、液冷媒は、第２膨張弁（17）で低圧圧力まで減圧された後に、室内熱交換器（15）に流入する。 Specifically, the high-pressure refrigerant discharged from the high-stage discharge pipe (37) of the compressor (30) flows into the outdoor heat exchanger (14) via the four-way switching valve (12). In the outdoor heat exchanger (14), the refrigerant dissipates heat to the outdoor air sent by the outdoor fan (24). The refrigerant cooled by the outdoor heat exchanger (14) is depressurized to an intermediate pressure by the first expansion valve (16), and then separated into liquid refrigerant and gas refrigerant by the gas-liquid separator (18). Among these, if the 4th solenoid valve (27) is set to the open state, the gas refrigerant will pass through the second compression mechanism (42) through the injection pipe (26) constituting the gas injection circuit (cooling means (61)). Sent to. On the other hand, the liquid refrigerant is reduced to a low pressure by the second expansion valve (17) and then flows into the indoor heat exchanger (15).

室内熱交換器（15）では、室内ファン（25）によって送られる室内空気から冷媒が吸熱して蒸発する。その結果、室内空気は冷却されて室内へ供給される。室内熱交換器（15）で蒸発した冷媒は、低段吸入管（31）を通って圧縮機（30）に吸入される。そして、圧縮機（30）では、第１圧縮機構（41）、第２圧縮機構（42）の順番で冷媒が圧縮されて、再び高段吐出管（37）から吐出される。 In the indoor heat exchanger (15), the refrigerant absorbs heat from the indoor air sent by the indoor fan (25) and evaporates. As a result, the room air is cooled and supplied to the room. The refrigerant evaporated in the indoor heat exchanger (15) is sucked into the compressor (30) through the low stage suction pipe (31). In the compressor (30), the refrigerant is compressed in the order of the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42), and is discharged again from the high-stage discharge pipe (37).

(暖房運転)
暖房運転では、図８に示すように、四路切換弁（12）が第２状態に設定された状態で、圧縮機（30）の運転が行われる。冷媒回路（11）では室内熱交換器（15）が放熱器となって室外熱交換器（14）が蒸発器となる冷凍サイクルが行われる。 (Heating operation)
In the heating operation, as shown in FIG. 8, the compressor (30) is operated with the four-way switching valve (12) set to the second state. In the refrigerant circuit (11), a refrigeration cycle is performed in which the indoor heat exchanger (15) serves as a radiator and the outdoor heat exchanger (14) serves as an evaporator.

具体的に、圧縮機（30）の高段吐出管（37）から吐出された高圧冷媒は、四路切換弁（12）を経由して室内熱交換器（15）に供給される。室内熱交換器（15）では、室内ファン（25）によって送られる室内空気へ冷媒が放熱する。その結果、室内空気は加熱されて室内へ供給される。 Specifically, the high-pressure refrigerant discharged from the high-stage discharge pipe (37) of the compressor (30) is supplied to the indoor heat exchanger (15) via the four-way switching valve (12). In the indoor heat exchanger (15), the refrigerant dissipates heat to the indoor air sent by the indoor fan (25). As a result, the room air is heated and supplied to the room.

室内熱交換器（15）で冷却された冷媒は、第２膨張弁（17）で中間圧力に減圧された後に、気液分離器（18）で液冷媒とガス冷媒とに分離される。このうち、ガス冷媒は、第４電磁弁（27）が開状態に設定されていれば、インジェクション管（26）を通じて第２圧縮機構（42）へ送られる。一方、液冷媒は、第１膨張弁（16）で低圧圧力まで減圧された後に、室外熱交換器（14）へ流入する。室外熱交換器（14）では、室外ファン（24）によって送られる室外空気から冷媒が吸熱して蒸発する。室外熱交換器（14）で蒸発した冷媒は、低段吸入管（31）を通って圧縮機（30）に吸入される。そして、圧縮機（30）では、第１圧縮機構（41）、第２圧縮機構（42）の順番で冷媒が圧縮されて、再び高段吐出管（37）から吐出される。 The refrigerant cooled by the indoor heat exchanger (15) is depressurized to an intermediate pressure by the second expansion valve (17), and then separated into liquid refrigerant and gas refrigerant by the gas-liquid separator (18). Among these, the gas refrigerant is sent to the second compression mechanism (42) through the injection pipe (26) if the fourth solenoid valve (27) is set in the open state. On the other hand, the liquid refrigerant is reduced to a low pressure by the first expansion valve (16) and then flows into the outdoor heat exchanger (14). In the outdoor heat exchanger (14), the refrigerant absorbs heat from the outdoor air sent by the outdoor fan (24) and evaporates. The refrigerant evaporated in the outdoor heat exchanger (14) is sucked into the compressor (30) through the low stage suction pipe (31). In the compressor (30), the refrigerant is compressed in the order of the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42), and is discharged again from the high-stage discharge pipe (37).

(調節手段の制御)
本実施形態１では、容積比変更手段（60）が、第２圧縮機構（42）に向かう冷媒を第１圧縮部（43）と第２圧縮部（44）とに分けて各圧縮部（43,44）で冷媒を圧縮する並列圧縮状態と、第２圧縮機構（42）において第１圧縮部（43）、第２圧縮部（44）の順番で冷媒を圧縮する直列圧縮状態とに切り換えるように構成されている。並列圧縮状態では、第１圧縮部（43）と第２圧縮部（44）とは互いに並列になる。直列圧縮状態では、第１圧縮部（43）と第２圧縮部（44）とは互いに直列になる。 (Control of adjustment means)
In the first embodiment, the volume ratio changing means (60) divides the refrigerant going to the second compression mechanism (42) into the first compression section (43) and the second compression section (44), and each compression section (43 , 44) to switch between the parallel compression state in which the refrigerant is compressed and the serial compression state in which the refrigerant is compressed in the order of the first compression unit (43) and the second compression unit (44) in the second compression mechanism (42). It is configured. In the parallel compression state, the first compression unit (43) and the second compression unit (44) are in parallel with each other. In the serial compression state, the first compression unit (43) and the second compression unit (44) are in series with each other.

具体的に、並列圧縮状態では、第１電磁弁（21）が開状態に、第２電磁弁（22）が閉状態に、第３電磁弁（23）が開状態に設定される。並列圧縮状態では、第１圧縮機構（41）から吐出された冷媒が、図７に示すように、第１圧縮部（43）と第２圧縮部（44）とに分配され、各圧縮部（43,44）でそれぞれで圧縮される。第１圧縮部（43）で圧縮された冷媒は、連絡吐出管（35）及び連絡吸入管（36）を経て、第１空間（45）に流入する。第１空間（45）では、第１圧縮部（43）で圧縮された冷媒と、第２圧縮部（44）で圧縮された冷媒とが合流する。そして、第１空間（45）で合流した冷媒は、電動機（47）のコアカットやエアギャップを通って、第２空間（46）に流入して、高段吐出管（37）から吐出される。 Specifically, in the parallel compression state, the first electromagnetic valve (21) is set to an open state, the second electromagnetic valve (22) is set to a closed state, and the third electromagnetic valve (23) is set to an open state. In the parallel compression state, the refrigerant discharged from the first compression mechanism (41) is distributed to the first compression unit (43) and the second compression unit (44) as shown in FIG. 43, 44). The refrigerant compressed in the first compression section (43) flows into the first space (45) through the communication discharge pipe (35) and the communication suction pipe (36). In the first space (45), the refrigerant compressed by the first compression section (43) and the refrigerant compressed by the second compression section (44) merge. The refrigerant merged in the first space (45) flows into the second space (46) through the core cut and the air gap of the electric motor (47), and is discharged from the high-stage discharge pipe (37). .

並列圧縮状態では、第１圧縮部（43）の吸入容積Ｖ２と第２圧縮部（44）の吸入容積Ｖ３の合計値が、第２圧縮機構（42）の吸入容積になる。その結果、吸入容積比Ｖｒは下記の式２で表される。 In the parallel compression state, the total value of the suction volume V2 of the first compression unit (43) and the suction volume V3 of the second compression unit (44) becomes the suction volume of the second compression mechanism (42). As a result, the suction volume ratio Vr is expressed by the following formula 2.

