WO2012042894A1 - 容積型圧縮機 - Google Patents

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WO2012042894A1
WO2012042894A1 PCT/JP2011/005522 JP2011005522W WO2012042894A1 WO 2012042894 A1 WO2012042894 A1 WO 2012042894A1 JP 2011005522 W JP2011005522 W JP 2011005522W WO 2012042894 A1 WO2012042894 A1 WO 2012042894A1
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suction
volume
path
rotational speed
motor
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PCT/JP2011/005522
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English (en)
French (fr)
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長谷川　寛
岡市　敦雄
雄司 尾形
Original Assignee
パナソニック株式会社
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    • F04C23/008—Hermetic pumps

Definitions

  • the present invention relates to a positive displacement compressor.
  • Compressor motors are usually controlled by an inverter and a microcomputer. If the number of rotations of the motor is lowered, the refrigeration cycle apparatus using the compressor can be operated with a sufficiently lower capacity than the rating. Patent Document 1 further provides one technique for operating the refrigeration cycle apparatus with such a low capacity that cannot be realized by inverter control.
  • FIG. 19 is a configuration diagram of the air conditioner described in Patent Document 1.
  • the compressor 915, the four-way valve 917, the indoor heat exchanger 918, the decompressor 919, and the outdoor heat exchanger 920 constitute a refrigeration cycle.
  • the cylinder of the compressor 915 is provided with an intermediate discharge port that opens from the start to the middle of the compression stroke.
  • the intermediate discharge port is connected to the suction path of the compressor 915 by a bypass path 923.
  • the bypass 923 is provided with a flow control device 921 and an electromagnetic on-off valve 922.
  • the electromagnetic on-off valve 922 is opened only during operation at a low set frequency. Thereby, the driving
  • the shortcut to increase the efficiency of the refrigeration cycle apparatus is to increase the efficiency of the compressor.
  • the efficiency of the compressor is highly dependent on the efficiency of the motor used. Many motors are designed to exhibit the highest efficiency at a rotational speed in the vicinity of a rated rotational speed (for example, 60 Hz). Therefore, if the motor is driven at an extremely low number of revolutions, improvement in the efficiency of the compressor cannot be expected.
  • an object of the present invention is to provide a positive displacement compressor that can exhibit high efficiency even when low capacity is required (when the load is small).
  • the present invention A compression mechanism having a working chamber; A motor for moving the compression mechanism; A suction path for leading the working fluid to be compressed to the working chamber; A return path for returning the working fluid from the working chamber to the suction path;
  • the suction volume of the compression mechanism which is provided in the return path, should be relatively small, the working fluid is allowed to return from the working chamber to the suction path through the return path, and the suction volume is relatively set.
  • variable volume mechanism that inhibits working fluid from returning from the working chamber to the suction path through the return path when it should be increased;
  • a control unit that controls the variable volume mechanism and the inverter so as to compensate for a decrease in the suction volume by an increase in the rotation speed of the motor;
  • a positive displacement compressor is provided.
  • the positive displacement compressor by using the return path to return the working fluid from the working chamber to the suction path, the positive displacement compressor can be operated with a relatively small suction volume.
  • the positive displacement compressor can be operated with a relatively large suction volume, that is, a normal suction volume.
  • the variable volume mechanism and the inverter are controlled so as to compensate for the decrease in the suction volume by the increase in the rotation speed of the motor. That is, instead of driving the motor at a low rotational speed, the suction volume is reduced. Therefore, it is possible to provide a positive displacement compressor that can exhibit high efficiency even when the load is small.
  • the positive displacement compressor is not particularly limited.
  • the positive displacement compressor include a rotary compressor, a scroll compressor, a reciprocating compressor, a screw compressor, and a swash plate compressor. In this specification, embodiments of a rotary compressor and a scroll compressor are described.
  • the rotary compressor 100 of this embodiment includes a compressor body 40, an accumulator 12, a discharge path 11, a suction path 14, a return path 16, a variable volume mechanism 30, an inverter 42, and a control unit 44. ing.
  • the compressor main body 40 includes a sealed container 1, a motor 2, a rotary compression mechanism 3, and a shaft 4.
  • the compression mechanism 3 is disposed below the sealed container 1.
  • the motor 2 is disposed above the compression mechanism 3 in the sealed container 1.
  • the compression mechanism 3 and the motor 2 are connected by the shaft 4.
  • a terminal 21 for supplying electric power to the motor 2 is provided on the top of the sealed container 1.
  • An oil reservoir 22 for holding lubricating oil is formed at the bottom of the sealed container 1.
  • the compressor body 40 has a so-called hermetic compressor structure.
  • the discharge path 11, the suction path 14, and the return path 16 are each composed of a refrigerant pipe.
  • the discharge path 11 penetrates the upper part of the sealed container 1 and is open inside the sealed container 1.
  • the discharge path 11 plays a role of guiding a compressed working fluid (typically a refrigerant) to the outside of the compressor body 40.
  • the suction path 14 has one end connected to the compression mechanism 3 and the other end connected to the accumulator 12, and penetrates the trunk of the sealed container 1.
  • the suction path 14 plays a role of guiding the refrigerant to be compressed from the accumulator 12 to the working chamber 25 of the compression mechanism 3.
  • the return path 16 has one end connected to the compression mechanism 3 at a position different from the suction path 14 and the other end connected to the accumulator 12, and penetrates the trunk of the sealed container 1.
  • the return path 16 plays a role of returning the refrigerant once sucked into the working chamber 25 of the compression mechanism 3 to the suction path 14 before compression.
  • the compression mechanism 3 is a positive displacement fluid mechanism and is moved by the motor 2 so as to compress the refrigerant.
  • the compression mechanism 3 includes a cylinder 5, a piston 8, a vane 9, a spring 10, an upper bearing 6, and a lower bearing 7.
  • a piston 8 fitted to the eccentric portion 4 a of the shaft 4 is disposed so that a working chamber 25 is formed between the outer peripheral surface of the cylinder 5 and the inner peripheral surface of the cylinder 5.
  • a vane groove 24 is formed in the cylinder 5.
  • the vane groove 24 accommodates a vane 9 having a tip that contacts the outer peripheral surface of the piston 8.
  • the spring 10 is disposed in the vane groove 24 so as to push the vane 9 toward the piston 8.
  • the upper bearing 6 and the lower bearing 7 are respectively provided on the upper side and the lower side of the cylinder 5 so as to close the cylinder 5.
  • the working chamber 25 between the cylinder 5 and the piston 8 is partitioned by the vane 9, thereby forming a suction chamber 25a and a compression-discharge chamber 25b.
  • the refrigerant to be compressed is guided to the working chamber 25 (suction chamber 25a) through the suction path 14 and the suction port 27.
  • a discharge port 29 is formed in the upper bearing 6 so that the compressed refrigerant is guided from the working chamber 25 (compression-discharge chamber 25b) to the internal space 28 of the sealed container 1.
  • the discharge port 29 is provided with a discharge valve (not shown).
  • the vane 9 may be integrated with the piston 8. That is, the piston 8 and the vane 9 may be configured as a so-called swing piston.
  • the motor 2 includes a stator 17 and a rotor 18.
  • the stator 17 is fixed to the inner peripheral surface of the sealed container 1.
  • the rotor 18 is fixed to the shaft 4 and rotates together with the shaft 4.
  • the piston 8 is moved inside the cylinder 5 by the motor 2.
  • a motor capable of changing the rotational speed such as IPMSM (Interior Permanent Magnetic Synchronous Mortar) and SPMSM (Surface Permanent Magnetic Synchronous Mortar) can be used.
  • the control unit 44 controls the inverter 42 to adjust the rotational speed of the motor 2, that is, the rotational speed of the rotary compressor 100.
  • a DSP Digital Signal Processor
  • a / D conversion circuit an input / output circuit, an arithmetic circuit, a storage device, and the like can be used.
  • the accumulator 12 includes a storage container 12a and an introduction pipe 12b.
  • the storage container 12a has an internal space that can hold a liquid refrigerant and a gas refrigerant.
  • the introduction pipe 12b passes through the upper part of the storage container 12a and opens toward the internal space of the storage container 12a.
  • the suction path 14 and the return path 16 are connected to the accumulator 12 so as to penetrate the bottom of the storage container 12a.
  • the suction path 14 and the return path 16 extend upward from the bottom of the storage container 12a and open toward the internal space of the storage container 12a at a certain height. That is, the return path 16 is connected to the suction path 14 via the internal space of the accumulator 12.
  • another member such as a baffle may be provided inside the storage container 12a in order to reliably prevent the liquid refrigerant from proceeding directly from the introduction pipe 12b to the suction path 14.
  • variable volume mechanism 30 is provided in the return path 16.
  • the variable volume mechanism 30 includes an on-off valve 32 and a check valve 35. That is, in this embodiment, the variable volume mechanism 30 does not have the ability to depressurize the refrigerant. Further, the refrigerant sucked into the suction chamber 25a is returned to the suction path 14 through the return path 16 without being substantially compressed in the compression-discharge chamber 25b. Therefore, the decrease in efficiency due to pressure loss is extremely small. However, as long as the efficiency of the rotary compressor 100 is not significantly affected, the variable volume mechanism 30 may have the ability to depressurize the refrigerant. For the same reason, the refrigerant compressed in the compression-discharge chamber 25 b may be returned to the suction path 14 through the return path 16.
  • the on-off valve 32 is provided in the return path 16 outside the compressor body 40.
  • the check valve 35 is provided inside the compressor body 40.
  • the return path 16 communicates the upstream portion 16h formed inside the compression mechanism 3 (specifically, inside the cylinder 5), the working chamber 25, and the upstream portion 16h. And a return port 16p.
  • the check valve 35 is provided in the upstream portion 16h.
  • the check valve 35 prevents the refrigerant from flowing from the return path 16 to the working chamber 25. According to the check valve 35, the flow of the refrigerant from the return path 16 to the working chamber 25 can be prevented with a relatively simple structure without relying on electrical control.
  • the check valve 35 includes a valve body 36, a guide 37, and a spring 38.
  • the valve body 36 is made of a thin metal plate having two surfaces, and is provided inside the guide 37 so as to reciprocate between a first position where the return port 16p is closed and a second position where the return port 16p is opened. Has been placed.
  • One surface of the valve body 36 faces the return port 16p, and the other surface faces the spring 38.
  • the spring 38 pushes the valve body 36 toward the return port 16p.
  • a gap having an appropriate width is formed between the valve body 36 and the guide 37.
  • the variable volume mechanism 30 plays a role of changing the suction volume (containment volume) of the rotary compressor 100.
  • the suction volume of the rotary compressor 100 When the suction volume of the rotary compressor 100 is to be relatively small, the refrigerant before compression is allowed to return from the working chamber 25 (more specifically, the compression-discharge chamber 25b) to the suction passage 14 through the return passage 16. Specifically, the on-off valve 32 is opened.
  • the suction volume should be relatively increased, the refrigerant before compression is prohibited from returning from the working chamber 25 to the suction path 14 through the return path 16.
  • the on-off valve 32 is closed. When the on-off valve 32 is open, the rotary compressor 100 is operated in the low volume mode. When the on-off valve 32 is closed, the rotary compressor 100 is operated in the high volume mode.
  • the inverter 42 is controlled so as to compensate for the decrease in the suction volume by the increase in the rotation speed of the motor 2. Is done. As a result, even when low capacity is required (when the load is small), the rotational speed of the motor 2 does not have to be extremely reduced. That is, the motor 2 can be driven at a rotational speed that can exhibit high efficiency even when low capacity is required. Therefore, the efficiency of the rotary compressor 100 is also improved.
  • the upstream portion 16 h and the return port 16 p of the return path 16 are formed at a position of 180 degrees with respect to the rotation angle of the shaft 4.
  • the positions of the vane 9 and the vane groove 24 are defined as a “0 degree” reference position along the rotation direction of the shaft 4.
  • the rotation angle of the shaft 4 at the moment when the vane 9 is pushed into the vane groove 24 by the piston 8 to the maximum is defined as “0 degree”.
  • the process of compressing the refrigerant confined in the compression-discharge chamber 25b starts from a rotation angle of 0 degrees.
