WO2012120808A1 - ロータリ圧縮機 - Google Patents

ロータリ圧縮機 Download PDF

Info

Publication number
WO2012120808A1
WO2012120808A1 PCT/JP2012/001235 JP2012001235W WO2012120808A1 WO 2012120808 A1 WO2012120808 A1 WO 2012120808A1 JP 2012001235 W JP2012001235 W JP 2012001235W WO 2012120808 A1 WO2012120808 A1 WO 2012120808A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
chamber
suction
compression mechanism
volume
back pressure
Prior art date
Application number
PCT/JP2012/001235
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
雄司 尾形
優 塩谷
鶸田　晃
長谷川　寛
Original Assignee
パナソニック株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by パナソニック株式会社 filed Critical パナソニック株式会社
Priority to US14/004,041 priority Critical patent/US9546659B2/en
Priority to JP2013503365A priority patent/JP5807175B2/ja
Priority to CN201280012308.7A priority patent/CN103429902B/zh
Publication of WO2012120808A1 publication Critical patent/WO2012120808A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/24—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by using valves controlling pressure or flow rate, e.g. discharge valves or unloading valves
    • F04C28/26—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by using valves controlling pressure or flow rate, e.g. discharge valves or unloading valves using bypass channels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/08—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by varying the rotational speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/30—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C18/34—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C18/356—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member
    • F04C18/3562—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member the inner and outer member being in contact along one line or continuous surfaces substantially parallel to the axis of rotation
    • F04C18/3564—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member the inner and outer member being in contact along one line or continuous surfaces substantially parallel to the axis of rotation the surfaces of the inner and outer member, forming the working space, being surfaces of revolution
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2240/00—Components
    • F04C2240/40—Electric motor
    • F04C2240/403—Electric motor with inverter for speed control
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/001—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids of similar working principle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/008—Hermetic pumps