Ｖｒ＝（Ｖ２＋Ｖ３）／Ｖ１（式２）
一方、直列圧縮状態では、第１電磁弁（21）が閉状態に、第２電磁弁（22）が開状態に、第３電磁弁（23）が閉状態に設定される。直列圧縮状態では、第１圧縮機構（41）から吐出された冷媒が、図８に示すように、第１圧縮部（43）で圧縮される。第１圧縮部（43）で圧縮された冷媒は、連絡吐出管（35）及び第２高段吸入管（34）を経て、第２圧縮部（44）に導入されて、第２圧縮部（44）で圧縮される。第２圧縮部（44）で圧縮された冷媒は、電動機（47）のコアカットやエアギャップを通って、第２空間（46）に流入して、高段吐出管（37）から吐出される。 Vr = (V2 + V3) / V1 (Formula 2)
On the other hand, in the series compression state, the first solenoid valve (21) is set to the closed state, the second solenoid valve (22) is set to the open state, and the third solenoid valve (23) is set to the closed state. In the serial compression state, the refrigerant discharged from the first compression mechanism (41) is compressed by the first compression section (43) as shown in FIG. The refrigerant compressed in the first compression section (43) is introduced into the second compression section (44) through the communication discharge pipe (35) and the second higher-stage suction pipe (34), and the second compression section (44) 44). The refrigerant compressed by the second compression section (44) flows into the second space (46) through the core cut and the air gap of the electric motor (47), and is discharged from the high stage discharge pipe (37). .

直列圧縮状態では、第１圧縮部（43）の吸入容積Ｖ２が、第２圧縮機構（42）の吸入容積になる。その結果、吸入容積比Ｖｒは下記の式３で表される。 In the serial compression state, the suction volume V2 of the first compression section (43) becomes the suction volume of the second compression mechanism (42). As a result, the suction volume ratio Vr is expressed by Equation 3 below.

Ｖｒ＝Ｖ２／Ｖ１（式３）
本実施形態１では、冷房運転時に並列圧縮状態に設定され、暖房運転時に直列圧縮状態に設定される。冷房運転では、ガスインジェクション量が比較的多くなるように、第１膨張弁（16）の開度調節及び第２膨張弁（17）の開度調節によって、第１圧縮機構（41）と第２圧縮機構（42）との間の中間圧力が制御される。冷房運転では、ガスインジェクション量を多くするので、第１圧縮機構（41）における逆流損失を抑制するために、第２圧縮機構（42）の吸入容積が大きい方の値（Ｖ２＋Ｖ３）に切り換えられる。冷房運転では、ガスインジェクション量を多くして、第２圧縮機構（42）に導入される冷媒の温度をなるべく低下させることで、圧縮機（30）の入力が少なくなるようにしている。 Vr = V2 / V1 (Formula 3)
In the first embodiment, the parallel compression state is set during the cooling operation, and the serial compression state is set during the heating operation. In the cooling operation, the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (2) are adjusted by adjusting the opening of the first expansion valve (16) and the opening of the second expansion valve (17) so that the gas injection amount is relatively large. The intermediate pressure with the compression mechanism (42) is controlled. In the cooling operation, since the gas injection amount is increased, the suction volume of the second compression mechanism (42) is switched to the larger value (V2 + V3) in order to suppress the backflow loss in the first compression mechanism (41). In the cooling operation, the input of the compressor (30) is reduced by increasing the gas injection amount and reducing the temperature of the refrigerant introduced into the second compression mechanism (42) as much as possible.

一方、暖房運転では、ガスインジェクション量が比較的少なくなるように、第１膨張弁（16）の開度調節及び第２膨張弁（17）の開度調節によって中間圧力が制御される。暖房運転では、ガスインジェクション量を少なくするので、第１圧縮機構（41）における過圧縮損失を抑制するために、第２圧縮機構（42）の吸入容積が小さい方の値（Ｖ２）に切り換えられる。暖房運転では、ガスインジェクション量を少なくして、第２圧縮機構（42）に導入される冷媒の温度をなるべく低下させないようにしながら、室外熱交換器（14）の冷媒流量を多くして、室外空気から汲み上げる熱量が多くなるようにしている。 On the other hand, in the heating operation, the intermediate pressure is controlled by adjusting the opening of the first expansion valve (16) and adjusting the opening of the second expansion valve (17) so that the gas injection amount is relatively small. In the heating operation, since the gas injection amount is reduced, the suction volume of the second compression mechanism (42) is switched to the smaller value (V2) in order to suppress the overcompression loss in the first compression mechanism (41). . In the heating operation, the amount of gas injection is reduced so that the temperature of the refrigerant introduced into the second compression mechanism (42) does not decrease as much as possible, while the refrigerant flow rate in the outdoor heat exchanger (14) is increased, The amount of heat pumped up from the air is increased.

−実施形態１の効果−
本実施形態１では、第１圧縮機構（41）及び第２圧縮機構（42）が、吸入流体の流量がゼロになることがなく、連続的に流体の吸入を行うように構成されている。このため、吸入流体の流量がゼロになるタイミングがあるロータリ式の圧縮機構を用いた従来の圧縮機（30）に比べて、吸入流体の流量変動が緩和される。従って、吸入流体の流量変動が原因で生じる圧力脈動、及びその圧力脈動によって生じる振動を抑制することができる。そして、図１に示すように、第２圧縮機構（42）の吸入側にマフラーを省略することが可能になる。 -Effect of Embodiment 1-
In the first embodiment, the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) are configured to continuously suck fluid without the flow rate of the suction fluid becoming zero. For this reason, fluctuations in the flow rate of the suction fluid are reduced as compared with the conventional compressor (30) using the rotary type compression mechanism in which the flow rate of the suction fluid becomes zero. Therefore, it is possible to suppress pressure pulsation caused by fluctuations in the flow rate of the suction fluid and vibration caused by the pressure pulsation. Then, as shown in FIG. 1, it is possible to omit the muffler on the suction side of the second compression mechanism (42).

なお、圧力脈動及び振動を抑制することだけを考えるのであれば、第１圧縮機構（41）をスクロール式とはせずに、２つの圧縮室が形成された第２圧縮機構（42）のような構成にすることも考えられる。しかし、第２圧縮機構（42）は、各圧縮室（75,76,95,96）の吐出ポート（79,80,99,100）に対して吐出弁（82,83,102,103）が設けられており、吐出抵抗が比較的大きくなる。このため、第１圧縮機構（41）を第２圧縮機構（42）のような構成にすると、第１圧縮機構（41）及び第２圧縮機構（42）の両方で、吐出抵抗が大きくなってしまい、圧縮機（30）の運転効率が低下してしまう。これに対して、本実施形態１では、吐出弁がないスクロール式の圧縮機構を第１圧縮機構（41）に用いることで、吐出抵抗が小さくなるようにしている。従って、圧力脈動及び振動を抑制しつつ、運転効率がよい圧縮機（30）を実現することができる。 If only the suppression of pressure pulsation and vibration is considered, the first compression mechanism (41) is not a scroll type, but is similar to the second compression mechanism (42) in which two compression chambers are formed. It is also possible to adopt a simple configuration. However, the second compression mechanism (42) is provided with discharge valves (82, 83, 102, 103) for the discharge ports (79, 80, 99, 100) of the respective compression chambers (75, 76, 95, 96). Resistance becomes relatively large. For this reason, when the first compression mechanism (41) is configured like the second compression mechanism (42), the discharge resistance increases in both the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42). As a result, the operating efficiency of the compressor (30) decreases. On the other hand, in the first embodiment, a scroll type compression mechanism without a discharge valve is used for the first compression mechanism (41) so that the discharge resistance is reduced. Therefore, it is possible to realize a compressor (30) with high operating efficiency while suppressing pressure pulsation and vibration.

また、圧力脈動及び振動を抑制することだけを考えるのであれば、第２圧縮機構（42）の各圧縮部（43,44）をスクロール式にすることも考えられる。しかし、第２圧縮機構（42）の各圧縮部（43,44）の両方をスクロール式にするためには、少なくとも一方の圧縮部（43,44）を軸貫通構造のスクロール式にする必要がある。この場合、その圧縮部（43,44）の外径が大きくなってしまい、圧縮機（30）の外径が大きくなってしまう。これに対して、本実施形態１の第２圧縮機構（42）は、外径が小さくなるように設計しやすいタイプの構造である。従って、第２圧縮機構（42）で外径が大型化することがない。このため、圧力脈動及び振動を抑制しつつ、コンパクトな圧縮機（30）を実現することができる。 If only the suppression of pressure pulsation and vibration is considered, it is conceivable that the compression parts (43, 44) of the second compression mechanism (42) are of a scroll type. However, in order to make both the compression parts (43, 44) of the second compression mechanism (42) scroll-type, it is necessary to make at least one compression part (43, 44) scroll-type with a shaft-through structure. is there. In this case, the outer diameter of the compression part (43, 44) becomes large, and the outer diameter of the compressor (30) becomes large. On the other hand, the 2nd compression mechanism (42) of this Embodiment 1 is a structure of the type which is easy to design so that an outer diameter may become small. Therefore, the outer diameter is not increased by the second compression mechanism (42). For this reason, a compact compressor (30) is realizable, suppressing a pressure pulsation and vibration.

