JP6000452B2 - ヒートポンプ装置 - Google Patents

Description

本発明は、二気筒あるいは２つの圧縮部を有する圧縮機を用いたヒートポンプ装置に関する。

従来から、空調機や給湯機などのヒートポンプ機器では、冷媒圧縮機を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルが一般的である。つまり、ヒートポンプ機器は、冷媒圧縮機、凝縮器、減圧手段、蒸発器を配管で接続して形成された蒸気圧縮機式冷凍サイクルが搭載され、用途（例えば、空調用途や給湯用途など）に応じた運転を実行できるようになっている。

ところで、近年、地球温暖化防止の観点から、１９９７年京都議定書に温室効果ガスの排出規制が盛り込まれ、２００５年国際法として発効された。二酸化炭素排出量の削減と省エネルギー化を図るため、空調冷熱分野では、従来の給湯暖房器に替わってヒートポンプ機器の普及促進と、ヒートポンプ機器の一層の高効率化が進められている。

各国で空調機器の省エネ規制強化が促進されているが、特に、最新の新規格では、従来規格より実負荷に近い運転条件で省エネ性能を評価する特徴がある。日本国内の省エネ性能の表示は、従来は、定格条件で冷暖平均ＣＯＰでの効率評価表示であったが、２０１１年より中間条件を加えた冷暖４条件のＣＯＰから算出するＡＰＦ（通年エネルギー消費効率）表示に変更となった。さらに、欧州では２０１２年から、低負荷条件に加えた冷房４条件、暖房４条件より、それぞれ、冷房ＳＥＥＲ、暖房ＳＣＯＰを評価算出する新規格で省エネ性能を表示する方法が採用されている。

ここで、低負荷条件とは、外気温と室内温度との温度差が小さくて、室内温度一定に保つために必要な熱量が小さい条件である。蒸気圧縮機式冷凍サイクルの高圧（Ｐｄ）と低圧（Ｐｓ）との差異が小さい状態で、かつ、定常状態で必要な熱量も小さい状態（例えば、定格能力の２５％以下）である。運転開始時を除けば、定常運転時に必要な能力は定格条件の１０％から５０％程度であり、定格運転する時間よりも、低負荷条件から中間条件で運転する時間が長い。このため、通年の省エネ性能を実質的に評価するには、従来規格で評価対象外であった低負荷条件について、ＣＯＰを改善することが新たな課題となっている。

また、古くから、冷暖房能力を調整する手段としてＯＮ−ＯＦＦ制御が用いられているが、温調変動幅や振動騒音が大きくなるという問題点や、エネルギー損失が大きいなどの問題があった。これらの問題を解決するため圧縮機駆動モータの回転数を可変するインバータ制御が普及してきた。

近年、空調機は、立ち上げ時間の短縮や、低外気温環境での高暖房能力化が要求されるようになってきており、一定以上の定格能力が必要になっている。その一方で、住宅の高気密高断熱化が進んできたことによって定常運転時に必要な能力は小さくなり、運転能力範囲が広がっている。そのため、より広い運転範囲、回転数範囲で高効率を維持することが要求されるようになり、従来のインバータによる回転数制御のみでは、低速の低負荷能力で高効率を維持することは難しくなった。

そこで、機械的に排除容積を可変する手段（機械式容量制御）を用いた冷媒圧縮機が再び注目されている。例えば、特許文献１には、二気筒のローリングピストン式ロータリ圧縮機において、低負荷時に一方の圧縮部を非圧縮状態として冷媒循環流量を半減する構成が開示されている。この構成では、電動機の回転数を落とさずに運転できるので、圧縮機効率を向上させることができる。その具体的な手段として、非圧縮状態とするときに、一方のシリンダ室内に高圧を導入するとともに、ブレード（ベーン）背面の背圧室を中間圧にすることにより、高圧と中間圧との圧力差によりブレード（ベーン）をローリングピストンから離間させて非圧縮状態とする手段（休筒運転方式）が開示されている。

また、特許文献２には、特許文献１のような二気筒（２シリンダ型と同義）ロータリ圧縮機において、２つの圧縮部のうちで一方を非圧縮状態とする単独運転と、２つの圧縮部の両方を圧縮状態とする並列運転とを切り替え制御する切り替え手段と制御手段とを有する冷凍サイクル装置の発明が開示されている。この冷凍サイクル装置では、上記切り替え手段による切り替えをインバータ回路の出力周波数に応じて制御するとともに、その切り替え点を冷凍サイクルの凝縮器温度に応じて変化させる制御手段を備えることを特徴とする。

また、特許文献３には、内部高圧の密閉シェル内に電動要素とこの電動要素により駆動される複数個の圧縮部とを収納した多気筒回転圧縮機が開示されている。特許文献３では、複数個の圧縮部のうち、少なくとも１個の圧縮部のベーン背面側に、このベーンを外方に引っ張るバネを設け、かつ、他の圧縮部のベーンの背面側（後端部側）にベーンを内方に押圧するバネを設けている。起動時には、吐出圧と吸入圧との差圧が小さいため、引張りバネをベーンに設けた圧縮部側では、引張りバネの引上げる力が、ベーンを内方に押圧する力より大きくなる。つまり、引張りバネの引上げる力が、ベーンを内方に押圧する力に打ち勝ち、ベーンがローリングピストンから離間して非圧縮状態にする。この技術は、起動時の軽負荷運転時間を長くとって起動を緩やかにスムーズに行なうことを狙ったものである。

特開平１−２４７７８６号公報（第３頁、図１、図２） 特開平４−６３４９号公報（第５頁、図１−図３） 実開昭６１−１５９６９１号公報（第４頁、第５頁、図１−図３） 実開昭５５−１８０９８９号公報 特開昭６０−１１３０８４号公報

特許文献１、特許文献２の二気筒ロータリ圧縮機では、低負荷時に一方の圧縮部を非圧縮状態とさせるために、つまり、ベーンの後端部に作用する圧力を切り替えるために、電磁式四方弁などの切り替え手段及び切り替え圧力を導く配管等を密閉シェル外に設置する必要があった。特許文献１、特許文献２の二気筒ロータリ圧縮機では、このような切り替え手段及び配管の設置が必要となる分、従来の二気筒ロータリ圧縮機に比べて、大型化とコスト増加を招くという問題があった。

特許文献３の二気筒ロータリ圧縮機の場合、起動時に、ベーンの後端部の圧力低下によりベーンを内方に押圧する力が、引張りバネにより引上げる力より小さくなり、ベーンがローリングピストンから離間して非圧縮状態になる。つまり、特許文献３の二気筒ロータリ圧縮機の場合、特許文献１、特許文献２のような密閉シェル外の配管を用いることなく、自動的に圧縮状態と非圧縮状態とを切り替えることができ、この点においては有効である。

しかしながら、特許文献３は、そもそも起動時の急激な圧力上昇や負荷上昇を多少緩めることを目的とした技術であり、単独運転及び並列運転の両方において安定に制御する点について検討されていない。つまり、運転モードを安定に制御することができないという問題があった。

二気筒ロータリ圧縮機では、単独運転と並列運転との切り替えに際して、二気筒ロータリ圧縮機の能力が変化しないように、インバータ回路の出力周波数を運転モードに合わせて制御する必要がある。このため、運転モードを安定に制御するには、現在の運転モードが単独運転なのか並列運転なのかを判別する必要があるが、特許文献３では、この点について何ら検討されていない。

本発明はこのような点に鑑みなされたもので、現在の運転モードが単独運転なのか並列運転なのかを判別でき、運転モードを安定に制御することが可能なヒートポンプ装置を得ることを目的とする。

本発明に係るヒートポンプ装置は、電動機及び電動機により駆動される２つの圧縮部を有し、運転条件により運転モードが、２つの圧縮部の一方を非圧縮状態とする単独運転、又は２つの圧縮部の両方を圧縮状態とする並列運転との２つの運転モードに切り替わる構造を有する二気筒圧縮機と、放熱側熱交換器と、減圧機構と、吸熱側熱交換器とを接続してなるヒートポンプ装置において、二気筒圧縮機の電動機に駆動電力を供給するインバータ駆動制御装置と、インバータ駆動制御装置から取得した電気信号に基づいて２つの運転モードの何れかを判別する運転モード検知判別手段と、運転モード検知判別手段による判別結果に基づいて、目標対象物の温度を設定値に近づけるように電動機の回転周波数を決定し、インバータ駆動制御装置を制御する能力制御装置と、を備えたものである。

本発明によれば、現在の運転モードが単独運転なのか並列運転なのかを判別でき、運転モードを安定に制御することが可能なヒートポンプ装置を得ることができる。

本発明の実施の形態１に係るヒートポンプ装置に備えられた二気筒ロータリ圧縮機１００の構造を示す概略縦断面図であり、第１圧縮部１０が定常圧縮状態、第２圧縮部２０が休筒状態を示している。 図１の二気筒ロータリ圧縮機１００の構造を示す概略横断面図であり、（ａ）が第１圧縮部１０の概略横断面図を示しており、（ｂ）が第２圧縮部２０の概略横断面図を示している。 図１の二気筒ロータリ圧縮機１００の第２圧縮部２０の第２ベーン２４近傍を示す要部拡大図である。 図１の二気筒ロータリ圧縮機１００の第２圧縮部２０の第２ベーン２４近傍を示す要部拡大図である。 図１の二気筒ロータリ圧縮機１００における、第２ベーン２４の位置と当該第２ベーン２４に作用する圧力によって発生する押付力との関係を示す図である。 図１の二気筒ロータリ圧縮機１００の第２ベーン２４に作用する押付力と引き上げ力との関係を説明するための説明図である。 本発明の実施の形態１に係るヒートポンプ装置２００の基本構成を示す図である。 本発明の実施の形態１に係るヒートポンプ装置２００の制御回路を示す概略図である。 図７の二気筒ロータリ圧縮機１００のトルク変動を示す図で、（ａ）が単独運転時、（ｂ）が並列運転時を示している。 図７の二気筒ロータリ圧縮機の電動機８が６極モータの場合における、単独運転時の特性を示す図であり、（ａ）がモータ電流波形、（ｂ）が各周波数成分の強さを示している。 図７の二気筒ロータリ圧縮機１００の電動機８が６極モータの場合における、並列運転時の特性を示す図であり、（ａ）がモータ電流波形、（ｂ）が各周波数成分の強さを示している。 本発明の実施の形態２に係るヒートポンプ装置２００に備えられた二気筒ロータリ圧縮機１００の保持機構の概略側面図であり、（ａ）が圧縮状態を示し、（ｂ）が非圧縮状態（休筒状態）を示している。 本発明の実施の形態２に係るヒートポンプ装置２００の制御回路を示す概略図である。 図７の二気筒ロータリ圧縮機１００の単独運転時の特性を示す図であり、（ａ）が電流から算出したトルク変動波形、（ｂ）が各周波数成分の強さを示している。 図７の二気筒ロータリ圧縮機１００の並列運転時の特性を示す図であり、（ａ）が電流から算出したトルク変動波形、（ｂ）が各周波数成分の強さを示している。