Definitions

  • the present invention relates to a rotary 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. 16 is a configuration diagram of the air conditioner described in Patent Document 1.
  • the compressor 715, the four-way valve 717, the indoor heat exchanger 718, the pressure reducing device 719, and the outdoor heat exchanger 720 constitute a refrigeration cycle.
  • the cylinder of the compressor 715 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 715 by a bypass path 723.
  • the bypass 723 is provided with a flow control device 721 and an electromagnetic on-off valve 722.
  • the electromagnetic on-off valve 722 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.
  • a variable capacity mechanism such as a bypass path
  • the present invention provides a rotary compressor that can exhibit high efficiency even when low capacity is required (when the load is small), and also during normal operation (when the load is large).
  • An object of the present invention is to provide a rotary compressor that can exhibit high efficiency.
  • the present invention provides a cylinder, a piston disposed in the cylinder so that a working chamber is formed between the outer peripheral surface of the cylinder and the inner peripheral surface of the cylinder, and the working chamber is compressed with the suction chamber.
  • a vane that is partitioned into a discharge chamber, a suction port that allows the working fluid to be compressed to flow into the suction chamber, a discharge port that allows the compressed working fluid to flow out of the compression-discharge chamber, and allows the working fluid to escape from the compression-discharge chamber
  • a compression mechanism including a return port, a shaft having an eccentric portion that fits into the piston, a motor that rotates the shaft, a suction path that guides the working fluid to the suction port, and the feedback port.
  • a back pressure chamber a reed valve type check valve which is disposed in the back pressure chamber and opens and closes the return port by elastic deformation, and a working fluid from the back pressure chamber
  • a return path, and a return path provided in the return path when the suction volume of the compression mechanism should be relatively small, allow the working fluid to flow through the feedback path, and when the suction volume should be relatively large
  • a volume change valve that increases the pressure in the back pressure chamber by prohibiting the flow of the working fluid through the return path, an inverter that drives the motor, and a decrease in the suction volume is compensated by an increase in the rotation speed of the motor.
  • a rotary compressor including the volume change valve and a control unit that controls the inverter is provided.
  • the volume change valve can be operated with a relatively small suction volume.
  • the volume change valve 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 rotary compressor that can exhibit high efficiency even when the load is small. Further, by using a reed valve type check valve, the return port can be opened and closed with a simple configuration.
  • FIG. 4A is a graph showing the relationship between the rotation angle of the shaft and the volume of the suction chamber
  • FIG. 4B is a graph showing the relationship between the rotation angle of the shaft and the volume of the compression-discharge chamber.
  • Control flow chart of variable displacement mechanism (open / close valve) and inverter A graph showing the relationship between the capacity of the rotary compressor, the suction volume of the compression mechanism, the state of the on-off valve, and the rotational speed of the motor
  • Another control flowchart of variable displacement mechanism (open / close valve) and inverter Graph showing the relationship between rotary compressor capacity and rotary compressor efficiency 9A is a graph showing the relationship between the rotation angle of the shaft and the flow rate of the refrigerant in the suction path
  • FIG. 9B is a graph showing the relationship between the rotation angle of the shaft and the flow rate of the refrigerant in the return path
  • FIG. 9C shows the rotation angle of the shaft.
  • FIG. 10 Graph showing the relationship with the flow rate of refrigerant in the inlet pipe of the accumulator
  • Cross-sectional view along line XI-XI in Fig. 10 Cross-sectional view showing a modified example of the position of the return port
  • Configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus using the rotary compressor of the present embodiment Configuration diagram of conventional air conditioner
  • the rotary compressor 100 of this embodiment includes a compressor body 40, an accumulator 12, a suction path 14, a discharge path 11, a return path 16, an inverter 42, and a control unit 44.
  • the compressor main body 40 includes a sealed container 1, a motor 2, a 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 shaft 4 extends in the vertical direction and connects the compression mechanism 3 and the motor 2.
  • 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 motor 2 includes a stator 2a and a rotor 2b.
  • the stator 2 a is fixed to the inner peripheral surface of the sealed container 1.
  • the rotor 2 b is fixed to the shaft 4 and rotates together with the shaft 4.
  • a motor capable of changing the rotational speed such as IPMSM (Interior Permanent Magnet Synchronous Mortar) and SPMSM (Surface Permanent Magnet Synchronous Mortar), can be used.
  • the motor 2 is driven by the inverter 42.
  • 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 discharge path 11, the suction path 14, and the return path 16 are each configured by piping.
  • the discharge path 11 passes through the upper part of the sealed container 1 and opens into the internal space 28 of 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 extends from the accumulator 12 to the compression mechanism 3 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 suction port 3 a of the compression mechanism 3.
  • the return path 16 extends from the compression mechanism 3 to the accumulator 12 and penetrates the trunk of the sealed container 1.
  • the return path 16 plays a role of returning the refrigerant discharged from the working chamber 53 of the compression mechanism 3 without being compressed from the back pressure chamber 18 described later to the suction path 14.
  • 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 penetrates the upper part of the storage container 12a and opens into 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 the upstream end of the suction path 14 and the downstream end of the return path 16 open into the internal space of the storage container 12a at a certain height position. Yes.
  • the return path 16 communicates with 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.
  • the downstream end of the return path 16 may be connected to the introduction pipe 12b.
  • the compression mechanism 3 is a positive displacement fluid mechanism, and is moved by the motor 2 to suck the refrigerant from the suction port 3a, compress the refrigerant, and discharge it from the discharge port 3b.
  • the compression mechanism 3 includes a cylinder 51, a piston 52, a vane 54, a spring 55, an upper closing member 61, and a lower closing member 62.
  • the cylinder 51 is fixed to the inner peripheral surface of the sealed container 1. Inside the cylinder 51, a piston 52 fitted to the eccentric portion 4 a of the shaft 4 is disposed so that a working chamber 53 is formed between the outer peripheral surface of the cylinder 51 and the inner peripheral surface of the cylinder 51.
  • a vane groove 56 is formed in the cylinder 51.
  • the vane groove 56 accommodates a vane 54 having a tip that contacts the outer peripheral surface of the piston 52.
  • the spring 55 is disposed in the vane groove 56 so as to push the vane 54 toward the piston 52.
  • the working chamber 53 between the cylinder 51 and the piston 52 is partitioned by a vane 54, thereby forming a suction chamber 53a and a compression-discharge chamber 53b.
  • the vane 54 may be integrated with the piston 52. That is, the piston 52 and the vane 54 may be constituted by so-called swing pistons.
  • the upper closing member 61 and the lower closing member 62 close the working chamber 53 from both sides in the axial direction of the shaft 4. Further, the upper closing member 61 and the lower closing member 62 also function as bearings that rotatably support the shaft 4.
  • the cylinder 51 is provided with a suction port 3a through which the refrigerant to be compressed flows into the suction chamber 53a, and the discharge port 3b through which the compressed refrigerant flows out of the compression-discharge chamber 53b is provided in the upper closing member 61. Is provided. The downstream end of the suction path 14 is connected to the suction port 3a.
  • the upper closing member 61 has a recess 61 a that is recessed from the upper surface of the upper closing member 61 in the vicinity of the vane 54, and the discharge port 3 b extends from the lower surface of the upper closing member 61 to the recess 61 a. It extends to the bottom of the.
  • the discharge port 3 b opens into the internal space 28 of the sealed container 1. Further, a discharge valve 71 that opens and closes the discharge port 3b by elastic deformation and a stopper 72 that regulates the deformation amount of the discharge valve 71 are disposed in the recess 61a.
  • the upper closing member 61 is provided with a return port 3c for allowing the refrigerant to escape from the compression-discharge chamber 53b, and a back pressure chamber 18 communicating with the return port 3c.
  • the return port 3 c is formed at a position that forms 180 degrees with the vane 54 when viewed from the axial center of the shaft 4.
  • the back pressure chamber 18 includes a recess formed on the upper surface of the upper closing member 61 and a cap 63 that covers the recess, and is partitioned from the internal space 28 of the sealed container 1.
  • the relay chamber 57 closed by the first closing member 61 and the second closing member 62 is provided in the cylinder 51, and the upstream end of the return path 16 is opened in the relay chamber 57.
  • the first closing member 61 is provided with a communication passage 60 that allows the back pressure chamber 18 and the relay chamber 57 to communicate with each other.
  • the upstream end of the return path 16 is connected to the back pressure chamber 18 via the relay chamber 57 and the communication path 60.
  • the relay chamber 57 and the communication path 60 are not necessarily provided, and the upstream end of the return path 16 may be directly connected to the back pressure chamber 18.
  • a check valve 73 that opens and closes the feedback port 3c by elastic deformation and a stopper 74 that regulates the deformation amount of the check valve 73 are arranged. That is, the check valve 73 is a long and thin reed valve made of a thin metal plate.
  • the check valve 73 blocks the flow of refrigerant from the back pressure chamber 18 to the working chamber 53. According to the check valve 73, the flow of the refrigerant from the back pressure chamber 18 to the working chamber 53 can be prevented with a relatively simple structure without relying on electrical control.
  • the volume changing valve 17 is provided in the return path 16 so as to be located outside the compressor body 40.
  • This volume change valve 17 constitutes a variable volume mechanism together with the check valve 73.
  • an open / close valve is used as the volume changing valve 17. That is, in this embodiment, the variable volume mechanism does not have the ability to depressurize the refrigerant.
  • the refrigerant sucked into the suction chamber 53a is returned to the suction path 14 through the back pressure chamber 18 and the return path 16 without being substantially compressed in the compression-discharge chamber 53b. Therefore, the decrease in efficiency due to pressure loss is extremely small.
  • the variable volume mechanism may have the ability to depressurize the refrigerant as long as it does not significantly affect the efficiency of the rotary compressor 100. For the same reason, the refrigerant compressed to some extent in the compression-discharge chamber 53 b may be returned to the suction path 14 through the back pressure chamber 18 and the return path 16.
  • the volume changing valve 17 plays a role of changing the suction volume (confining volume) of the rotary compressor 100.
  • the volume changing valve 17 is opened, so that the volume changing valve 17 allows the refrigerant to flow through the return path 16.
  • the volume change valve 17 is closed, whereby the volume change valve 17 prohibits the flow of the refrigerant through the return path 16 and increases the pressure in the back pressure chamber 18.
  • the volume change valve 17 is open, the rotary compressor 100 is operated in the low volume mode.
  • the volume change valve 17 is closed, the rotary compressor 100 is operated in the high volume mode.
  • the control unit 44 controls the volume changing valve 17 to compensate for the decrease in the suction volume by the increase in the rotation speed of the motor 2 when the operation mode of the rotary compressor 100 is switched from the high volume mode to the low volume mode.
  • the inverter 42 is controlled. 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 position of the vane 54 and the vane groove 56 is defined as a reference position of “0 degree” along the rotation direction of the shaft 4.