  • the stroke of discharging the refrigerant confined in the compression-discharge chamber 25b from the return port 16p is performed in a period of 0 to 180 degrees, and the compression stroke starts from a rotation angle of 180 degrees. Therefore, when the suction volume in the high volume mode is V, the suction volume in the low volume mode is V / 2.
  • the position of the return port 16p and the like can be appropriately changed according to the ratio of the suction volume to be changed. For example, when the return port 16p is formed at a position of 90 degrees, the suction volume in the low volume mode is ⁇ 1+ (1/2) 1/2 ⁇ V / 2.
  • FIG. 3 shows a state in which the shaft 4 and the piston 8 rotate counterclockwise.
  • the volume of the suction chamber 25a increases.
  • the volume of the suction chamber 25a is maximized.
  • the suction chamber 25a is changed to the compression-discharge chamber 25b.
  • the volume of the compression-discharge chamber 25b decreases.
  • FIGS. 4A and 4B when the volume of the suction chamber 25a increases along points A, B, and C, the volume of the compression-discharge chamber 25b increases along points D, E, and F. Decrease.
  • the check valve 35 opens as the volume of the compression-discharge chamber 25b decreases, and the refrigerant passes through the return port 16p and the compression-discharge chamber. It is discharged outside 25b. The discharged refrigerant is returned to the suction path 14 through the return path 16. Therefore, the pressure in the compression-discharge chamber 25b does not increase.
  • the compression-discharge chamber 25b is isolated from the return path 16, and the refrigerant starts to be compressed in the compression-discharge chamber 25b. That is, the suction volume of the compression mechanism 3 is “V / 2”.
  • the compression stroke continues until the pressure in the compression-discharge chamber 25b reaches the pressure in the internal space 28 of the sealed container 1. After the pressure in the compression-discharge chamber 25b reaches the pressure in the internal space 28, the discharge stroke is performed until the rotation angle of the shaft 4 reaches 360 degrees (0 degrees). As shown in the lower left diagram and the upper left diagram in FIG. 3, when the shaft 4 makes one rotation, the volume of the compression-discharge chamber 25b becomes zero.
  • the suction volume of the compression mechanism 3 is “V”, and the compression stroke starts immediately after the suction stroke is completed.
  • the portion of the return path 16 from the return port 16p to the on-off valve 32, that is, the upstream portion 16h of the return path 16 has a relatively high pressure. This is because when the on-off valve 32 is closed, the refrigerant compressed to the intermediate pressure is gradually accumulated in the upstream portion 16h.
  • the check valve 35 prevents the refrigerant from flowing back from the feedback path 16 to the compression-discharge chamber 25b. That is, since the check valve 35 is provided on the working chamber 25 side when viewed from the on-off valve 32, the return path 16 can be prevented from becoming a dead volume. In this embodiment, since the check valve 35 is provided in the upstream portion 16h formed inside the cylinder 5, the dead volume due to the return path 16 is substantially zero.
  • variable volume mechanism 30 open / close valve 32
  • inverter 42 inverter 42
  • step S1 the number of rotations of the motor 2 is adjusted according to the requested capacity. Specifically, the rotation speed of the motor 2 is adjusted so that a necessary refrigerant flow rate is obtained.
  • step S2 and step S6 it is determined whether the rotational speed of the motor 2 has been reduced or increased. If the process of reducing the rotational speed is being performed in step S1, the process proceeds to step S3 to determine whether the current rotational speed is 30 Hz or less. If the current rotational speed is 30 Hz or less, it is determined in step S4 whether the on-off valve 32 is closed.
  • step S5 a process of opening the on-off valve 32 and a process of increasing the rotational speed of the motor 2 to twice the current rotational speed are executed.
  • the order of the processes in step S5 is not particularly limited, but the rotational speed of the motor 2 can be increased almost simultaneously with opening the on-off valve 32.
  • step S1 when the process of increasing the rotational speed is performed in step S1, the process proceeds to step S7, and it is determined whether or not the current rotational speed is 70 Hz or more. If the current rotational speed is 70 Hz or higher, it is determined in step S8 whether the on-off valve 32 is open. If the on-off valve 32 is open, a process of closing the on-off valve 32 and a process of reducing the rotational speed of the motor 2 to 1/2 the current rotational speed are executed in step S9.
  • the order of the processes in step S9 is not particularly limited, but the rotational speed of the motor 2 can be reduced almost simultaneously with closing the on-off valve 32.
  • the relationship between the state of the on-off valve 32 and the rotation speed of the motor 2 has a hysteresis as shown in FIG. According to such control, hunting of the compression mechanism 3 can be prevented.
  • the suction volume of the compression mechanism 3 in the high volume mode in which the on-off valve 32 is closed, that is, the refrigerant is prohibited from returning from the working chamber 25 to the suction path 14 through the return path 16 is “V”.
  • the control unit 44 performs processing related to the opening / closing valve 32 and the motor for reducing the suction volume. 2 for increasing the number of revolutions of 2.
  • the process related to the on-off valve 32 for reducing the suction volume is a process of opening the on-off valve 32.
  • the process related to the inverter 42 for increasing the rotation speed of the motor 2 is a process of setting the target rotation speed of the motor 2 to twice the most recent rotation speed.
  • control unit 44 controls the on-off valve 32 and the inverter 42 so as to compensate for the increase in the suction volume by the decrease in the rotation speed of the motor 2.
  • the suction volume of the compression mechanism 3 in the low volume mode in which the on-off valve 32 is opened, that is, the refrigerant is allowed to return from the working chamber 25 to the suction path 14 through the return path 16 is “V / 2”.
  • the control unit 44 performs processing related to the on-off valve 32 for increasing the suction volume and the rotation speed of the motor 2. And the process of the inverter 42 for lowering.
  • the process related to the on-off valve 32 for increasing the suction volume is a process of closing the on-off valve 32.
  • the process related to the inverter 42 for reducing the rotational speed of the motor 2 is a process of setting the target rotational speed of the motor 2 to 1 ⁇ 2 times the latest rotational speed.
  • first rotation speed ⁇ (fourth rotation speed), (third rotation speed) ⁇ (second rotation speed)
  • first rotational speed a rotational speed of 30 Hz or less
  • the lower limit of the first rotation speed is not particularly limited, but is 20 Hz, for example.
  • the rotation speed of the motor 2 can be adjusted according to the ratio (VL / VH) of the suction volume VL in the low volume mode to the suction volume VH in the high volume mode.
  • the rotation speed (target rotation speed) of the motor 2 is set to a rotation speed obtained by dividing the rotation speed of the motor 2 immediately before the mode switching by the ratio (VL / VH).
  • the rotation speed of the motor 2 is set to a rotation speed obtained by multiplying the rotation speed of the motor 2 immediately before the mode switching by a ratio (VL / VH). In this way, the operation mode can be smoothly switched between the high volume mode and the low volume mode.
  • the rotary compressor 100 may be stopped with the on-off valve 32 opened.
  • the on-off valve 32 a normally open valve can be used.
  • the check valve 35 may be a known reed valve including a reed made of a thin metal plate and a stopper.
  • the control unit 44 may be configured to execute processing related to the inverter 42 for increasing the power. That is, the control unit 44 may be configured to determine whether or not mode switching is necessary before actually reducing the rotational speed of the motor 2 to the first rotational speed.
  • the processing related to the opening / closing valve 32 for increasing the suction volume and the motor 2 may be configured to execute processing related to the inverter 42 for reducing the rotational speed. That is, the controller 44 may be configured to determine whether or not mode switching is necessary before actually increasing the rotation speed of the motor 2 to the second rotation speed. An example of such control will be described with reference to FIG. 5B.
  • step S11 the required number of rotations of the motor 2 is calculated in step S11.
  • “Necessary rotational speed” means, for example, the rotational speed for obtaining a necessary refrigerant flow rate.
  • step S12 it is determined whether the necessary rotation speed is equal to or lower than the first rotation speed (for example, 30 Hz). If the necessary rotation speed is equal to or lower than the first rotation speed, it is determined in step S13 whether the on-off valve 32 is closed. When the on-off valve 32 is closed, in step S15, the on-off valve 32 is opened, and the rotation speed of the motor 2 is adjusted to a rotation speed at which a necessary refrigerant flow rate can be obtained. If the on-off valve 32 is open, only the rotation speed of the motor 2 is adjusted in step S14.
  • step S16 determines whether the required rotational speed is greater than or equal to the second rotational speed (for example, 70 Hz). If the required rotation speed is equal to or higher than the second rotation speed, it is determined in step S17 whether the on-off valve 32 is open. If the on-off valve 32 is open, in step S18, the on-off valve 32 is closed and the rotational speed of the motor 2 is adjusted to a rotational speed at which a necessary refrigerant flow rate can be obtained. If the on-off valve 32 is closed, only the rotation speed of the motor 2 is adjusted in step S19.
  • the second rotational speed for example, 70 Hz.
  • the rotary compressor 100 By performing the control described with reference to FIG. 5A or 5B, the rotary compressor 100 exhibits high efficiency even when low capacity is required (when the load is small), as shown by the solid line in FIG. Yes.
  • the rated capacity of the rotary compressor 100 is “100%”.
  • the efficiency of the rotary compressor 100 decreases with a decrease in the capacity to be exhibited, that is, with a decrease in the rotational speed of the motor 2, based on the rated capacity.
  • the reduction in efficiency becomes significant.
  • the operation when a relatively low capacity is required, the operation is performed in the low volume mode with the suction volume V / 2. Thereby, the motor 2 can be driven at a rotational speed as close to the rated rotational speed as possible. Therefore, the rotary compressor 100 can exhibit excellent efficiency even when the required capacity is 50% or less of the rated capacity.
  • the flow rate of the refrigerant in the suction path 14 changes in proportion to the rate of change of the volume of the suction chamber 25a (see FIG. 4A). Specifically, the flow rate of the refrigerant in the suction path 14 theoretically shows a sinusoidal profile with respect to the rotation angle of the shaft 4.
  • the refrigerant in the compression-discharge chamber 25b is discharged to the return path 16 through the return port 16p when the rotation angle of the shaft 4 is 0 to 180 degrees.
  • the amount of refrigerant discharged from the compression-discharge chamber 25b to the return path 16 is equal to the amount of decrease in the volume of the compression-discharge chamber 25b during the period of 0 to 180 degrees.
  • the flow rate of the refrigerant in the return path 16 is proportional to the rate of change of the volume of the compression-discharge chamber 25b (see FIG. 4B) only during the period in which the rotation angle of the shaft 4 is 0 to 180 degrees. Change. Specifically, the flow velocity of the refrigerant in the return path 16 theoretically shows a sinusoidal profile in the period of 0 to 180 degrees and becomes zero in the period of 180 to 360 degrees.
  • the refrigerant flowing into the accumulator 12 can only travel to the suction path 14. Therefore, the flow rate of the refrigerant in the introduction pipe 12b of the accumulator 12 substantially matches the difference between the flow rate of the refrigerant in the suction path 14 and the flow rate of the refrigerant in the return path 16.
  • the flow rate of the refrigerant in the introduction pipe 12b theoretically shows a sinusoidal profile in the period of 180 to 360 degrees and becomes zero in the period of 0 to 180 degrees. .
  • the refrigerant flow in the return path 16 rapidly decreases from the maximum flow velocity v to zero.
  • the refrigerant flow in the introduction pipe 12b increases rapidly from zero to the maximum flow velocity v.
  • the pressure wave transmitted to the suction path 14 may reduce the volumetric efficiency of the suction chamber 25a, which may reduce the efficiency of the rotary compressor 100.
  • the return path 16 is connected to the suction path 14 via the internal space of the accumulator 12. According to this configuration, since the occurrence of water hammer can be prevented, the reduction of vibration, noise and efficiency can be effectively suppressed.
  • the rotary compressor 200 of the present embodiment includes a second compression mechanism 33 in addition to the compression mechanism 3 described in the first embodiment.
  • the elements of the compression mechanism 3 described in the first embodiment are marked with “first”.
  • the cylinder 5 is denoted as the first cylinder 5, the piston 8 as the first piston 8, the vane 9 as the first vane 9, the working chamber 25 as the first working chamber 25, and the compression mechanism 3 as the first compression mechanism 3.
  • the same components as those described above are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted.