また、本実施形態１では、第２圧縮機構（42）が、それぞれが連続的に流体の吸入を行う第１圧縮部（43）及び第２圧縮部（44）を備えている。このため、多気筒で低振動の圧縮機（30）を実現することができる。 In the first embodiment, the second compression mechanism (42) includes a first compression section (43) and a second compression section (44), each of which continuously sucks fluid. For this reason, a multi-cylinder, low-vibration compressor (30) can be realized.

また、本実施形態１では、吸入容積に対する吐出容積の比率が一定の第１圧縮機構（41）が低段側圧縮機構となって、吸入容積に対する吐出容積の比率が吐出室（81,101）の圧力に応じて変化する第２圧縮機構（42）が高段側圧縮機構となっている。このため、高段側圧縮機構では、冷媒回路（11）の高圧圧力が変動しても、吐出容積が変動することで、過圧縮損失や逆流損失が緩和される。また、低段側圧縮機構となる第１圧縮機構（41）の吐出容積に応じて、高段側圧縮機構となる第２圧縮機構（42）の吸入容積を適切に設計することで、第１圧縮機構（41）で生じる過圧縮損失や逆流損失を抑制することも可能である。従って、低段側圧縮機構及び高段側圧縮機構の両方で過圧縮損失や逆流損失が小さくなる圧縮機（30）を実現することが可能になる。 In the first embodiment, the first compression mechanism (41) having a constant ratio of the discharge volume to the suction volume is a low-stage compression mechanism, and the ratio of the discharge volume to the suction volume is the pressure of the discharge chamber (81, 101). The second compression mechanism (42) that changes according to the above is a high-stage compression mechanism. For this reason, in the high stage side compression mechanism, even if the high pressure of the refrigerant circuit (11) fluctuates, the overcompression loss and the backflow loss are alleviated because the discharge volume fluctuates. Further, by appropriately designing the suction volume of the second compression mechanism (42) serving as the high-stage compression mechanism according to the discharge volume of the first compression mechanism (41) serving as the low-stage compression mechanism, the first It is also possible to suppress over-compression loss and backflow loss that occur in the compression mechanism (41). Therefore, it is possible to realize the compressor (30) in which the overcompression loss and the backflow loss are reduced in both the low stage side compression mechanism and the high stage side compression mechanism.

また、スクロール式の圧縮機構は、一般的に隙間が多く、冷媒の漏れ量が多くなりやすい。このため、押し退け容積の小さい高段側圧縮機構にスクロール式の第１圧縮機構（41）を適用すると、冷媒の漏れの影響が大きく、運転効率が大きく低下してしまう。これに対して、本実施形態１では、第１圧縮機構（41）が低段側圧縮機構に用いられている。このため、第１圧縮機構（41）における冷媒の漏れの影響が比較的小さく、冷媒漏れによる運転効率の低下を抑制することができる。 In addition, scroll-type compression mechanisms generally have many gaps, and the amount of refrigerant leakage tends to increase. For this reason, when the scroll-type first compression mechanism (41) is applied to the high-stage compression mechanism having a small displacement volume, the influence of refrigerant leakage is large, and the operation efficiency is greatly reduced. On the other hand, in this Embodiment 1, the 1st compression mechanism (41) is used for the low stage compression mechanism. For this reason, the influence of the leakage of the refrigerant in the first compression mechanism (41) is relatively small, and it is possible to suppress a decrease in operating efficiency due to the refrigerant leakage.

また、第２圧縮機構（42）は、各圧縮室（75,76,95,96）の吐出ポート（79,80,99,100）に対して吐出弁（82,83,102,103）が設けられており、吐出弁がない第１圧縮機構（41）に比べて、吐出時間が短くなる。このため、押し退け容積の大きい低段側圧縮機構に第２圧縮機構（42）を適用すると、吐出抵抗が大きくなってしまう。これに対して、本実施形態１では、第２圧縮機構（42）が高段側圧縮機構に用いられている。このため、吐出ポート（79,80,99,100）から吐出される冷媒流量が、低段側圧縮機構に用いられる場合に比べて少なくなるので、吐出弁（82,83,102,103）による吐出抵抗を抑制することができる。 Further, the second compression mechanism (42) is provided with discharge valves (82, 83, 102, 103) for the discharge ports (79, 80, 99, 100) of the respective compression chambers (75, 76, 95, 96). Compared to the first compression mechanism (41) having no valve, the discharge time is shortened. For this reason, when the second compression mechanism (42) is applied to the low-stage compression mechanism having a large displacement volume, the discharge resistance increases. On the other hand, in this Embodiment 1, the 2nd compression mechanism (42) is used for the high stage compression mechanism. For this reason, since the refrigerant flow rate discharged from the discharge port (79, 80, 99, 100) is smaller than that used in the low-stage compression mechanism, the discharge resistance by the discharge valve (82, 83, 102, 103) is suppressed. Can do.

また、本実施形態１では、第１圧縮機構（41）及び第２圧縮機構（42）が１本の駆動軸（50）で機械的に連結されているが、容積比変更手段（60）によって吸入容積比Ｖｒを調節することが可能である。このため、容積比変更手段（60）によって吸入容積比Ｖｒを調節することで、中間圧力を調節することができる。従って、運転条件等に応じて中間圧力を最適な値に近づけることが可能になるので、運転効率の向上を図ることができる。 In the first embodiment, the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) are mechanically connected by one drive shaft (50), but the volume ratio changing means (60) is used. It is possible to adjust the suction volume ratio Vr. For this reason, the intermediate pressure can be adjusted by adjusting the suction volume ratio Vr by the volume ratio changing means (60). Therefore, the intermediate pressure can be brought close to the optimum value according to the operating conditions and the like, so that the operating efficiency can be improved.

また、本実施形態１では、容積比変更手段（60）によって中間圧力が調節されることで、第１圧縮機構（41）の運転圧力と第２圧縮機構（42）の運転圧力との比率に大きな差ができることが回避される。このため、各圧縮機構（41,42）のトルクが均一化されるので、さらに振動を抑制することができる。 In the first embodiment, the intermediate pressure is adjusted by the volume ratio changing means (60), so that the ratio between the operating pressure of the first compression mechanism (41) and the operating pressure of the second compression mechanism (42) is obtained. Making a big difference is avoided. For this reason, since the torque of each compression mechanism (41, 42) is equalized, vibration can be further suppressed.

また、本実施形態１では、第１圧縮機構（41）が非対称渦巻き構造のスクロール式の圧縮機構により構成されているので、第１圧縮機構（41）において、第１圧縮室（53a）と第２圧縮室（53b）には、ほぼ同じ位置から冷媒が流入する。このため、一方の圧縮室（53a,53b）の吸入冷媒の流量が最小値になるタイミングと他方の圧縮室（53a,53b）の吸入冷媒の流量が最大値になるタイミングとがほぼ一致する。このため、第１圧縮機構（41）の吸入冷媒の流量変動が緩和される度合いが大きくなるので、吸入冷媒の流量変動が原因で生じる圧力脈動、及びその圧力脈動によって生じる振動を効果的に抑制することができる。 In the first embodiment, since the first compression mechanism (41) is constituted by a scroll-type compression mechanism having an asymmetric spiral structure, the first compression chamber (53a) and the first compression mechanism (41a) are arranged in the first compression mechanism (41). The refrigerant flows into the two compression chambers (53b) from substantially the same position. For this reason, the timing at which the flow rate of the suction refrigerant in the one compression chamber (53a, 53b) reaches the minimum value and the timing at which the flow rate of the suction refrigerant in the other compression chamber (53a, 53b) reaches the maximum value substantially coincide. For this reason, since the degree to which the flow rate fluctuation of the suction refrigerant of the first compression mechanism (41) is relaxed increases, the pressure pulsation caused by the flow rate fluctuation of the suction refrigerant and the vibration caused by the pressure pulsation are effectively suppressed. can do.