  • the rotation angle of the shaft 4 at the moment when the vane 54 is pushed into the vane groove 56 to the maximum by the piston 52 is defined as “0 degree”.
  • the process of compressing the refrigerant confined in the compression-discharge chamber 53b starts from a rotation angle of 0 degree.
  • the process of releasing the refrigerant confined in the compression-discharge chamber 53b from the return port 3c is performed in a period of 0 to 180 degrees, and the compression process starts from a rotation angle of 180 degrees.
  • the suction volume in the high volume mode is V
  • the suction volume in the low volume mode is about V / 2.
  • the position of the return port 3c and the like can be appropriately changed according to the ratio of the suction volume to be changed. For example, when the return port 3c 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 how the shaft 4 and the piston 52 rotate counterclockwise.
  • the volume of the suction chamber 53a increases.
  • the volume of the suction chamber 53a becomes maximum.
  • the suction chamber 53a changes to the compression-discharge chamber 53b.
  • the volume of the compression-discharge chamber 53b decreases.
  • FIGS. 4A and 4B when the volume of the suction chamber 53a increases along points A, B and C, the volume of the compression-discharge chamber 53b decreases along points D, E and F. To do.
  • the compression-check valve 73 When the volume changing valve 17 is open, as shown in the upper right diagram of FIG. 3, the compression-check valve 73 is deformed as the volume of the discharge chamber 53b decreases, and the refrigerant is compressed through the return port 3c- It is discharged out of the discharge chamber 53b. The discharged refrigerant is returned to the suction path 14 through the back pressure chamber 18 and the return path 16. Therefore, the pressure in the compression-discharge chamber 53b does not increase. As shown in the lower right diagram of FIG. 3, when the rotation angle of the shaft 4 reaches 180 degrees, the compression-discharge chamber 53b is isolated from the return port 3c, and the refrigerant starts to be compressed in the compression-discharge chamber 53b.
  • the suction volume of the compression mechanism 3 is “V / 2”.
  • the compression stroke continues until the pressure in the compression-discharge chamber 53b reaches the pressure in the internal space 28 of the sealed container 1. After the pressure in the compression-discharge chamber 53b 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 53b 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 upstream portion of the back pressure chamber 18 and the return path 16 with respect to the volume changing valve 17 (hereinafter referred to as “back pressure space”) has a relatively high pressure. This is because when the volume changing valve 17 is closed, the refrigerant compressed to the intermediate pressure is gradually accumulated in the back pressure space.
  • the check valve 73 prevents the refrigerant from flowing back from the back pressure chamber 18 to the working chamber 53. That is, since the check valve 73 is provided on the working chamber 53 side when viewed from the volume changing valve 17, it is possible to avoid the entire back pressure space from becoming a dead volume.
  • the return port 3c becomes the dead volume Vd.
  • This dead volume Vd becomes a factor of reducing the compressor efficiency when the volume change valve 17 is closed. That is, the refrigerant present in the return port 3c increases in pressure as the compression process of the compression mechanism 3 proceeds, but is not discharged to the outside of the working chamber 53 by the piston 52 and is again subjected to the suction process. Excessive compression power is consumed by reducing the pressure. Considering the compressor efficiency when the volume change valve 17 is closed, it is desirable to make the dead volume Vd as small as possible.
  • the check valve 73 is provided on the upper closing member 61 in contact with the end face of the piston 52, whereby the length Lv of the return port 3c can be minimized, thereby minimizing the dead volume Vd. Making it possible.
  • the return port 3c forms a refrigerant flow path, and therefore it is desirable to take a flow path cross section as large as possible in order to reduce flow path resistance.
  • the magnitude relationship between the diameter Ds of the suction port 3a and the diameter Dd of the discharge port 3b is related to the suction refrigerant density and the discharge refrigerant density under the rated conditions (representative conditions when designing the device).
  • the density ratio of the discharged refrigerant to the intake refrigerant under rated conditions is about 53, although it depends on the performance of the device.
  • the diameter Db of the return port 3c is designed to be approximately equal to the diameter Ds of the suction port 3a.
  • the inventor of the present invention analytically and experimentally examines the influence of the dead volume Vd on the compressor performance and the influence of the flow path resistance of the diameter Db of the feedback port 3c on the compressor performance. As a result, it has been found that by making the diameter Db of the return port 3c equal to or smaller than the diameter Dd of the discharge port (Db ⁇ Dd), the performance of the compressor can be maintained most efficiently.
  • the check valve 73 for the return port 3c and the discharge valve 71 for the discharge port 3b can have the same configuration.
  • the cost of the compressor can be reduced.
  • the diameter Db of the return port 3c may be designed such that Db ⁇ Rp1-Rp2 with respect to the outer radius Rp1 and the inner radius Rp2 of the piston 52.
  • the return port 3c can be completely sealed by the end face seal portion of the piston 52. Therefore, in the high volume mode, the working fluid leaks downstream through the return port 3c during the compression process. It is possible to prevent an increase in the leakage path.
  • the distance Lb between the center of the return port 3c and the inner diameter center of the cylinder 51 is preferably in the relationship of the inner radius Rc of the cylinder 51 and Rc ⁇ Db / 2 ⁇ Lb ⁇ Rc.
  • 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 volume change valve 17 is closed. When the volume change valve 17 is closed, in step S5, a process for opening the volume change valve 17 and a process for increasing the rotation speed of the motor 2 to twice the current rotation speed are executed. The order of each process in step S5 is not particularly limited, but the rotational speed of the motor 2 can be increased almost simultaneously with opening the volume changing valve 17.
  • 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 rotation speed is 70 Hz or more, it is determined in step S8 whether the volume change valve 17 is open. If the volume change valve 17 is open, a process of closing the volume change valve 17 and a process of reducing the rotation speed of the motor 2 to 1/2 the current rotation 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 volume changing valve 17.
  • the suction volume of the compression mechanism 3 in the high volume mode in which the volume change valve 17 is closed, that is, the refrigerant flow through the return path 16 is prohibited is “V”.
  • the control unit 44 performs processing related to the volume changing valve 17 for reducing the suction volume.
  • Processing related to the inverter 42 for increasing the rotational speed of the motor 2 is executed.
  • the process related to the volume change valve 17 for reducing the suction volume is a process of opening the volume change valve 17.
  • 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 volume change valve 17 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 volume change valve 17 is opened, that is, the refrigerant flow through the return path 16 is allowed is “V / 2”.
  • the control unit 44 performs processing related to the volume changing valve 17 for increasing the suction volume and the rotation of the motor 2.
  • the process of the inverter 42 for decreasing the number is executed.
  • the process related to the volume change valve 17 for increasing the suction volume is a process for closing the volume change valve 17.
  • 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.
  • the volume change valve 17 is opened and the rotation speed of the motor 2 is increased to 60 Hz.
  • the rotation speed of the motor 2 rises to 70 Hz with the volume change valve 17 open, the volume change valve 17 is closed and the rotation speed of the motor 2 is lowered to 35 Hz.
  • the rotation speed is the third rotation speed
  • the rotation speed is the fourth rotation.
  • the number is a number
  • the relationship of (first rotation number) ⁇ (fourth rotation number), (third rotation number) ⁇ (second rotation number) is established.
  • 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 control unit 44 may be configured to execute processing related to the inverter 42 for increasing the number. 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.
  • control unit 44 may be configured to execute a process related to the inverter 42 for reducing the number of rotations. 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.
  • 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 required rotation speed is equal to or lower than the first rotation speed, it is determined in step S13 whether the volume changing valve 17 is closed. If the volume change valve 17 is closed, in step S15, the volume change valve 17 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 volume change valve 17 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 necessary rotation speed is equal to or higher than the second rotation speed, it is determined in step S17 whether the volume changing valve 17 is open. If the volume change valve 17 is open, in step S18, the volume change valve 17 is closed 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 volume change valve 17 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. 5 or FIG. 7, 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 refrigerant in the compression-discharge chamber 53b is discharged to the back pressure chamber 18 through the return port 3c during a period in which the rotation angle of the shaft 4 is 0 to 180 degrees.
  • the amount of refrigerant discharged from the compression-discharge chamber 53b to the back pressure chamber 18 is equal to the amount of decrease in the volume of the compression-discharge chamber 53b 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 53b (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 53a, which may reduce the efficiency of the rotary compressor 100.
  • the return path 16 communicates with 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, it is possible to effectively suppress vibration, noise, and reduction in efficiency.
  • the return port 3c and the back pressure chamber 18 are provided in the upper closing member 61, but the return port 3c and the back pressure chamber 18 are preferably provided in the lower closing member 62 ( For reference, see FIG. This is because, in this configuration, since the lubricating oil accumulates in the return port 3c while the return port 3c is closed in the high volume mode, the dead volume can be suppressed.
  • the rotary compressor 200 includes a second compression mechanism 30 disposed above the compression mechanism 3 in addition to the compression mechanism 3 described in the first embodiment.
  • the compression mechanism 3 described in the first embodiment and elements related thereto will be labeled with “first”.
  • the cylinder 51 is the first cylinder 51
  • the piston 52 is the first piston 52
  • the vane 54 is the first vane 54
  • the working chamber 53 is the first working chamber 53
  • the compression mechanism 3 is the first compression mechanism 3
  • the suction path 14 is This is denoted as a first suction path 14.
  • the shaft 4 is provided with a second eccentric portion 4b in addition to the first eccentric portion 4a.
  • the eccentric direction of the first eccentric portion 4a is shifted by 180 degrees from the eccentric direction of the second eccentric portion 4b. That is, the phase of the first piston 52 is deviated by 180 degrees from the phase of the second piston 82 described later and the rotation angle of the shaft 4.
  • the second compression mechanism 30 is a positive displacement fluid mechanism, and is moved by the motor 2 to suck the refrigerant from the second suction port 30a, compress the refrigerant, and discharge the compressed refrigerant from the second discharge port 30b.
  • the refrigerant is guided from the internal space of the accumulator 12 to the second suction port 30a through the second suction path 15.
  • the suction volume of the second compression mechanism 30 is always constant. Note that one of the first suction path 14 and the second suction path 15 may branch from the other inside or outside the accumulator 12.
  • the second compression mechanism 30 includes a second cylinder 81, a second piston 82, a second vane 84, a second spring 85, an intermediate plate 65, and a second closing member 66.
  • the first compression mechanism 3 includes an intermediate plate 65 and a first closing member 64 instead of the upper closing member 61 and the lower closing member 62 described in the first embodiment. That is, the intermediate plate 65 is shared by the first compression mechanism 3 and the second compression mechanism 30.