  • the second compression mechanism 33 includes a second cylinder 55, a second piston 58, a second vane 59, and a second spring 60.
  • the second cylinder 55 is arranged concentrically with the first cylinder 5.
  • the second cylinder 55 is fitted into the second eccentric portion 4b of the shaft 4 so that a second working chamber 75 is formed between the outer peripheral surface of the second cylinder 55 and the inner peripheral surface of the second cylinder 55.
  • a second piston 58 is arranged.
  • a second vane groove 64 is formed in the second cylinder 55.
  • the second vane groove 64 houses a second vane 59 having a tip that contacts the outer peripheral surface of the second piston 58.
  • the second spring 60 is disposed in the second vane groove 64 so as to push the second vane 59 toward the second piston 58.
  • the second working chamber 75 between the second cylinder 55 and the second piston 58 is partitioned by the second vane 59, whereby a second suction chamber 75a and a second compression-discharge chamber 75b are formed.
  • the refrigerant to be compressed is guided to the second working chamber 75 (second suction chamber 75a) through the second suction path 15 and the second suction port 77.
  • a second discharge port 79 is formed in the upper bearing 6 so that the compressed refrigerant is guided from the second working chamber 75 (second compression-discharge chamber 75b) to the internal space 28 of the sealed container 1.
  • the second discharge port 79 is provided with a discharge valve (not shown). *
  • the lower bearing 7 is covered with a muffler 23 having an internal space that can receive the refrigerant compressed by the first compression mechanism 3.
  • the first discharge port 29 of the first compression mechanism 3 is formed in the lower bearing 7.
  • the lower bearing 7, the first cylinder 5, the intermediate plate 53, the second cylinder 55, and the upper A flow path 26 penetrating the bearing 6 is formed.
  • the protruding direction of the first eccentric part 4a is shifted by 180 degrees from the protruding direction of the second eccentric part 4b. That is, the phase of the first piston 8 is shifted by 180 degrees between the phase of the second piston 58 and the rotation angle of the shaft 4.
  • the refrigerant is supplied to the first compression mechanism 3 through the first suction path 14.
  • the refrigerant is supplied to the second compression mechanism 33 through the second suction path 15.
  • the refrigerant is compressed by the first compression mechanism 3 or the second compression mechanism 33 and discharged into the internal space 28 of the sealed container 1.
  • the first suction path 14 and the second suction path 15 are each connected to the accumulator 12. Note that one of the suction paths 14 and 15 may be branched from the other inside or outside the accumulator 12.
  • the suction volume of the second compression mechanism 33 is always constant.
  • the return path 16 is connected only to the first compression mechanism 3 so that only the suction volume of the first compression mechanism 3 can be changed.
  • the return path 16 may be connected to each of the compression mechanisms 3 and 33 so that the suction volumes of the compression mechanisms 3 and 33 can be changed.
  • the first compression mechanism 3 is disposed on the side far from the motor 2, and the second compression mechanism 33 is disposed on the side close to the motor 2. That is, the motor 2, the second compression mechanism 33, and the first compression mechanism 3 are arranged in this order along the axial direction of the shaft 4. Since the second compression mechanism 33 has a constant suction volume, a large load torque is required even in the low volume mode. Therefore, when the second compression mechanism 33 is disposed on the side closer to the motor 2, the load applied to the shaft 4 in the low volume mode is reduced, and thereby the loss in the bearings 6 and 7 can be reduced.
  • the first compression mechanism 3 having a small suction volume in the low volume mode when disposed on the lower side, the pressure loss caused by the compressed refrigerant flowing into the internal space 28 of the sealed container 1 through the muffler 23. Can be reduced.
  • the positional relationship between the first compression mechanism 3 and the second compression mechanism 33 is not limited to the above relationship.
  • V or “V / 2” can be selected as the suction volume of the first compression mechanism 3.
  • suction volume of the second compression mechanism 33 is “V”
  • 2 V or “1.5 V” can be selected as the sum of the suction volumes of the compression mechanisms 3 and 33.
  • the suction volume of the first compression mechanism 3 can be made substantially zero.
  • the return port 16 p may be formed at a position close to the first discharge port 29. According to this configuration, in the low volume mode, substantially all of the refrigerant sucked into the first suction chamber 25a is returned to the accumulator 12 through the return path 16 without being compressed. That is, the function of the first compression mechanism 3 can be canceled.
  • the total suction volume of the compression mechanisms 3 and 33 in the low volume mode is equal to the suction volume V of the second compression mechanism 33.
  • the suction volume of the first compression mechanism 3 substantially zero does not necessarily mean that the suction volume of the first compression mechanism 3 is completely zero.
  • the suction volume in the high volume mode is V
  • the suction volume in the low volume mode is less than ⁇ 1- (1/2) 1/2 ⁇ V / 2, preferably less than V / 10.
  • the position of the return port 16p can be determined. According to this configuration, it can be said that the first compression mechanism 3 does not perform compression work on the refrigerant in the low volume mode, and the function is lost.
  • the rotary compressor 300 of the present embodiment is obtained by omitting the check valve 35 from the rotary compressor 100 of the first embodiment.
  • the variable volume mechanism 30 includes an on-off valve 32 and a check valve 35.
  • the check valve 35 contributes to the reduction of the dead volume, but is not directly involved in the change of the suction volume. Therefore, even if the variable volume mechanism 30 is configured only by the on-off valve 32 as in the present embodiment, the suction volume of the compression mechanism 3 can be changed.
  • the rotary compressor 400 of the present embodiment includes a valve 80 (electromagnetic valve 80) that can directly open and close the feedback port 16 p as the variable volume mechanism 30.
  • a valve 80 electromagnettic valve 80
  • Other configurations are as described in the first embodiment.
  • the electromagnetic valve 80 includes a plunger 81, a coil 83, and a housing 85.
  • the housing 85 has an internal flow path 85 h as an upstream portion of the return path 16 and a return port 16 p that opens toward the working chamber 25.
  • the plunger 81 is accommodated in the housing 85 so as to advance and retract along the internal flow path 85h.
  • the coil 83 When the coil 83 is energized, the plunger 81 moves away from the shaft 4 and the return port 16p is opened. Thereby, the refrigerant can return from the working chamber 25 to the suction path 14 through the return path 16.
  • the plunger 81 is pushed out in the direction approaching the shaft 4, and the return port 16 p is closed at the tip of the plunger 81.
  • the coil 83 In the low volume mode, the coil 83 is energized to open the return port 16p. In the high volume mode, energization of the coil 83 is stopped and the return port 16p is closed. Since the return port 16p is directly opened and closed by the plunger 81, the dead volume when the return port 16p is closed is substantially zero. That is, according to the electromagnetic valve 80 of the present embodiment, not only switching between the high volume mode and the low volume mode but also preventing the intermediate-pressure refrigerant from flowing back and re-expanding into the suction chamber 25a in the high volume mode can be prevented.
  • the refrigerant to be compressed can be supplied from both the suction port 27 and the return port 16p to the suction chamber 25a. This is preferable from the viewpoint of reducing the pressure loss in the suction stroke. This effect is also obtained in the third and fifth embodiments.
  • the solenoid 83 may be controlled so that the feedback port 16p opens and closes in synchronization with the rotation of the shaft 4. That is, by adjusting the opening / closing timing of the return port 16p, the suction volume of the compression mechanism 3 can be changed in multiple stages or continuously.
  • the coil 83 is energized so that the refrigerant can flow into the return path 16 during a period in which the rotation angle of the shaft 4 is 0 to 90 degrees. During the period in which the rotation angle of the shaft 4 is 90 to 360 degrees, energization of the coil 83 is stopped. In this way, the rotary compressor 400 can be operated in the medium volume mode in addition to the high volume mode and the low volume mode described above.
  • the rotary compressor 500 of this embodiment has a variable volume mechanism 30 having a structure different from that of the rotary compressor 100 of the first embodiment.
  • Other configurations are as described in the first embodiment.
  • the rotary compressor 500 includes a three-way valve 90, a volume control valve 91, and a high-pressure path 92 as the variable volume mechanism 30.
  • the return path 16 has an upstream portion 16 h formed inside the compression mechanism 3 (specifically, inside the cylinder 5) and a return port 16 p that opens toward the working chamber 25.
  • a volume control valve 91 is disposed in the upstream portion 16h so that the return port 16p can be opened and closed.
  • the high pressure path 92 has one end connected to the three-way valve 90 and the other end connected to the oil reservoir 22.
  • the high-pressure path 92 is a path for supplying the volume control valve 91 with a pressure equal to the pressure of the compressed refrigerant.
  • the rotary compressor 500 of the present embodiment is a so-called high pressure shell type compressor in which the internal space 28 of the sealed container 1 is filled with a compressed refrigerant.
  • the oil reservoir 22 holds oil having a pressure substantially equal to the pressure of the compressed refrigerant.
  • the three-way valve 90 is configured to connect either the suction path 14 or the high-pressure path 92 to the upstream portion 16 h of the return path 16. By controlling the three-way valve 90, the rotary compressor 500 can be operated in either the high volume mode or the low volume mode.
  • the volume control valve 91 includes a plunger 96 and a spring 97.
  • the plunger 96 has a cylindrical shape having a bottom surface facing the return port 16p, and is arranged so as to be slidable into the cylindrical upstream portion 16h.
  • the spring 97 is coupled to the inside of the plunger 96, and applies a force in a direction away from the return port 16p to the plunger 96.
  • a groove 16 g is formed along the outer peripheral surface of the plunger 96 in the upstream portion 16 h of the return path 16. The groove 16g extends along the sliding direction of the plunger 96 and has a dimension longer than the length of the plunger 96 in the sliding direction.
  • the three-way valve 90 in the low volume mode, is controlled so that the suction path 14 communicates with the upstream portion 16h of the return path 16. Then, the plunger 96 is separated from the return port 16p, and the refrigerant can flow from the working chamber 25 to the return path 16 through the return port 16p and the groove 16g. That is, when the suction path 14 is connected to the upstream portion 16 h of the return path 16 by the three-way valve 90, the volume control valve 91 is opened to allow the refrigerant to flow from the working chamber 25 to the suction path 14.
  • the three-way valve 90 is controlled so that the high pressure path 92 communicates with the upstream portion 16h of the return path 16. Then, the pressure of the oil in the oil reservoir 22 acts on the back surface of the plunger 96, the plunger 96 is pressed against the return port 16 p with a force larger than the force of the spring 97, and the refrigerant flows from the working chamber 25 to the return path 16. It becomes a state that can not be. That is, when the high-pressure path 92 is connected to the upstream portion 16 h of the return path 16 by the three-way valve 90, the volume control valve 91 is closed and the refrigerant flow from the working chamber 25 to the suction path 14 is prohibited.
  • the check valve 35 when the check valve 35 is employed, the check valve 35 opens and closes in synchronization with the rotation of the shaft 4.
  • the volume control valve 91 employed in the present embodiment is always open or always closed. Therefore, it is advantageous for reducing vibration, noise and pressure loss. Also in this embodiment, since the volume control valve 91 is configured to directly open and close the feedback port 16p, the problem of dead volume can be solved.
  • the high-pressure path 92 has one end connected (opened) to the oil reservoir 22.
  • one end of the high pressure path 92 may be connected to any part of the internal space 28 of the sealed container 1.
  • the high pressure path 92 may be connected to a high pressure portion of the refrigerant circuit (for example, a portion between the rotary compressor 500 and the radiator).
  • the volume control valve 91 is closed by applying a high pressure to the plunger 96, an oil sealing effect can be obtained. This is preferable from the viewpoint of preventing a decrease in efficiency due to refrigerant leakage.
  • the present embodiment it is possible to prevent liquid refrigerant from accumulating in the upstream portion 16h of the return path 16 and insufficient refrigerant amount. Even if the upstream portion 16h of the return path 16 is filled with oil, the volume change of the oil with respect to the temperature change is small. Therefore, even if the rotary compressor 500 is stopped in a state where the oil is confined in the upstream portion 16h of the return path 16, no malfunction occurs. Of course, the rotary compressor 500 may be stopped in a state where the suction path 14 communicates with the upstream portion 16 h of the return path 16.
  • the scroll compressor 600 of this embodiment includes a scroll compression mechanism 603.