以下、図面に基づいて、本発明に係るヒートポンプ装置の一例について説明する。以下ではまず、ヒートポンプ装置に備えられた二気筒ロータリ圧縮機１００について説明する。なお、以下に示す図面では、各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。また、縦断面図と横断面図で、吐出口１８，２８及びシリンダ吸入流路１７，２７の３次元的な位置関係は、必ずしも一致していない。

実施の形態１．
［二気筒ロータリ圧縮機１００の構成］
図１は、本発明の実施の形態１に係るヒートポンプ装置に備えられた二気筒ロータリ圧縮機１００の構造を示す概略縦断面図であり、第１圧縮部１０が定常圧縮状態、第２圧縮部２０が休筒状態を示している。また、図２は、図１の二気筒ロータリ圧縮機１００の構造を示す概略横断面図であり、（ａ）が第１圧縮部１０の概略横断面図を示しており、（ｂ）が第２圧縮部２０の概略横断面図を示している。なお、図１及び図２は、第１圧縮部１０が圧縮状態となり、第２圧縮部２０が非圧縮状態（休筒状態）となっている二気筒ロータリ圧縮機１００を示している。

図３及び図４は、図１の二気筒ロータリ圧縮機１００の第２圧縮部２０の第２ベーン２４近傍を示す要部拡大図である。なお、図３は、第２圧縮部２０が冷媒圧縮動作を行っている状態における第２ベーン２４近傍を示す図であり、（ａ）が第２ベーン２４近傍の横断面図を示し、（ｂ）が第２ベーン２４近傍の縦断面図を示している。また、図４は、休筒状態（冷媒圧縮動作を行っていない状態）となっている第２圧縮部２０の第２ベーン２４近傍を示す図であり、（ａ）が第２ベーン２４近傍の横断面図を示し、（ｂ）が第２ベーン２４近傍の縦断面図を示している。

二気筒ロータリ圧縮機１００は、例えば空調機や給湯機等のヒートポンプ機器に採用される冷凍サイクルの構成要素の一つとなるものである。また、二気筒ロータリ圧縮機１００は、流体（例えば、冷媒や熱媒体（水や不凍液等））を吸入し、圧縮して高温・高圧の状態として吐出させる機能を有している。

この本実施の形態１に係る二気筒ロータリ圧縮機１００は、密閉シェル３の内部空間７に、第１圧縮部１０及び第２圧縮部２０で構成された圧縮機構９９と、これら第１圧縮部１０及び第２圧縮部２０を駆動軸５を介して駆動する電動機８と、を備えている。

密閉シェル３は、上端部及び下端部が閉塞された例えば円筒形状の密閉容器である。密閉シェル３の底部には、圧縮機構９９を潤滑する潤滑油が貯蔵される潤滑油貯蔵部３ａが設けられている。また、密閉シェル３の上部には、圧縮機吐出管２が密閉シェル３の内部空間７と連通するように設けられている。

電動機８は、インバータ制御等によって例えば運転周波数（あるいは回転周波数）可変なものであり、固定子８ｂと回転子８ａとを備えている。固定子８ｂは、略円筒形状に形成されており、外周部が密閉シェル３に例えば焼き嵌め等により固定されている。この固定子８ｂには、外部電源から電力供給されるコイルが巻回されている。回転子８ａは、略円筒形状をしており、固定子８ｂの内周面と所定の間隔を介して、固定子８ｂの内周部に配置されている。この回転子８ａには駆動軸５が固定されており、電動機８と圧縮機構９９とは、駆動軸５を介して接続された構成となっている。つまり、電動機８が回転することにより、圧縮機構９９には、駆動軸５を介して回転動力が伝達されることとなる。

駆動軸５は、該駆動軸５の上部を構成する長軸部５ａと、該駆動軸の下部を構成する短軸部５ｂと、これら長軸部５ａと短軸部５ｂとの間に形成された偏心ピン軸部５ｃ，５ｄと、中間軸部５ｅと、で構成されている。ここで、偏心ピン軸部５ｃは、その中心軸が長軸部５ａ及び短軸部５ｂの中心軸から所定距離だけ偏心しており、後述する第１圧縮部１０の第１シリンダ室１２内に配置される。また、偏心ピン軸部５ｄは、その中心軸が長軸部５ａ及び短軸部５ｂの中心軸から所定距離だけ偏心しており、後述する第２圧縮部２０の第２シリンダ室２２内に配置されるものである。

また、偏心ピン軸部５ｃと偏心ピン軸部５ｄとは、位相が１８０度ずれて設けられている。これら偏心ピン軸部５ｃと偏心ピン軸部５ｄは、中間軸部５ｅによって接続されている。なお、中間軸部５ｅは、後述する中間仕切板４の貫通孔内に配置される。このように構成された駆動軸５は、長軸部５ａが第１支持部材６０の軸受部６０ａで回転自在に支持され、短軸部５ｂが第２支持部材７０の軸受部７０ａで回転自在に支持されている。
つまり、駆動軸５は、第１シリンダ室１２及び第２シリンダ室２２内において、偏心ピン軸部５ｃ，５ｄが偏心回転運動する構成となっている。

圧縮機構９９は上部に設けられたロータリ型の第１圧縮部１０と下部に設けられたロータリ型の第２圧縮部２０とで構成されており、これら第１圧縮部１０及び第２圧縮部２０は電動機８の下方に配置されている。この圧縮機構９９は、上側から下側に向かって、第１支持部材６０、第１圧縮部１０を構成する第１シリンダ１１、中間仕切板４、第２圧縮部２０を構成する第２シリンダ２１、及び、第２支持部材７０が順次に積層されて構成されている。

第１圧縮部１０は、第１シリンダ１１、第１ピストン１３及び第１ベーン１４等で構成される。第１シリンダ１１は、駆動軸５（より詳しくは、長軸部５ａ及び短軸部５ｂ）と略同心となる略円筒状の貫通孔が上下方向に貫通形成された平板部材である。この貫通孔は、一方の端部（図１では上側端部）が第１支持部材６０のフランジ部６０ｂにより閉塞され、他方の端部（図１では下側端部）が中間仕切板４によって閉塞され、第１シリンダ室１２となっている。

上記第１シリンダ１１の第１シリンダ室１２内には、第１ピストン１３が設けられている。この第１ピストン１３は、リング状に形成されており、駆動軸５の偏心ピン軸部５ｃに摺動自在に設けられている。また、第１シリンダ１１には、第１シリンダ室１２に連通し、第１シリンダ室１２の半径方向に延びるベーン溝１９が形成されている。そして、このベーン溝１９には、摺動自在に第１ベーン１４が設けられている。第１ベーン１４の先端部１４ａが第１ピストン１３の外周部に当接することにより、第１シリンダ室１２は、吸入室１２ａと圧縮室１２ｂとに分割される。

また、第１シリンダ１１には、ベーン溝１９の後方、つまり第１ベーン１４の後方に、ベーン背室１５が形成されている。このベーン背室１５は第１シリンダ１１を上下方向に貫通するように設けられている。また、ベーン背室１５の上部開口部は密閉シェル３の内部空間７に一部開放されており、潤滑油貯蔵部３ａに貯留されている潤滑油がベーン背室１５に流入できる構成となっている。ベーン背室１５に流入した潤滑油は、ベーン溝１９と第１ベーン１４との間に流れ込み、両者の間の摺動抵抗を低減させる。後述のように、本実施の形態１に係る二気筒ロータリ圧縮機１００は、圧縮機構９９で圧縮された冷媒が密閉シェル３の内部空間７に吐出される構成となっている。このため、ベーン背室１５は、密閉シェル３の内部空間７と同じ高圧雰囲気となる。

第２圧縮部２０は、第２シリンダ２１、第２ピストン２３及び第２ベーン２４等で構成される。第２シリンダ２１は、駆動軸５（より詳しくは、長軸部５ａ及び短軸部５ｂ）と略同心となる略円筒状の貫通孔が上下方向に貫通形成された平板部材である。この貫通孔は、一方の端部（図１では上側端部）が中間仕切板４により閉塞され、他方の端部（図１では下側端部）が第２支持部材７０のフランジ部７０ｂによって閉塞され、第２シリンダ室２２となっている。

上記第２シリンダ２１の第２シリンダ室２２内には、第２ピストン２３が設けられている。この第２ピストン２３は、リング状に形成されており、駆動軸５の偏心ピン軸部５ｄに摺動自在に設けられている。また、第２シリンダ２１には、第２シリンダ室２２に連通し、第２シリンダ室２２の半径方向に延びるベーン溝２９が形成されている。そして、このベーン溝２９には、摺動自在に第２ベーン２４が設けられている。第２ベーン２４の先端部２４ａが第２ピストン２３の外周部に当接することにより、第２シリンダ室２２は、第１シリンダ室１２と同様に、吸入室と圧縮室とに分割される。

また、第２シリンダ２１には、ベーン溝２９の後方、つまり第２ベーン２４の後方に、ベーン背室２５が形成されている。このベーン背室２５は第２シリンダ２１を上下方向に貫通するように設けられている。また、ベーン背室２５の上下開口部は中間仕切板４及び第２支持部材７０のフランジ部７０ｂで閉塞されており、第２シリンダ２１の外周面からベーン背室２５に連通する流路３０によって、ベーン背室２５と密閉シェル３の内部空間７が連通している。つまり、流路３０を介して、潤滑油貯蔵部３ａに貯留されている潤滑油がベーン背室２５に流入できる構成となっている。このため、ベーン背室２５は、密閉シェル３の内部空間７と同じ高圧雰囲気となる。また、ベーン背室２５に流入した潤滑油は、ベーン溝２９と第２ベーン２４との間に流れ込み、両者の間の摺動抵抗を低減させる。
なお、ベーン背室２５の少なくとも一方の開口部を密閉シェル３の内部空間７に開放し、当該開口部からも潤滑油貯蔵部３ａに貯留されている潤滑油がベーン背室２５に流入できる構成としてもよい。