  • the intermediate plate 85 is sandwiched between the first cylinder 51 and the second cylinder 81, closes the first working chamber 53 from above, and closes a second working chamber 83 described later from below.
  • the first closing member 64 closes the first working chamber 53 from the lower side, and the second closing member 66 closes the second working chamber 83 from the upper side. Further, the first closing member 64 and the second closing member 66 also function as bearings that rotatably support the shaft 4.
  • the second cylinder 81 is disposed concentrically with the first cylinder 51.
  • the second cylinder 81 is fitted into the second eccentric portion 4 b of the shaft 4 so that a second working chamber 83 is formed between the outer peripheral surface of the second cylinder 81 and the inner peripheral surface of the second cylinder 81.
  • a second piston 82 is disposed.
  • a second vane groove 86 is formed in the second cylinder 81.
  • the second vane groove 86 accommodates a second vane 84 having a tip that contacts the outer peripheral surface of the second piston 82.
  • the second spring 85 is disposed in the second vane groove 86 so as to push the second vane 84 toward the second piston 82.
  • the second working chamber 83 between the second cylinder 81 and the second piston 82 is partitioned by a second vane 84, thereby forming a second suction chamber 83a and a second compression-discharge chamber 83b.
  • the second vane 54 is disposed at a position that coincides with the first vane 54 in the axial direction of the shaft 4. For this reason, the timing at which the second piston 82 is located at the top dead center (the position at which the second vane 82 is most retracted) is the timing at which the first piston 81 is located at the top dead center (the position at which the first vane 52 is most retracted). And 180 degrees.
  • the second cylinder 81 is provided with a second suction port 30a through which the refrigerant to be compressed flows into the second suction chamber 83a, and the compressed refrigerant flows out of the second compression-discharge chamber 83b.
  • Two discharge ports 30 b are provided in the second closing member 66.
  • the downstream end of the second suction path 15 is connected to the second suction port 30a.
  • the second closing member 66 has a recess recessed from the upper surface of the second closing member 66 in the vicinity of the second vane 84, and the discharge port 30b extends from the lower surface of the second closing member 66 to the bottom surface of the recess. It extends. That is, the second discharge port 30b opens into the internal space 28 of the sealed container 1. Further, a second discharge valve 75 that opens and closes the discharge port 30b by elastic deformation and a stopper 76 that regulates the deformation amount of the second discharge valve 75 are disposed in the recess.
  • the first discharge port 3 a, the return port 3 c, the back pressure chamber 18, and the communication path 60 are provided in the first closing member 64.
  • the first closing member 64 is covered with a muffler 23 having an internal space that can receive the refrigerant discharged from the discharge port 3b. Further, the first closing member 64, the first cylinder 51, the intermediate plate 65, the second cylinder 81, and the second closing member 66 are provided with a flow path 35 that passes through them.
  • the refrigerant compressed by the compression mechanism 3 moves from the internal space of the muffler 23 to the internal space 28 of the sealed container 1.
  • the back pressure chamber 18 is partitioned by the cap 63 from the internal space of the muffler 23, and hence the internal space 28 of the sealed container 1.
  • the second compression mechanism 30 since the second compression mechanism 30 is not provided with a return port, only the suction volume of the first compression mechanism 3 can be changed. Thus, by making it possible to change only the suction volume of the first compression mechanism 3, the production cost of the rotary compressor 200 can be suppressed.
  • the first compression mechanism 3 is disposed on the side far from the motor 2, and the second compression mechanism 30 is disposed on the side close to the motor 2. That is, the motor 2, the second compression mechanism 30, and the first compression mechanism 3 are arranged in this order along the axial direction of the shaft 4. Since the second compression mechanism 30 has a constant suction volume, a large load torque is required even in the low volume mode. Therefore, when the second compression mechanism 30 is arranged 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 first closing member 64 and the second closing member functioning as bearings. The friction loss at 66 can be reduced.
  • the compressed refrigerant flows into the internal space 28 of the sealed container 1 through the internal space of the muffler 23 and the flow path 35. Pressure loss generated by flowing can be reduced.
  • the positional relationship between the first compression mechanism 3 and the second compression mechanism 30 is not limited to the above relationship, and may be reversed.
  • V or “V / 2” can be selected as the suction volume of the first compression mechanism 3.
  • suction volume of the second compression mechanism 30 is “V”, “2 V” or “1.5 V” can be selected as the sum of the suction volumes of the first compression mechanism 3 and the second compression mechanism 30.
  • the suction volume of the first compression mechanism 3 can be made substantially zero.
  • the return port 3c may be formed at a position close to the first discharge port 3b.
  • 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 3c 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 first compression mechanism 3 may be disposed below the second compression mechanism 30 from the viewpoint of bearing reliability. preferable.
  • the lower portion of the eccentric portion which is the end of the shaft, is generally thinner than the upper portion of the eccentric portion for the convenience of assembling the piston to the shaft. That is, if the first compression mechanism 3 is disposed below the second compression mechanism 30, the diameter of the portion of the shaft 4 supported by the first closing member 64 is the portion of the shaft 4 supported by the second closing member 66. It becomes smaller than the diameter.
  • the bearing capacity of the first closing member 64 can be made smaller than the bearing capacity of the second closing member 66, and the load applied to the shaft 4 in the low volume mode can be reduced by moving the first compression mechanism 3 above the second compression mechanism 30. This can be reduced compared to the arrangement.
  • the rotary compressor 300 of this embodiment has a configuration in which the positions of the first compression mechanism 3 and the second compression mechanism 30 are reversed in the rotary compressor 200 of the second embodiment. ing. Further, in the present embodiment, the second closing member 66 of the second compression mechanism 30 is connected to the second return port 30c for allowing the refrigerant to escape from the second compression-discharge chamber 83b, and to the second return port 30c. A back pressure chamber 19 is provided. The upstream end of the return path 16 is connected not only to the first back pressure chamber 18 but also to the second back pressure chamber 19.
  • the angle from the second vane 84 to the second return port 30c is preferably substantially the same as the angle from the first vane 54 to the first return port 3c.
  • substantially the same means that the difference between them is within 10 degrees.
  • the second return port 30c may be formed at a position that forms 180 degrees with the second vane 84 when viewed from the axial center of the shaft 4, similarly to the first return port 3c.
  • the relationship between the second discharge port 30b and the second piston 82 is the same as the preferable configuration described in the first embodiment (Db ⁇ Dd, Db ⁇ Rp1-Rp2, Lb It is preferable to satisfy ⁇ Rc).
  • the second back pressure chamber 19 includes a recess formed on the lower surface of the second closing member 66 and a cap 67 covering the recess.
  • the second back pressure chamber 19 is partitioned from the inner space of the muffler 23 and, consequently, the inner space 28 of the sealed container 1.
  • the second closing member 66, the second cylinder 81, and the intermediate plate 65 are provided with a flow path 9 that passes through them and communicates the second back pressure chamber 19 and the relay chamber 57. In other words, the upstream end of the return path 16 is connected to the second back pressure chamber 19 via the relay chamber 57 and the flow path 9.
  • a second check valve 77 for opening and closing the second return port 30c by elastic deformation and a stopper 78 for regulating the deformation amount of the second check valve 77 are arranged. That is, the second check valve 77 is a long and thin reed valve made of a thin metal plate.
  • the amount of change in the suction volume can be made substantially the same between the first compression mechanism 3 and the second compression mechanism 30, and one rotation generated in the first compression mechanism 3 and the second compression mechanism 30.
  • the rotation torque per unit becomes equal.
  • the top dead center timing of the first compression mechanism 3 and the second compression mechanism 30 is shifted by 180 °, so that the rotational torque fluctuations generated in the shaft 4 can be canceled out.
  • the rotational speed control of the motor 2 becomes easy and the motor efficiency is improved.
  • the reliability of the device can be improved and the noise can be further reduced.
  • the portion corresponding to the second cylinder 81 in the flow path 9 is enlarged, and the return path 16 is joined to the second cylinder 81 so that the upstream end of the return path 16 opens to the enlarged portion. Also good.
  • the rotary compressor 400 of the present embodiment includes a first intermediate plate 68 and a second intermediate plate 69 that are superposed on each other instead of the intermediate plate 65 in the rotary compressor 300 of the third embodiment. It has an installed configuration. That is, the first compression mechanism 3 and the second compression mechanism have the first intermediate plate 68 and the second intermediate plate 69 separately.
  • the first intermediate plate 68 closes the first working chamber 53 from below, and the second intermediate plate 69 closes the second working chamber from above.
  • the first intermediate plate 68 is provided with the first return port 3c and the first back pressure chamber 18, and the second intermediate plate 69 is provided with the second return port 30c and the second back pressure chamber 19. ing.
  • the first back pressure chamber 18 is partitioned from the internal space of the sealed container 1 by the second intermediate plate 69 and the second back pressure chamber 19 is defined by the first intermediate plate 68 of the internal space of the closed container 1. Therefore, the caps 63 and 67 as shown in FIG. 13 are not necessary, and the number of parts can be reduced. Further, if the first back pressure chamber 18 and the second back pressure chamber 19 are provided at positions that constitute a space in which they are continuous, the communication passage 9 as shown in FIG. 13 is not required, and the configuration is further simplified. can do.
  • the refrigeration cycle apparatus 600 can be constructed using the rotary compressor 100 of the first embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus 600 includes a rotary compressor 100, a radiator 602, an expansion mechanism 604, and an evaporator 606. These devices are connected in the above order by refrigerant pipes so as to form a refrigerant circuit.
  • the radiator 602 is constituted by, for example, an air-refrigerant heat exchanger, and cools the refrigerant compressed by the rotary compressor 100.
  • the expansion mechanism 604 is composed of, for example, an expansion valve, and expands the refrigerant cooled by the radiator 602.
  • the evaporator 606 is composed of, for example, an air-refrigerant heat exchanger, and heats the refrigerant expanded by the expansion mechanism 604.
  • the rotary compressors 200 to 400 of the second to fourth embodiments may be used.
  • volume change valve 17 does not necessarily have to be an on-off valve.
  • the volume change valve 17 does not necessarily have to be an on-off valve.
  • the high-pressure refrigerant in the refrigerant circuit is guided to the back pressure chamber 18. It is also possible to use a three-way valve provided in the return path 16.
  • the volume change valve 17 can be controlled so as to allow the refrigerant to return from the compression-discharge chamber 53b to the suction path 14 through the back pressure chamber 18 and the return path 16. . That is, the rotary compressor 100 is temporarily operated in the low volume mode at the time of startup.
  • the present invention is useful for a compressor of a refrigeration cycle apparatus that can be used in a water heater, a hot water heater, an air conditioner, and the like.
  • the present invention is particularly useful for a compressor of an air conditioner that requires a wide range of capabilities.