  • the compression mechanism 603 includes an orbiting scroll 607, a fixed scroll 608, an Oldham ring 611, a bearing member 610, and a muffler 616.
  • the orbiting scroll 607 and the fixed scroll 608 have spiral wraps 627 and 628, respectively.
  • a crescent-shaped working chamber 612 is formed between the wrap 627 and the wrap 628.
  • the orbiting scroll 607 is fitted to the eccentric shaft 4 a of the shaft 4, and its rotation motion is prohibited by the Oldham ring 611.
  • a discharge port 638 is formed at the center of the fixed scroll 608.
  • a passage 617 is formed in the fixed scroll 608 and the bearing member 610 so as to penetrate therethrough.
  • the orbiting scroll 607 When the shaft 4 rotates, the orbiting scroll 607 performs the orbiting motion while the lap 627 is engaged with the lap 628.
  • the working chamber 612 reduces its volume while moving from the outside to the inside.
  • the refrigerant sucked from the suction passage 14 is compressed.
  • the compressed refrigerant is discharged to the internal space 28 of the sealed container 1 through the discharge port 638, the internal space 619 of the muffler 616, and the flow path 617 in this order. Thereafter, the refrigerant discharged into the internal space 28 is guided to the outside of the compressor 600 through the discharge path 11.
  • the scroll compressor 600 has the variable volume mechanism 30 described in the first embodiment.
  • the upstream portion 16 h of the return path 16 is formed inside the compression mechanism 603, specifically, inside the fixed scroll 608.
  • the fixed scroll 608 is also provided with a return port 16p so that the working chamber 612 can communicate with the return path 16.
  • the check valve 35 is attached to the fixed scroll 608 so that the return port 16p can be opened and closed. Similar to the rotary compressor 100, the ratio of the suction volume in the low volume mode to the suction volume in the high volume mode changes according to the position of the return port 16p.
  • variable volume mechanism 30 The configuration and operation of the variable volume mechanism 30 are as described in the first embodiment.
  • the control when switching between the high volume mode and the low volume mode is also as described in the first embodiment. Therefore, according to the scroll compressor 600, the same effect as the rotary compressor 100 is acquired.
  • no accumulator is provided, and the return path 16 is directly connected to the suction path 14 near the compression mechanism 603.
  • an accumulator may be provided as in some previous embodiments.
  • the scroll compressor 700 of this embodiment includes the variable volume mechanism 30 including the three-way valve 90, the volume control valve 91, and the high pressure path 92, that is, the variable volume mechanism 30 described in the fifth embodiment.
  • the upstream portion 16 h and the return port 16 p of the return path 16 are formed in the fixed scroll 608.
  • the volume control valve 91 is attached to the fixed scroll 608 so that the return port 16p can be opened and closed.
  • the configuration and operation of the variable volume mechanism 30 are as described in the fifth embodiment.
  • the control when switching between the high volume mode and the low volume mode is also as described in the fifth embodiment. Therefore, according to the scroll compressor 700, the same effect as the rotary compressor 500 is acquired.
  • a refrigeration cycle apparatus 800 can be constructed using a rotary compressor 100.
  • the refrigeration cycle apparatus 800 includes a rotary compressor 100, a radiator 802, an expansion mechanism 804, and an evaporator 806. These devices are connected in the above order by refrigerant pipes so as to form a refrigerant circuit.
  • the radiator 802 is constituted by, for example, an air-refrigerant heat exchanger, and cools the refrigerant compressed by the rotary compressor 100.
  • the expansion mechanism 804 is composed of an expansion valve, for example, and expands the refrigerant cooled by the radiator 802.
  • the evaporator 806 is composed of, for example, an air-refrigerant heat exchanger, and heats the refrigerant expanded by the expansion mechanism 804.
  • the compressors 200, 300, 400, 500, 600 or 700 of the second to fifth embodiments may be used.
  • variable volume mechanism 30 can be controlled to allow the refrigerant to return from the working chamber 25 to the suction path 14 through the return path 16. That is, the rotary compressor 100 is temporarily operated in the low volume mode at the time of startup.
  • This invention is useful for the compressor of the refrigerating-cycle apparatus which can be utilized for a water heater, a warm water heating apparatus, an air conditioning apparatus etc.
  • the present invention is particularly useful for a compressor of an air conditioner that requires a wide range of capabilities.

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Abstract

　ロータリ圧縮機１００は、圧縮機構３、モータ２、吸入経路１４、帰還経路１６、可変容積機構３０、インバータ４２及び制御部４４を備えている。帰還経路１６は、作動室２５から吸入経路１４へと作動流体を戻す役割を担う。可変容積機構３０は、帰還経路１６に設けられ、圧縮機構３の吸入容積を相対的に小さくすべきときには帰還経路１６を通じて作動室２５から吸入経路１４へと作動流体が戻ることを許容し、吸入容積を相対的に大きくすべきときには帰還経路１６を通じて作動室２５から吸入経路１４へと作動流体が戻ることを禁止する。吸入容積の減少をモータ２の回転数の増加で補償するように可変容積機構３０及びインバータ４２が制御される。

Description

容積型圧縮機
　本発明は、容積型圧縮機に関する。
　圧縮機のモータは、通常、インバータとマイクロコンピュータとで制御されている。モータの回転数を下げれば、圧縮機が用いられた冷凍サイクル装置を定格よりも十分に低い能力で運転できる。特許文献１は、さらに、インバータ制御で実現できないような低い能力で冷凍サイクル装置を運転するための一つの技術を提供する。
　図１９は、特許文献１に記載された空気調和装置の構成図である。圧縮機９１５、四方弁９１７、室内側熱交換器９１８、減圧装置９１９及び室外側熱交換器９２０によって冷凍サイクルが構成されている。圧縮機９１５のシリンダには、圧縮行程の開始から途中まで開口する中間吐出口が設けられている。中間吐出口は、バイパス路９２３によって、圧縮機９１５の吸入路に接続されている。バイパス路９２３には、流量制御装置９２１及び電磁開閉弁９２２が設けられている。低い設定周波数の運転時にのみ、電磁開閉弁９２２を開く。これにより、より低い能力での運転が可能となる。