これら第１シリンダ１１及び第２シリンダ２１には、ガス状冷媒を第１シリンダ室１２及び第２シリンダ室２２に流入させるための吸入マフラ６が接続されている。詳しくは、吸入マフラ６は、容器６ｂ、流入管６ａ、流出管６ｃ及び流出管６ｄを備えている。容器６ｂは、冷凍サイクルを構成する蒸発器から流出した低圧の冷媒を貯留する。流入管６ａは、蒸発器から容器６ｂに低圧冷媒を導く。流出管６ｃは、容器６ｂに貯留された冷媒のうちのガス状冷媒を第１シリンダ１１の第１シリンダ室１２に導く。流出管６ｄは、容器６ｂに貯留された冷媒のうちのガス状冷媒を第２シリンダ２１の第２シリンダ室２２に導く。そして、吸入マフラ６の流出管６ｃは、第１シリンダ１１のシリンダ吸入流路１７（第１シリンダ室１２に連通する流路）に接続され、吸入マフラ６の流出管６ｄは、第２シリンダ２１のシリンダ吸入流路２７（第２シリンダ室２２に連通する流路）に接続されている。

また、第１シリンダ１１には、第１シリンダ室１２内で圧縮されたガス状冷媒を吐出する吐出口１８が形成されている。この吐出口１８は第１支持部材６０のフランジ部６０ｂに形成された貫通孔と連通しており、当該貫通孔には、第１シリンダ室１２内が所定の圧力以上となった際に開く開閉弁１８ａが設けられている。また、第１支持部材６０には、開閉弁１８ａ（つまり貫通孔）を覆うように、吐出マフラ６３が取り付けられている。

同様に、第２シリンダ２１には、第２シリンダ室２２内で圧縮されたガス状冷媒を吐出する吐出口２８が形成されている。この吐出口２８は第２支持部材７０のフランジ部７０ｂに形成された貫通孔と連通しており、当該貫通孔には、第２シリンダ室２２内が所定の圧力以上となった際に開く開閉弁２８ａが設けられている。また、第２支持部材７０には、開閉弁２８ａ（つまり貫通孔）を覆うように、吐出マフラ７３が取り付けられている。

［圧縮機構９９の特徴的な構成］
上記のように、第１圧縮部１０及び第２圧縮部２０の基本的な構成は同様の構成となっているが、第１圧縮部１０及び第２圧縮部２０の詳細な構成においては、下記の構成が両者の間において異なっている。

（１）第１ベーン１４及び第２ベーン２４に作用する押付力
第１ベーン１４及び第２ベーン２４は、双方とも、先端部１４ａ，２４ａ側に吸入圧（第１シリンダ室１２及び第２シリンダ室２２に吸入された低圧冷媒の圧力）が作用し、後端部１４ｂ，２４ｂ側には吐出圧（密閉シェル３の内部空間７の圧力、つまり、圧縮機構９９で圧縮された高圧冷媒の圧力）が作用する。このため、第１ベーン１４及び第２ベーン２４の双方には、先端部１４ａ，２４ａ及び後端部１４ｂ，２４ｂに作用する圧力の差に応じて、第１ベーン１４及び第２ベーン２４を第１ピストン１３及び第２ピストン２３側へ押し付ける方向の押付力が作用する。

この押付力に加えて、第１ベーン１４には、圧縮バネ４０によって、第１ベーン１４を第１ピストン１３側へ押し付ける押付力が付与されている。このため、第１ベーン１４は、常に第１ピストン１３に押し付けられ、第１シリンダ室１２を吸入室１２ａと圧縮室１２ｂとに仕切る状態となる。つまり、第１ベーン１４を備えた第１圧縮部１０は、常に第１シリンダ室１２に流入した冷媒を圧縮する。

一方、第２ベーン２４は、その後端部２４ｂが、密閉シェル３にバネ固定部４２で固定された引張りバネ５０によって引っ張られている。つまり、第２ベーン２４には、引張りバネ５０の反力（弾性力）により、第２ベーン２４を第２ピストン２３の外周壁から離間させる方向（第２ベーン２４を後端部２４ｂ側に移動させる方向）に作用する引き上げ力が作用する。このため、第２圧縮部２０の第２ベーン２４は、第１圧縮部１０の第１ベーン１４に比べ、第２ピストン２３側にベーンを押し付ける押付力が小さくなっている。換言すると、第２圧縮部２０の第２ベーン２４は、第１圧縮部１０の第１ベーン１４に比べ、第２ベーン２４を第２ピストン２３の外周壁から離間させる方向（第２ベーン２４を後端部２４ｂ側に移動させる方向）に作用する引き上げ力が大きい構成となっている。

このため、第２圧縮部２０は、第２ベーン２４の先端部２４ａ及び後端部２４ｂに作用する圧力の差が所定値以上の場合には、つまり、当該圧力差によって第２ベーン２４に作用する押付力（第２ベーン２４を第２ピストン２３側へ移動させる力）が引張りバネ５０による引き上げ力よりも大きい場合には、第１圧縮部１０と同様に、第２シリンダ室２２が圧縮室と吸入室とに仕切られ、第２シリンダ室２２に流入した冷媒を圧縮する。しかしながら、第２圧縮部２０は、第２ベーン２４の先端部２４ａ及び後端部２４ｂに作用する圧力の差が所定値より小さい場合には、つまり、引張りバネ５０による引き上げ力が当該圧力差によって第２ベーン２４に作用する押付力（第２ベーン２４を第２ピストン２３側へ移動させる力）を上回る場合には、第２ベーン２４の先端部２４ａが第２ピストン２３から離間し、第２シリンダ室２２内の冷媒を圧縮しない休筒状態となる。

（１）第２ベーン２４の保持機構
さらに、上記引張りバネ５０を備えた第２圧縮部２０には、第２ベーン２４が第２ピストン２３の外周壁から離間した際に第２ベーン２４を保持する保持機構を備えている。本実施の形態１に係る保持機構は、第２ベーン２４の後端部２４ｂより背面側に設けられた接触部品５２と、第２ベーン２４に形成された連通穴５１ａと、第２シリンダ２１に形成された連通穴５１ｂと、で構成されている。

接触部品５２は、流路３０とベーン背室２５とを仕切るように設けられている。この接触部品５２には、流路３０とベーン背室２５とを連通する連通穴５３が形成されている。つまり、連通穴５３は、第２ベーン２４の後端部２４ｂ側に形成された空間と密閉シェル３の内部空間７とを連通している。なお、接触部品５２の第２ベーン２４側は平面部となっており、当該平面部５２ａと第２ベーン２４の後端部２４ｂとが所定の平行度を保つように、接触部品５２は設けられている。

第２ベーン２４に形成された連通穴５１ａは、一方の開口部が後端部２４ｂ（より詳しくは、接触部品５２の連通穴５３以外の部分と対向する位置）に開口している。また、連通穴５１ａの他方の開口部は、第２ベーン２４の側面部に開口している。

第２シリンダ２１に形成された連通穴５１ｂは、一方の開口部がベーン溝２９に開口している。より詳しくは、当該開口部は、第２ベーン２４が第２ピストン２３の外周壁から離間して後端部２４ｂが接触部品５２の平面部５２ａと接触する状態において、連通穴５１ａと連通する位置（連通穴５１ａの開口部と連通穴５１ｂの開口部が対向する位置）に開口している。また、連通穴５１ｂの他方の開口部は、シリンダ吸入流路２７に開口している。

なお、連通穴５１ａ，５１ｂは、第２ベーン２４の後端部２４ｂ側とシリンダ吸入流路２７とを連通する構成であれば、上記の構成に限定されるものではない。例えば、連通穴５１ａの他方の開口部（図２において第２ベーン２４の側面部に開口している開口部）を、第２ベーン２４の上面部に開口させてもよい。この場合、当該開口部とシリンダ吸入流路２７とを連通する連通穴５１ｂは、当該開口部に連通する中間仕切板４に形成された流路と、該流路とシリンダ吸入流路２７とを連通する第２シリンダ２１に形成された流路と、で構成される。
また例えば、連通穴５１ａの他方の開口部（図２において第２ベーン２４の側面部に開口している開口部）を、第２ベーン２４の底面部に開口させてもよい。この場合、当該開口部とシリンダ吸入流路２７とを連通する連通穴５１ｂは、当該開口部に連通する第２支持部材７０のフランジ部７０ｂに形成された流路と、該流路とシリンダ吸入流路２７とを連通する第２シリンダ２１に形成された流路と、で構成される。

［二気筒ロータリ圧縮機１００の動作説明］
続いて、上記のように構成された二気筒ロータリ圧縮機１００を運転する際の動作説明を行う。

［第１圧縮部１０及び第２圧縮部２０で冷媒を圧縮する際の動作］
まず、第１圧縮部１０及び第２圧縮部２０の双方で冷媒を圧縮する際の動作について説明する。当該動作は、圧縮部が休筒状態にならない通常の二気筒回転圧縮機と同様の動作である。詳しくは、下記のような動作となる。

電動機８に電力供給すると、電動機８によって駆動軸５が真上から見て反時計周りに回転（図２に示すようにベーン位置を基準に回転位相θ）する。駆動軸５が回転することにより、第１シリンダ室１２内では偏心ピン軸部５ｃが偏心回転運動し、第２シリンダ室２２内では偏心ピン軸部５ｄが偏心回転運動する。なお、偏心ピン軸部５ｃ及び偏心ピン軸部５ｄは、互いに位相が１８０度ずれるように偏心回転運動する。

偏心ピン軸部５ｃの偏心回転運動に伴い、第１シリンダ室１２内では第１ピストン１３が偏心回転運動し、吸入マフラ６の流出管６ｃからシリンダ吸入流路１７を経由して第１シリンダ室１２内に吸入された低圧のガス状冷媒が圧縮される。同様に、偏心ピン軸部５ｄの偏心回転運動に伴い、第２シリンダ室２２内では第２ピストン２３が偏心回転運動し、吸入マフラ６の流出管６ｄからシリンダ吸入流路２７を経由して第２シリンダ室２２内に吸入された低圧のガス状冷媒が圧縮される。