Abstract

　ロータリ圧縮機（１００）は、圧縮機構（３）、モータ（２）、吸入経路（１４）、背圧室（１８）、帰還経路（１６）、インバータ（４２）および制御部（４４）を備えている。背圧室（１８）内には、圧縮機構（３）の帰還ポート（３ｃ）を開閉するリードバルブ型の逆止弁（７３）が配置されている。帰還経路（１６）は、背圧室（１８）から吸入経路（１４）へ作動流体を戻す役割を担う。帰還経路（１６）には容積変更弁（１７）が設けられ、この容積変更弁（１７）は、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）を通じた作動流体の流通を許容し、吸入容積を相対的に大きくすべきときには帰還経路（１６）を通じた作動流体の流通を禁止して背圧室（１８）内の圧力を増加させる。

Description

ロータリ圧縮機
　本発明は、ロータリ圧縮機に関する。
　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１６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７１５、四方弁７１７、室内側熱交換器７１８、減圧装置７１９および室外側熱交換器７２０によって冷凍サイクルが構成されている。圧縮機７１５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７２３によって、圧縮機７１５の吸入路に接続されている。バイパス路７２３には、流量制御装置７２１および電磁開閉弁７２２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７２２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。また、バイパス路の様な能力可変機構を設ける場合、機構の可動時は勿論のこと機構の停止時における圧縮機効率の低下も大きな課題となる。
　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ロータリ圧縮機を提供することに加え、通常運転時（負荷が大きいとき）にも、高い効率を発揮しうるロータリ圧縮機を提供することを目的とする。
　すなわち、本発明は、シリンダ、自身の外周面と前記シリンダの内周面との間に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、前記作動室を吸入室と圧縮－吐出室とに仕切るベーン、圧縮するべき作動流体を前記吸入室に流入させる吸入ポート、圧縮された作動流体を前記圧縮－吐出室から流出させる吐出ポート、および前記圧縮－吐出室から作動流体を逃がすための帰還ポート、を含む圧縮機構と、前記ピストンに嵌合する偏心部を有するシャフトと、前記シャフトを回転させるモータと、前記吸入ポートに作動流体を導く吸入経路と、前記帰還ポートと連通する背圧室と、前記背圧室内に配置され、弾性変形により前記帰還ポートを開閉するリードバルブ型の逆止弁と、前記背圧室から作動流体を前記吸入経路へ戻す帰還経路と、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た作動流体の流通を許容し、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た作動流体の流通を禁止して前記背圧室内の圧力を増加させる容積変更弁と、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容積変更弁および前記インバータを制御する制御部と、を備えたロータリ圧縮機を提供する。
　上記の構成によれば、容積変更弁により帰還経路を通じた作動流体の流通を許容すれば、作動流体が圧縮－吐出室から帰還ポート、背圧室および帰還経路を通って吸入経路へと戻るため、相対的に小さい吸入容積でロータリ圧縮機を運転できる。他方、容積変更弁により帰還経路を通じた作動流体の流通を禁止すれば、相対的に大きい吸入容積、つまり通常の吸入容積でロータリ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容積変更弁およ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ロータリ圧縮機を提供できる。また、リードバルブ型の逆止弁を用いることで、簡易な構成で帰還ポートを開閉することができる。
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２Ａは図１のIIＡ-IIＡ線に沿った横断面図、図２Ｂは図１のIIＢ-IIＢ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 図４Ａは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、図４Ｂは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）およびインバータ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、開閉弁の状態およびモータの回転数の関係を示すグラフ 可変容積機構（開閉弁）およ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とロータリ圧縮機の効率との関係を示すグラフ 図９Ａは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、図９Ｂは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、図９Ｃは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 本発明の第２実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図 図１０のXI-XI線に沿った横断面図 帰還ポートの位置の変形例を示す横断面図 本発明の第３実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図 本発明の第４実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図 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
　（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、吸入経路１４、吐出経路１１、帰還経路１６、インバータ４２および制御部４４を備えている。
　圧縮機本体４０は、密閉容器１、モータ２、圧縮機構３およびシャフト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は、鉛直方向に延びており、圧縮機構３とモータ２とを連結している。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。
　モータ２は、ステータ２ａおよびロータ２ｂで構成されている。ステータ２ａは、密閉容器１の内周面に固定されている。ロータ２ｂは、シャフト４に固定されており、シャフト４とともに回転する。モータ２として、ＩＰＭＳＭ（Interior Permanent Magnet Synchronous Mortar）および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。モータ２は、インバータ４２により駆動される。
　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。
　吐出経路１１、吸入経路１４および帰還経路１６は、それぞれ、配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、密閉容器１の内部空間２８に開口している。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、アキュームレータ１２から圧縮機構３まで延びており、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の吸入ポート３ａに導く役割を担う。帰還経路１６は、圧縮機構３からアキュームレータ１２まで延びており、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５３から圧縮されずに排出された冷媒を後述する背圧室１８から吸入経路１４へ戻す役割を担う。
　アキュームレータ１２は、蓄積容器１２ａおよび導入管１２ｂで構成されている。蓄積容器１２ａは、液冷媒およ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、蓄積容器１２ａの内部空間に開口している。蓄積容器１２ａの底部を貫通する形で、吸入経路１４および帰還経路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および帰還経路１６は蓄積容器１２ａの底部から上方に延びており、吸入経路１４の上流端および帰還経路１６の下流端は一定の高さ位置で蓄積容器１２ａの内部空間に開口している。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と連通している。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。また、帰還経路１６の下流端は、導入管１２ｂにつながれていてもよい。
　圧縮機構３は、容積式の流体機構であり、モータ２によって動かされることにより、吸入ポート３ａから冷媒を吸入し、その冷媒を圧縮して吐出ポート３ｂから吐出する。図１および図２Ａに示すように、圧縮機構３は、シリンダ５１、ピストン５２、ベーン５４、バネ５５、上側閉塞部材６１および下側閉塞部材６２で構成されている。シリンダ５１は、密閉容器１の内周面に固定されている。シリンダ５１の内部には、自身の外周面とシリンダ５１の内周面との間に作動室５３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５２が配置されている。シリンダ５１には、ベーン溝５６が形成されている。ベーン溝５６には、ピストン５２の外周面に接する先端を有するベーン５４が収納されている。バネ５５は、ベーン５４をピストン５２に向かって押すようにベーン溝５６に配置されている。シリンダ５１とピストン５２との間の作動室５３はベーン５４によって仕切られ、これにより、吸入室５３ａおよび圧縮－吐出室５３ｂが形成されている。なお、ベーン５４は、ピストン５２に一体化されていてもよい。すなわち、ピストン５２およびベーン５４がいわゆるスイングピストンで構成されていてもよい。上側閉塞部材６１および下側閉塞部材６２は、シャフト４の軸方向の両側から作動室５３を閉塞している。また、上側閉塞部材６１および下側閉塞部材６２は、シャフト４を回転自在に支持する軸受としても機能する。
　本実施形態では、圧縮するべき冷媒を吸入室５３ａに流入させる吸入ポート３ａがシリンダ５１に設けられており、圧縮された冷媒を圧縮－吐出室５３ｂから流出させる吐出ポート３ｂが上側閉塞部材６１に設けられている。吸入ポート３ａには吸入経路１４の下流端が接続されている。図２Ｂに示すように、上側閉塞部材６１には、当該上側閉塞部材６１の上面から窪む凹部６１ａがベーン５４の近傍に形成されており、吐出ポート３ｂは上側閉塞部材６１の下面から凹部６１ａの底面に延びている。すなわち、吐出ポート３ｂは、密閉容器１の内部空間２８に開口している。また、凹部６１ａ内には、弾性変形により吐出ポート３ｂを開閉する吐出弁７１と、吐出弁７１の変形量を規制するストッパー７２が配置されている。
　さらに、上側閉塞部材６１には、圧縮－吐出室５３ｂから冷媒を逃がすための帰還ポート３ｃと、帰還ポート３ｃと連通する背圧室１８が設けられている。帰還ポート３ｃは、図２Ａおよび２Ｂに示すように、シャフト４の軸心から見てベーン５４と１８０度をなす位置に形成されている。背圧室１８は、上側閉塞部材６１の上面に形成された窪みとこの窪みを覆うキャップ６３とで構成されており、密閉容器１の内部空間２８から区画されている。さらに、本実施形態では、シリンダ５１に第１閉塞部材６１および第２閉塞部材６２で閉塞される中継室５７が設けられており、この中継室５７に帰還経路１６の上流端が開口している。そして、第１閉塞部材６１には背圧室１８と中継室５７とを連通する連通路６０が設けられている。換言すれば、帰還経路１６の上流端は、中継室５７および連通路６０を介して背圧室１８と接続されている。ただし、中継室５７および連通路６０は必ずしも設けられている必要はなく、帰還経路１６の上流端が直接的に背圧室１８に接続されていてもよい。
　背圧室１８内には、図１に示すように、弾性変形により帰還ポート３ｃを開閉する逆止弁７３と、逆止弁７３の変形量を規制するストッパー７４が配置されている。すなわち、逆止弁７３は、薄い金属板でできた長細い形状をしたリードバルブである。逆止弁７３は、背圧室１８から作動室５３への冷媒の流れを阻止する。逆止弁７３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背圧室１８から作動室５３への冷媒の流れを阻止できる。
　帰還経路１６には、圧縮機本体４０の外部に位置するように容積変更弁１７が設けられている。この容積変更弁１７は、逆止弁７３と共に可変容積機構を構成する。本実施形態では、容積変更弁１７として開閉弁が用いられている。すなわち、本実施形態では、可変容積機構が冷媒を減圧する能力を有していない。また、吸入室５３ａに吸入された冷媒は圧縮－吐出室５３ｂで実質的に圧縮されることなく、背圧室１８および帰還経路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５３ｂである程度圧縮された冷媒が背圧室１８および帰還経路１６を通じて吸入経路１４に戻されてもよい。
　容積変更弁１７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、容積変更弁１７が開かれることにより、容積変更弁１７が帰還経路１６を通じた冷媒の流通を許容する。他方、吸入容積を相対的に大きくすべきときには、容積変更弁１７が閉じられることにより、容積変更弁１７が帰還経路１６を通じた冷媒の流通を禁止して背圧室１８内の圧力を増加させる。容積変更弁１７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。容積変更弁１７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。
　制御部４４は、容積変更弁１７を制御してロータリ圧縮機１００の運転モードを高容積モードから低容積モードへ切り替えたとき、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を制御する。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。
　以下、本明細書では、ベーン５４およびベーン溝５６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５４がピストン５２によってベーン溝５６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５３ｂ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５３ｂに閉じ込めた冷媒を帰還ポート３ｃから逃がす行程が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約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３ｃ等の位置を適宜変更できる。例えば、帰還ポート３ｃ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およびピストン５２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５３ａ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５３ａの容積は最大になる。その後、吸入室５３ａは圧縮－吐出室５３ｂへと変化する。シャフト４の回転に伴って圧縮－吐出室５３ｂの容積は減少する。図４Ａおよび４Ｂに示すように、吸入室５３ａの容積が点Ａ、点Ｂおよび点Ｃに沿って増加するとき、圧縮－吐出室５３ｂの容積は点Ｄ、点Ｅおよび点Ｆに沿って減少する。
　容積変更弁１７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５３ｂの容積の減少に伴って逆止弁７３が変形し、冷媒が帰還ポート３ｃを通って圧縮－吐出室５３ｂの外に排出される。排出された冷媒は、背圧室１８および帰還経路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５３ｂ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５３ｂが帰還ポート３ｃから隔離され、圧縮－吐出室５３ｂ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５３ｂ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５３ｂ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の左下図およ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５３ｂの容積はゼロになる。
　容積変更弁１７が閉じている場合、帰還ポート３ｃが逆止弁７３によって閉じられるため、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、背圧室１８および帰還経路１６における容積変更弁１７よりも上流側部分（以下、これらを「背圧空間」という。）は、比較的高い圧力を有する。なぜなら、容積変更弁１７を閉じると、中間圧まで圧縮された冷媒が背圧空間に徐々に蓄積されるからである。圧縮－吐出室５３ｂの圧力が背圧空間の圧力よりも低い場合には、逆止弁７３により背圧室１８から作動室５３への冷媒の逆流が防止される。すなわち、容積変更弁１７から見て作動室５３の側に逆止弁７３が設けられているので、背圧空間全体がデッドボリュームとなることを回避できる。
　ところで、容積変更弁１７が閉じている場合は、帰還ポート３ｃがデッドボリュームＶｄとなる。このデッドボリュームＶｄは、容積変更弁１７が閉じている場合の圧縮機効率を低下させる要因になる。すなわち帰還ポート３ｃ内に存在する冷媒は、圧縮機構３の圧縮過程が進むにつれて圧力は上昇するが、ピストン５２によって作動室５３の外部に排出されることは無く、再び吸入過程にさらされた時に減圧されることで余分な圧縮動力を消費してしまう。容積変更弁１７が閉じている場合の圧縮機効率を考えたときには、このデッドボリュームＶｄは限りなく小さくすることが望ましい。
　本実施形態では、ピストン５２の端面と接する上側閉塞部材６１に逆止弁７３を設置する事で、帰還ポート３ｃの長さＬｖを最短にすることができ、これによりデッドボリュームＶｄを極小にすることを可能としている。しかし、一方で容積変更弁１７が開いている場合は、帰還ポート３ｃは冷媒流路を構成するため、流路抵抗を低減させるためには出来るだけ大きな流路断面を取ることが望ましい。
　一般的に、吸入ポート３ａの直径Ｄｓと吐出ポート３ｂの直径Ｄｄとの大小関係は、定格条件（機器を設計するときの代表条件）における吸入冷媒密度と吐出冷媒密度に関係する。定格条件における吸入冷媒に対する吐出冷媒の密度比は、例えばエアコンであれば、機器の性能にも左右されるが、約５３程度である。そのため、吸入ポート３ａの直径Ｄｓと吐出ポート３ｂの直径Ｄｄは、おおよそＤｓ＝（５３）０.５×Ｄｄの関係が成立するように設計を行う。
　帰還ポート３ｃを冷媒が通過する場合は、冷媒はほぼ圧縮されずに通過することになるため、通過する冷媒の密度は吸入冷媒とほぼ等しい。このため、帰還ポート３ｃの直径Ｄｂは吸入ポート３ａの直径Ｄｓと略同等に設計することが流路抵抗の面から見れば望ましい。しかし、本発明の発明者は、デッドボリュームＶｄが圧縮機性能に与える影響と、帰還ポート３ｃの直径Ｄｂの流路抵抗が圧縮機性能に与える影響とを、解析的、実験的に検討を行った結果、帰還ポート３ｃの直径Ｄｂを吐出ポートの直径Ｄｄと同じかそれ以下にする（Ｄｂ≦Ｄｄ）ことで、圧縮機の性能を最も効率的に保つことが可能であることを見出した。
　また、帰還ポート３ｃの直径Ｄｂが吐出ポート３ｂの直径Ｄｄと同じかそれ以下にすることによって、帰還ポート３ｃに対する逆止弁７３と吐出ポート３ｂに対する吐出弁７１とを同じ構成とすることが可能となるので、圧縮機の低コスト化を図ることができる。
　また、帰還ポート３ｃの直径Ｄｂがピストン５２の外半径Ｒｐ１と内半径Ｒｐ２に対して、Ｄｂ＜Ｒｐ１－Ｒｐ２の関係に設計しても良い。このような構成にすることで、帰還ポート３ｃをピストン５２の端面シール部ですべてシールする事ができるので、高容積モードでは、圧縮過程中に作動流体が帰還ポート３ｃを通って下流に漏れる等の漏れ経路の増加を防ぐ事ができる。