特開昭６１－１８４３６５号公報
　ところで、冷凍サイクル装置の効率を上げるための近道は、圧縮機の効率を上げることである。圧縮機の効率は、使用されたモータの効率に大きく依存する。多くのモータは、定格回転数（例えば６０Ｈｚ）の近傍の回転数で最も高い効率を発揮するように設計されている。そのため、極端に低い回転数でモータを駆動したのでは、圧縮機の効率の向上は期待できない。
　こうした事情に鑑み、本発明は、低い能力が必要なとき（負荷が小さいとき）にも高い効率を発揮しうる容積型圧縮機を提供することを目的とする。
　すなわち、本発明は、
　作動室を有する圧縮機構と、
　前記圧縮機構を動かすモータと、
　圧縮するべき作動流体を前記作動室に導く吸入経路と、
　前記作動室から前記吸入経路へと作動流体を戻す帰還経路と、
　前記帰還経路に設けられ、前記圧縮機構の吸入容積を相対的に小さくすべきときには前記帰還経路を通じて前記作動室から前記吸入経路へと作動流体が戻ることを許容し、前記吸入容積を相対的に大きくすべきときには前記帰還経路を通じて前記作動室から前記吸入経路へと作動流体が戻ることを禁止する可変容積機構と、
　前記モータを駆動するインバータと、
　前記吸入容積の減少を前記モータの回転数の増加で補償するように前記可変容積機構及び前記インバータを制御する制御部と、
　を備えた、容積型圧縮機を提供する。
　本発明によれば、帰還経路を使用して作動室から吸入経路へと作動流体を戻すことにより、相対的に小さい吸入容積で容積型圧縮機を運転できる。他方、作動室から吸入経路へと作動流体が戻ることを禁止すれば、相対的に大きい吸入容積、つまり通常の吸入容積で容積型圧縮機を運転できる。さらに、本発明によれば、吸入容積の減少をモータの回転数の増加で補償するように可変容積機構及びインバータが制御される。すなわち、モータを低い回転数で駆動する代わりに、吸入容積を減らす。従って、負荷が小さいときにも高い効率を発揮しうる容積型圧縮機を提供できる。
本発明の第１実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図 図１に示すロータリ圧縮機のII-II線に沿った横断面図 図１に示すロータリ圧縮機の動作原理図 シャフトの回転角度と吸入室の容積との関係を示すグラフ シャフトの回転角度と圧縮－吐出室の容積との関係を示すグラフ 可変容積機構（開閉弁）及びインバータの制御フローチャート 可変容積機構（開閉弁）及びインバータの別の制御フローチャート ロータリ圧縮機の能力、圧縮機構の吸入容積、開閉弁の状態及びモータの回転数の関係を示すグラフ ロータリ圧縮機の能力とロータリ圧縮機の効率との関係を示すグラフ シャフトの回転角度と吸入経路における冷媒の流速との関係を示すグラフ シャフトの回転角度と帰還経路における冷媒の流速との関係を示すグラフ シャフトの回転角度とアキュームレータの導入管における冷媒の流速との関係を示すグラフ 第２実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図 図９に示すロータリ圧縮機のX-X線に沿った横断面図 帰還経路と第１作動室との接続位置の変形例を示す横断面図 第３実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図 第４実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図 第５実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図 図１４に示すロータリ圧縮機の低容積モードにおける部分拡大断面図 図１４に示すロータリ圧縮機の高容積モードにおける部分拡大断面図 第６実施形態に係るスクロール圧縮機の縦断面図 第７実施形態に係るスクロール圧縮機の縦断面図 本実施形態のロータリ圧縮機を用いた冷凍サイクル装置の構成図 従来の空気調和装置の構成図
　以下、本発明のいくつかの実施形態について、図面を参照しながら説明する。なお、以下の実施形態によって本発明が限定されるものではない。容積型圧縮機の型式は特に限定されない。容積型圧縮機として、例えば、ロータリ圧縮機、スクロール圧縮機、往復動圧縮機、スクリュー圧縮機及び斜板圧縮機が挙げられる。本明細書では、ロータリ圧縮機及びスクロール圧縮機の実施形態を説明する。
（第１実施形態）
　図１に示すように、本実施形態のロータリ圧縮機１００は、圧縮機本体４０、アキュームレータ１２、吐出経路１１、吸入経路１４、帰還経路１６、可変容積機構３０、インバータ４２及び制御部４４を備えている。
　圧縮機本体４０は、密閉容器１、モータ２、ロータリ圧縮機構３及びシャフト４を備えている。圧縮機構３は、密閉容器１内の下方に配置されている。モータ２は、密閉容器１内において、圧縮機構３の上方に配置されている。シャフト４によって、圧縮機構３とモータ２とが連結されている。密閉容器１の上部には、モータ２に電力を供給するための端子２１が設けられている。密閉容器１の底部には、潤滑油を保持するためのオイル溜り２２が形成されている。圧縮機本体４０は、いわゆる密閉型圧縮機の構造を有する。
　吐出経路１１、吸入経路１４及び帰還経路１６は、それぞれ、冷媒管で構成されている。吐出経路１１は、密閉容器１の上部を貫通しているとともに、密閉容器１の内部で開口している。吐出経路１１は、圧縮された作動流体（典型的には冷媒）を圧縮機本体４０の外部に導く役割を担う。吸入経路１４は、圧縮機構３に接続された一端と、アキュームレータ１２に接続された他端とを有し、密閉容器１の胴部を貫通している。吸入経路１４は、圧縮するべき冷媒をアキュームレータ１２から圧縮機構３の作動室２５に導く役割を担う。帰還経路１６は、吸入経路１４とは異なる位置で圧縮機構３に接続された一端と、アキュームレータ１２に接続された他端とを有し、密閉容器１の胴部を貫通している。帰還経路１６は、圧縮機構３の作動室２５に一旦吸入された冷媒を圧縮前に吸入経路１４へと戻す役割を担う。
　圧縮機構３は、容積型の流体機構であり、冷媒を圧縮するようにモータ２によって動かされる。図１及び図２に示すように、圧縮機構３は、シリンダ５、ピストン８、ベーン９、バネ１０、上軸受６及び下軸受７で構成されている。シリンダ５の内部には、自身の外周面とシリンダ５の内周面との間に作動室２５が形成されるように、シャフト４の偏心部４ａに嵌め合わされたピストン８が配置されている。シリンダ５には、ベーン溝２４が形成されている。ベーン溝２４には、ピストン８の外周面に接する先端を有するベーン９が収納されている。バネ１０は、ベーン９をピストン８に向かって押すようにベーン溝２４に配置されている。上軸受６及び下軸受７は、シリンダ５を閉じるようにシリンダ５の上側及び下側にそれぞれ設けられている。シリンダ５とピストン８との間の作動室２５はベーン９によって仕切られ、これにより、吸入室２５ａ及び圧縮－吐出室２５ｂが形成されている。圧縮するべき冷媒は、吸入経路１４及び吸入ポート２７を通じて作動室２５（吸入室２５ａ）に導かれる。圧縮された冷媒が作動室２５（圧縮－吐出室２５ｂ）から密閉容器１の内部空間２８に導かれるように、上軸受６に吐出ポート２９が形成されている。吐出ポート２９には、図示しない吐出弁が設けられている。なお、ベーン９は、ピストン８に一体化されていてもよい。すなわち、ピストン８及びベーン９がいわゆるスイングピストンで構成されていてもよい。
　モータ２は、ステータ１７及びロータ１８で構成されている。ステータ１７は、密閉容器１の内周面に固定されている。ロータ１８は、シャフト４に固定されており、かつシャフト４とともに回転する。モータ２により、シリンダ５の内部でピストン８が動かされる。モータ２として、ＩＰＭＳＭ（Interior Permanent Magnet Synchronous Mortar）及びＳＰＭＳＭ（Surface Permanent Magnet Synchronous Mortar）等の回転数を変更可能なモータを使用できる。
　制御部４４は、インバータ４２を制御してモータ２の回転数、すなわち、ロータリ圧縮機１００の回転数を調節する。制御部４４として、Ａ／Ｄ変換回路、入出力回路、演算回路、記憶装置等を含むＤＳＰ（Digital Signal Processor）を使用できる。
　アキュームレータ１２は、蓄積容器１２ａ及び導入管１２ｂで構成されている。蓄積容器１２ａは、液冷媒及びガス冷媒を保持できる内部空間を有する。導入管１２ｂは、蓄積容器１２ａの上部を貫通しており、かつ蓄積容器１２ａの内部空間に向かって開口している。蓄積容器１２ａの底部を貫通する形で、吸入経路１４及び帰還経路１６がアキュームレータ１２にそれぞれ接続されている。吸入経路１４及び帰還経路１６は、蓄積容器１２ａの底部から上方に延びており、一定の高さで蓄積容器１２ａの内部空間に向かって開口している。すなわち、アキュームレータ１２の内部空間を介して、帰還経路１６が吸入経路１４に接続されている。なお、導入管１２ｂから吸入経路１４に液冷媒が直接進むことを確実に防ぐために、バッフル等の他の部材が蓄積容器１２ａの内部に設けられていてもよい。
　可変容積機構３０は帰還経路１６に設けられている。本実施形態では、可変容積機構３０が開閉弁３２及び逆止弁３５で構成されている。すなわち、本実施形態では、可変容積機構３０が冷媒を減圧する能力を有していない。また、吸入室２５ａに吸入された冷媒が圧縮－吐出室２５ｂで実質的に圧縮されることなく、帰還経路１６を通じて吸入経路１４へと戻される。従って、圧力損失による効率の低下が極めて小さい。ただし、ロータリ圧縮機１００の効率に大きな影響を及ぼさない範囲であれば、可変容積機構３０が冷媒を減圧する能力を有していてもよい。同様の理由により、圧縮－吐出室２５ｂで圧縮された冷媒が帰還経路１６を通じて吸入経路１４に戻されてもよい。
　開閉弁３２は、圧縮機本体４０の外部において、帰還経路１６に設けられている。他方、逆止弁３５は、圧縮機本体４０の内部に設けられている。図１及び図２に示すように、帰還経路１６は、圧縮機構３の内部（詳細には、シリンダ５の内部）に形成された上流部分１６ｈと、作動室２５と上流部分１６ｈとを連通する帰還ポート１６ｐとを含む。逆止弁３５は、上流部分１６ｈに設けられている。逆止弁３５によって、帰還経路１６から作動室２５への冷媒の流れが阻止されている。逆止弁３５によれば、電気的な制御に頼ることなく、比較的簡素な構造で帰還経路１６から作動室２５への冷媒の流れを阻止できる。
　図２に示すように、逆止弁３５は、弁体３６、ガイド３７及びバネ３８で構成されている。弁体３６は、２つの面を有する薄い金属板でできており、帰還ポート１６ｐを閉じる第１位置と、帰還ポート１６ｐを開く第２位置との間を往復できるように、ガイド３７の内側に配置されている。弁体３６の一方の面は帰還ポート１６ｐに向かい合っており、他方の面はバネ３８に向かい合っている。バネ３８は、弁体３６を帰還ポート１６ｐに向けて押している。弁体３６とガイド３７との間には適切な広さの隙間が形成されている。弁体３６が帰還ポート１６ｐから離れたとき、言い換えれば、弁体３６が第２位置を占有したとき、作動室２５が帰還経路１６の上流部分１６ｈに連通する。弁体３６が帰還ポート１６ｐに接したとき、言い換えれば、弁体３６が第１位置を占有したとき、作動室２５は帰還経路１６の上流部分１６ｈから隔離される。
　可変容積機構３０は、ロータリ圧縮機１００の吸入容積（閉じ込め容積）を変更する役割を担う。ロータリ圧縮機１００の吸入容積を相対的に小さくすべきときには帰還経路１６を通じて作動室２５（詳細には圧縮－吐出室２５ｂ）から吸入経路１４へと圧縮前の冷媒が戻ることを許容する。具体的には、開閉弁３２を開く。他方、吸入容積を相対的に大きくすべきときには帰還経路１６を通じて作動室２５から吸入経路１４へと圧縮前の冷媒が戻ることを禁止する。具体的には、開閉弁３２を閉じる。開閉弁３２が開いているとき、ロータリ圧縮機１００は低容積モードで運転される。開閉弁３２が閉じているとき、ロータリ圧縮機１００は高容積モードで運転される。
　可変容積機構３０を制御してロータリ圧縮機１００の運転モードが高容積モードから低容積モードへと切り替わったとき、吸入容積の減少をモータ２の回転数の増加で補償するようにインバータ４２が制御される。これにより、低い能力が必要なとき（負荷が小さいとき）にもモータ２の回転数を極端に下げずに済む。すなわち、低い能力が必要なときにも高い効率を発揮しうる回転数でモータ２を駆動できる。従って、ロータリ圧縮機１００の効率も向上する。
　図２に示すように、帰還経路１６の上流部分１６ｈ及び帰還ポート１６ｐは、シャフト４の回転角度で１８０度の位置に形成されている。本明細書では、ベーン９及びベーン溝２４の位置をシャフト４の回転方向に沿った「０度」の基準位置と定義する。言い換えれば、ベーン９がピストン８によってベーン溝２４に最大限押し込まれた瞬間におけるシャフト４の回転角度を「０度」と定義する。