第１シリンダ室１２内で圧縮されたガス状冷媒は、所定の圧力になると吐出口１８から吐出マフラ６３内に吐出され、その後に吐出マフラ６３の吐出口から密閉シェル３の内部空間７に吐出される。また、第２シリンダ室２２内で圧縮されたガス状冷媒は、所定の圧力になると吐出口２８から吐出マフラ７３内に吐出され、その後に吐出マフラ７３の吐出口から密閉シェル３の内部空間７に吐出される。そして、密閉シェル３の内部空間７に吐出された高圧のガス状冷媒は、圧縮機吐出管２から密閉シェル３の外部へ吐出される。
第１圧縮部１０及び第２圧縮部２０で冷媒を圧縮する際には、第１圧縮部１０及び第２圧縮部２０での上記の冷媒吸入動作及び圧縮動作が繰り返される。

［第２圧縮部２０が休筒状態となる際の動作］
以下、図１〜図４を用いて、第２圧縮部２０が休筒状態となる際の動作について説明する。なお、当該動作中においても、第１圧縮部１０は、圧縮バネ４０で押圧されている第１ベーン１４が常に第１ピストン１３と接しており、上記と同様の冷媒圧縮動作を行う。このため、以下では、第２圧縮部２０が休筒状態となる際の第２圧縮部２０の動作について説明する。

第２圧縮部２０が冷媒を圧縮している上記の状態においては、潤滑油を介して、吐出圧が第２ベーン２４の後端部２４ｂ全体に作用する。このため、第２ベーン２４の先端部２４ａ及び後端部２４ｂに作用する圧力の差によって生じる押付力（第２ベーン２４を第２ピストン２３側へ移動させる力）が引張りバネ５０による引き上げ力（第２ベーン２４を第２ピストン２３から離間させる方向に移動させる力）を上回っており、第２ベーン２４の先端部２４ａが第２ピストン２３の外周壁に押し付けられる。したがって、第２圧縮部２０では、駆動軸５の回転に伴って、冷媒が圧縮される。

この状態では、図３に示すように、第２ベーン２４に形成された連通穴５１ａと第２シリンダ２１に形成された連通穴５１ｂとの位置が一致しない。このため、第２ベーン２４に形成された連通穴５１ａはベーン溝２９の側壁によって塞がれ、第２シリンダ２１に形成された連通穴５１ｂは第２ベーン２４の側面部によって塞がれている。したがって、第２ベーン２４に形成された連通穴５１ａの内部は吐出圧となっている。

一方、二気筒ロータリ圧縮機１００の運転開始直後や、二気筒ロータリ圧縮機１００が低負荷となっている状態においては、密閉シェル３の内部空間７の圧力が低い。このため、引張りバネ５０による引き上げ力が、第２ベーン２４の先端部２４ａ及び後端部２４ｂに作用する圧力の差によって生じる押付力を上回ることとなる。これにより、第２ベーン２４の後端部２４ｂ全体に吐出圧が作用し、第２ベーン２４の先端部２４ａ全体に吸入圧が作用した状態で、第２ベーン２４は第２ピストン２３の外周壁から離間し、第２圧縮部２０が休筒状態（非圧縮状態）となる。

そして、第２ベーン２４がさらに第２ピストン２３の外周壁から離間する方向へ移動すると、図４に示すように、第２ベーン２４に形成された連通穴５１ａの開口部と第２シリンダ２１に形成された連通穴５１ｂの開口部とが重なり始める。つまり、第２ベーン２４に形成された連通穴５１ａが吸入圧となっているシリンダ吸入流路２７と連通穴５１ｂを介して連通することとなる。このため、連通穴５１ａ及び連通穴５１ｂを介して、連通穴５１ａの後端部２４ｂ側の開口部近傍の潤滑油がシリンダ吸入流路２７に流れ込み、第２ベーン２４の後端部２４ｂに作用する押付力が低下する。これにより、第２ベーン２４がさらに第２ピストン２３の外周壁から離間する方向へ移動し、第２ベーン２４の後端部２４ｂが接触部品５２の平面部５２ａに接触する。

第２ベーン２４の後端部２４ｂが接触部品５２に接触した状態では、第２ベーン２４の後端部２４ｂには、接触部品５２の連通穴５３と対向する範囲にのみ吐出圧が作用する。このため、第２ベーン２４に作用する押付力がさらに低下し、引き上げ力と押付力の差が明確となって、第２ベーン２４は第２ピストン２３の外周壁から離間した状態で安定的に保持される。

［第２圧縮部２０の休筒状態（第２ベーン２４の保持）を解除する動作］
次に、第２圧縮部２０の休筒状態（第２ベーン２４の保持）を解除する動作について説明する。第２ベーン２４が安定保持された状態で密閉シェル３の内部空間７の圧力（つまり吐出圧）が大きくなっていくと、「第２ベーン２４の先端部２４ａ全体に作用する吸入圧」と「第２ベーン２４の後端部２４ｂにおける接触部品５２の連通穴５３と対向する範囲に作用する吐出圧」との圧力差によって生じる押付力が、引張りバネ５０による引き上げ力を上回るようになる。この状態になると、第２ベーン２４は接触部品５２から離れ、第２ベーン２４の保持が解除されることとなる。

一旦、第２ベーン２４が接触部品５２から切り離されると、第２ベーン２４に形成された連通穴５１ａと第２シリンダ２１に形成された連通穴５１ｂとの位置が不一致となり、吸入圧が連通穴５１ｂに導入されなくなる。また、第２ベーン２４の後端部２４ｂ全体に潤滑油が供給され、第２ベーン２４の後端部２４ｂ全体に吐出圧が作用し、第２ベーン２４に作用する押付力が大きくなる。これにより、第２ベーン２４に作用する押付力と引き上げ力との差が明確となり、第２ベーン２４が第２ピストン２３側にさらに移動し、第２ベーン２４の先端部２４ａが第２ピストン２３の外周壁に押し付けられ、第２圧縮部２０は冷媒の圧縮動作を開始する。

なお、第２ベーン２４を接触部品５２側に安定保持した状態においては、第２ベーン２４の後端部２４ｂにおける接触部品５２の連通穴５３と対向する範囲に作用する圧力を所定の圧力値より低く維持することにより、つまり、「第２ベーン２４の先端部２４ａ全体に作用する吸入圧」と「第２ベーン２４の後端部２４ｂにおける接触部品５２の連通穴５３と対向する範囲に作用する吐出圧」との圧力差を所定値以下に抑えることにより、第２圧縮部２０の休筒状態を維持できる。また、第２ベーン２４の先端部２４ａが第２ピストン２３の外周壁に押し付けられた状態においては、「第２ベーン２４の先端部２４ａ全体に作用する吸入圧」と「第２ベーン２４の後端部２４ｂ全体に作用する吐出圧」との圧力差を所定値以上に維持することにより、第２圧縮部２０の冷媒圧縮状態を維持することができる。

［第２ベーン２４に作用する圧力と第２ベーン２４の動作との関係］
図５は、図１の二気筒ロータリ圧縮機１００における、第２ベーン２４の位置と当該第２ベーン２４に作用する圧力によって発生する押付力との関係を示す図である。また、図６は、図１の二気筒ロータリ圧縮機１００の第２ベーン２４に作用する押付力と引き上げ力との関係を説明するための説明図である。なお、図６（ａ）は、第２ベーン２４と接触部品５２の平面部５２ａとが接触していない状態を示す側面図であり、図６（ｂ）は、第２ベーン２４と接触部品５２の平面部５２ａとが接触している状態を示す側面図である。

第２ベーン２４には、先端部２４ａに吸入圧Ｐｓが作用し、後端部２４ｂに吐出圧Ｐｄが作用する。また、第２ベーン２４には、引張りバネ５０による引き上げ力Ｆも作用する。そして、第２ベーン２４に作用するこれらＰｓ，Ｐｄ，Ｆの関係によって、第２ベーン２４の状態が決定する。

まず、第２ベーン２４と接触部品５２の平面部５２ａとが接触していない状態について説明する。
第２ベーン２４における当該第２ベーン２４の移動方向と垂直な断面の面積（先端部２４ａ及び後端部２４ｂの表面積に近似）をＡとすると、第２ベーン２４と接触部品５２の平面部５２ａとが接触していない状態においては、吸入圧Ｐｓ及び吐出圧Ｐｄによって第２ベーン２４に作用する押付力は、（Ｐｄ−Ｐｓ）Ａとなる。このため、第２ベーン２４が第２ピストン２３に押し付けられている冷媒圧縮状態においては、Ｆ−（Ｐｄ−Ｐｓ）Ａ＜０の関係が成立する。また、第２ベーン２４が第２ピストン２３から離間している非圧縮状態においては、Ｆ−（Ｐｄ−Ｐｓ）Ａ＞０の関係が成立する。

次に、第２ベーン２４と接触部品５２の平面部５２ａとが接触している状態について説明する。
第２ベーン２４が接触部品５２の平面部５２ａと接触すると、第２ベーン２４において吐出圧Ｐｄが作用する面積（受圧面積）は、接触部品５２に形成された連通穴５３の断面積Ｂに減少する。この受圧面積の減少による押付力の変化ΔＦは、ΔＦ＝（Ｐｄ−Ｐｓ）（Ａ−Ｂ）で表され、この分だけ引き上げ力が加えられたと考えることができる（後に説明するその他の実施の形態で与える磁力等と同様に扱える）。つまり、ΔＦは、「第２ベーン２４が接触部品５２の平面部５２ａと接触している状態（保持機構が第２ベーン２４を保持している状態）における引き上げ力と押付力との差」と「第２ベーン２４が第２ピストン２３から離間しており、かつ第２ベーン２４が接触部品５２の平面部５２ａと接触していない状態（保持機構が第２ベーン２４を保持していない状態）における前記引き上げ力と前記押付力との差」との差ということができる。したがって、第２ベーン２４と接触部品５２の平面部５２ａとが接触している状態において第２ベーン２４に作用するＰｓ，Ｐｄ，Ｆの関係によって、第２ベーン２４は次のように動作する。すなわち、第２ベーン２４が安定保持されている状態においては、Ｆ＋ΔＦ−（Ｐｄ−Ｐｓ）Ａ＞０の関係が成立する。また、第２ベーン２４の保持が解除される状態のとき、Ｆ＋ΔＦ−（Ｐｄ−Ｐｓ）Ａ＜０の関係が成立する。