　また、帰還ポート３ｃの中心とシリンダ５１の内径中心との距離Ｌｂが、シリンダ５１の内半径Ｒｃと、Ｒｃ－Ｄｂ／２＜Ｌｂ＜Ｒｃの関係にすると良い。このような構成にすることで、ピストン５２の内径部に存在する高温高圧の潤滑油と帰還ポート３ｃとの間のシール長を長くすることができるので、高温高圧の潤滑油が帰還ポート３ｃにピストン５２の端面を経由して染み出してくるのを抑制でき、吸入作動流体に対する過剰な受熱を防ぐ事ができる。また、帰還ポート３ｃの面積の半分以上はシリンダ５１の作動室５３に面しているので、作動流体の流れを損なわずに流路抵抗を抑制することができる。
　次に、図５を参照して、制御部４４による容積変更弁１７およびインバータ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およびステップ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で回転数を下げた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、容積変更弁１７が閉じているかどうかを判断する。容積変更弁１７が閉じている場合、ステップＳ５において、容積変更弁１７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、容積変更弁１７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、容積変更弁１７が開いているかどうかを判断する。容積変更弁１７が開いている場合、ステップＳ９において、容積変更弁１７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、容積変更弁１７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５のフローチャートに沿った制御を行うことにより、容積変更弁１７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。
　容積変更弁１７を閉じた状態、すなわち、帰還経路１６を通じた冷媒の流通が禁止される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容積変更弁１７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容積変更弁１７に関する処理とは、容積変更弁１７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容積変更弁１７およびインバータ４２を制御する。容積変更弁１７を開いた状態、すなわち、帰還経路１６を通じた冷媒の流通が許容される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容積変更弁１７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容積変更弁１７に関する処理とは、容積変更弁１７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、容積変更弁１７を閉じた状態でモータ２の回転数が３０Ｈｚまで低下すると、容積変更弁１７を開き、モータ２の回転数を６０Ｈｚに上げる。容積変更弁１７を開いた状態でモータ２の回転数が７０Ｈｚまで上昇すると、容積変更弁１７を閉じ、モータ２の回転数を３５Ｈｚに下げる。容積変更弁１７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、容積変更弁１７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、容積変更弁１７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。
　次に、容積変更弁１７およびインバータ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容積変更弁１７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容積変更弁１７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７を参照して説明する。
　図７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、容積変更弁１７が閉じているかどうかを判断する。容積変更弁１７が閉じている場合、ステップＳ１５において、容積変更弁１７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。容積変更弁１７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、容積変更弁１７が開いているかどうかを判断する。容積変更弁１７が開いている場合、ステップＳ１８において、容積変更弁１７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。容積変更弁１７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５又は図７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８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８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５３ａに吸入される。そのため、図９Ａに示すように、吸入経路１４における冷媒の流速は、吸入室５３ａ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。
　容積変更弁１７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５３ｂの冷媒が帰還ポート３ｃを通じて背圧室１８に排出される。圧縮－吐出室５３ｂから背圧室１８に排出される冷媒の量は、０～１８０度の期間における圧縮－吐出室５３ｂの容積の減少量に等しい。図９Ｂ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５３ｂ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および帰還経路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９Ｃ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および帰還経路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５３ａ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に連通している。この構成によれば、水撃の発生を防止できるので、振動、騒音および効率の低下を効果的に抑制できる。
　なお、本実施形態では、帰還ポート３ｃおよび背圧室１８が上側閉塞部材６１に設けられているが、帰還ポート３ｃおよび背圧室１８は下側閉塞部材６２に設けられていることが好ましい（参考として、図１０参照）。この構成であれば、高容積モードにおいて帰還ポート３ｃが閉じられている間に帰還ポート３ｃに潤滑油が溜まるため、デッドボリュームを抑制できるからである。
　（第２実施形態）
　図１０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、圧縮機構３の上方に配置された第２圧縮機構３０を備えている。以下、第１実施形態で説明した圧縮機構３およびこれに関連する要素に「第１」を付して標記する。例えば、シリンダ５１を第１シリンダ５１、ピストン５２を第１ピストン５２、ベーン５４を第１ベーン５４、作動室５３を第１作動室５３、圧縮機構３を第１圧縮機構３、吸入経路１４を第１吸入経路１４と標記する。
　シャフト４には、第１偏心部４ａに加えて第２偏心部４ｂが設けられている。第１偏心部４ａの偏心方向は、第２偏心部４ｂの偏心方向と１８０度ずれている。つまり、第１ピストン５２の位相が後述する第２ピストン８２の位相とシャフト４の回転角度で１８０度ずれている。
　第２圧縮機構３０は、容積式の流体機構であり、モータ２によって動かされることにより、第２吸入ポート３０ａから冷媒を吸入し、その冷媒を圧縮して第２吐出ポート３０ｂから吐出する。第２吸入ポート３０ａには、第２吸入経路１５によりアキュームレータ１２の内部空間から冷媒が導かれる。本実施形態では、第２圧縮機構３０に帰還ポートが設けられていないので、第２圧縮機構３０の吸入容積は常に一定である。なお、アキュームレータ１２の内部又は外部において、第１吸入経路１４および第２吸入経路１５の一方が他方から分岐していてもよい。
　第２圧縮機構３０は、図１０および図１１に示すように、第２シリンダ８１、第２ピストン８２、第２ベーン８４、第２バネ８５、中間板６５および第２閉塞部材６６で構成されている。一方で、第１圧縮機構３は、第１実施形態で説明した上側閉塞部材６１および下側閉塞部材６２の代わりに、中間板６５および第１閉塞部材６４を有している。すなわち、中間板６５は、第１圧縮機構３と第２圧縮機構３０とで共有されている。中間板８５は、第１シリンダ５１と第２シリンダ８１とに挟持され、第１作動室５３を上側から閉塞し、後述する第２作動室８３を下側から閉塞している。また、第１閉塞部材６４は、第１作動室５３を下側から閉塞し、第２閉塞部材６６は、第２作動室８３を上側から閉塞している。また、第１閉塞部材６４および第２閉塞部材６６は、シャフト４を回転自在に支持する軸受としても機能する。
　第２シリンダ８１は、第１シリンダ５１に対して同心状に配置されている。第２シリンダ８１の内部には、自身の外周面と第２シリンダ８１の内周面との間に第２作動室８３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８２が配置されている。第２シリンダ８１には、第２ベーン溝８６が形成されている。第２ベーン溝８６には、第２ピストン８２の外周面に接する先端を有する第２ベーン８４が収納されている。第２バネ８５は、第２ベーン８４を第２ピストン８２に向かって押すように第２ベーン溝８６に配置されている。第２シリンダ８１と第２ピストン８２との間の第２作動室８３は第２ベーン８４によって仕切られ、これにより、第２吸入室８３ａおよび第２圧縮－吐出室８３ｂが形成されている。第２ベーン５４は、シャフト４の軸方向において第１ベーン５４と一致する位置に配置されている。このため、第２ピストン８２が上死点（第２ベーン８２を最も後退させる位置）に位置するタイミングは第１ピストン８１が上死点（第１ベーン５２を最も後退させる位置）に位置するタイミングと１８０度ずれている。
　本実施形態では、圧縮するべき冷媒を第２吸入室８３ａに流入させる第２吸入ポート３０ａが第２シリンダ８１に設けられており、圧縮された冷媒を第２圧縮－吐出室８３ｂから流出させる第２吐出ポート３０ｂが第２閉塞部材６６に設けられている。第２吸入ポート３０ａには第２吸入経路１５の下流端が接続されている。第２閉塞部材６６には、当該第２閉塞部材６６の上面から窪む凹部が第２ベーン８４の近傍に形成されており、吐出ポート３０ｂは第２閉塞部材６６の下面からその凹部の底面に延びている。すなわち、第２吐出ポート３０ｂは、密閉容器１の内部空間２８に開口している。また、凹部内には、弾性変形により吐出ポート３０ｂを開閉する第２吐出弁７５と、第２吐出弁７５の変形量を規制するストッパー７６が配置されている。
　一方、第１圧縮機構３に関しては、第１吐出ポート３ａ、帰還ポート３ｃ、背圧室１８および連通路６０が第１閉塞部材６４に設けられている。第１閉塞部材６４は、吐出ポート３ｂから吐出される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。また、第１閉塞部材６４、第１シリンダ５１、中間板６５、第２シリンダ８１および第２閉塞部材６６には、これらを貫通する流路３５が設けられており、この流路３５を通じて第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なっている。背圧室１８は、キャップ６３によりマフラ２３の内部空間、ひいては密閉容器１の内部空間２８から区画されている。
　本実施形態では、第２圧縮機構３０に帰還ポートが設けられていないので、第１圧縮機構３の吸入容積のみが変更可能である。このように第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。
　また、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３０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３０および第１圧縮機構３がこの順番で並んでいる。第２圧縮機構３０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３０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、軸受として機能する第１閉塞部材６４および第２閉塞部材６６における摩擦損失を低減できる。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の内部空間および流路３５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および第２圧縮機構３０の位置関係は、上記の関係に限定されず、逆であってもよい。
　第１実施形態で説明したように、帰還ポート３ｃ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３０の吸入容積が「Ｖ」のとき、第１圧縮機構３および第２圧縮機構３０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を通じた冷媒の流通が許容される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１２に示すように、帰還ポート３ｃが第１吐出ポート３ｂ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５３ａに吸入された冷媒の略全部が圧縮されることなく背圧室１８および帰還経路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第１圧縮機構３および第２圧縮機構３０の吸入容積の合計は、第２圧縮機構３０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３ｃ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。
　さらに、低容積モードにおける第１圧縮機構３の吸入容積を実質的にゼロにする場合は、軸受の信頼性の観点から、第１圧縮機構３を第２圧縮機構３０の下方に配置することが好ましい。本実施形態のように２つの圧縮機構を備える構成では、シャフトに対するピストンの組み付けの都合上、一般的に、シャフトの末端である偏心部の下側部分は偏心部の上側部分よりも細くなる。すなわち、第１圧縮機構３を第２圧縮機構３０の下方に配置すれば、シャフト４における第１閉塞部材６４に支持される部分の直径がシャフト４における第２閉塞部材６６に支持される部分の直径よりも小さくなる。このため、第１閉塞部材６４の軸受容量を第２閉塞部材６６の軸受容量よりも小さくでき、低容積モードにおいてシャフト４にかかる負荷を、第１圧縮機構３を第２圧縮機構３０の上方に配置する場合よりも軽減することができる。
　（第３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３００は、第２実施形態のロータリ圧縮機２００において第１圧縮機構３と第２圧縮機構３０の位置を逆にしたような構成を有している。さらに、本実施形態では、第２圧縮機構３０の第２閉塞部材６６に、第２圧縮－吐出室８３ｂから冷媒を逃がすための第２帰還ポート３０ｃと、第２帰還ポート３０ｃと連通する第２背圧室１９が設けられている。そして、帰還経路１６の上流端は、第１背圧室１８だけでなく第２背圧室１９にも接続されている。
　シャフト４の回転方向において、第２ベーン８４から第２帰還ポート３０ｃまでの角度は、第１ベーン５４から第１帰還ポート３ｃまでの角度と略同じであることが好ましい。ここで、「略同じ」とは、それらの差が１０度以内のことをいう。例えば、第２帰還ポート３０ｃは、第１帰還ポート３ｃと同様に、シャフト４の軸心から見て第２ベーン８４と１８０度をなす位置に形成されていてもよい。
　なお、第２帰還ポート３０ｃについても、第２吐出ポート３０ｂおよび第２ピストン８２との関係が、第１実施形態で好ましい構成として説明したような条件（Ｄｂ≦Ｄｄ、Ｄｂ＜Ｒｐ１－Ｒｐ２、Ｌｂ＜Ｒｃ）を満たすことが好ましい。
　第２背圧室１９は、第２閉塞部材６６の下面に形成された窪みとこの窪みを覆うキャップ６７とで構成されており、マフラ２３の内部空間、ひいては密閉容器１の内部空間２８から区画されている。また、第２閉塞部材６６、第２シリンダ８１および中間板６５には、これらを貫通して第２背圧室１９と中継室５７とを連通する流路９が設けられている。換言すれば、帰還経路１６の上流端は、中継室５７および流路９を介して第２背圧室１９と接続されている。
　第２背圧室１９内には、弾性変形により第２帰還ポート３０ｃを開閉する第２逆止弁７７と、第２逆止弁７７の変形量を規制するストッパー７８が配置されている。すなわち、第２逆止弁７７は、薄い金属板でできた長細い形状をしたリードバルブである。
　本実施形態の構成では、第１圧縮機構３と第２圧縮機構３０とで吸入容積の変化量を略同じにすることができ、第１圧縮機構３および第２圧縮機構３０で発生する一回転あたりの回転トルクが等しくなる。また、第２実施形態で説明したように第１圧縮機構３と第２圧縮機構３０の上死点タイミングが１８０°ずれているので、シャフト４に生じる回転トルク変動を打ち消し合うことができる。その結果、モータ２の回転数制御が容易になりモータ効率が向上する。さらに、回転速度変動が抑えられることから、機器の信頼性が向上し、かつ、騒音をより小さくすることができる。
　なお、流路９における第２シリンダ８１に対応する部分が拡大されていて、帰還経路１６の上流端がその拡大された部分に開口するように帰還経路１６が第２シリンダ８１に接合されていてもよい。
　（第４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４００は、第３実施形態のロータリ圧縮機３００において中間板６５の代わりに互いに重ね合わされる第１中間板６８および第２中間板６９が配設された構成を有している。すなわち、第１圧縮機構３および第２圧縮機構は、第１中間板６８と第２中間板６９を別々に有している。
　第１中間板６８は、第１作動室５３を下方から閉塞し、第２中間板６９は、第２作動室を上方から閉塞している。本実施形態では、第１中間板６８に、第１帰還ポート３ｃおよび第１背圧室１８が設けられ、第２中間板６９に、第２帰還ポート３０ｃおよび第２背圧室１９が設けられている。
　本実施形態の構成では、第２中間板６９によって第１背圧室１８が密閉容器１の内部空間から区画されるとともに第１中間板６８によって第２背圧室１９が密閉容器１の内部空間から区画されるため、図１３に示すようなキャップ６３，６７が不要になり、部品点数を削減することができる。また、第１背圧室１８と第２背圧室１９とをそれらが連続する空間を構成する位置に設ければ、図１３に示すような連通路９が不要になり、構成をさらにシンプルにすることができる。
　（応用実施形態）
　図１５に示すように、第１実施形態のロータリ圧縮機１００を使用して冷凍サイクル装置６００を構築できる。冷凍サイクル装置６００は、ロータリ圧縮機１００、放熱器６０２、膨張機構６０４および蒸発器６０６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６０２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６０４は、例えば膨張弁で構成されており、放熱器６０２で冷却された冷媒を膨張させる。蒸発器６０６は、例えば空気－冷媒熱交換器で構成されており、膨張機構６０４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４実施形態のロータリ圧縮機２００～４００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変更可能である。例えば、容積変更弁１７は必ずしも開閉弁である必要はなく、容積変更弁１７として、帰還経路１６を通じた作動流体の流通を禁止するときは冷媒回路中の高圧冷媒を背圧室１８に導くように帰還経路１６に設けられた三方弁を用いることも可能である。
　また、ロータリ圧縮機１００の起動時において、背圧室１８および帰還経路１６を通じて圧縮－吐出室５３ｂから吸入経路１４へと冷媒が戻ることを許容するように容積変更弁１７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、温水暖房装置およ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 (15)