また、本実施形態１では、圧力脈動が大きくなりやすい二酸化炭素を圧縮する圧縮機（30）の第１圧縮機構（41）及び第２圧縮機構（42）が、連続的に冷媒の吸入を行うように構成されている。このため、圧力脈動及び圧力脈動による振動の抑制効果として、大きな効果を得ることできる。 Further, in the first embodiment, the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) of the compressor (30) that compresses carbon dioxide, which tends to increase pressure pulsation, continuously sucks the refrigerant. It is configured as follows. For this reason, a big effect can be acquired as a suppression effect of vibration by pressure pulsation and pressure pulsation.

なお、本実施形態１では、第１圧縮機構（41）及び第２圧縮機構（42）の両方が、運転圧力比・運転圧力差が比較的小さくなる構造になっている。このため、作動圧力が高い二酸化炭素を圧縮する場合であっても、スラスト軸受の大型化、それに伴う圧縮機構（41,42）の大径化を抑制することができる。 In the first embodiment, both the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) have a structure in which the operating pressure ratio and the operating pressure difference are relatively small. For this reason, even when carbon dioxide having a high operating pressure is compressed, it is possible to suppress an increase in the size of the thrust bearing and an accompanying increase in the diameter of the compression mechanism (41, 42).

また、本実施形態１では、第２圧縮機構（42）で圧縮された全ての冷媒が電動機（47）を通過する。冷媒が電動機（47）を通る際には、冷媒に含まれる冷凍機油の一部が、電動機（47）に付着することによって、冷媒から分離される。従って、より多くの冷凍機油を冷媒から分離することが可能である。 Moreover, in this Embodiment 1, all the refrigerant | coolants compressed with the 2nd compression mechanism (42) pass an electric motor (47). When the refrigerant passes through the electric motor (47), a part of the refrigerating machine oil contained in the refrigerant is separated from the refrigerant by adhering to the electric motor (47). Therefore, it is possible to separate more refrigeration oil from the refrigerant.

−実施形態１の変形例１−
この変形例１では、図９に示すように、低段吐出管（32）に、中間冷却器（19）に接続されている。中間冷却器（19）の近傍には、冷却用ファン（20）が設置されている。中間冷却器（19）では、冷却用ファン（20）によって送られる室外空気と冷媒との間で熱交換が行われる。この変形例１では、第１圧縮機構（41）から第２圧縮機構（42）へ向かう冷媒が、中間冷却器（19）によって冷却される。冷却手段（61）は、インジェクション管（26）及び中間冷却器（19）により構成されている。なお、冷媒回路（11）にインジェクション管（26）を設けずに、冷却手段（61）が中間冷却器（19）だけにより構成されていてもよい。 -Modification 1 of Embodiment 1-
In the first modification, as shown in FIG. 9, the low-stage discharge pipe (32) is connected to the intermediate cooler (19). A cooling fan (20) is installed in the vicinity of the intermediate cooler (19). In the intercooler (19), heat is exchanged between the outdoor air sent by the cooling fan (20) and the refrigerant. In the first modification, the refrigerant traveling from the first compression mechanism (41) to the second compression mechanism (42) is cooled by the intermediate cooler (19). The cooling means (61) is composed of an injection pipe (26) and an intercooler (19). Note that the cooling means (61) may be constituted only by the intermediate cooler (19) without providing the injection pipe (26) in the refrigerant circuit (11).

−実施形態１の変形例２−
この変形例２では、容積比変更手段（60）が、第２圧縮機構（42）に向かう冷媒を第１圧縮部（43）と第２圧縮部（44）とに分けて各圧縮部（43,44）で冷媒を圧縮する並列圧縮状態と、第１圧縮部（43）と第２圧縮部（44）のうち第２圧縮部（44）のみで冷媒を圧縮する気筒休止状態とに切り換えることによって、第２圧縮機構（42）の吸入容積を調節する。 -Modification 2 of Embodiment 1
In the second modification, the volume ratio changing means (60) divides the refrigerant going to the second compression mechanism (42) into the first compression section (43) and the second compression section (44), and each compression section (43 , 44) to switch between a parallel compression state in which the refrigerant is compressed and a cylinder deactivation state in which the refrigerant is compressed only by the second compression portion (44) of the first compression portion (43) and the second compression portion (44). To adjust the suction volume of the second compression mechanism (42).

具体的に、容積比変更手段（60）は、図１０に示すように、三路切換弁（60）により構成されている。三路切換弁（60）は、第１ポート（P1）が連絡吐出管（35）に接続され、第２ポート（P2）が連絡吸入管（36）に接続され、第３ポート（P3）が第１高段吸入管（33）に接続されている。三路切換弁（62）は、第１ポート（P1）と第２ポート（P2）とが連通する第１状態と、第１ポート（P1）と第３ポート（P3）とが連通する第２状態とが切換自在に構成されている。 Specifically, the volume ratio changing means (60) is constituted by a three-way switching valve (60) as shown in FIG. The three-way selector valve (60) has a first port (P1) connected to the communication discharge pipe (35), a second port (P2) connected to the communication suction pipe (36), and a third port (P3) It is connected to the first higher stage suction pipe (33). The three-way selector valve (62) has a first state in which the first port (P1) and the second port (P2) communicate with each other, and a second state in which the first port (P1) and the third port (P3) communicate with each other. The state can be switched freely.

また、変形例２では、第１圧縮機構（41）の吸入容積Ｖ１と、第１圧縮部（43）の吸入容積Ｖ２と、第２圧縮部（44）の吸入容積Ｖ３との比率が、下記の式４の値に設定されている。なお、これらの吸入容積の間には、Ｖ１＞Ｖ３＞Ｖ２の関係が成立している。 In the second modification, the ratio of the suction volume V1 of the first compression mechanism (41), the suction volume V2 of the first compression unit (43), and the suction volume V3 of the second compression unit (44) is as follows. Is set to the value of Equation (4). A relationship of V1> V3> V2 is established between these suction volumes.

Ｖ１：Ｖ２：Ｖ３＝１．０：０．３：０．４（式４）
三路切換弁（62）が第１状態に設定されると並列圧縮状態になる。この変形例２では、冷房運転時に並列圧縮状態に設定される。 V1: V2: V3 = 1.0: 0.3: 0.4 (Formula 4)
When the three-way switching valve (62) is set to the first state, the parallel compression state is established. In the second modification, the parallel compression state is set during the cooling operation.

並列圧縮状態では、第１圧縮機構（41）で圧縮された後に中間冷却器（19）で冷却された冷媒が、上記実施形態１の並列圧縮状態と同様に、図１０に示すように、第１圧縮部（43）と第２圧縮部（44）とに分配されて、各圧縮部（43,44）でそれぞれで圧縮される。各圧縮部（43,44）で圧縮された冷媒は、合流した後に、高段吐出管（37）から吐出される。並列圧縮状態では、第１圧縮部（43）の吸入容積Ｖ２と第２圧縮部（44）の吸入容積Ｖ３の合計値が、第２圧縮機構（42）の吸入容積になる。その結果、吸入容積比Ｖｒは下記の式５で表される。 In the parallel compression state, the refrigerant cooled by the intermediate cooler (19) after being compressed by the first compression mechanism (41) is similar to the parallel compression state of the first embodiment as shown in FIG. It distributes to the 1 compression part (43) and the 2nd compression part (44), and is compressed by each compression part (43,44), respectively. The refrigerant compressed in each compression section (43, 44) joins and is then discharged from the high stage discharge pipe (37). In the parallel compression state, the total value of the suction volume V2 of the first compression unit (43) and the suction volume V3 of the second compression unit (44) becomes the suction volume of the second compression mechanism (42). As a result, the suction volume ratio Vr is expressed by Equation 5 below.

Ｖｒ＝（Ｖ２＋Ｖ３）／Ｖ１（式５）
一方、三路切換弁（62）が第２状態に設定されると気筒休止状態になる。この変形例２では、暖房運転時に気筒休止状態に設定される。 Vr = (V2 + V3) / V1 (Formula 5)
On the other hand, when the three-way switching valve (62) is set to the second state, the cylinder is deactivated. In the second modification, the cylinder is deactivated during the heating operation.