以上説明したように構成された二気筒ロータリ圧縮機１００においては、第２圧縮部２０は、第１圧縮部１０に比べ、第２ピストン２３側に第２ベーン２４を押し付ける押付力が小さくなっている。換言すると、第２圧縮部２０は、第１圧縮部１０に比べ、第２ピストン２３から離間させる方向に第２ベーン２４に作用する引き上げ力が大きい構成となっている。

このため、第２ベーン２４の後端部２４ｂに作用する圧力が所定値よりも小さくなった場合、第２圧縮部２０の第２ベーン２４は第２ピストン２３から離間し、第２圧縮部２０は休筒状態となる。したがって、二気筒ロータリ圧縮機１００は、低負荷条件において圧縮機損失を低減し、圧縮機効率改善及び能力範囲拡大が可能となり、実負荷運転での省エネ性能を改善することができる。このとき、本実施の形態１に係る二気筒ロータリ圧縮機１００は、特許文献１に記載の二気筒回転圧縮機が必要とした開閉弁、切り替え弁及び配管等で構成された機械式容量制御手段を必要としないので、二気筒ロータリ圧縮機１００の大型化及び高コスト化を防止できる。

また、二気筒ロータリ圧縮機１００は、第２圧縮部２０に、第２ベーン２４が第２ピストン２３から離れた状態になったときに第２ベーン２４と接触し、第２ベーン２４を保持する保持機構を備えている。このため、本実施の形態１に係る二気筒ロータリ圧縮機１００は、第２ベーン２４が第２ピストン２３の外周壁から離間した際に、第２ベーン２４の位置を安定に保つこともできる。

なお、上記では、休筒状態となる第２圧縮部２０を第１圧縮部１０の下方に配置した例を説明したが、休筒状態となる第２圧縮部２０を第１圧縮部１０の上方に配置しても勿論よい。

また、上記では、高圧密閉シェル形式の二気筒ロータリ圧縮機１００について説明したが、その他のシェル形式の二気筒回転圧縮機に上記の第２圧縮部２０を採用してもよい。この場合、上記の効果と同様の効果を得ることができる。例えば、半密閉式の二気筒回転圧縮機及び中間圧シェル形式の二気筒回転圧縮機に本実施の形態１で示した第２圧縮部２０を採用することにより、上記の効果と同様の効果を得ることができる。

以上の説明により、二気筒ロータリ圧縮機１００の構成及び動作が明らかになったところで、本実施の形態１の特徴的な構成について説明する。本実施の形態１は、単独運転と並列運転とを判別できる点に特徴がある。以下、単独運転と並列運転とを判別可能なヒートポンプ装置２００について説明する。

＜ヒートポンプ装置２００の基本構成＞
図７は、本発明の実施の形態１に係るヒートポンプ装置２００の基本構成を示す図である。
ヒートポンプ装置２００は、図１と同様の二気筒ロータリ圧縮機１００、四方弁２０１、室内側熱交換器２０２、減圧機構２０３及び室外側熱交換器２０４を有し、これらを冷媒回路配管２０７で接続して蒸気圧縮式冷凍サイクルを構成している。以下では、ヒートポンプ装置２００の一例として空調用のヒートポンプ装置について説明する。

ヒートポンプ装置２００は、四方弁２０１により暖房運転及び冷房運転を切り替え可能となっている。暖房運転する場合には、四方弁２０１を図７の実線で示す暖房運転時経路２０１ａ側に接続する。これにより、二気筒ロータリ圧縮機１００で高温高圧状態に圧縮した冷媒ガスが室内側熱交換器２０２に流入し、室内側熱交換器２０２が放熱側熱交換器（凝縮器）として動作する。冷房運転する場合には、四方弁２０１を点線で示す冷房運転時経路２０１ｂ側に接続する。これにより、二気筒ロータリ圧縮機１００の吸入側が室内側熱交換器２０２に接続されて、室内側熱交換器２０２が吸熱側熱交換器（蒸発器）として動作する。

二気筒ロータリ圧縮機１００は、上述したように電動機８及び２つの圧縮部１０、２０を有し、一方の圧縮部を非圧縮状態とする単独運転と、両方の圧縮部を圧縮状態とする通常の並列運転とが、運転条件により受動的に切り替わる構造を有している。具体的には、上述したように二気筒ロータリ圧縮機１００の運転開始直後や、二気筒ロータリ圧縮機１００が低負荷となっている状態では単独運転を行い、密閉シェル３の内部空間７の圧力が大きくなっていくと、並列運転が行われることになる。

そして、室内Ｂには室内側熱交換器２０２が配置され、室外Ａには二気筒ロータリ圧縮機１００、四方弁２０１、減圧機構２０３及び室外側熱交換器２０４が配置されている。

＜センサ類＞
次に、ヒートポンプ装置２００に備えられたセンサ類について説明する。
室外Ａには、室外側熱交換器２０４の蒸発温度又は凝縮温度を検出する熱交温度センサ１７３ａを備えている。

室内Ｂには、室内温度を検出する室内温度センサ１７２と、室内側熱交換器２０２の蒸発温度又は凝縮温度を検出する熱交温度センサ１７３ｂとを備えている。

熱交温度センサ１７３ａ、熱交温度センサ１７３ｂ及び室内温度センサ１７２の検知信号は、後述のヒートポンプ能力制御装置１６０に入力されるようになっている。なお、ヒートポンプ装置２００の制御に用いられるセンサは、図７に示したものに限定されず、室内側熱交換器２０２のガス側及び液側に設けられた温度センサ、二気筒ロータリ圧縮機１００の吸入側及び吐出側に設けられた温度センサ及び圧力センサなどを必要に応じて適宜用いることもできる。

＜制御回路＞
次に、ヒートポンプ装置２００に備えられた制御回路について説明する。
図８は、本発明の実施の形態１に係るヒートポンプ装置２００の制御回路を示す概略図である。
室外Ａには、交流電源１４０からの電源により二気筒ロータリ圧縮機１００を駆動するインバータ駆動制御装置１５０と、ヒートポンプ能力制御装置１６０とを備えている。そしてさらに、本発明の実施の形態１では運転モード検知判別手段１４５を備えており、この点が特徴である。

ヒートポンプ能力制御装置１６０は、室内温度センサ１７２で検知した温度が、目標室温設定器１７１で設定された目標室温に近づくように電動機８の運転周波数を決定し、決定した運転周波数で電動機８が動作するようにインバータ駆動制御装置１５０を制御する装置である。ヒートポンプ能力制御装置１６０は、室内温度センサ１７２で検出した室温実測値と目標室温設定器１７１で定めた室温目標値との温度差を検出する温度差検出部１６３と、運転周波数設定手段１６１と、信号出力部１６２とを備えている。

運転周波数設定手段１６１は、後述の運転モード検知判別手段１４５で検知された現在の運転モード（単独運転、並列運転）及び運転周波数などの運転状態と、温度差検出部１６３で検出された温度差（運転負荷）と、各種センサ１７３ａ〜１７３ｃから取得した室内側熱交換器２０２及び室外側熱交換器２０４の温度状態とに基づいて、目標室温を達成するのに適した運転周波数を決定する。信号出力部１６２は、運転周波数設定手段１６１で決定された運転周波数で動作するように、インバータ駆動制御装置１５０の後述のインバータ駆動回路１５２に指令信号を伝送する。

インバータ駆動制御装置１５０は、密閉シェル３のハーメチック端子（３相）９を介して二気筒ロータリ圧縮機１００の電動機８に接続され、交流電源１４０から供給される電力を電動機８の駆動に適した３相電流に変換して電動機８に供給する装置である。電動機８は、ここではＤＣブラシレスモータで構成されており、インバータ駆動制御装置１５０はＤＣブラシレスモータをベクトル制御している。

インバータ駆動制御装置１５０は、インバータ回路１５１と、インバータ駆動回路１５２と、インバータ制御定数調整部１５３とを備えている。インバータ駆動回路１５２は、信号出力部１６２からの運転周波数と、インバータ制御定数調整部１５３からの制御定数とに基づいて、最適な運転状態を保つように電圧波形を調整してインバータ回路１５１に出力する。インバータ回路１５１は、交流電源１４０から供給される電力を、インバータ駆動回路１５２から電圧波形に基づき電動機８を駆動するのに適した３相電流に変換して電動機８に供給する。すなわち、インバータ回路１５１は、交流電源１４０から供給される電力を、運転周波数設定手段１６１で決定された運転周波数の交流電流に変換して電動機８に供給する。

運転モード検知判別手段１４５は、インバータ駆動制御装置１５０から取得した電気信号に基づいて現在の運転モードが単独運転か、あるいは並列運転かを判別する。具体的には、インバータ回路１５１の電流波形を観察し分析することで、現在の運転モードが単独運転か、あるいは並列運転かを判別する。この判別結果は、インバータ制御定数調整部１５３及び運転周波数設定手段１６１のそれぞれに出力される。

＜運転モードの判別方法＞
次に、運転モード検知判別手段１４５における運転モードの判別原理について説明する。

まず、二気筒ロータリ圧縮機１００を一気筒の排除容積７ｃｃで単独運転した場合のトルク変動と、二気筒の排除容積１４ｃｃで並列運転した場合のトルク変動と、ＤＣ（直流）ブラシレス型６極モータに入力する電流波形とについて分析した。運転条件は、Ｒ４１０Ａ冷媒で、吸入圧Ｐｓ＝１．１［ＭＰａ］、吐出圧Ｐｄ＝１．６［ＭＰａ］、周波数１０［Ｈｚ］を想定した暖房低負荷条件とする。

図９は、図７の二気筒ロータリ圧縮機１００のトルク変動を示す図で、（ａ）が単独運転時、（ｂ）が並列運転時を示している。図９において横軸は回転位相［ｄｅｇ］、縦軸は回転トルク［Ｎ・ｍ］である。そして、図９には、第１圧縮部１０で生じるトルク変動と、第２圧縮部２０で生じるトルク変動と、第１圧縮部１０及び第２圧縮部２０のトルク変動を重ね合わせた全軸トルクとを示している。

単独運転時には、第１圧縮部１０により回転位相１８０度付近に山の頂点があるトルク変動を生じる。また、非圧縮状態の第２圧縮部２０で生じるトルク変動は、圧縮状態の第１圧縮部１０で生じるトルク変動に比べて小さくなり、全軸トルクは、第１圧縮部１０のトルク変動とほぼ同様に、一周期に一波の大きな山（トルク変動幅１２０［Ｎ・ｍ］）のあるトルク変動となる。