  1. 　シリンダ、自身の外周面と前記シリンダの内周面との間に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、前記作動室を吸入室と圧縮－吐出室とに仕切るベーン、圧縮するべき作動流体を前記吸入室に流入させる吸入ポート、圧縮された作動流体を前記圧縮－吐出室から流出させる吐出ポート、および前記圧縮－吐出室から作動流体を逃がすための帰還ポート、を含む圧縮機構と、
    　前記ピストンに嵌合する偏心部を有するシャフトと、
    　前記シャフトを回転させるモータと、
    　前記吸入ポートに作動流体を導く吸入経路と、
    　前記帰還ポートと連通する背圧室と、
    　前記背圧室内に配置され、弾性変形により前記帰還ポートを開閉するリードバルブ型の逆止弁と、
    　前記背圧室から作動流体を前記吸入経路へ戻す帰還経路と、
    　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た作動流体の流通を許容し、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た作動流体の流通を禁止して前記背圧室内の圧力を増加させる容積変更弁と、
    　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容積変更弁および前記インバータを制御する制御部と、
    を備えたロータリ圧縮機。
  2. 　前記圧縮機構は、前記シャフトの軸方向の両側から前記作動室を閉塞する一対の閉塞部材をさらに含み、
    　前記一対の閉塞部材の一方に、前記帰還ポートおよび前記背圧室が設けられている、請求項１に記載のロータリ圧縮機。
  3. 　前記圧縮機構および前記モータを収容する密閉容器をさらに備え、
    　前記吐出ポートは、前記密閉容器の内部空間に開口しており、
    　前記背圧室は、前記密閉容器の内部空間から区画されている、請求項１または２に記載のロータリ圧縮機。
  4. 　作動流体を保持できる内部空間を有し、前記吸入経路およ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と連通している、請求項１～３のいずれか一項に記載のロータリ圧縮機。
  5. 　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、前記圧縮室を第１圧縮室、前記圧縮－吐出室を第１圧縮－吐出室、前記吸入ポートを第１吸入ポート、前記吐出ポートを第１吐出ポート、前記圧縮機構を第１圧縮機構、前記偏心部を第１偏心部、前記吸入経路を第１吸入経路と定義したとき、
    　当該ロータリ圧縮機は、第２シリンダ、自身の外周面と前記第２シリンダの内周面との間に第２作動室が形成されるように前記第２シリンダの内部に配置された第２ピストン、前記第２作動室を第２吸入室と第２圧縮－吐出室とに仕切る第２ベーン、圧縮するべき作動流体を前記第２吸入室に流入させる第２吸入ポート、および圧縮された作動流体を前記第２圧縮－吐出室から流出させる第２吐出ポート、を含む第２圧縮機構と、作動流体を前記アキュームレータの内部空間から前記第２吸入ポートに導く第２吸入経路と、をさらに備え、
    　前記シャフトは、前記第２ピストンと嵌合する第２偏心部をさらに有する、請求項４に記載のロータリ圧縮機。
  6. 　前記第２圧縮機構の吸入容積は、常に一定である、請求項５に記載のロータリ圧縮機。
  7. 　前記帰還経路を通じた作動流体の流通が許容される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６に記載のロータリ圧縮機。
  8. 　前記第１圧縮機構および前記第２圧縮機構は、前記第１シリンダと前記第２シリンダとに挟持され、前記第１作動室および前記第２作動室を前記シャフトの軸方向の一方から閉塞する中間板を共有しており、
    　前記第１圧縮機構は、前記中間板と反対側から前記第１作動室を閉塞する第１閉塞部材を含み、
    　前記第２圧縮機構は、前記中間板と反対側から前記第２作動室を閉塞する第２閉塞部材を含み、
    　前記第１閉塞部材および前記第２閉塞部材は、前記シャフトを回転自在に支持する軸受としても機能し、
    　前記シャフトにおける前記外側第１閉塞部材に支持される部分の直径は、前記シャフトにおける前記外側第２閉塞部材に支持される部分の直径よりも小さい、請求項７に記載のロータリ圧縮機。
  9. 　前記帰還ポートを第１帰還ポート、前記背圧室を第１背圧室、前記逆止弁を第１逆止弁と定義したとき、
    　前記第２圧縮機構は、前記第２圧縮－吐出室から作動流体を逃がすための第２帰還ポートをさらに含み、
    　当該ロータリ圧縮機は、前記第２帰還ポートと連通する第２背圧室と、前記第２背圧室内に配置され、弾性変形により前記第２帰還ポートを開閉するリードバルブ型の第２逆止弁と、をさらに備え、
    　前記帰還経路の上流端は、前記第１背圧室だけでなく前記第２背圧室にも接続されている、請求項５に記載のロータリ圧縮機。
  10. 　前記シャフトの回転方向において、前記第１ベーンから前記第１帰還ポートまでの角度は、前記第２ベーンから前記第２帰還ポートまでの角度と略同じである、請求項９に記載のロータリ圧縮機。
  11. 　前記第１圧縮機構および前記第２圧縮機構は、前記第１シリンダと前記第２シリンダとに挟持され、前記第１作動室および前記第２作動室を前記シャフトの軸方向の一方から閉塞する中間板を共有しており、
    　前記第１圧縮機構は、前記中間板と反対側から前記第１作動室を閉塞する第１閉塞部材を含み、
    　前記第２圧縮機構は、前記中間板と反対側から前記第２作動室を閉塞する第２閉塞部材を含み、
    　前記第１帰還ポートおよび前記第１背圧室は前記第１閉塞部材に設けられ、前記第２帰還ポートおよび前記第２背圧室は前記第２閉塞部材に設けられている、請求項９または１０に記載のロータリ圧縮機。
  12. 　前記第１圧縮機構は、第２圧縮機構側から前記第１作動室を閉塞する第１中間板と、前記第１中間板と反対側から前記第１作動室を閉塞する第１閉塞部材と、を含み、
    　前記第２圧縮機構は、前記第１圧縮機構側から前記第２作動室を閉塞する第２中間板と、前記第２中間板と反対側から前記第２作動室を閉塞する第２閉塞部材と、を含み、
    　前記第１中間板と前記第２中間板は、互いに重ね合わされ、
    　前記第１帰還ポートおよび前記第１背圧室は前記第１中間板に設けられ、前記第２帰還ポートおよび前記第２背圧室は前記第２中間板に設けられている、請求項９または１０に記載のロータリ圧縮機。
  13. 　前記帰還ポートの直径Ｄｂが、前記吐出ポートの直径Ｄｄと、Ｄｂ≦Ｄｄの関係にある請求項１～４のいずれか１項に記載のロータリ圧縮機。
  14. 　前記帰還ポートの直径Ｄｂが、前記ピストンの外半径Ｒｐ１と内半径Ｒｐ２と、Ｄｂ＜Ｒｐ１－Ｒｐ２の関係にある請求項１～４のいずれか１項に記載のロータリ圧縮機。
  15. 　前記帰還ポートの中心と前記シリンダの内径中心との距離Ｌｂが、前記シリンダの内半径Ｒｃと、Ｌｂ＜Ｒｃの関係にある請求項１～４のいずれか１項に記載のロータリ圧縮機。
PCT/JP2012/001235 2011-03-10 2012-02-23 ロータリ圧縮機 WO2012120808A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US14/004,041 US9546659B2 (en) 2011-03-10 2012-02-23 Rotary compressor
JP2013503365A JP5807175B2 (ja) 2011-03-10 2012-02-23 ロータリ圧縮機
CN201280012308.7A CN103429902B (zh) 2011-03-10 2012-02-23 旋转式压缩机