　高容積モードでは、圧縮－吐出室２５ｂに閉じ込められた冷媒を圧縮する行程（圧縮行程）が０度の回転角度から始まる。他方、低容積モードでは、圧縮－吐出室２５ｂに閉じ込めた冷媒を帰還ポート１６ｐから吐出する行程が０～１８０度の期間において行われ、圧縮行程が１８０度の回転角度から始まる。従って、高容積モードでの吸入容積をＶとすると、低容積モードでの吸入容積はＶ／２である。もちろん、変化させるべき吸入容積の比率に応じて、帰還ポート１６ｐ等の位置を適宜変更できる。例えば、帰還ポート１６ｐが９０度の位置に形成されている場合、低容積モードでの吸入容積は｛１＋（１／２）1/2｝Ｖ／２となる。
　次に、図３を参照して圧縮機構３の動きを説明する。
　図３は、シャフト４及びピストン８が反時計回りに回転する様子を表している。シャフト４の回転に伴って吸入室２５ａの容積は増加する。図３の左上図に示すように、シャフト４が一回転すると吸入室２５ａの容積は最大になる。その後、吸入室２５ａは圧縮－吐出室２５ｂへと変化する。シャフト４の回転に伴って圧縮－吐出室２５ｂの容積は減少する。図４Ａ及び図４Ｂに示すように、吸入室２５ａの容積が点Ａ、点Ｂ及び点Ｃに沿って増加するとき、圧縮－吐出室２５ｂの容積は点Ｄ、点Ｅ及び点Ｆに沿って減少する。
　開閉弁３２が開いている場合、図３の右上図に示すように、圧縮－吐出室２５ｂの容積の減少に伴って逆止弁３５が開き、冷媒が帰還ポート１６ｐを通って圧縮－吐出室２５ｂの外に吐出される。吐出された冷媒は、帰還経路１６を通って吸入経路１４へと戻される。そのため、圧縮－吐出室２５ｂの圧力は上昇しない。図３の右下図に示すように、シャフト４の回転角度が１８０度に達すると、圧縮－吐出室２５ｂが帰還経路１６から隔離され、圧縮－吐出室２５ｂで冷媒が圧縮され始める。すなわち、圧縮機構３の吸入容積は「Ｖ／２」である。圧縮行程は、圧縮－吐出室２５ｂの圧力が密閉容器１の内部空間２８の圧力に達するまで継続する。圧縮－吐出室２５ｂの圧力が内部空間２８の圧力に達した後、シャフト４の回転角度が３６０度（０度）に達するまで、吐出行程が行われる。図３の左下図及び左上図に示すように、シャフト４が１回転すると圧縮－吐出室２５ｂの容積はゼロになる。
　開閉弁３２が閉じている場合、冷媒は、帰還経路１６を通って作動室２５から吸入経路１４へと戻ることができない。そのため、圧縮機構３の吸入容積は「Ｖ」であり、吸入行程が終了したら直ちに圧縮行程が始まる。このとき、帰還ポート１６ｐから開閉弁３２までの帰還経路１６の部分、すなわち、帰還経路１６の上流部分１６ｈは、比較的高い圧力を有する。なぜなら、開閉弁３２を閉じると、中間圧まで圧縮された冷媒が上流部分１６ｈに徐々に蓄積されるからである。圧縮－吐出室２５ｂの圧力が上流部分１６ｈの圧力よりも低い場合には、逆止弁３５により帰還経路１６から圧縮－吐出室２５ｂへの冷媒の逆流が防止される。すなわち、開閉弁３２から見て作動室２５の側に逆止弁３５が設けられているので、帰還経路１６がデッドボリュームとなることを回避できる。本実施形態では、シリンダ５の内部に形成された上流部分１６ｈに逆止弁３５が設けられているので、帰還経路１６によるデッドボリュームは実質的にゼロである。
　次に、図５Ａを参照して、制御部４４による可変容積機構３０（開閉弁３２）及びインバータ４２の制御手順を説明する。
　ステップＳ１において、要求された能力に応じてモータ２の回転数を調節する。具体的には、必要な冷媒流量が得られるようにモータ２の回転数を調節する。次に、ステップＳ２及びステップＳ６において、モータ２の回転数を下げたのか又は上げたのかを判断する。ステップＳ１で回転数を下げる処理を行っている場合には、ステップＳ３に進み、現在の回転数が３０Ｈｚ以下かどうかを判断する。現在の回転数が３０Ｈｚ以下であれば、ステップＳ４において、開閉弁３２が閉じているかどうかを判断する。開閉弁３２が閉じている場合、ステップＳ５において、開閉弁３２を開く処理と、モータ２の回転数を現在の回転数の２倍の回転数に上げる処理とを実行する。ステップＳ５における各処理の順序は特に限定されないが、開閉弁３２を開くのと概ね同時にモータ２の回転数を上げることができる。
　他方、ステップＳ１で回転数を上げる処理を行っている場合には、ステップＳ７に進み、現在の回転数が７０Ｈｚ以上かどうかを判断する。現在の回転数が７０Ｈｚ以上であれば、ステップＳ８において、開閉弁３２が開いているかどうかを判断する。開閉弁３２が開いている場合、ステップＳ９において、開閉弁３２を閉じる処理と、モータ２の回転数を現在の回転数の１／２倍の回転数まで下げる処理とを実行する。ステップＳ９における各処理の順序は特に限定されないが、開閉弁３２を閉じるのと概ね同時にモータ２の回転数を下げることができる。
　図５Ａのフローチャートに沿った制御を行うことにより、開閉弁３２の状態とモータ２の回転数との関係は、図６に示すように、ヒステリシスを持ったものとなる。このような制御によれば、圧縮機構３のハンチングを防止できる。
　開閉弁３２を閉じた状態、すなわち、帰還経路１６を通じて作動室２５から吸入経路１４へと冷媒が戻ることを禁止した高容積モードでの圧縮機構３の吸入容積は「Ｖ」である。高容積モードで運転中にモータ２の回転数が高回転側から第１回転数（例えば３０Ｈｚ）以下に低下した場合に、制御部４４は、吸入容積を減らすための開閉弁３２に関する処理とモータ２の回転数を上げるためのインバータ４２に関する処理とを実行する。吸入容積を減らすための開閉弁３２に関する処理とは、開閉弁３２を開く処理である。モータ２の回転数を上げるためのインバータ４２に関する処理とは、モータ２の目標回転数を直近の回転数の２倍に設定する処理である。
　また、制御部４４は、吸入容積の増加をモータ２の回転数の減少で補償するように開閉弁３２及びインバータ４２を制御する。開閉弁３２を開いた状態、すなわち、帰還経路１６を通じて作動室２５から吸入経路１４へと冷媒が戻ることを許容した低容積モードでの圧縮機構３の吸入容積は「Ｖ／２」である。低容積モードで運転中にモータ２の回転数が第２回転数（例えば７０Ｈｚ）以上に上昇した場合に、制御部４４は、吸入容積を増やすための開閉弁３２に関する処理とモータ２の回転数を下げるためのインバータ４２の処理とを実行する。吸入容積を増やすための開閉弁３２に関する処理とは、開閉弁３２を閉じる処理である。モータ２の回転数を下げるためのインバータ４２に関する処理とは、モータ２の目標回転数を直近の回転数の１／２倍に設定する処理である。
　図６に示すように、開閉弁３２を閉じた状態でモータ２の回転数が３０Ｈｚまで低下すると、開閉弁３２を開き、モータ２の回転数を６０Ｈｚに上げる。開閉弁３２を開いた状態でモータ２の回転数が７０Ｈｚまで上昇すると、開閉弁３２を閉じ、モータ２の回転数を３５Ｈｚに下げる。開閉弁３２を開いてモータ２の回転数を上げたときのその回転数を第３回転数、開閉弁３２を閉じてモータ２の回転数を下げたときのその回転数を第４回転数とすると、（第１回転数）＜（第４回転数）、（第３回転数）＜（第２回転数）の関係が成立している。例えば、第１回転数を３０Ｈｚ以下の回転数に設定することで、ロータリ圧縮機１００をより幅広い能力で運転することが可能となる。第１回転数の下限は特に限定されないが、例えば２０Ｈｚである。
　運転モードの切り替えを行ったとき、モータ２の回転数は、高容積モードでの吸入容積ＶＨに対する低容積モードでの吸入容積ＶＬの比率（ＶＬ／ＶＨ）に応じて調節されうる。高容積モードから低容積モードへと切り替わるとき、モータ２の回転数（目標回転数）は、モード切り替えの直前におけるモータ２の回転数を比率（ＶＬ／ＶＨ）で除した回転数に設定される。同様に、低容積モードから高容積モードへと切り替わるとき、モータ２の回転数は、モード切り替えの直前におけるモータ２の回転数に比率（ＶＬ／ＶＨ）を乗じた回転数に設定される。このようにすれば、高容積モードと低容積モードとの間の運転モードの切り替えをスムーズに行うことができる。
　なお、吸入容積の減少によるロータリ圧縮機１００の能力の減少をモータ２の回転数の増加によるロータリ圧縮機１００の能力の増加で１００％補償することは必須ではない。図６に示す例では、開閉弁３２を開いて吸入容積を１／２に減らしたとき、モータ２の回転数を２倍に増やしているので、モード切り替えによってロータリ圧縮機１００の能力が変化していない。しかし、モード切り替えが原因でロータリ圧縮機１００の能力が増減したとしても特に問題ない。
　ロータリ圧縮機１００の停止中に帰還経路１６の上流部分１６ｈに冷媒が閉じ込められることを防ぐために、開閉弁３２を開いた状態でロータリ圧縮機１００を停止してもよい。開閉弁３２として、ノーマリーオープン弁を使用できる。逆止弁３５は、薄い金属板で作られたリード及びストッパを備えた公知のリード弁であってもよい。
　次に、開閉弁３２及びインバータ４２の別の制御手順について説明する。
　高容積モードでモータ２の回転数を第１回転数（例えば３０Ｈｚ）まで下げたとしても冷媒の流量が過剰である場合に、吸入容積を減らすための開閉弁３２に関する処理とモータ２の回転数を上げるためのインバータ４２に関する処理とを実行するように制御部４４が構成されていてもよい。つまり、モータ２の回転数を実際に第１回転数まで下げる前にモード切り替えの要否を判断するように、制御部４４が構成されていてもよい。同様に、低容積モードでモータ２の回転数を第２回転数（例えば７０Ｈｚ）まで上げたとしても冷媒の流量が足りない場合に、吸入容積を増やすための開閉弁３２に関する処理とモータ２の回転数を下げるためのインバータ４２に関する処理とを実行するように制御部４４が構成されていてもよい。つまり、モータ２の回転数を実際に第２回転数まで上げる前にモード切り替えの要否を判断するように、制御部４４が構成されていてもよい。このような制御の例について、図５Ｂを参照して説明する。
　図５Ｂに示すように、まず、ステップＳ１１でモータ２の必要な回転数を算出する。「必要な回転数」は、例えば、必要な冷媒流量を得るための回転数を意味する。次に、ステップＳ１２において、必要な回転数が第１回転数（例えば３０Ｈｚ）以下かどうかを判断する。必要な回転数が第１回転数以下である場合、ステップＳ１３において、開閉弁３２が閉じているかどうかを判断する。開閉弁３２が閉じている場合、ステップＳ１５において、開閉弁３２を開くとともに、モータ２の回転数を必要な冷媒流量を得ることができる回転数に調節する。開閉弁３２が開いている場合、ステップＳ１４でモータ２の回転数のみを調節する。
　他方、必要な回転数が第１回転数よりも大きい場合、ステップＳ１６において、必要な回転数が第２回転数（例えば７０Ｈｚ）以上かどうかを判断する。必要な回転数が第２回転数以上である場合、ステップＳ１７において、開閉弁３２が開いているかどうかを判断する。開閉弁３２が開いている場合、ステップＳ１８において、開閉弁３２を閉じるとともに、モータ２の回転数を必要な冷媒流量を得ることができる回転数に調節する。開閉弁３２が閉じている場合、ステップＳ１９でモータ２の回転数のみを調節する。
　図５Ａ又は図５Ｂを参照して説明した制御を行うことにより、ロータリ圧縮機１００は、図７に実線で示すように、低い能力が必要なとき（負荷が小さいとき）にも高い効率を発揮しうる。図７において、ロータリ圧縮機１００の定格能力を「１００％」とする。ロータリ圧縮機１００の効率は、定格能力を基準とすると、発揮すべき能力の減少、すなわちモータ２の回転数の低下に伴って低下する。破線で示すように、モータ２を定格回転数の５０％の回転数以下で駆動したときに、効率の低下が顕著となる。本実施形態では、相対的に低い能力が必要なときには吸入容積Ｖ／２の低容積モードで運転を行う。これにより、モータ２をなるべく定格回転数に近い回転数で駆動することができる。従って、必要な能力が定格能力の５０％以下の領域においても、ロータリ圧縮機１００は優れた効率を発揮できる。
　次に、アキュームレータ１２の内部空間を介して帰還経路１６が吸入経路１４に連通していることに基づく効果を説明する。
　吸入経路１４に存在する冷媒は、基本的に、全て吸入室２５ａに吸入される。そのため、図８Ａに示すように、吸入経路１４における冷媒の流速は、吸入室２５ａの容積（図４Ａ参照）の変化率に比例して変化する。具体的には、吸入経路１４における冷媒の流速は、理論的には、シャフト４の回転角度に対して正弦波のプロファイルを示す。
　開閉弁３２が開いている場合、シャフト４の回転角度が０～１８０度の期間において、圧縮－吐出室２５ｂの冷媒が帰還ポート１６ｐを通じて帰還経路１６に吐出される。圧縮－吐出室２５ｂから帰還経路１６に吐出される冷媒の量は、０～１８０度の期間における圧縮－吐出室２５ｂの容積の減少量に等しい。図８Ｂに示すように、帰還経路１６における冷媒の流速は、シャフト４の回転角度が０～１８０度の期間に限り、圧縮－吐出室２５ｂの容積（図４Ｂ参照）の変化率に比例して変化する。具体的には、帰還経路１６における冷媒の流速は、理論的には、０～１８０度の期間で正弦波のプロファイルを示し、１８０～３６０度の期間でゼロとなる。