一方、並列運転時には、回転位相１８０度付近に山の頂点のある第１圧縮部１０によるトルク変動と、回転位相０度付近に山の頂点のある逆位相の第２圧縮部２０によるトルク変動とが発生する。これらを重ね合わせた場合は互いのトルク変動を打ち消しあうので、全軸トルクの変動幅が４０［Ｎ・ｍ］程度の小さな山が一周期に二波生じることになる。

以上のトルク波形をＦＦＴ解析して、各周波数成分の強さ（トルク値の２乗）を比較すると、単独運転の場合、運転周波数（１ｆ）成分が支配的であり、並列運転時には２倍周波数（２ｆ）成分が支配的である。

６極モータの場合、モータ電流波形が一周期に三波の山を生じる点は、単独運転時と並列運転時とで共通である。基本的には電流値は上記の全軸トルクに比例するため、単独運転と並列運転とではモータ電流波形に異なる特徴が現れる。以下、この点について説明する。

図１０は、図７の二気筒ロータリ圧縮機１００の電動機８が６極モータの場合における、単独運転時の特性を示す図であり、（ａ）がモータ電流波形、（ｂ）が各周波数成分の強さを示している。図１０（ａ）の横軸は時間、縦軸は電流を示している。図１０（ｂ）の横軸は周波数、縦軸が強さを示している。
単独運転時には、三波のうちで第１波目の山が第２波と第３波に比べて大きい点が特徴である。さらに、電流波形をＦＦＴ解析して、各周波数成分の強さ（電流振幅の２乗）を比較すると、単独運転時には、基本とする運転周波数（１ｆ）成分の強さが、２倍周波数（２ｆ）成分に比べて２倍程度の強さである点が特徴である。

図１１は、図７の二気筒ロータリ圧縮機１００の電動機８が６極モータの場合における、並列運転時の特性を示す図であり、（ａ）がモータ電流波形、（ｂ）が各周波数成分の強さを示している。図１１（ａ）の横軸は時間、縦軸は電流を示している。図１１（ｂ）の横軸は周波数、縦軸が強さを示している。
並列運転時には、三波の大きさの差異が小さい点が特徴である。さらに、ＦＦＴ分析から各周波数成分の強さを比較すると、基本とする運転周波数（１ｆ）成分と、２倍周波数（２ｆ）成分との差異が小さいことがわかる。

以上のように、運転モードが単独運転の場合と並列運転の場合とではモータ電流波形に差が生じる。よって、モータ電流波形を観察することにより、運転モード検知判別手段１４５で運転モードを判別することが可能である。判別方法としては、具体的には例えば、１ｆ成分の強さと２ｆ成分の強さとを比較し、１ｆ成分が２ｆ成分の１．５倍以上であれば単独運転と判別し、１ｆ成分が２ｆ成分の１．３倍以下であれば並列運転と判別する。１ｆ成分が１．３倍より大きく１．５倍より小さい間であれば、運転モードの判別を一旦保留して電流形の検知を継続し、上記閾値に達した時点（つまり、１．３倍以下又は１．５倍以上に達した時点）で、運転モードを判別できる。

次に、暖房時の運転パターンを例に運転モードの切り替えに伴う運転制御方法について説明する。

（１）立ち上げ時の単独運転から並列運転へ切り替え
室内外の温度が低温時に暖房を開始すると、低差圧（Ｐｄ−Ｐｓ）、低トルク、低速運転で運転を開始し、次第に、吐出温度（凝縮器温度）、トルク、運転周波数を上昇させていく。一定以上に差圧（Ｐｄ−Ｐｓ）が上昇すると、二気筒ロータリ圧縮機１００は自動的に並列運転に切り替わる。運転モード検知判別手段１４５は並列運転であることを判別し、判別結果をヒートポンプ能力制御装置１６０に出力する。ヒートポンプ能力制御装置１６０は、温度差検出部１６３にて室内温度センサ１７２で検出した室温実測値と目標室温設定器１７１で定めた室温目標値との温度差を検出する。そして、その温度差と、現在の運転モードが並列運転であることと、熱交温度センサ１７３ａ、１７３ｂからの温度とに基づいて、運転周波数設定手段１６１が、室温目標値を達成するのに適した運転周波数を算出（決定）する。そして、決定した運転周波数で動作するように、信号出力部１６２からインバータ駆動回路１５２に指令信号を伝送する。

（２）室温上昇時の暖房定格運転
次に、ユニット各部の運転状態が安定すると、フルパワーで室温を室温目標値に上昇させるため、高差圧、高トルク、高速の暖房定格運転を行い、並列運転を継続する。

（３）室温目標温到達時の暖房中間運転
室温が室温目標値に到達すると、暖房能力を半減して室温を制御するため中差圧、中トルク、中速の暖房中間運転を行い、並列運転を継続する。

（４）室温目標温到達時の暖房下限運転
さらに、高気密高断熱の部屋の場合には、部屋全体が室温目標値に近づいた状態に達すると、熱進入による熱負荷が十分小さいため、最小の運転周波数で、低トルクの暖房下限運転を行う。このときは、差圧（Ｐｄ−Ｐｓ）が一定以下となるため、二気筒ロータリ圧縮機１００は自動的に単独運転に切り替わる。この場合にも、単独運転であることを運転モード検知判別手段１４５で判別した上で、室内温度センサ１７２で検出した室温実測値と目標室温設定器１７１で定めた室温目標値との差異を検出し、目標室温を達成するのに適した運転周波数を決定し、決定した運転周波数で動作するように、信号出力部１６２からインバータ駆動回路１５２に指令信号を伝送する。

以上（１）、（４）のような、二気筒ロータリ圧縮機１００の各圧縮部１０、２０の単独運転と並列運転との切り替えに際して、ヒートポンプ能力制御装置１６０は以下のように制御する必要がある。すなわち、ヒートポンプ能力制御装置１６０は、ヒートポンプ装置２００の負荷処理能力（暖房能力又は冷房能力）が単独運転と並列運転とで同一値に近づくように（つまり、負荷処理能力が変化しないように）インバータ回路１５１の出力電流を制御することが必要である。

一般的に単独運転は並列運転の約２倍の運転周波数（回転周波数と同義）で運転することになるので、単独運転の方が並列運転よりシリンダ室内で圧縮された冷媒ガスは漏れにくい特性となっている。そのため単独運転の体積効率ηｖ１の方が並列運転の体積効率ηｖ２より大きくなる。このため、並列運転から単独運転に切り替わる時に、同等の冷房能力あるいは暖房能力を保つには、つまり冷媒循環量を同等に保つには、単独運転時の運転周波数ｆ１（インバータ駆動制御装置１５０の出力周波数、電動機８の回転周波数に相当）は、以下のようである。

ｆ１＝ｆ２×２×ηｖ２／ηｖ１

通常、ηｖ２とηｖ１の差異は最大で２０％程度である。ｆ１は並列運転時の運転周波数ｆ２の２倍からその分を減算した、以下の運転周波数範囲を狙って運転すればよい。

ｆ２×２＞ｆ１＞ｆ２×２×０．８

逆に、単独運転から並列運転への切り替え時には、並列運転時の運転周波数ｆ２は、単独運転時の１／２倍から少し大きく、以下の運転周波数範囲を狙って運転すればよい。

ｆ１×１／２×１．２＞ｆ２＞ｆ１×１／２

また、図９のトルク変動に示すように、単独運転時のトルクの実効値は、並列運転時の１／２倍程度に小さくなるが、単独運転時のトルク変動幅は並列運転時に比べて約３倍程度に大きくなる。そのため、単独運転時の駆動電流波形（図１０）は、１ｆ成分が２ｆ成分、３ｆ成分に比べて突出して大きくなる特徴がある。

以上の運転モード切り替え時の特徴から、インバータ駆動制御においては、単独運転から並列運転への切り替え時には、並列運転時に供給される駆動電流（図１１）の周波数は急降下し、電流実効値が単独運転時の約２倍に増加する。しかし、最大電流値は単独運転時（図１０）と同程度であり、最大電流値の山では比較的緩やかになる。供給される駆動電流の運転周波数は低下し、最大の電流変動速度は緩やかになるので切り替え動作は比較的安全に行なわれる。

一方、並列運転から単独運転に切り替わるときには、最大電流値の山では比較的険しくなり、供給される駆動電流の運転周波数は増加し、最大の電流変動速度は比較的速くなるため、過電流の発生が危惧される。ヒートポンプ能力制御装置１６０では、安全の観点から緩やかに電流を上昇させる調整方法が用いられる。

＜本発明の効果＞
以上のように、本実施の形態１のヒートポンプ装置２００によれば、単独運転と並列運転とを即時に判別できるので、目標温度を達成するために必要なインバータ回路１５１の出力周波数を一意的に決定でき、冷凍サイクルを安定に制御することができる。また、本実施の形態１のヒートポンプ装置２００は、保持機構を有する上記の二気筒ロータリ圧縮機１００を備えているため、運転モード切り替え点付近で、圧縮状態と非圧縮状態との間で運転状態を安定とすることができる。

また、四方弁などの電磁式圧力切り替え手段と切り替え圧を導く配管とが密閉シェル３外に必要ないので、大型化とコスト増加を最小限に抑えられる。

以上の効果により、低負荷条件において圧縮機損失を低減し、圧縮機効率改善と、能力範囲拡大が可能となり、実負荷運転での省エネ性能を改善することができる。

また、本実施の形態１では、二気筒ロータリ圧縮機１００の電動機８が６極モータの場合において、一周期に三波の山が発生するモータ電流波形、各周波数成分の強さを比較する方法を示した。４極モータの場合には、一周期に二波の山が発生するモータ電流波形である点が異なるが、単独運転時には、二波のうちで第１波目の山が第２波目に比べて大きい点が特徴である。さらに、電流波形をＦＦＴ解析して、各周波数成分の強さ（電流振幅の２乗）を比較すると、単独運転時には、基本とする運転周波数（１ｆ）成分の強さが、２倍周波数（２ｆ）成分に比べて大きい特徴があるので、６極モータの場合と同様にして単独運転と並列運転とを即時に判別できるので、同様の効果が得られる。

実施の形態２．
実施の形態２は、実施の形態１とは運転モードの判別方法が異なる。以下、本発明の実施の形態２を図面に基づいて説明する。なお、以下では、実施の形態２が実施の形態１と異なる点を中心に説明する。