気筒休止状態では、第１圧縮部（43）が、図１１に示すように、自ら吐出した冷媒を吸入して、圧縮することなく吐出する。このため、第１圧縮機構（41）で圧縮された後に中間冷却器（19）で冷却された冷媒は、第２圧縮部（44）のみで圧縮される。この場合、第２圧縮部（44）の吸入容積Ｖ３が、第２圧縮機構（42）の吸入容積になる。その結果、吸入容積比Ｖｒは下記の式６で表される。 In the cylinder deactivation state, as shown in FIG. 11, the first compressor (43) sucks the refrigerant discharged by itself and discharges it without compressing it. Therefore, the refrigerant that has been compressed by the first compression mechanism (41) and then cooled by the intermediate cooler (19) is compressed only by the second compression unit (44). In this case, the suction volume V3 of the second compression section (44) becomes the suction volume of the second compression mechanism (42). As a result, the suction volume ratio Vr is expressed by Equation 6 below.

Ｖｒ＝Ｖ３／Ｖ１（式６）
なお、第２状態が第１圧縮部（43）のみで冷媒を圧縮する状態になるように、冷媒回路（11）が構成されていてもよい。 Vr = V3 / V1 (Formula 6)
The refrigerant circuit (11) may be configured so that the second state is a state in which the refrigerant is compressed only by the first compression unit (43).

−実施形態１の変形例３−
この変形例３では、容積比変更手段（60）が、第２圧縮機構（42）において第１圧縮部（43）、第２圧縮部（44）の順番で冷媒を圧縮する直列圧縮状態と、第１圧縮部（43）と第２圧縮部（44）のうち第２圧縮部（44）のみで冷媒を圧縮する気筒休止状態とに切り換えることによって、第２圧縮機構（42）の吸入容積を調節する。容積比変更手段（60）は、図１２に示すように、開閉自在の電磁弁（60）により構成されている。 -Modification 3 of Embodiment 1-
In the third modification, the volume ratio changing means (60) compresses the refrigerant in the order of the first compression section (43) and the second compression section (44) in the second compression mechanism (42), The suction volume of the second compression mechanism (42) is changed by switching to the cylinder deactivation state in which the refrigerant is compressed only by the second compression section (44) of the first compression section (43) and the second compression section (44). Adjust. As shown in FIG. 12, the volume ratio changing means (60) is composed of an electromagnetic valve (60) that can be freely opened and closed.

電磁弁（60）が閉状態に設定されると、図１２に示すように、直列圧縮状態になる。直列圧縮状態では、第１圧縮部（43）の吸入容積Ｖ２が第２圧縮機構（42）の吸入容積になる。一方、電磁弁（60）が開状態に設定されると、図１３に示すように、気筒休止状態になる。気筒休止状態では、第２圧縮部（44）の吸入容積Ｖ３（Ｖ３＜Ｖ２）が第２圧縮機構（42）の吸入容積になる。この変形例３では、冷房運転時に直列圧縮状態に設定され、暖房運転時中に気筒休止状態に設定される。 When the solenoid valve (60) is set in the closed state, as shown in FIG. In the serial compression state, the suction volume V2 of the first compression section (43) becomes the suction volume of the second compression mechanism (42). On the other hand, when the solenoid valve (60) is set to the open state, as shown in FIG. In the cylinder deactivation state, the suction volume V3 (V3 <V2) of the second compression unit (44) becomes the suction volume of the second compression mechanism (42). In the third modification, the serial compression state is set during the cooling operation, and the cylinder deactivation state is set during the heating operation.

−実施形態１の変形例４−
上記実施形態１では、第１空間（45）及び第２空間（46）の圧力が高圧圧力になるが、第１空間（45）及び第２空間（46）の圧力が中間圧力になるように、圧縮機（30）を構成してもよい。この場合、第１圧縮機構（41）から吐出された冷媒が、ケーシング（40）内における第１圧縮機構（41）と第２圧縮機構（42）の間の空間に供給される。そして、高段吐出管（37）を設けずに、第１圧縮部（43）の吐出冷媒と第２圧縮部（44）の吐出冷媒とがケーシング（40）の外側で合流して放熱器へ導入されるように、第２圧縮機構（42）に冷媒配管が接続される。 -Modification 4 of Embodiment 1
In the first embodiment, the pressure in the first space (45) and the second space (46) is a high pressure, but the pressure in the first space (45) and the second space (46) is an intermediate pressure. The compressor (30) may be configured. In this case, the refrigerant discharged from the first compression mechanism (41) is supplied to the space between the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) in the casing (40). And without providing a high stage discharge pipe (37), the discharge refrigerant of the 1st compression part (43) and the discharge refrigerant of the 2nd compression part (44) join outside the casing (40), and are to a radiator. A refrigerant pipe is connected to the second compression mechanism (42) so as to be introduced.

《発明の実施形態２》
本発明の実施形態２について説明する。以下では、実施形態１と異なる点について説明する。 << Embodiment 2 of the Invention >>
A second embodiment of the present invention will be described. Hereinafter, differences from the first embodiment will be described.

実施形態２では、常に、第１圧縮機構（41）、第１圧縮部（43）、第２圧縮部（44）の順番で冷媒が圧縮されるように、圧縮機（30）が冷媒回路（11）に接続されている。 In the second embodiment, the compressor (30) is always connected to the refrigerant circuit (30) so that the refrigerant is compressed in the order of the first compression mechanism (41), the first compression unit (43), and the second compression unit (44). 11) connected.

具体的に、図１４に示すように、低段吐出管（32）が第１高段吸入管（33）に接続されている。また、連絡吐出管（35）が第２高段吸入管（34）に接続されている。なお、圧縮機（30）には、連絡吸入管（36）は設けられていない。 Specifically, as shown in FIG. 14, the low stage discharge pipe (32) is connected to the first high stage suction pipe (33). Further, the communication discharge pipe (35) is connected to the second higher stage suction pipe (34). The compressor (30) is not provided with the communication suction pipe (36).

また、本実施形態２では、第１圧縮機構（41）の吸入容積Ｖ１と、第１圧縮部（43）の吸入容積Ｖ２と、第２圧縮部（44）の吸入容積Ｖ３との比率が、下記の式７の値に設定されている。なお、これらの吸入容積の間には、Ｖ１＞Ｖ２＞Ｖ３の関係が成立している。 In the second embodiment, the ratio of the suction volume V1 of the first compression mechanism (41), the suction volume V2 of the first compression unit (43), and the suction volume V3 of the second compression unit (44) is: It is set to the value of Equation 7 below. Note that a relationship of V1> V2> V3 is established between these suction volumes.

Ｖ１：Ｖ２：Ｖ３＝１．０：０．７：０．４５（式７）
また、第１圧縮機構（41）の吐出容積Ｖ４は、第１圧縮部（43）の吸入容積Ｖ２と同じ値になっている。なお、第１圧縮機構（41）の吐出容積Ｖ４は、第１圧縮機構（41）と第１圧縮部（43）との間にインジェクション管（26）からの冷媒を常に導入する場合は、第１圧縮部（43）の吸入容積Ｖ２よりも小さな値に設定する方が好ましく、第１圧縮機構（41）と第１圧縮部（43）との間に中間冷却器（19）を設ける場合は、第１圧縮部（43）の吸入容積Ｖ２よりも大きな値に設定する方が好ましい。 V1: V2: V3 = 1.0: 0.7: 0.45 (Formula 7)
Further, the discharge volume V4 of the first compression mechanism (41) has the same value as the suction volume V2 of the first compression unit (43). Note that the discharge volume V4 of the first compression mechanism (41) is such that the refrigerant from the injection pipe (26) is always introduced between the first compression mechanism (41) and the first compression unit (43). It is preferable to set a value smaller than the suction volume V2 of one compression section (43). When an intermediate cooler (19) is provided between the first compression mechanism (41) and the first compression section (43), It is preferable to set a value larger than the suction volume V2 of the first compression section (43).

また、冷媒回路（11）には、冷却切換手段（62）を構成する三路切換弁（62）が設けられている。三路切換弁（62）は、冷却手段（61）を構成するインジェクション管（26）によって第１圧縮機構（41）から第２圧縮機構（42）へ流れる冷媒を冷却する第１冷却状態と、インジェクション管（26）によって第１圧縮部（43）から第２圧縮部（44）へ流れる冷媒を冷却する第２冷却状態とに切り換える。 The refrigerant circuit (11) is provided with a three-way switching valve (62) that constitutes a cooling switching means (62). The three-way switching valve (62) has a first cooling state in which the refrigerant flowing from the first compression mechanism (41) to the second compression mechanism (42) is cooled by the injection pipe (26) constituting the cooling means (61); The injection pipe (26) switches to the second cooling state in which the refrigerant flowing from the first compression section (43) to the second compression section (44) is cooled.