　アキュームレータ１２には、導入管１２ｂ及び帰還経路１６の両方から冷媒が流入する。アキュームレータ１２に流入した冷媒は、吸入経路１４にのみ進むことができる。従って、アキュームレータ１２の導入管１２ｂにおける冷媒の流速は、吸入経路１４における冷媒の流速と、帰還経路１６における冷媒の流速との差に概ね一致する。具体的には、図８Ｃに示すように、導入管１２ｂにおける冷媒の流速は、理論的には、１８０～３６０度の期間で正弦波のプロファイルを示し、０～１８０度の期間でゼロとなる。
　シャフト４の回転角度が１８０度のとき、帰還経路１６の冷媒の流れは、最大流速ｖからゼロまで急減する。また、シャフト４の回転角度が１８０度のとき、導入管１２ｂの冷媒の流れは、ゼロから最大流速ｖまで急増する。このような急激な流速の変化は、水撃の発生を助長し、吸入経路１４及び帰還経路１６を構成している配管の振動による信頼性の低下、騒音の発生といった問題を引き起こす可能性がある。さらに、吸入経路１４に伝わった圧力波が吸入室２５ａの体積効率を低下させ、これによりロータリ圧縮機１００の効率が低下する可能性もある。しかし、本実施形態では、アキュームレータ１２の内部空間を介して、帰還経路１６が吸入経路１４に接続されている。この構成によれば、水撃の発生を防止できるので、振動、騒音及び効率の低下を効果的に抑制できる。
（第２実施形態）
　図９に示すように、本実施形態のロータリ圧縮機２００は、第１実施形態で説明した圧縮機構３に加えて、第２圧縮機構３３を備えている。以下、第１実施形態で説明した圧縮機構３の要素に「第１」を付して標記する。例えば、シリンダ５を第１シリンダ５、ピストン８を第１ピストン８、ベーン９を第１ベーン９、作動室２５を第１作動室２５、圧縮機構３を第１圧縮機構３と標記する。以下において、先に説明した構成要素と同一の構成要素には同一の参照符号を付し、その説明を省略する。
　図９及び図１０に示すように、第２圧縮機構３３は、第２シリンダ５５、第２ピストン５８、第２ベーン５９及び第２バネ６０で構成されている。第２シリンダ５５は、第１シリンダ５に対して同心状に配置されている。第２シリンダ５５の内部には、自身の外周面と第２シリンダ５５の内周面との間に第２作動室７５が形成されるように、シャフト４の第２偏心部４ｂに嵌め合わされた第２ピストン５８が配置されている。第２シリンダ５５には、第２ベーン溝６４が形成されている。第２ベーン溝６４には、第２ピストン５８の外周面に接する先端を有する第２ベーン５９が収納されている。第２バネ６０は、第２ベーン５９を第２ピストン５８に向かって押すように第２ベーン溝６４に配置されている。第２シリンダ５５と第２ピストン５８との間の第２作動室７５は第２ベーン５９によって仕切られ、これにより、第２吸入室７５ａ及び第２圧縮－吐出室７５ｂが形成されている。圧縮するべき冷媒は、第２吸入経路１５及び第２吸入ポート７７を通じて第２作動室７５（第２吸入室７５ａ）に導かれる。圧縮された冷媒が第２作動室７５（第２圧縮－吐出室７５ｂ）から密閉容器１の内部空間２８に導かれるように、上軸受６に第２吐出ポート７９が形成されている。第２吐出ポート７９には、図示しない吐出弁が設けられている。　
　下軸受７は、第１圧縮機構３で圧縮された冷媒を受け入れることができる内部空間を有するマフラ２３で覆われている。第１圧縮機構３の第１吐出ポート２９は、下軸受７に形成されている。第１圧縮機構３で圧縮された冷媒がマフラ２３の内部空間から密閉容器１の内部空間２８へと移動するように、下軸受７、第１シリンダ５、中板５３、第２シリンダ５５及び上軸受６を貫通する流路２６が形成されている。
　第１偏心部４ａの突出方向は、第２偏心部４ｂの突出方向と１８０度ずれている。つまり、第１ピストン８の位相が第２ピストン５８の位相とシャフト４の回転角度で１８０度ずれている。
　第１圧縮機構３に対して、第１吸入経路１４を通じて冷媒が供給される。第２圧縮機構３３に対して、第２吸入経路１５を通じて冷媒が供給される。冷媒は、第１圧縮機構３又は第２圧縮機構３３で圧縮され、密閉容器１の内部空間２８に吐出される。第１吸入経路１４及び第２吸入経路１５は、それぞれ、アキュームレータ１２に接続されている。なお、アキュームレータ１２の内部又は外部において、吸入経路１４及び１５の一方が他方から分岐していてもよい。
　図９及び図１０に示すように、第２圧縮機構３３に帰還経路１６は接続されていないので、第２圧縮機構３３の吸入容積は常に一定である。第１圧縮機構３の吸入容積のみを変更できるように、帰還経路１６が第１圧縮機構３にのみ接続されている。第１圧縮機構３の吸入容積のみを変更できるようにすることで、ロータリ圧縮機２００の生産コストを抑制できる。もちろん、圧縮機構３及び３３の各吸入容積を変更できるように、帰還経路１６が圧縮機構３及び３３のそれぞれに接続されていてもよい。
　本実施形態では、第１圧縮機構３がモータ２から遠い側に配置され、第２圧縮機構３３がモータ２に近い側に配置されている。すなわち、シャフト４の軸方向に沿って、モータ２、第２圧縮機構３３及び第１圧縮機構３がこの順番で並んでいる。第２圧縮機構３３は、一定の吸入容積を有しているので、低容積モードにおいても大きい負荷トルクを必要とする。従って、第２圧縮機構３３がモータ２から近い側に配置されていると、低容積モードでシャフト４に加わる荷重が軽減され、これにより、軸受６及び７等における損失を低減できる。また、低容積モードで小さい吸入容積を有する第１圧縮機構３が下側に配置されていると、圧縮された冷媒がマフラ２３を通じて密閉容器１の内部空間２８へと流れることによって発生する圧力損失を低減できる。ただし、第１圧縮機構３及び第２圧縮機構３３の位置関係は、上記の関係に限定されない。
　第１実施形態で説明したように、帰還ポート１６ｐを１８０度の位置に形成した場合、第１圧縮機構３の吸入容積として、「Ｖ」又は「Ｖ／２」を選択できる。さらに、第２圧縮機構３３の吸入容積が「Ｖ」のとき、圧縮機構３及び３３の吸入容積の合計として、「２Ｖ」又は「１．５Ｖ」を選択できる。
　他方、帰還経路１６を通じて第１作動室２５から第１吸入経路１４へと冷媒が戻ることを許容した低容積モードにおいて、第１圧縮機構３の吸入容積を実質的にゼロにすることもできる。具体的には、図１１に示すように、帰還ポート１６ｐが第１吐出ポート２９に近い位置に形成されていてもよい。この構成によれば、低容積モードにおいて、第１吸入室２５ａに吸入された冷媒の略全部が圧縮されることなく帰還経路１６を通じてアキュームレータ１２に戻される。つまり、第１圧縮機構３の機能をキャンセルすることができる。低容積モードにおける圧縮機構３及び３３の吸入容積の合計は、第２圧縮機構３３の吸入容積Ｖに等しい。
　なお、「第１圧縮機構３の吸入容積を実質的にゼロにする」とは、第１圧縮機構３の吸入容積が完全にゼロであることを必ずしも意味しない。例えば、高容積モードでの吸入容積がＶであるとき、低容積モードでの吸入容積が｛１－（１／２）1/2｝Ｖ／２未満、好ましくはＶ／１０未満となるように、帰還ポート１６ｐの位置を決定することができる。この構成によれば、低容積モードで第１圧縮機構３が冷媒に対して圧縮仕事を行っておらず、その機能が失われていると言える。
（第３実施形態）
　図１２に示すように、本実施形態のロータリ圧縮機３００は、第１実施形態のロータリ圧縮機１００から逆止弁３５を省略したものである。第１及び第２実施形態では、可変容積機構３０が開閉弁３２及び逆止弁３５で構成されている。逆止弁３５はデッドボリュームの低減に貢献するが、吸入容積の変更に直接関与していない。従って、本実施形態のように、可変容積機構３０が開閉弁３２だけで構成されていたとしても、圧縮機構３の吸入容積を変更することができる。
（第４実施形態）
　図１３に示すように、本実施形態のロータリ圧縮機４００は、可変容積機構３０として、帰還ポート１６ｐを直接開閉できる弁８０（電磁弁８０）を備えている。その他の構成は、第１実施形態の説明した通りである。
　電磁弁８０は、プランジャ８１、コイル８３及びハウジング８５で構成されている。ハウジング８５は、帰還経路１６の上流部分としての内部流路８５ｈと、作動室２５に向かって開口している帰還ポート１６ｐとを有している。プランジャ８１は、内部流路８５ｈに沿って前進及び後退できるようにハウジング８５に収容されている。コイル８３に通電すると、プランジャ８１がシャフト４から遠ざかる方向に移動し、帰還ポート１６ｐが開く。これにより、冷媒は、帰還経路１６を通じて作動室２５から吸入経路１４へと戻ることができる。コイル８３への通電を中止すると、プランジャ８１がシャフト４に接近する方向に押し出され、プランジャ８１の先端で帰還ポート１６ｐが閉じられる。
　低容積モードでは、コイル８３に通電して帰還ポート１６ｐを開く。高容積モードでは、コイル８３への通電を中止して帰還ポート１６ｐを閉じる。帰還ポート１６ｐをプランジャ８１で直接開閉するので、帰還ポート１６ｐを閉じたときのデッドボリュームは概ねゼロである。すなわち、本実施形態の電磁弁８０によれば、高容積モードと低容積モードとの切り替えだけでなく、高容積モードにおいて中間圧の冷媒が吸入室２５ａに逆流及び再膨張することも防止できる。また、本実施形態によれば、低容積モードで帰還ポート１６ｐが常時開いた状態となるため、吸入ポート２７及び帰還ポート１６ｐの両方から吸入室２５ａに圧縮するべき冷媒を供給できる。このことは、吸入行程での圧力損失を低減する観点から好ましい。この効果は、第３及び第５実施形態でも得られる。
　また、シャフト４の回転と同期して帰還ポート１６ｐが開閉するようにソレノイド８３を制御してもよい。すなわち、帰還ポート１６ｐの開閉時期を調節することで、圧縮機構３の吸入容積を多段階で、又は連続的に変化させることができる。例えば、シャフト４の回転角度が０～９０度の期間において、帰還経路１６に冷媒が流入できるようにコイル８３に通電する。シャフト４の回転角度が９０～３６０度の期間において、コイル８３への通電を中止する。このようにすれば、上記した高容積モード及び低容積モードに加えて、中容積モードでロータリ圧縮機４００を運転できる。
（第５実施形態）
　図１４に示すように、本実施形態のロータリ圧縮機５００は、第１実施形態のロータリ圧縮機１００のものと異なる構造の可変容積機構３０を有している。その他の構成は、第１実施形態で説明した通りである。
　ロータリ圧縮機５００は、可変容積機構３０として、三方弁９０、容積制御弁９１及び高圧経路９２を有している。帰還経路１６は、圧縮機構３の内部（詳細には、シリンダ５の内部）に形成された上流部分１６ｈと作動室２５に向かって開口している帰還ポート１６ｐとを有する。帰還ポート１６ｐを開閉できるように、上流部分１６ｈに容積制御弁９１が配置されている。高圧経路９２は、三方弁９０に接続された一端と、オイル溜り２２に接続された他端とを有する。高圧経路９２は、圧縮された冷媒の圧力に等しい圧力を容積制御弁９１に供給するための経路である。本実施形態のロータリ圧縮機５００は、圧縮された冷媒で密閉容器１の内部空間２８が満たされる、いわゆる高圧シェル型の圧縮機である。オイル溜り２２には、圧縮された冷媒の圧力に略等しい圧力を有するオイルが保持されている。三方弁９０は、吸入経路１４と高圧経路９２とのいずれかを帰還経路１６の上流部分１６ｈに接続できるように構成されている。三方弁９０を制御することにより、高容積モードと低容積モードとのいずれかのモードでロータリ圧縮機５００を運転できる。
　図１５Ａ及び図１５Ｂに示すように、容積制御弁９１は、プランジャ９６及びバネ９７を含む。プランジャ９６は、帰還ポート１６ｐに向かい合っている底面を有する筒の形状を有しており、筒状の上流部分１６ｈにスライドできるように配置されている。バネ９７は、プランジャ９６の内側に結合されており、プランジャ９６に対し、帰還ポート１６ｐから離れる方向の力を付与している。帰還経路１６の上流部分１６ｈには、溝１６ｇがプランジャ９６の外周面に沿って形成されている。溝１６ｇは、プランジャ９６のスライド方向に沿って延びているとともに、スライド方向に関して、プランジャ９６の長さよりも長い寸法を有する。
　図１５Ａに示すように、低容積モードでは、吸入経路１４が帰還経路１６の上流部分１６ｈに連通するように三方弁９０を制御する。すると、プランジャ９６が帰還ポート１６ｐから離れ、帰還ポート１６ｐ及び溝１６ｇを通じて、作動室２５から帰還経路１６へと冷媒が流れることができる。すなわち、三方弁９０によって吸入経路１４が帰還経路１６の上流部分１６ｈに接続されているときに容積制御弁９１が開いて作動室２５から吸入経路１４への冷媒の流れが許容される。
　他方、図１５Ｂに示すように、高容積モードでは、高圧経路９２が帰還経路１６の上流部分１６ｈに連通するように三方弁９０を制御する。すると、オイル溜り２２のオイルの圧力がプランジャ９６の背面に作用し、バネ９７の力よりも大きい力でプランジャ９６が帰還ポート１６ｐに押し付けられ、作動室２５から帰還経路１６へと冷媒が流れることができない状態となる。すなわち、三方弁９０によって高圧経路９２が帰還経路１６の上流部分１６ｈに接続されているときに容積制御弁９１が閉じて作動室２５から吸入経路１４への冷媒の流れが禁止される。