＜本実施の形態２の二気筒ロータリ圧縮機１００の特徴的な構成＞
図１２は、本発明の実施の形態２に係るヒートポンプ装置２００に備えられた二気筒ロータリ圧縮機１００の保持機構の概略側面図であり、（ａ）が圧縮状態を示し、（ｂ）が非圧縮状態（休筒状態）を示している。

第２圧縮部２０の第２ベーン２４が接触する接触部品５２が磁石で構成されており、接触部品５２には、磁化された磁化導通板４５が取り付けられている。磁化導通板４５は、密閉シェル３に取り付けた一対のハーメチック端子（２相）４７に導通線４６で接続されている。磁化導通板４５は引張りバネ５０を挟んで上側磁化導通板４５ａと下側磁化導通板４５ｂとに分割されている。圧縮状態では、上側磁化導通板４５ａと下側磁化導通板４５ｂとは非導通状態である。非圧縮状態では、第２ベーン２４が接触部品５２に吸着されて停止し、上側磁化導通板４５ａと下側磁化導通板４５ｂとが、接触部品５２及び第２ベーン２４を介して導通状態となり、一対のハーメチック端子（２相）４７間の導通を示す導通信号が運転モード検知判別手段１４５に出力される。本発明のスイッチ手段は磁化導通板４５を備えている。

＜本実施の形態２のヒートポンプ装置２００の制御方法の特徴＞
図１３は、本発明の実施の形態２に係るヒートポンプ装置２００の制御回路を示す概略図である。
密閉シェル３外の運転モード検知判別手段１４５は、導通信号の取得により一対のハーメチック端子（２相）４７間の導通を検知した場合には非圧縮状態（単独運転）、導通信号を取得せず非導通の場合は圧縮状態（並列運転）と判別する。

以下、実施の形態１と同様にして、インバータ駆動制御装置１５０、ヒートポンプ能力制御装置１６０を使って、ヒートポンプ装置２００を制御する。

＜本発明の効果＞
以上のように、本実施の形態２によれば、実施の形態１と同様の効果が得られる。すなわち、低負荷条件において圧縮機損失を低減し、圧縮機効率改善及び能力範囲拡大が可能となり、実負荷運転での省エネ性能を改善することができる。

実施の形態３．
実施の形態３は、実施の形態１とは運転モードの判別方法が異なる。以下、本発明の実施の形態３を図面に基づいて説明する。なお、以下では、実施の形態３が実施の形態１と異なる点を中心に説明する。

＜運転モードの判別方法＞
本実施の形態３の運転モード検知判別手段１４５における運転モードの判別原理について説明する。

図１４は、図７の二気筒ロータリ圧縮機１００の単独運転時の特性を示す図である。さらに詳細には、図１４（ａ）は、インバータ出力の電流波形（図１０（ａ））から単独運転時のトルク変動を算出して得た波形を示した図である。図１４（ｂ）は、さらに、このトルク変動波形をＦＦＴ解析して、各周波数成分の強さ（トルク値の２乗）で示した棒グラフである。同様にして、図１５は、図７の二気筒ロータリ圧縮機１００の並列運転時の特性を示す図である。さらに詳細には、図１５（ａ）は、インバータ出力の電流波形（図１１（ａ））から並列運転時のトルク変動を算出して得た波形を示した図である。図１５（ｂ）は、さらに、このトルク変動波形をＦＦＴ解析して、各周波数成分の強さ（トルク値の２乗）で示した棒グラフである。図１４（ａ）、図１５（ａ）のそれぞれにおいて横軸は時間、縦軸はトルク［Ｎ・ｍ］である。図１４（ｂ）、図１５（ｂ）のそれぞれにおいて横軸は周波数、縦軸は強さである。

単独運転の図１４（ｂ）の場合、運転周波数である一次成分（１ｆ）が最も大きい。一方、並列運転の図１５（ｂ）の場合、運転周波数の２倍である二次成分（２ｆ）が最も大きい。以上のように、算出したトルク変動波形のＦＦＴ解析結果を比較することで単独運転と並列運転とを判別できる。

実施の形態１では、インバータ出力の電流波形を直接ＦＦＴ解析し、各周波数成分の強さを分析することで、単独運転と並列運転とを判別した。一方、実施の形態３では、一旦、インバータ出力の電流波形をトルク変動波形に変換してからＦＦＴ解析し、各周波数成分の強さを分析したので、単独運転と並列運転との差異をより明確に判別することができる。

また、算出したトルク変動波形（図１４（ａ）、図１５（ａ））自体から単独運転と並列運転との差異は明確であるので、ＦＦＴ解析をしなくても、トルク変動波形の最大値と最小値とを測定して比較すれば、比較的簡便に判別することも可能である。
例えば、単独運転の場合は、トルクが負になる領域が生じる点が特徴であるが、並列運転の場合は、トルク変動波形の最小値は正である点、最大値と最小値との比率は２倍程度である点が特徴である。よって、これらの特徴の違いから単独運転と並列運転とを簡易判別可能である。
あるいは、最大値と最小値とが発生する時間間隔は、単独運転時には一周期ごとであり、並列運転には半周期ごとであるため、時間間隔の違いにより運転モードを判別することも可能である。

＜本発明の効果＞
以上のように、本実施の形態３によれば、実施の形態１と同様の効果が得られる。すなわち、低負荷条件において圧縮機損失を低減し、圧縮機効率改善及び能力範囲拡大が可能となり、実負荷運転での省エネ性能を改善することができる。また、本実施の形態３は、単独運転時と並列運転時との判別をトルク変動波形に基づいて行うようにしたため、実施の形態１に比べてより明確に判別を行うことができる。

＜その他補足＞
実施の形態１、２では、密閉形高圧シェル形式（圧縮部と電動機を同じ吐出圧の密閉シェル内に配置）の二気筒圧縮機を用いたヒートポンプ装置について説明したが、その他のシェル形式においても同様の手段を用いて同様の効果が得られる。例えば、半密閉式の場合も同様の効果が得られる。また、中間圧シェル形式及び低圧シェル形式の場合も同様の効果が得られる。

また、実施の形態１、実施の形態２の運転モード検知判別による制御方法と、ベーンが圧縮室側から離間し非圧縮状態を保つ機構については、上述のローリングピストン式以外のロータリ圧縮機でも適用可能である。例えば、二気筒ローリングピストン形以外に、ベーンとピストン分離可能な（一体形でない）二気筒揺動ピストン形、二気筒のロータリベーン形、２ベーン形ロータリベーン形等のロータリ圧縮機形式であってもよい。これらの形式の圧縮機に実施の形態２の運転モード検知判別による制御方法を用いた場合にも、上述したローリングピストン形二気筒圧縮機に用いた場合に順ずる効果が得られる。

例えば、特許文献４にベーン離間可能な揺動ピストン形式の圧縮部が記載されており、これを二気筒で構成し、一方を非圧縮状態に切り替え可能にした場合に相当する。あるいは、特許文献５に２ベーン形ロータリベーン形式の圧縮部が記載されており、２ベーンのうち一方を離間させて一方を非圧縮状態に切り替え可能にした場合に相当する。また、特許文献５の２ベーン形ロータリベーン形式の圧縮部を上下二気筒で構成し、一方を非圧縮状態に切り替え可能にした場合に相当する。

実施の形態１、実施の形態２の運転モード検知判別による制御方法については、上述のローリングピストン形二気筒ロータリ圧縮機に限らず、２つの圧縮部を有する二気筒圧縮機において、運転モードを単独運転と並列運転とに負荷条件に応じて切り替える機構がある場合には、他の圧縮形式においても適用可能である。例えば、二気筒ローリングピストン形以外に、二気筒あるいは一気筒に２つの圧縮部を有するロータリ圧縮形式（揺動ピストン形、ロータリベーン形等）でもよいし、２つのスクロール圧縮部を有するスクロール圧縮形式、又は、二気筒往復圧縮機でもよい。これらの容積式圧縮機に用いた場合に、例えば、２つの圧縮部の一方の圧縮部吸入側に開閉バルブ機構を設けることで、吸入圧（Ｐｓ）と吐出圧（Ｐｄ）の差圧の小さな低負荷条件ではバルブが閉じられ、一方のみ非圧縮状態に保つことができるので、実施の形態１、実施の形態２の運転モード検知判別手段による能力制御装置が適用可能である。この場合、開閉バルブ機構が追加されるが、特許文献１、特許文献２の導入圧を変更するための切り替え回路がないので、その分回路が簡素化し、特許文献１、特許文献２の圧縮機より小型化する効果が得られる。しかしながら、実施の形態１、実施の形態２の二気筒ローリングピストン形に比べると大きくなるので改善効果は小さい。

上記実施の形態１、２では、引き上げ力として引張りバネ５０による弾性力、磁石による磁力の例を挙げたが、その他、慣性力（遠心力）としてもよい。すなわち、「第２ベーン２４の先端部２４ａに作用する吸入圧」と「第２ベーン２４の後端部２４ｂに作用する吐出圧」との圧力差のみによっても、第２ベーン２４はベーン溝２９を移動することができる。このため、実施の形態１、２で示した二気筒ロータリ圧縮機１００の第２圧縮部２０に引張りバネ５０を設けない構成としても、本発明を実施することができる。

第１圧縮部１０では、冷媒を圧縮する際、第１ベーン１４は、その先端部１４ａが第１ピストン１３の外周壁に押し付けられた状態で、第１ピストン１３の偏心回転運動に追従してベーン溝１９内を移動する。同様に、第２圧縮部２０では、冷媒を圧縮する際、第２ベーン２４は、その先端部２４ａが第２ピストン２３の外周壁に押し付けられた状態で、第２ピストン２３の偏心回転運動に追従してベーン溝２９内を移動する。つまり、第１圧縮部１０及び第２圧縮部２０で冷媒圧縮を行う際、第１ピストン１３及び第２ピストン２３の偏心回転運動に伴って、第１ベーン１４及び第２ベーン２４には、引き上げ力となる遠心力が作用する。

このため、「第２ベーン２４の先端部２４ａ全体に作用する吸入圧」と「第２ベーン２４の後端部２４ｂ全体に作用する吐出圧」との圧力差によって生じる押付力が、遠心力による引き上げ力を上回っている場合、第２ベーン２４の先端部２４ａが第２ピストン２３の外周壁に押し付けられ、第２圧縮部２０は冷媒の圧縮動作を行う。