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2011052364 2011-03-10
JP2011-052364 2011-03-10

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2012120808A1 true WO2012120808A1 (ja) 2012-09-13

Family

ID=46797784

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2012/001235 WO2012120808A1 (ja) 2011-03-10 2012-02-23 ロータリ圧縮機

Country Status (4)

Country Link
US (1) US9546659B2 (ja)
JP (1) JP5807175B2 (ja)
CN (1) CN103429902B (ja)
WO (1) WO2012120808A1 (ja)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2015135214A (ja) * 2014-01-17 2015-07-27 株式会社東芝 空気調和装置

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN109595166B (zh) * 2017-09-30 2024-01-05 广东美芝制冷设备有限公司 压缩机

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS62255212A (ja) * 1986-04-30 1987-11-07 Honda Motor Co Ltd 車輌用冷媒圧縮機装置
JPS6321792U (ja) * 1986-07-28 1988-02-13
JPH02118362A (ja) * 1988-10-26 1990-05-02 Hitachi Ltd 容量制御空調機
JPH02191882A (ja) * 1989-01-20 1990-07-27 Hitachi Ltd 圧縮機の容量制御装置及びその制御方法
JP2006022761A (ja) * 2004-07-09 2006-01-26 Matsushita Electric Ind Co Ltd 圧縮機
JP2006161701A (ja) * 2004-12-08 2006-06-22 Matsushita Electric Ind Co Ltd 圧縮機

Family Cites Families (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS56129795A (en) * 1980-03-12 1981-10-12 Nippon Soken Inc Rotary compressor
JPS61184365A (ja) 1985-02-08 1986-08-18 松下電器産業株式会社 空気調和機の運転制御装置
JPS6221792U (ja) * 1985-07-19 1987-02-09
JP4639413B2 (ja) * 1999-12-06 2011-02-23 ダイキン工業株式会社 スクロール圧縮機および空気調和機
KR100452774B1 (ko) * 2002-10-09 2004-10-14 삼성전자주식회사 로터리 압축기
JP4343627B2 (ja) 2003-03-18 2009-10-14 東芝キヤリア株式会社 ロータリ式密閉形圧縮機および冷凍サイクル装置
KR20040086892A (ko) * 2003-03-22 2004-10-13 삼성전자주식회사 로터리압축기
JP4447859B2 (ja) * 2003-06-20 2010-04-07 東芝キヤリア株式会社 ロータリ式密閉形圧縮機および冷凍サイクル装置
KR100629872B1 (ko) * 2004-08-06 2006-09-29 엘지전자 주식회사 로터리 압축기의 용량 가변 장치 및 이를 구비한 에어콘의운전 방법
US7665973B2 (en) * 2004-11-01 2010-02-23 Lg Electronics Inc. Apparatus for changing capacity of multi-stage rotary compressor
CN100467875C (zh) * 2005-02-04 2009-03-11 Lg电子株式会社 绕动叶片压缩机及其活塞阀
CN101684800A (zh) * 2008-09-27 2010-03-31 乐金电子(天津)电器有限公司 旋转式压缩机
KR101637446B1 (ko) * 2009-12-11 2016-07-07 엘지전자 주식회사 로터리 압축기

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS62255212A (ja) * 1986-04-30 1987-11-07 Honda Motor Co Ltd 車輌用冷媒圧縮機装置
JPS6321792U (ja) * 1986-07-28 1988-02-13
JPH02118362A (ja) * 1988-10-26 1990-05-02 Hitachi Ltd 容量制御空調機
JPH02191882A (ja) * 1989-01-20 1990-07-27 Hitachi Ltd 圧縮機の容量制御装置及びその制御方法
JP2006022761A (ja) * 2004-07-09 2006-01-26 Matsushita Electric Ind Co Ltd 圧縮機
JP2006161701A (ja) * 2004-12-08 2006-06-22 Matsushita Electric Ind Co Ltd 圧縮機

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2015135214A (ja) * 2014-01-17 2015-07-27 株式会社東芝 空気調和装置

Also Published As

Publication number Publication date
JPWO2012120808A1 (ja) 2014-07-17
US20130343942A1 (en) 2013-12-26
CN103429902B (zh) 2015-09-02
US9546659B2 (en) 2017-01-17
CN103429902A (zh) 2013-12-04
JP5807175B2 (ja) 2015-11-10

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP6057181B2 (ja) ロータリ圧縮機
JP5631398B2 (ja) ロータリ圧縮機及び冷凍サイクル装置
JP4856091B2 (ja) 容量可変型ロータリ圧縮機及びこれを備える冷却システム
JP5306478B2 (ja) ヒートポンプ装置、二段圧縮機及びヒートポンプ装置の運転方法
JP4903826B2 (ja) スクロール流体機械
JP2008240667A (ja) ロータリ圧縮機
JP5228905B2 (ja) 冷凍装置
WO2012042894A1 (ja) 容積型圧縮機
KR100620044B1 (ko) 로터리 압축기의 용량 가변 장치
JP5807175B2 (ja) ロータリ圧縮機
JP5338314B2 (ja) 圧縮機および冷凍装置
JP2012172571A (ja) ロータリ圧縮機
JP5515289B2 (ja) 冷凍装置
JP2013053579A (ja) ロータリ圧縮機
JP2013104368A (ja) ロータリ圧縮機
KR100539561B1 (ko) 이중용량 로터리 압축기
KR100565647B1 (ko) 이중용량 로터리 압축기
JP2013224595A (ja) ２気筒ロータリ圧縮機
KR100677527B1 (ko) 로터리 압축기
JP5321055B2 (ja) 冷凍装置
JP4655051B2 (ja) 回転式圧縮機
JP5835299B2 (ja) 冷凍装置
JP2013024194A (ja) 冷凍装置
JP2008190492A5 (ja)
JP2008190493A (ja) 回転式圧縮機

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 12755312

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2013503365

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 14004041

Country of ref document: US

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 12755312

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1