三路切換弁（62）では、第１ポート（P1）がインジェクション管（26）に接続され、第２ポート（P2）が第１圧縮機構（41）と第１圧縮部（43）との間に接続され、第３ポート（P3）が第１圧縮部（43）と第２圧縮部（44）との間に接続されている。三路切換弁（62）は、第１ポート（P1）と第２ポート（P2）とが連通する第１状態と、第１ポート（P1）と第３ポート（P3）とが連通する第２状態とが切換自在に構成されている。 In the three-way selector valve (62), the first port (P1) is connected to the injection pipe (26), and the second port (P2) is between the first compression mechanism (41) and the first compression section (43). The third port (P3) is connected between the first compression section (43) and the second compression section (44). The three-way selector valve (62) has a first state in which the first port (P1) and the second port (P2) communicate with each other, and a second state in which the first port (P1) and the third port (P3) communicate with each other. The state can be switched freely.

三路切換弁（62）が第１状態に設定されると、第１冷却状態に設定される。この実施形態２では、冷房運転時に第１冷却状態に設定される。第１冷却状態では、図１４に示すように、インジェクション管（26）からの冷媒が第１圧縮機構（41）と第１圧縮部（43）との間に供給される。その結果、第１圧縮機構（41）から第１圧縮部（43）へ向かう冷媒の温度が低下する。 When the three-way switching valve (62) is set to the first state, the first cooling state is set. In the second embodiment, the first cooling state is set during the cooling operation. In the first cooling state, as shown in FIG. 14, the refrigerant from the injection pipe (26) is supplied between the first compression mechanism (41) and the first compression section (43). As a result, the temperature of the refrigerant traveling from the first compression mechanism (41) toward the first compression unit (43) decreases.

一方、三路切換弁（62）が第２状態に設定されると、第２冷却状態に設定される。この実施形態２では、暖房運転時に第２冷却状態に設定される。第２冷却状態では、図１５示すように、インジェクション管（26）からの冷媒が第１圧縮部（43）と第２圧縮部（44）との間に供給される。その結果、第１圧縮部（43）から第２圧縮部（44）へ向かう冷媒の温度が低下する。 On the other hand, when the three-way selector valve (62) is set to the second state, it is set to the second cooling state. In the second embodiment, the second cooling state is set during the heating operation. In the second cooling state, as shown in FIG. 15, the refrigerant from the injection pipe (26) is supplied between the first compression section (43) and the second compression section (44). As a result, the temperature of the refrigerant from the first compression section (43) toward the second compression section (44) decreases.

−実施形態２の効果−
本実施形態２では、インジェクション管（26）によって第１圧縮機構（41）と第２圧縮機構（42）の間を流れる冷媒の温度を低下させる第１冷却状態と、インジェクション管（26）によって第２圧縮機構（42）における圧縮部（43,44）間を流れる冷媒の温度を低下させる第２冷却状態とに、三路切換弁（62）が切り換える。三路切換弁（62）が第２状態から第１状態へ切り換えると、第１圧縮機構（41）と第２圧縮機構（42）の間に、インジェクション管（26）から流入する冷媒が加わるので、第１圧縮機構（41）から吐出される冷媒の流量が減少する。その結果、第１圧縮機構（41）から吐出される冷媒の圧力が増加する。つまり、中間圧力が増加する。一方、三路切換弁（62）が第１状態から第２状態へ切り換えると、中間圧力は低下する。このように、三路切換弁（62）によって２つの状態を切り換えることで中間圧力が変化する。従って、運転条件等に応じて中間圧力を最適な値に近づけることが可能になるので、運転効率の向上を図ることができる。 -Effect of Embodiment 2-
In the second embodiment, the first cooling state in which the temperature of the refrigerant flowing between the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) is reduced by the injection pipe (26), and the first is set by the injection pipe (26). The three-way switching valve (62) switches to the second cooling state in which the temperature of the refrigerant flowing between the compression parts (43, 44) in the two-compression mechanism (42) is lowered. When the three-way switching valve (62) switches from the second state to the first state, refrigerant flowing from the injection pipe (26) is added between the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42). The flow rate of the refrigerant discharged from the first compression mechanism (41) decreases. As a result, the pressure of the refrigerant discharged from the first compression mechanism (41) increases. That is, the intermediate pressure increases. On the other hand, when the three-way selector valve (62) switches from the first state to the second state, the intermediate pressure decreases. Thus, the intermediate pressure changes by switching between the two states by the three-way switching valve (62). Therefore, the intermediate pressure can be brought close to the optimum value according to the operating conditions and the like, so that the operating efficiency can be improved.

また、本実施形態２では、冷房運転時に第１冷却状態に設定され、暖房運転時に第２冷却状態に設定される。冷房運転時は、冷凍サイクルの高圧圧力と低圧圧力との高低差圧が比較的小さくなるので、インジェクション管（26）によって冷却される冷媒の圧力が冷凍サイクルの高圧圧力寄りの値とならないように、第１冷却状態に設定される。暖房運転時は、上記高低差圧が比較的大きくなるので、インジェクション管（26）によって冷却される冷媒の圧力が冷凍サイクルの低圧圧力寄りの値とならないように、第２冷却状態に設定される。その結果、冷房運転でも暖房運転でも、インジェクション管（26）によって冷却される冷媒の圧力は、冷凍サイクルの高圧圧力と低圧圧力の平均値寄りの値となるので、圧縮機（30）の入力が効率的に削減される。 In the second embodiment, the first cooling state is set during the cooling operation, and the second cooling state is set during the heating operation. During cooling operation, the difference in pressure between the high pressure and low pressure in the refrigeration cycle is relatively small, so that the pressure of the refrigerant cooled by the injection pipe (26) does not become a value close to the high pressure in the refrigeration cycle. The first cooling state is set. During the heating operation, the high / low differential pressure becomes relatively large, so the second cooling state is set so that the pressure of the refrigerant cooled by the injection pipe (26) does not become a value close to the low pressure of the refrigeration cycle. . As a result, the pressure of the refrigerant cooled by the injection pipe (26) in both the cooling operation and the heating operation becomes a value close to the average value of the high pressure and the low pressure of the refrigeration cycle. Reduced efficiently.

−実施形態２の変形例１−
この変形例１では、常に、第１圧縮部（43）、第２圧縮部（44）、第１圧縮機構（41）の順番で冷媒が圧縮されるように、圧縮機（30）が冷媒回路（11）に接続されている。 -Modification 1 of Embodiment 2
In the first modification, the compressor (30) is always connected to the refrigerant circuit so that the refrigerant is compressed in the order of the first compression unit (43), the second compression unit (44), and the first compression mechanism (41). Connected to (11).

具体的に、図１６に示すように、第２圧縮機構（42）の第１圧縮部（43）の吸入側には、第１低段吸入管（131）が接続されている。第１圧縮部（43）の吐出側には、第１低段吐出管（132）が接続されている。また、第２圧縮機構（42）の第２圧縮部（44）の吸入側には、第２低段吸入管（133）が接続されている。第２低段吸入管（133）は第１低段吐出管（132）に接続されている。第２圧縮機構（42）の第２圧縮部（44）の吐出側は、第１空間（45）及び第２空間（46）を介して、第２低段吐出管（134）に連通している。また、第１圧縮機構（41）の吸入側には、高段吸入管（135）が接続されている。第１圧縮機構（41）の吐出側には、高段吐出管（136）が接続されている。 Specifically, as shown in FIG. 16, the first low-stage suction pipe (131) is connected to the suction side of the first compression section (43) of the second compression mechanism (42). A first low stage discharge pipe (132) is connected to the discharge side of the first compression section (43). A second low-stage suction pipe (133) is connected to the suction side of the second compression section (44) of the second compression mechanism (42). The second low stage suction pipe (133) is connected to the first low stage discharge pipe (132). The discharge side of the second compression section (44) of the second compression mechanism (42) communicates with the second low-stage discharge pipe (134) via the first space (45) and the second space (46). Yes. A high-stage suction pipe (135) is connected to the suction side of the first compression mechanism (41). A high-stage discharge pipe (136) is connected to the discharge side of the first compression mechanism (41).