一方、密閉シェル３の内部空間７の圧力（吐出圧）が低くなると、遠心力による引き上げ力が、「第２ベーン２４の先端部２４ａ全体に作用する吸入圧」と「第２ベーン２４の後端部２４ｂ全体に作用する吐出圧」との圧力差によって生じる押付力を上回り、第２ベーン２４は第２ピストン２３の外周壁から離間し、第２圧縮部２０が休筒状態（非圧縮状態）となる。そして、第２ベーン２４がさらに第２ピストン２３の外周壁から離間する方向へ移動すると、第２ベーン２４の後端部２４ｂが上記と同様にして安定的に保持される。

上記実施の形態１、３では、運転モードを単独運転と並列運転とに負荷条件に応じて受動的に切り替える機構がある二気筒圧縮機を想定して、電動機に駆動電力を供給するインバータ駆動制御装置から取得した電気信号に基づいて現在の運転モードを判別する運転モード検知判別手段について説明した。しかし、本発明の運転モード検知判別手段は、上記の二気筒圧縮機に限らず、以下の二気筒圧縮機においても有効である。すなわち、文献１、文献２のような電磁式切り替え弁を用いて、シリンダ室圧力やベーン背面圧力を切り替えることで、アクティブに運転モードを切り替える二気筒圧縮機においても、現在、単独運転なのか並列運転なのかを確認する補助手段として、本発明の運転モード検知判別手段は有効である。

２ 圧縮機吐出管、３ 密閉シェル、３ａ 潤滑油貯蔵部、４ 中間仕切板、５ 駆動軸、５ａ 長軸部、５ｂ 短軸部、５ｃ 偏心ピン軸部、５ｄ 偏心ピン軸部、５ｅ 中間軸部、６ 吸入マフラ、６ａ 流入管、６ｂ 容器、６ｃ 流出管、６ｄ 流出管、７ 内部空間、８ 電動機、８ａ 回転子、８ｂ 固定子、９ ハーメチック端子（３相）、１０ 第１圧縮部、１１ 第１シリンダ、１２ 第１シリンダ室、１２ａ 吸入室、１２ｂ 圧縮室、１３ 第１ピストン、１４ 第１ベーン、１４ａ 先端部、１４ｂ 後端部、１５ ベーン背室、１７ シリンダ吸入流路、１８ 吐出口、１８ａ 開閉弁、１９ ベーン溝、２０ 第２圧縮部、２１ 第２シリンダ、２２ 第２シリンダ室、２３ 第２ピストン、２４ 第２ベーン、２４ａ 先端部、２４ｂ 後端部、２５ ベーン背室、２７ シリンダ吸入流路、２８ 吐出口、２８ａ 開閉弁、２９ ベーン溝、３０ 流路、４０ 圧縮バネ、４２ バネ固定部、４５ 磁化導通板、４５ａ 上側磁化導通板、４５ｂ 下側磁化導通板、４６ 導通線、４７ ハーメチック端子（２相）、５０ 引張りバネ、５１ａ 連通穴、５１ｂ 連通穴、５２ 接触部品、５２ａ 平面部（ベーン接触面）、５３ 連通穴、６０ 第１支持部材、６０ａ 軸受部、６０ｂ フランジ部、６３ 吐出マフラ、７０ 第２支持部材、７０ａ 軸受部、７０ｂ フランジ部、７３ 吐出マフラ、９９ 圧縮機構、１００ 二気筒ロータリ圧縮機、１４０ 交流電源、１４５ 運転モード検知判別手段、１５０ インバータ駆動制御装置、１５１ インバータ回路、１５２ インバータ駆動回路、１５３ インバータ制御定数調整部、１６０ ヒートポンプ能力制御装置（能力制御装置）、１６１ 運転周波数設定手段、１６２ 信号出力部、１６３ 温度差検出部、１７１ 目標室温設定器、１７２ 室内温度センサ、１７３ａ 熱交温度センサ、１７３ｂ 熱交温度センサ、２００ ヒートポンプ装置、２０１ 四方弁、２０１ａ 暖房時運転経路、２０１ｂ 冷房時運転経路、２０２ 室内側熱交換器、２０３ 減圧機構、２０４ 室外側熱交換器、２０７ 冷媒回路配管、Ａ 室外、Ｂ 室内。

Claims (11)

1. 電動機及び前記電動機により駆動される２つの圧縮部を有し、運転条件により運転モードが、前記２つの圧縮部の一方を非圧縮状態とする単独運転、又は前記２つの圧縮部の両方を圧縮状態とする並列運転との２つの運転モードに切り替わる構造を有する二気筒圧縮機と、放熱側熱交換器と、減圧機構と、吸熱側熱交換器とを接続してなるヒートポンプ装置において、
   前記二気筒圧縮機の前記電動機に駆動電力を供給するインバータ駆動制御装置と、
   前記インバータ駆動制御装置から取得した電気信号に基づいて前記２つの運転モードの何れかを判別する運転モード検知判別手段と、
   前記運転モード検知判別手段による判別結果に基づいて、目標対象物の温度を設定値に近づけるように前記電動機の回転周波数を決定し、
   前記インバータ駆動制御装置を制御する能力制御装置と、
   を備えたことを特徴とするヒートポンプ装置。
2. 前記運転モード検知判別手段は、
   前記インバータ駆動制御装置から前記電動機に供給される駆動電流の電流波形の周波数成分が、前記電動機の回転周波数の１次成分が支配的であれば単独運転であると判別する
   ことを特徴とする請求項１記載のヒートポンプ装置。
3. 前記運転モード検知判別手段は、前記電流波形をＦＦＴ解析して前記周波数成分の強さを算出する
   ことを特徴とする請求項２記載のヒートポンプ装置。
4. 前記運転モード検知判別手段は、
   前記インバータ駆動制御装置から前記電動機に供給される駆動電流から算出したトルク変動波形の周波数成分が、前記電動機の回転周波数の１次成分が支配的であれば単独運転であると判別する
   ことを特徴とする請求項１記載のヒートポンプ装置。
5. 前記運転モード検知判別手段は、前記トルク変動波形をＦＦＴ解析して前記周波数成分の強さを算出する
   ことを特徴とする請求項４記載のヒートポンプ装置。
6. 前記二気筒圧縮機の前記２つの圧縮部のうちの少なくとも一方の前記圧縮部は、
   円筒形状のシリンダ室が形成されたシリンダと、
   前記電動機の駆動軸の偏心軸部に設けられ、前記シリンダ室内で偏心回転運動するピストンと、
   先端部が前記ピストンに当接するように摺動自在に設けられ、前記シリンダ室を２つの空間に分割するベーンとを備え、
   前記ベーンの前記先端部には吸入圧が作用し、前記ベーンの後端部には、前記２つの圧縮部から吐出された冷媒圧力が作用するとともに、前記ベーンにはさらに、前記ベーンを前記後端部側へ移動させる方向に前記ベーンに引き上げ力が作用し、前記運転条件に応じて、前記ベーンの先端部が前記ピストンに接触する圧縮状態、又は、前記ベーンの先端部が前記ピストンから離間した非圧縮状態に運転状態が切り替わるロータリ圧縮機形式で構成され、
   一方の前記圧縮部は、
   前記ベーンが前記ピストンから離間した状態になったときに前記ベーンと接触し、前記ベーンを保持する保持機構を備えた
   ことを特徴とする請求項１〜請求項５の何れか一項に記載のヒートポンプ装置。
7. 前記引き上げ力は、弾性力、慣性力、磁力の何れかである
   ことを特徴とする請求項６記載のヒートポンプ装置。
8. 前記能力制御装置は、
   前記運転モード検知判別手段による判別結果に基づき前記運転モードが切り替えられたことを検知すると、前記ヒートポンプ装置の冷房能力あるいは暖房能力が切り替え前後で同一値に近づくように、前記電動機の回転周波数を決定して
   前記インバータ駆動制御装置を制御する
   ことを特徴とする請求項１〜請求項７の何れか一項に記載のヒートポンプ装置。
9. 前記能力制御装置は、
   単独運転から並列運転への切り替え時には、切り替え前の単独運転での前記回転周波数ｆ１の１／２倍より大きめの回転周波数を目標に、並列運転から単独運転への切り替え時には、切り替え前の並列運転での前記回転周波数ｆ２の２倍より小さめの回転周波数を目標に、前記インバータ駆動制御装置を制御する
   ことを特徴とする請求項８記載のヒートポンプ装置。
10. 前記能力制御装置は、
    並列運転から単独運転への切り替え時には、一旦、前記インバータ駆動制御装置から前記電動機に供給される駆動電流の最大値が、並列運転時の最大値より小さな値となるように目標を定めて、前記インバータ駆動制御装置を制御する
    ことを特徴とする請求項８記載のヒートポンプ装置。
11. 電動機及び前記電動機により駆動される２つの圧縮部を有し、運転条件により運転モードが、前記２つの圧縮部の一方を非圧縮状態とする単独運転、又は前記２つの圧縮部の両方を圧縮状態とする並列運転に切り替わる構造を有する二気筒圧縮機と、放熱側熱交換器と、減圧機構と、吸熱側熱交換器とを接続してなるヒートポンプ装置において、
    前記２つの圧縮部のうちの少なくとも一方の前記圧縮部は、円筒形状のシリンダ室が形成されたシリンダ、前記電動機の駆動軸の偏心軸部に設けられ、前記シリンダ室内で偏心回転運動するピストン、及び、先端部が前記ピストンに当接するように摺動自在に設けられ、前記シリンダ室を２つの空間に分割するベーンを備えたロータリ圧縮機形式で構成され、
    前記ヒートポンプ装置は、
    前記二気筒圧縮機の前記電動機に駆動電力を供給するインバータ駆動制御装置と、
    前記一方の前記圧縮部の前記ベーンの先端部が前記ピストンから離間して前記ベーンが停止した状態で導通信号を出力するスイッチ手段と、
    前記スイッチ手段から出力された導通信号を取得した場合、現在の運転モードが単独運転であると判別し、前記導通信号を取得しない場合、並列運転であると判別する運転モード検知判別手段と、
    前記運転モード検知判別手段による判別結果に基づいて、対象物の温度を設定値に近づけるように前記インバータ駆動制御装置の出力周波数を制御する能力制御装置と、
    を備えたことを特徴とするヒートポンプ装置。

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