　第１実施形態で説明したように、逆止弁３５を採用した場合は、逆止弁３５がシャフト４の回転に同期して開閉する。これに対し、本実施形態で採用された容積制御弁９１は、常に開いた状態、又は常に閉じた状態となる。そのため、振動、騒音及び圧力損失の低減に有利である。また、本実施形態においても、容積制御弁９１が帰還ポート１６ｐを直接開閉するように構成されているので、デッドボリュームの問題を解決できる。
　本実施形態において、高圧経路９２は、オイル溜り２２に接続された（開口した）一端を有する。容積制御弁９１に高圧を供給する目的を達成するためには、高圧経路９２の一端は、密閉容器１の内部空間２８のどの部分に接続されていてもよい。また、ロータリ圧縮機５００を冷凍サイクル装置に使用した場合には、高圧経路９２が冷媒回路の高圧部分（例えば、ロータリ圧縮機５００と放熱器との間の部分）に接続されていてもよい。ただし、本実施形態によれば、プランジャ９６に高圧を作用させて容積制御弁９１を閉じる場合に、オイルによるシール効果が得られる。このことは、冷媒の漏れによる効率の低下を防止する観点で好ましい。本実施形態によれば、帰還経路１６の上流部分１６ｈに液冷媒が蓄積して冷媒量が不足することを防止できる。帰還経路１６の上流部分１６ｈがオイルで満たされていたとしても、温度変化に対するオイルの体積変化は小さい。そのため、帰還経路１６の上流部分１６ｈにオイルが閉じ込められた状態でロータリ圧縮機５００を停止しても不具合は生じない。もちろん、吸入経路１４が帰還経路１６の上流部分１６ｈに連通した状態でロータリ圧縮機５００を停止してもよい。
（第６実施形態）
　図１６に示すように、本実施形態のスクロール圧縮機６００は、スクロール圧縮機構６０３を備えている。圧縮機構６０３は、旋回スクロール６０７、固定スクロール６０８、オルダムリング６１１、軸受部材６１０及びマフラ６１６を備えている。旋回スクロール６０７及び固定スクロール６０８は、それぞれ、渦巻き形状のラップ６２７及び６２８を有する。ラップ６２７とラップ６２８との間には、三日月形状の作動室６１２が形成されている。旋回スクロール６０７は、シャフト４の偏心軸４ａに嵌合されているとともに、オルダムリング６１１によってその自転運動が禁止されている。固定スクロール６０８の中央部には、吐出ポート６３８が形成されている。固定スクロール６０８及び軸受部材６１０には、これらを貫通するように流路６１７が形成されている。
　シャフト４が回転すると、ラップ６２７がラップ６２８に噛み合いながら旋回スクロール６０７が旋回運動を行う。作動室６１２が外側から内側に移動しながらその容積を縮小する。これにより、吸入経路１４から吸入された冷媒が圧縮される。圧縮された冷媒は、吐出ポート６３８、マフラ６１６の内部空間６１９及び流路６１７をこの順に経由して密閉容器１の内部空間２８に吐出される。内部空間２８に吐出された冷媒は、その後、吐出経路１１を通じて圧縮機６００の外部へと導かれる。
　スクロール圧縮機６００は、第１実施形態で説明した可変容積機構３０を有している。本実施形態では、帰還経路１６の上流部分１６ｈが圧縮機構６０３の内部、詳細には、固定スクロール６０８の内部に形成されている。固定スクロール６０８には、また、作動室６１２を帰還経路１６に連通できるように帰還ポート１６ｐが形成されている。逆止弁３５は、帰還ポート１６ｐを開閉できるように固定スクロール６０８に取り付けられている。ロータリ圧縮機１００と同じように、帰還ポート１６ｐの位置に応じて、高容積モードでの吸入容積に対する低容積モードでの吸入容積の比率が変化する。
　可変容積機構３０の構成及び動作は、第１実施形態で説明した通りである。高容積モードと低容積モードとを相互に切り替えるときの制御についても、第１実施形態で説明した通りである。従って、スクロール圧縮機６００によれば、ロータリ圧縮機１００と同じ効果が得られる。なお、本実施形態では、アキュームレータが設けられておらず、圧縮機構６０３の近くで帰還経路１６が吸入経路１４に直接接続されている。ただし、先のいくつかの実施形態と同様に、アキュームレータが設けられていてもよい。
（第７実施形態）
　図１７に示すように、本実施形態のスクロール圧縮機７００は、三方弁９０、容積制御弁９１及び高圧経路９２を含む可変容積機構３０、すなわち、第５実施形態で説明した可変容積機構３０を有している。第６実施形態で説明したように、帰還経路１６の上流部分１６ｈ及び帰還ポート１６ｐは、固定スクロール６０８に形成されている。容積制御弁９１は、帰還ポート１６ｐを開閉できるように固定スクロール６０８に取り付けられている。スクロール圧縮機７００において、可変容積機構３０の構成及び動作は、第５実施形態で説明した通りである。高容積モードと低容積モードとを相互に切り替えるときの制御についても、第５実施形態で説明した通りである。従って、スクロール圧縮機７００によれば、ロータリ圧縮機５００と同じ効果が得られる。
　その他、図１２及び図１３を参照して説明した構成をスクロール圧縮機に適用することも可能である。
（応用実施形態）
　図１８に示すように、ロータリ圧縮機１００を使用して冷凍サイクル装置８００を構築できる。冷凍サイクル装置８００は、ロータリ圧縮機１００、放熱器８０２、膨張機構８０４及び蒸発器８０６を備えている。これらの機器は、冷媒回路を形成するように冷媒管によって上記の順番で接続されている。放熱器８０２は、例えば空気－冷媒熱交換器で構成されており、ロータリ圧縮機１００で圧縮された冷媒を冷却する。膨張機構８０４は、例えば膨張弁で構成されており、放熱器８０２で冷却された冷媒を膨張させる。蒸発器８０６は、例えば空気－冷媒熱交換器で構成されており、膨張機構８０４で膨張した冷媒を加熱する。第１実施形態のロータリ圧縮機１００に代えて、第２～第５実施形態の圧縮機２００，３００，４００，５００，６００又は７００を使用してもよい。
（その他）
　本明細書で説明したいくつかの実施形態は、発明の要旨を逸脱しない範囲内で相互に組み合わせることができる。例えば、第１実施形態で説明した逆止弁３５を第５実施形態で説明した三方弁９０と組み合わせても、第１実施形態で説明した効果が得られる。
　また、ロータリ圧縮機１００の起動時において、帰還経路１６を通じて作動室２５から吸入経路１４へと冷媒が戻ることを許容するように可変容積機構３０を制御することもできる。つまり、起動時に一時的に低容積モードでロータリ圧縮機１００を運転する。
　本発明は、給湯機、温水暖房装置及び空気調和装置等に利用できる冷凍サイクル装置の圧縮機に有用である。本発明は、特に、幅広い能力が要求される空気調和装置の圧縮機に有用である。
 
 

Claims (14)

  1. 　作動室を有する圧縮機構と、
    　前記圧縮機構を動かすモータと、
    　圧縮するべき作動流体を前記作動室に導く吸入経路と、
    　前記作動室から前記吸入経路へと作動流体を戻す帰還経路と、
    　前記帰還経路に設けられ、前記圧縮機構の吸入容積を相対的に小さくすべきときには前記帰還経路を通じて前記作動室から前記吸入経路へと作動流体が戻ることを許容し、前記吸入容積を相対的に大きくすべきときには前記帰還経路を通じて前記作動室から前記吸入経路へと作動流体が戻ることを禁止する可変容積機構と、
    　前記モータを駆動するインバータと、
    　前記吸入容積の減少を前記モータの回転数の増加で補償するように前記可変容積機構及び前記インバータを制御する制御部と、
    　を備えた、容積型圧縮機。
  2. 　前記帰還経路を通じて前記作動室から前記吸入経路へと作動流体が戻ることを禁止した高容積モードで運転中に前記モータの回転数が第１回転数以下に低下した場合、又は前記高容積モードで前記モータの回転数を前記第１回転数まで下げたとしても作動流体の流量が過剰である場合に、前記制御部は、前記吸入容積を減らすための前記可変容積機構に関する処理と前記モータの回転数を上げるための前記インバータに関する処理とを実行する、請求項１に記載の容積型圧縮機。
  3. 　前記制御部は、前記吸入容積の増加を前記モータの回転数の減少で補償するように前記可変容積機構及び前記インバータを制御する、請求項１に記載の容積型圧縮機。
  4. 　前記帰還経路を通じて前記作動室から前記吸入経路へと作動流体が戻ることを許容した低容積モードで運転中に前記モータの回転数が第２回転数以上に上昇した場合、又は前記低容積モードで前記モータの回転数を前記第２回転数まで上げたとしても作動流体の流量が足りない場合に、前記制御部は、前記吸入容積を増やすための前記可変容積機構に関する処理と前記モータの回転数を下げるための前記インバータに関する処理とを実行する、請求項３に記載の容積型圧縮機。
  5. 　前記帰還経路を通じて前記作動室から前記吸入経路へと作動流体が戻ることを禁止した高容積モードで運転中に前記モータの回転数が第１回転数以下に低下した場合、又は前記高容積モードで前記モータの回転数を前記第１回転数まで下げたとしても作動流体の流量が過剰である場合に、前記制御部は、前記吸入容積を減らすための前記可変容積機構に関する処理と前記モータの回転数を上げるための前記インバータに関する処理とを実行し、
    　前記帰還経路を通じて前記作動室から前記吸入経路へと作動流体が戻ることを許容した低容積モードで運転中に前記モータの回転数が第２回転数以上に上昇した場合、又は前記低容積モードで前記モータの回転数を前記第２回転数まで上げたとしても作動流体の流量が足りない場合に、前記制御部は、前記吸入容積を増やすための前記可変容積機構に関する処理と前記モータの回転数を下げるための前記インバータに関する処理とを実行する、請求項３に記載の容積型圧縮機。
  6. 　前記第１回転数が３０Ｈｚ以下の回転数に設定されている、請求項２又は５に記載の容積型圧縮機。
  7. 　作動流体を保持できる内部空間を有し、前記吸入経路及び前記帰還経路が接続されたアキュームレータをさらに備え、
    　前記アキュームレータの前記内部空間を介して、前記帰還経路が前記吸入経路に接続されている、請求項１～６のいずれか１項に記載の容積型圧縮機。
  8. 　前記制御部は、当該容積型圧縮機の起動時において、前記帰還経路を通じて前記作動室から前記吸入経路へと作動流体が戻ることを許容するように前記可変容積機構を制御する、請求項１～７のいずれか１項に記載の容積型圧縮機。
  9. 　前記可変容積機構が、前記帰還経路に設けられた開閉弁を含む、請求項１～８のいずれか１項に記載の容積型圧縮機。
  10. 　前記帰還経路が、前記圧縮機構の内部に形成された上流部分を含み、
    　前記可変容積機構が、前記上流部分に設けられた逆止弁をさらに含み、
    　前記逆止弁によって、前記帰還経路から前記作動室への作動流体の流れが阻止されている、請求項９に記載の容積型圧縮機。
  11. 　前記帰還経路が、前記圧縮機構の内部に形成された上流部分を含み、
    　前記可変容積機構が、三方弁と、前記上流部分に設けられた容積制御弁と、圧縮された作動流体の圧力に等しい圧力を前記容積制御弁に供給する高圧経路と、を含み、
    　前記三方弁は、前記吸入経路及び前記高圧経路のいずれかを前記帰還経路の前記上流部分に接続するように構成されている、請求項１～８のいずれか１項に記載の容積型圧縮機。
  12. 　前記容積制御弁がプランジャ及びバネを含み、
    　前記三方弁によって前記高圧経路が前記帰還経路の前記上流部分に接続されているときに前記容積制御弁が閉じて前記作動室から前記吸入経路への作動流体の流れが禁止され、
    　前記三方弁によって前記吸入経路が前記帰還経路の前記上流部分に接続されているときに前記容積制御弁が開いて前記作動室から前記吸入経路への作動流体の流れが許容される、請求項１１に記載の容積型圧縮機。
  13. 　前記圧縮機構は、シリンダと、自身の外周面と前記シリンダの内周面との間に前記作動室が形成されるように前記シリンダの内部に配置されたピストンと、前記作動室を吸入室と圧縮－吐出室とに仕切るベーンとを有するロータリ圧縮機構であり、
    　前記シリンダを第１シリンダ、前記ピストンを第１ピストン、前記ベーンを第１ベーン、前記作動室を第１作動室、前記圧縮機構を第１圧縮機構と定義したとき、
    　当該容積型圧縮機は、第２シリンダ、第２ピストン及び第２ベーンを有し、かつ前記第１圧縮機構と共通の前記モータによって前記第２ピストンが動かされる第２圧縮機構をさらに備え、
    　前記第２圧縮機構の吸入容積が一定であり、
    　前記第１圧縮機構の前記吸入容積のみを変更できるように、前記帰還経路が前記第１圧縮機構にのみ接続されている、請求項１～１２のいずれか１項に記載の容積型圧縮機。
  14. 　前記帰還経路を通じて前記第１作動室から前記吸入経路へと作動流体が戻ることを許容した低容積モードにおいて、前記第１圧縮機構の前記吸入容積が実質的にゼロである、請求項１３に記載の容積型圧縮機。
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