また、この変形例１では、第１圧縮機構（41）の吸入容積Ｖ１と、第１圧縮部（43）の吸入容積Ｖ２と、第２圧縮部（44）の吸入容積Ｖ３との比率が、下記の式８の値に設定されている。なお、これらの吸入容積の間には、Ｖ２＞Ｖ３＞Ｖ１の関係が成立している。 In the first modification, the ratio of the suction volume V1 of the first compression mechanism (41), the suction volume V2 of the first compression unit (43), and the suction volume V3 of the second compression unit (44) is as follows. It is set to the value of Equation 8 below. A relationship of V2> V3> V1 is established between these suction volumes.

Ｖ１：Ｖ２：Ｖ３＝０．６：１．０：０．８（式８）
この変形例１では、第１ポート（P1）と第２ポート（P2）とが連通する第１状態に三路切換弁（62）が切り換えられると、インジェクション管（26）からの冷媒が第１圧縮部（43）と第２圧縮部（44）との間に供給される。その結果、第１圧縮部（43）から第２圧縮部（44）へ向かう冷媒の温度が低下する第２冷却状態になる。 V1: V2: V3 = 0.6: 1.0: 0.8 (Formula 8)
In the first modification, when the three-way switching valve (62) is switched to the first state in which the first port (P1) and the second port (P2) communicate with each other, the refrigerant from the injection pipe (26) is changed to the first state. It is supplied between the compression unit (43) and the second compression unit (44). As a result, the refrigerant enters a second cooling state in which the temperature of the refrigerant from the first compression section (43) toward the second compression section (44) decreases.

一方、第１ポート（P1）と第３ポート（P3）とが連通する第２状態に三路切換弁（62）が切り換えられると、インジェクション管（26）からの冷媒が第２圧縮部（44）と第１圧縮機構（41）との間に供給される。その結果、第２圧縮部（44）から第１圧縮機構（41）へ向かう冷媒の温度が低下する第１冷却状態になる。 On the other hand, when the three-way switching valve (62) is switched to the second state in which the first port (P1) and the third port (P3) communicate with each other, the refrigerant from the injection pipe (26) is transferred to the second compression section (44). ) And the first compression mechanism (41). As a result, the first cooling state in which the temperature of the refrigerant heading from the second compression section (44) toward the first compression mechanism (41) decreases is achieved.

この変形例１では、三路切換弁（62）が第１状態から第２状態へ切り換えられると、第２圧縮機構（42）と第１圧縮機構（41）の間に、インジェクション管（26）から流入する冷媒が加わるので、中間圧力が増加する。一方、三路切換弁（62）が第２状態から第１状態へ切り換えられると、中間圧力は低下する。このように、三路切換弁（62）によって２つの状態を切り換えることで中間圧力が変化する。従って、運転条件等に応じて中間圧力を最適な値に近づけることが可能になるので、運転効率の向上を図ることができる。 In the first modification, when the three-way switching valve (62) is switched from the first state to the second state, the injection pipe (26) is interposed between the second compression mechanism (42) and the first compression mechanism (41). Since the refrigerant flowing in from is added, the intermediate pressure increases. On the other hand, when the three-way switching valve (62) is switched from the second state to the first state, the intermediate pressure decreases. Thus, the intermediate pressure changes by switching between the two states by the three-way switching valve (62). Therefore, the intermediate pressure can be brought close to the optimum value according to the operating conditions and the like, so that the operating efficiency can be improved.

また、この変形例１では、冷房運転時に第２冷却状態に設定され、暖房運転時に第１冷却状態に設定される。冷房運転時は、冷凍サイクルの高圧圧力と低圧圧力との高低差圧が比較的小さくなるので、インジェクション管（26）によって冷却される冷媒の圧力が冷凍サイクルの高圧圧力寄りの値とならないように、第２冷却状態に設定される。暖房運転時は、上記高低差圧が比較的大きくなるので、インジェクション管（26）によって冷却される冷媒の圧力が冷凍サイクルの低圧圧力寄りの値とならないように、第１冷却状態に設定される。その結果、冷房運転でも暖房運転でも、インジェクション管（26）によって冷却される冷媒の圧力は、冷凍サイクルの高圧圧力と低圧圧力の平均値寄りの値となるので、圧縮機（30）の入力が効率的に削減される。 In the first modification, the second cooling state is set during the cooling operation, and the first cooling state is set during the heating operation. During cooling operation, the difference in pressure between the high pressure and low pressure in the refrigeration cycle is relatively small, so that the pressure of the refrigerant cooled by the injection pipe (26) does not become a value close to the high pressure in the refrigeration cycle. The second cooling state is set. During the heating operation, the high / low differential pressure becomes relatively large, so the first cooling state is set so that the pressure of the refrigerant cooled by the injection pipe (26) does not become a value close to the low pressure of the refrigeration cycle. . As a result, the pressure of the refrigerant cooled by the injection pipe (26) in both the cooling operation and the heating operation becomes a value close to the average value of the high pressure and the low pressure of the refrigeration cycle. Reduced efficiently.

−実施形態２の変形例２−
この変形例２では、図１７に示すように、インジェクション管や中間冷却器等の冷却手段（61）が設けられていない。この変形例２では、第１圧縮機構（41）の吐出容積Ｖ４は、第１圧縮部（43）の吸入容積Ｖ２と同じ値になっている。このため、低段側圧縮機構及び高段側圧縮機構の両方で過圧縮損失や逆流損失が小さくなる。 -Modification 2 of Embodiment 2
In the second modification, as shown in FIG. 17, no cooling means (61) such as an injection pipe or an intermediate cooler is provided. In the second modification, the discharge volume V4 of the first compression mechanism (41) has the same value as the suction volume V2 of the first compression unit (43). For this reason, an overcompression loss and a backflow loss become small in both the low stage side compression mechanism and the high stage side compression mechanism.

《その他の実施形態》
上述した各実施形態については、以下のような構成としてもよい。 << Other Embodiments >>
About each embodiment mentioned above, it is good also as following structures.

上記実施形態について、冷媒回路（11）に充填される冷媒が二酸化炭素以外の冷媒（例えばフロン冷媒）であってもよい。 About the said embodiment, the refrigerant | coolant with which a refrigerant circuit (11) is filled may be refrigerant | coolants (for example, Freon refrigerant) other than a carbon dioxide.

また、上記実施形態について、第１圧縮機構（41）の吐出ポート（57）に吐出弁を設けてもよい。この場合、冷却手段（61）による冷却効果が少ない場合に、逆流損失を低減させることが可能である。 Moreover, about the said embodiment, you may provide a discharge valve in the discharge port (57) of a 1st compression mechanism (41). In this case, it is possible to reduce the backflow loss when the cooling effect by the cooling means (61) is small.

また、上記実施形態について、容積比変更手段（60）が、第１圧縮機構（41）が低段側圧縮機となって第２圧縮機構（42）が高段側圧縮機構となる状態と、第２圧縮機構（42）が低段側圧縮機となって第１圧縮機構（41）が高段側圧縮機構となる状態とに切り換えることによって、吸入容積比を変更するように構成されていてもよい。 In the above embodiment, the volume ratio changing means (60) is in a state where the first compression mechanism (41) is a low-stage compressor and the second compression mechanism (42) is a high-stage compression mechanism. The suction volume ratio is changed by switching to a state where the second compression mechanism (42) becomes a low-stage side compressor and the first compression mechanism (41) becomes a high-stage side compression mechanism. Also good.

また、上記実施形態について、第１圧縮機構（41）が、固定側ラップ（51a）の巻き数と可動側ラップ（52a）の巻き数とが等しい対称渦巻き構造であってもよい。 In the above embodiment, the first compression mechanism (41) may have a symmetrical spiral structure in which the number of turns of the fixed wrap (51a) and the number of turns of the movable wrap (52a) are equal.

また、上記実施形態について、第２圧縮機構（42）の各圧縮部（43,44）が、シリンダ（72,92）とピストン（70,90）のうちシリンダ（72,92）が偏心回転運動を行うように構成されていてもよい。 In the above-described embodiment, the compression portions (43, 44) of the second compression mechanism (42) are configured such that the cylinder (72, 92) of the cylinder (72, 92) and the piston (70, 90) is eccentrically rotated. It may be configured to perform.

なお、以上の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。 In addition, the above embodiment is an essentially preferable illustration, Comprising: It does not intend restrict | limiting the range of this invention, its application thing, or its use.

以上説明したように、本発明は、流体の多段圧縮を行う圧縮機及びその圧縮機を備えた冷凍装置について有用である。 As described above, the present invention is useful for a compressor that performs multistage compression of a fluid and a refrigeration apparatus including the compressor.

実施形態１に係る冷凍装置の冷媒回路の配管系統図である。3 is a piping system diagram of a refrigerant circuit of the refrigeration apparatus according to Embodiment 1. FIG. 実施形態１に係る圧縮機の縦断面図である。1 is a longitudinal sectional view of a compressor according to Embodiment 1. FIG. 実施形態１に係る第１圧縮機構の横断面図である。3 is a cross-sectional view of a first compression mechanism according to Embodiment 1. FIG. 実施形態１に係る第１圧縮機構の動作を表す横断面図である。FIG. 5 is a cross-sectional view illustrating the operation of the first compression mechanism according to the first embodiment. 実施形態１に係る第２圧縮機構の横断面図である。It is a cross-sectional view of the second compression mechanism according to the first embodiment. 実施形態１に係る第２圧縮機構の動作を表す横断面図である。FIG. 6 is a cross-sectional view illustrating the operation of the second compression mechanism according to the first embodiment. 実施形態１に係る冷凍装置の冷房運転時の冷媒の流れを表す配管系統図である。FIG. 3 is a piping system diagram illustrating a refrigerant flow during a cooling operation of the refrigeration apparatus according to the first embodiment. 実施形態１に係る冷凍装置の暖房運転時の冷媒の流れを表す配管系統図である。It is a piping system figure showing the flow of the refrigerant at the time of heating operation of the refrigerating device concerning Embodiment 1. 実施形態１の変形例１に係る冷凍装置の冷媒回路の配管系統図である。6 is a piping system diagram of a refrigerant circuit of a refrigeration apparatus according to Modification 1 of Embodiment 1. FIG. 実施形態１の変形例２に係る冷凍装置の冷房運転時の冷媒の流れを表す配管系統図である。It is a piping system figure showing the flow of the refrigerant at the time of air conditioning operation of the refrigerating device concerning modification 2 of Embodiment 1. 実施形態１の変形例２に係る冷凍装置の暖房運転時の冷媒の流れを表す配管系統図である。It is a piping system figure showing the flow of the refrigerant at the time of heating operation of the refrigerating device concerning modification 2 of Embodiment 1. 実施形態１の変形例３に係る冷凍装置の冷房運転時の冷媒の流れを表す配管系統図である。It is a piping system figure showing the flow of the refrigerant at the time of air conditioning operation of the refrigerating device concerning modification 3 of Embodiment 1. 実施形態１の変形例３に係る冷凍装置の暖房運転時の冷媒の流れを表す配管系統図である。It is a piping system figure showing the flow of the refrigerant at the time of heating operation of the refrigerating device concerning modification 3 of Embodiment 1. 実施形態２に係る冷凍装置の冷房運転時の冷媒の流れを表す配管系統図である。FIG. 6 is a piping system diagram illustrating a refrigerant flow during a cooling operation of the refrigeration apparatus according to the second embodiment. 実施形態２に係る冷凍装置の暖房運転時の冷媒の流れを表す配管系統図である。It is a piping system figure showing the flow of the refrigerant at the time of heating operation of the refrigerating device concerning Embodiment 2. 実施形態２の変形例１に係る冷凍装置の冷媒回路の配管系統図である。FIG. 6 is a piping system diagram of a refrigerant circuit of a refrigeration apparatus according to Modification 1 of Embodiment 2. 実施形態２の変形例２に係る冷凍装置の冷媒回路の配管系統図である。FIG. 6 is a piping system diagram of a refrigerant circuit of a refrigeration apparatus according to Modification 2 of Embodiment 2.

Explanation of symbols

３０圧縮機
４１第１圧縮機構
４２第２圧縮機構
４３第１圧縮部
４１第２圧縮部
５１固定スクロール
５２可動スクロール
７０，９０ピストン
７２，９２シリンダ
７４，９４シリンダ室
７５，９５外側圧縮室
７６，９６内側圧縮室
７８，９８吸入通路 DESCRIPTION OF SYMBOLS 30 Compressor 41 1st compression mechanism 42 2nd compression mechanism 43 1st compression part 41 2nd compression part 51 Fixed scroll 52 Movable scroll 70,90 Piston 72,92 Cylinder 74,94 Cylinder chamber 75,95 Outer compression chamber 76, 96 Inner compression chamber 78, 98 Suction passage

Claims

A first compression mechanism (41) and a second compression mechanism (42);
One of the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) is a low-stage compression mechanism, and the other of the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) is the above-described one. A compressor configured to be a high-stage compression mechanism that further compresses the refrigerant compressed by the low-stage compression mechanism,
The first compression mechanism (41) includes a fixed scroll (51), and a movable scroll (52) meshed with the fixed scroll (51) to form a compression chamber (53) together with the fixed scroll (51), The movable scroll (52) is configured to compress fluid in the compression chamber (53) by performing eccentric rotational movement,
The second compression mechanism (42) includes a cylinder (72, 92) having an annular cylinder chamber (74, 94) and an eccentricity with respect to the cylinder (72, 92) in the cylinder chamber (74, 94). An annular piston (70,90) that is housed and partitions the cylinder chamber (74,94) into an outer compression chamber (75,95) and an inner compression chamber (76,96), and the cylinder chamber (74,94) And a partition member (73, 93) that is disposed in the chamber and divides the outer compression chamber (75, 95) and the inner compression chamber (76, 96) into a first chamber and a second chamber, respectively, (72,92) and the piston (70,90) are relatively eccentrically rotated to pass through one suction passage (78,98) through the outer compression chamber (75,95) and the inner compression chamber ( 76, 96), the compressor is configured to compress the fluid introduced into the outer compression chamber (75, 95) and the inner compression chamber (76, 96).

In claim 1,
In the second compression mechanism (42), a discharge is made to each of the outer discharge port (79,99) of the outer compression chamber (75,95) and the inner discharge port (80,100) of the inner compression chamber (76,96). While valves (82,83,102,103) are provided,
The compressor characterized in that the first compression mechanism (41) is a low-stage compression mechanism and the second compression mechanism (42) is a high-stage compression mechanism.

In claim 1 or 2,
The second compression mechanism (42) includes a first compression portion (43) and a second compression portion (44), and the compression portions (43, 44) are respectively connected to the cylinder (72, 92) and the piston ( 70, 90) and the partition member (73, 93), and the cylinder (72, 92) and the piston (70, 90) are relatively eccentrically rotated, whereby one suction passage (78 , 98), the fluid introduced into the outer compression chamber (75,95) and the inner compression chamber (76,96) is compressed in the outer compression chamber (75,95) and the inner compression chamber (76,96). Compressor characterized by.

In any one of Claims 1 thru | or 3,
In the first compression mechanism (41), the outer peripheral end of the fixed scroll (51a) of the fixed scroll (51) is positioned near the outer peripheral end of the movable scroll (52a) of the movable scroll (52). A compressor characterized by that.

A refrigerant circuit (11) to which the compressor (30) according to claim 3 is connected,
The compressor (30) is a refrigeration system in which the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) are mechanically connected by a single drive shaft (50),
A refrigeration apparatus comprising volume ratio changing means (60) for changing a ratio of a suction volume of the high-stage compression mechanism to a suction volume of the low-stage compression mechanism.

A refrigerant circuit (11) to which the compressor (30) according to claim 3 is connected,
The compressor (30) is a refrigeration system in which the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) are mechanically connected by a single drive shaft (50),
In the refrigerant circuit (11), the first compressor (43) and the second compressor (44) are connected in series with each other,
Cooling means (61) for cooling the refrigerant in the middle of increasing the pressure from low pressure to high pressure in the compressor (30);
A first cooling state in which the refrigerant flowing between the first compression mechanism (41) and the second compression mechanism (42) is cooled by the cooling means (61), and the first compression by the cooling means (61). A refrigeration apparatus comprising: a cooling switching means (62) for switching to a second cooling state for cooling the refrigerant flowing between the section (43) and the second compression section (44).

A refrigeration apparatus comprising a refrigerant circuit (11) to which the compressor (30) according to any one of claims 1 to 4 is connected,
A refrigerating apparatus, wherein the refrigerant circuit (11) is filled with carbon dioxide as a refrigerant.